毕业设计（论文）-立式加工中心工作台设计

本科生毕业设计（论文）题 目：立式加工中心工作台设计姓 名：学 号：学 院：机械与制造工程学院专 业：机械工程年 级：指导教师：年 月 日独创性声明本毕业设计（论文）由我个人在导师指导下完成。文中引用他人研究成果的部分已在标注中说明；其他同志对本设计（论文）的启发和贡献均已在谢辞中体现；其它内容及成果为本人独立完成。特此声明。论文作者签名： 日期： 关于论文使用授权的说明本人完全了解厦门工学院有关保留、使用学位论文的规定，即：学院有权保留送交论文的印刷本、复印件和电子版本，允许论文被查阅和借阅；学院可以公布论文的全部或部分内容，可以采用影印、缩印、数字化或其他复制手段保存论文。保密的论文在解密后应遵守此规定。论文作者签名： 指导教师签名： 日期： 立式加工中心工作台设计摘要一个国家的加工中心发展起来了，便降低了这个国家的劳动成本，也使得工人的工作环境得到了很大的改善，更是降低了工作强度，因此，加工中心的发展代表的是一个国家的制造业水平，而且在原有的基础上提高了劳动生产率，同时也为我国成为世界第二经济大国做出了贡献。由于我国发展太快了，旧机器以及普通的机床以及无法满足国家当前的需求了，接下来便是数控机床发挥主导地位的时刻了，数控机床的出现不仅增加了工件的精度和质量，还加快了生产效率，体现了现代制造技术的成熟以及先进的科学技术。近些年来，我国的数控工业也是突飞猛进，也是我国制造业不可或缺的一部分。本文设计的内容为立式加工中心的直线、回转工作台，工作台设计为X轴和Y轴两个方向的直线运动以及一个绕Z轴的转动。主要内容包括第一部分为工作台的组成部分、进给系统以及加工的基本过程，第二部分是设计计算过程，也是本设计的重中之重。通过查找一些参数，来对工作台的计算结果进行校核，最终确定工作台的结构尺寸。设计的最后部分是工作台装配图以及零件图的绘制，通过图纸，更能直观的看出工作台的构造，了解每个零件的结构和大小。因此，这些设计内容能够体现整个设计过程的完整性。关键词：加工中心，直线工作台，回转工作台The vertical machining center is designed in general and in the workbenchAbstractThe development of a countrys processing center reduces the labor cost of the country, improves the working environment of the workers, and reduces the work intensity. Therefore, the development of processing center represents the level of a countrys manufacturing industry, and improves the labor productivity on the original basis. At the same time, it also makes China the second largest economy in the world China has made a contribution. Due to the rapid development of our country, old machines and ordinary machine tools can not meet the current needs of the country, and then it is the time for CNC machine tools to play a leading role. The emergence of CNC machine tools not only increases the accuracy and quality of the workpiece, but also speeds up the production efficiency, reflecting the maturity of modern manufacturing technology and advanced science and technology. In recent years, Chinas CNC industry is also advancing by leaps and bounds, and it is also an indispensable part of Chinas manufacturing industry.The content of this paper is the design of vertical machining center linear, rotary table, table design for x-axis and y-axis two directions of linear motion and a rotation around z-axis. The main content includes the first part is the composition of the worktable, the feed system and the basic process of processing, the second part is the design and calculation process, which is also the top priority of this design. By searching some parameters, the calculation results of the worktable are checked, and the structural size of the worktable is finally determined. The last part of the design is the drawing of workbench assembly drawing and part drawing. Through the drawing, the structure of workbench can be seen more intuitively, and the structure and size of each part can be understood. Therefore, these design contents can reflect the integrity of the whole design process.Key Words: Machining center，Straight workbench，Rotating workbench目 录第1章 绪论11.1 引言11.2 立式加工中心介绍11.2.1 立式加工中心的基本组成11.2.2 立式加工中心的特点11.2.3 立式加工中心的用途21.2.4 立式加工中心的主要加工对象2第2章 立式加工中心工作台总体方案和总体参数的确定32.1 总体方案的确定32.2 总体参数的确定3第3章 伺服进给系统53.1 伺服系统的基本要求53.2 伺服系统的主要特点53.3 伺服系统的分类53.4 伺服系统的发展方向6第4章 滚珠丝杠螺母副的选型与计算74.1 X轴滚珠丝杠的计算74.1.1 确定滚珠丝杠副的导程74.1.2 计算滚珠丝杠螺母副在不同速度下的转速ni和轴向载荷Fi74.1.3 计算滚珠丝杠螺母副的当量转速nm74.1.4 计算滚珠丝杠螺母副的当量载荷Fm84.1.5 确定滚珠丝杠预期的额定动载荷Cam84.1.6 按精度要求选择滚珠丝杠的螺纹底径d2m94.1.7 初步确定滚珠丝杠螺母副的规格型号104.1.8 确定滚珠丝杠螺母副的预紧力Fp104.1.9 计算滚珠丝杠螺母副的行程补偿值104.1.10 计算滚珠丝杠的预拉伸力Ft104.2 滚动轴承型号选择114.2.1 固定端轴承的选用114.2.2 游动端轴承的选用134.3 滚珠丝杠的长度与校验154.4 Y轴滚珠丝杠的计算164.4.1 计算滚珠丝杠螺母副在不同速度下的转速ni和轴向载荷Fi164.4.2 确定滚珠丝杠预期的额定动载荷Cam174.4.3 初步确定滚珠丝杠螺母副的规格型号174.4.4 确定滚珠丝杠螺母副的预紧力Fp184.4.5 计算滚珠丝杠螺母副的行程补偿值184.4.6 计算滚珠丝杠的预拉伸力Ft184.5 滚动轴承型号选择184.5.1 Y轴固定端轴承选用184.5.2 游动端轴承的选用194.6 滚珠丝杠的长度与校验204.7 回转工作台的设计204.7.1 初选工作条件204.7.2 设计直齿锥齿轮214.8 联轴器的选择224.9 电机的选择224.9.1 电机运动参数的计算234.9.2 传动装置的参数23第5章 其他零件的设计与选型255.1 导轨概述255.2 导轨的技术要求255.3 机架的选择255.4 机架材料的选择265.5 减少机床热变形的措施26结论27参考文献28谢辞29IV立式加工中心工作台设计第1章 绪论1.1 引言随着数控技术的快速发展，我国在这方面取得了很大的成绩。数控技术也是我国数控产业进步中不可或缺的一种精密、高速的加工方法。多年以来，我国也加大对数控技术的投入，成为世界上消费加工中心最多的国家以及成为最大加工生产大国。我国的加工中心从改革开放开始，虽然有了很大的发展，但是技术和数量上都还远远不能够适应我国经济发展的需要，直到进入21世纪之后，我国加工中心的生产能力和市场消费能力迅速增长。在各个大行业拥有的加工中心中，汽车和摩托车应用加工中心的比例较大，而我国的许多行业在消费的加工中心中，很大一部分都是进口来的，因为我国的加工中心在设计和功能上没什么出彩的地方，所以大部分进口的机床设备占据我国高端市场也就不足为怪了，这也恰恰说明了我国加工中心的市场规模以及技术手段还有很大的增长空间。1.2 立式加工中心介绍1.2.1 立式加工中心的基本组成加工中心主要是由床身、工作台、伺服电机、立柱、主轴箱、底座等组成。床身一般是采用焊接或者铸造机架，其承受整个机床全部的重力，因此不仅要具有足够的刚度、硬度以及较好的动态特性，而且还需要保证减震性能和结构工艺性能，且要有利于加工与装配等。工作台是用来放所要加工的固定件和工件的，找一些定位元件来使精度增加。进给伺服系统是机床的进给、运行、检测装置。立柱能增加机床的稳定性以及支承主轴箱，让主轴箱沿着垂直方向上下匀速移动，因此立柱是加工中心的关键组成部分。底座是整个机床的承重部分，机床的稳定性取决于底座的结构特性，除了这个关键作用，还有底座的结构大小也决定了立式加工中心Y轴的移动行程。1.2.2 立式加工中心的特点立式加工中心是目前使用范围比较广泛的数控设备之一，在如今数控设备多种多样的车间里，加工中心主要是用来加工的对象有既有孔系又有平面的零件、结构形状复杂或者外形不规则的异形零件、加工精度要求较高的中小批量产品、周期性投产后批量零件。（1）结构简单，操作方便。（2）抗震性好，刚度高。（3）占地面积小，价格便宜。（4）视野广泛，易于工件装夹。（5）热变形小。（6）寿命高，精度保持性好。1.2.3 立式加工中心的用途立式加工中心可以用来加工和制造零件，在工件一次装夹后，可以对工件进行多道工序的加工，而且数控系统能准确无误的控制机床，按照不同的工序进行自动选择，同时更换已安装好的刀具来自动对刀等，所以立式加工中心是高速、高效和数控技术的最佳组合。近些年来，科技的发挥迅速，立式加工中心与相应的卧式加工中心相比较，立式加工中心的结构更简单且容易操作，加工利用程序化这一特点，大大缩短了生产周期，让使用者能从中获得良好的经济收益。1.2.4 立式加工中心的主要加工对象立式加工中心适用于精度要求高、需要多道工序加工、需要多种刀具经过多次装夹且结构较为复杂的需要多次调整才能加工完成的零件。其主要加工对象有以下几种： （1）箱体类零件。箱体类零件一般需要进行多工位的加工，如孔系、平面的加工；如果箱体类零件在立式加工中心上加工，能保证零件的各项精度高且质量好，还能降低成本。（2）孔系、平面的零件。端面有孔系、曲面的盘套类零件适合选用立式加工中心。（3）加工精度要求较高的小批量零件。立式加工中心具有加工尺寸的稳定性以及精度高的优势，能够确保零件的尺寸精度的准确性和良好性。（4）外形不规则零件。大多数的外形不规则零件几乎都需要点、面、线加工，这种零件一般刚性较差，很难能保证零件的精度，但利用立式加工中心通过一两次装夹便可以完成这些零件的加工工作。第2章 立式加工中心工作台总体方案和总体参数的确定2.1 总体方案的确定（1）对XY方向工作台的设计方案工作台工作面尺寸为450mm900mm（宽度长度）。定位的方式是在工作台上设置T型槽，根据工作台尺寸选择T型槽尺寸和夹紧装置的固定作用。直线工作台导轨采用矩形导轨，动导轨滑动画面上贴聚四氟乙烯导轨板。导轨导向面的间隙用斜镶条消除。对滚珠丝杠螺母副实行预紧，对滚珠丝杠实行预拉伸。采用伺服电动机驱动。采用膜片弹性联轴器使滚珠丝杠和伺服电动机连接。在膜片上有沿着圆周方向均匀分布的几个螺栓孔，膜片与两边的半联轴器相连接，膜片会随着连接两轴存在轴向和径向而产生变形。这种联轴器的结构是比较简单的，元件之间的连接是没有间隙的，维修也很方便，质量也较小，也不需要润滑，因此应用范围很广。（2）对回转工作台的设计方案所设计的回转工作台是由蜗轮蜗杆，传动系统，间隙消除装置等传动装置组成。通过蜗杆之间的啮合转动带动蜗轮传动动力。当工作台上装夹零件之后，除了有较多工艺内容要完成以及机床沿X、Y、Z三个坐标轴的直线运动，还要让工作台在圆周方向由进给运动，回转工作台就是要让这些运动都实现。回转工作台的进给、定位锁紧都是由闭环光栅检测的，运动则是由伺服电动机经过齿轮变速由涡轮蜗杆带动工作台转动，用联轴器将伺服电动机上的动力驱动传递。2.2总体参数的确定在本次的立式加工中心工作台设计中，工作台是最为重要的组成部分，对于加工中心的加工性能影响取决于本次设计的优劣性。根据所参考查阅的各种资料中，将数控铣床、数控镗床的尺寸以及功能特性，总结并且得出了本次立式加工中心工作台的设计尺寸，加工中心工作台要实现的结果是X轴和Y轴两个直线方向的移动以及一个绕着Z轴方向的转动，因此在本次设计中，我必须要把这个功能实现，对此设计出一个精度高，经济成本低，寿命长的立式加工中心工作台，设计尺寸如下：工作台尺寸：900mm450mm（长宽）工作台行程X：860mm、Y：510mm、Z：560mm主轴最大转速8000r/min，快速移动速度（X/Y/Z）20m/min，机床重量4500N，主轴中心线到立柱正面距离575mm，主轴端面至工作台上平面距离150mm-700mm，刀具最大重量8KG，工作台定位精度0.04mm，重复定位精度0.05mm。表2-1 工作切削状态切削方式进给速度/(m/min)时间比例/(%)强力切削0.610一般切削（粗）0.830精细切削（精）150快速移动2010第3章 伺服进给系统3.1 对伺服系统的基本要求（1）精度高。伺服系统是数控机床的重要组成部分，是数控机床的控制单元，能够保证加工产品的精度。要求的定位精度以及位移精度都是比较高的，允许的误差一般都不超过0.01mm。（2）稳定性好。系统在进行输入或因外界扰乱或系统在反复运动过程中，在一小会的调节整理后又能达到原来的平衡状态且能保证输出速度几乎不会改变。（3）快速响应性好。快速响应性是伺服系统的重要标志之一，不仅要求过渡的时间短，还要求跟踪指令信号的响应要迅速，甚至快到小于几十毫秒。除此之外，伺服系统的调速范围要广，才能兼顾加工的工作需求。（4）控制功率小、体积小、重量轻、可靠性好和过载能力强。3.2 伺服系统的主要特点（1）有多种反馈的方法和比较原理。伺服系统反馈的方法不相同是根据检测装置实现信息反馈原理的不同，当前比较常用的有相位比较、脉冲比较和幅值比较三种。（2）高性能的伺服电机。用于高效的、复杂的型面加工数控机床，电机产生足够大的加速能够制动力矩且运转平稳。（3）高性能的宽调速系统。伺服系统内部的实际工作过程是把位置控制输入转换成相应的速度，然后给定信号，再利用调速系统驱动伺服电机，因此伺服系统的调速性能高。3.3 伺服系统的分类伺服系统结构分为3种：开环系统、闭环系统和半闭环系统。开环系统：开环系统由执行元件、机床和驱动电路三部分组成。结构简单和成本低是开环系统的优点，但是快速响应较差。闭环系统：闭环系统不但能够抑制外界扰动的影响，还能大大提高系统的稳态性能。闭环系统的输出量参与了对系统的控制作用；定位精度高，有故障检查和警示功能；能够利用负反馈环节来减小或者消除误差。但是由于闭环系统的精度要求高，因此也增加了系统的复杂性以及不稳定性，而且因为它结构的复杂程度大，都要在特定的条件下进行安装，所以在精度要求很高的机床上才能使用它。半闭环系统：半闭环控制系统将位置检测元件装在滚珠丝杠的端部或者电机上，经过伺服电动机的转角，可以间接的反映出移动部件的角位移，同时还能对数控装置的比较器进行一个反馈，与输入指令的差值来控制移动部件。综合起来说，半闭环系统的结构装置简单，安装和调试都很方便，此外还有良好的稳定性。比起开环系统，半闭环系统有更高的精度，但是开环系统的位移精度要比它高，所以半闭环系统大部分都用在中档型的数控机床上。3.4 伺服系统的发展方向随着我国生产力的发展壮大，伺服系统发展方向也就明确了要向高速度和高精度发展。（1）开发高性能、高精度且能够进行快速检测的元件。（2）为了能够在运动精度和响应速度等多个方面得到更高质量的提升，便采用了数字化伺服系统，利用数字特征，增强了软件的控制功能，此外，还排除了非线性误差以及温度等多个因素的影响，这在很大程度上提高了伺服系统的性能，并且创造了许多良好条件，如最优控制、自适应控制等。（3）根据用户情况，强化用户使用的伺服功能，从单纯的简单变得精简，这也从根本上降低了伺服系统的成本，同时也为客户创造更多的收益，利用简易模块化操作编程，能使客户更加简便快捷的使用伺服系统。第4章 滚珠丝杠螺母副的选型与计算4.1 X轴滚珠丝杠的计算4.1.1 确定滚珠丝杠副的导程PhVmaxinmax=2018000=2.5mmPh实际取10mm。式中 Vmax-工作台移动的最大速度，单位为m/min； i-传动比，联轴器传动比，i =1； Nmax-电动机的最高转速，单位为r/min。4.1.2计算滚珠丝杠螺母副在不同速度下的转速ni和轴向载荷Fini=ViPh103在不同的速度下，滚珠丝杠螺母副的转速ni为： 当V1=0.6m/min时，n1=0.610103=60r/min 当V2=0.8m/min时，n1=0.810103=80r/min 当V3=1.0m/min时，n1=110103=100r/min 当V4=20m/min时，n1=2010103=2000r/min在不同的速度下，滚珠丝杠螺母副的轴向载荷为：Fi=Pxi+(W1+W2+Pzi) F1=2000+0.14500+2000+1300=2780N; F2=1000+0.14500+2000+500=1500N; F3=500+0.14500+2000+250=1175N; F4=0+0.14500+2000+0=650N;式中： -工作台动摩擦因数为0.1；W1-工作台重量，N； W2-工件及夹具最大重量，N。则最大轴向载荷为2780 N。4.1.3计算滚珠丝杠螺母副的当量转速nm nm=(t1n1+t2 n2+t3n3+t4n4)t1+t2+t3+t4 =1060+3080+50100+102000100 =280rmin4.1.4计算滚珠丝杠螺母副的当量载荷Fm Fm=3F13n1t1+F23n2t2+F33n3t3+F43n4t4n1t1+n2t2+n3t3+n4t4 =3278036010+150038030+1175310050+65032000106010+8030+10050+200010 =1073N4.1.5确定滚珠丝杠预期的额定动载荷CamCam360nmLhFmfw100fafc式中: nm-滚珠丝杠的当量转速，单位为r/min； Lh -数控机床的预期工作时间，Lh=2000h； Fm -滚珠丝杠的当量载荷，单位为N； Fw -载荷性质系数，Fw=1.3； fa -精度系数,fa=1.0； fc -可靠性系数,fc=0.53。初步选择滚珠丝杠的精度等级为2级，查表3-1取载荷性质系数fw=1.3，查表3-2取精度系数fa=1.0，查表3-3取可靠性系数fc=0.53，则 Cam=3602802000010731.310010.53=18297N因为要对滚珠丝杠螺母副实施预紧，所以可计算最大轴向载荷，查表3-5取预加载荷系数fe=4.5，则:Cam=fefamax=4.52780=12510N 取以上两种结果的最大值，得Cam=18297N。表3-1 载荷性质系数fw载荷性质无冲击（很平稳）轻微冲击伴有冲击和振动fw11.21.21.51.52表3-2 精度系数fa精度等级1,2,3,4,5710fa1.00.90.80.7表3-3 可靠性系数fc可靠性%909596979899fc1.00.620.530.440.330.21表3-4 各类机械预期工作寿命Lh普通机械500010000精密机床20000普通机床1000020000测试机械15000数控机床20000航空机械1000表3-5 预加载荷系数fe预加载荷类型轻预载中预载重预载fe6.74.53.44.1.6按精度要求选择滚珠丝杠的螺纹底径d2m根据定位精度和重复定位精度的要求估算滚珠丝杠允许的最大轴向变形量max。已知工作台的定位精度为40m，重复定位精度为15m，得 max1=131415=(53.75)m max2=141540=(108)m取二者最小值，所以max=3.75m。滚珠丝杠螺母副的两个固定支承之间的距离为L行程+安全行程+2余程+螺母长度+支承长度 1.21.4行程+(2530)Ph =1.21.4860+253010=12821504mm 取L=1300mm d2m=aF0Lmax=0.07845013003.75=30.81mm式中：a-支承方式系数，一端固定一端游动时为0.078； F0-导轨面正压力，单位为N；L-滚珠丝杠两轴承支点间距，单位为mm；max-最大轴向变形量，单位为m。4.1.7初步确定滚珠丝杠螺母副的规格型号根据上面计算所得的计算结果，初步选择FFZD型内循环垫片预紧螺母式滚珠丝杠螺母副规格代号为4010-3，其公称直径d0、公称导程Ph0、额定动载荷Ca、额定静载荷Coa和丝杠底径d2如下：d0=40mm Ph0=10mm Ca=30KN18297N Coa=66.3KN d2=34.3mm30.81mm 故符合要求。4.1.8确定滚珠丝杠螺母副的预紧力Fp根据最大轴向载荷来确定预紧力： Fp=13Fmax=132780=927N式中：Fp-滚珠丝杠螺母副的预紧力，单位为N； Fmax-最大轴向载荷，单位为N。4.1.9计算滚珠丝杠螺母副的行程补偿值C=tLu10-3式中：-丝杠的膨胀系数； t-温度变化值，23，这里取t=2； Lu-滚珠丝杠副的有效行程，单位为mm。C=tLu10-3=11.82900+8141010-3=23.1324.54m 取C=24.54m4.1.10计算滚珠丝杠的预拉伸力FtFt=1.95td22式中：d2-滚珠丝杠螺纹底径，单位为mm。Ft=1.95234.32=4588N 4.2 滚动轴承型号选择4.2.1 固定端轴承的选用固定端选用角接触球轴承（1）计算轴承当量动载荷PPm=3N1P13+N2P23+N3P33+N4P43N式中：P1P4-滚珠丝杠当量动载荷，单位为N； N1N4-分别为转速和转动时间百分比的乘积。N=N1+N2+N3+N4 =n1t1+n2t2+n3t3+n4t4 =600.1+800.3+1000.5+20000.1=280r/min Pm=3627803+2415003+5011753+2006503280=1073N（2）轴承的额定动载荷C=fhfmfdfnfTP式中：fh-寿命因数； fm-力矩载荷因数； fd -冲击载荷因数； fn -速度因数； fT -温度因数； P-当量动载荷，单位为N。查表4-1取fh=3.42,查表4-2取fd=1.0,查表4-3取fn=0.251，查表4-4取fT=1.0，fm=1.0，转速n=2000r/min，轴承的基本额定寿命Lh=2000h。 C=3.42110.25111073=14620N通过知道滚珠丝杠的螺纹底径为34.3mm，选取轴承内径d=30mm来满足滚珠丝杠的结构需求。初选轴承代号为：7306DB型。尺寸（内径/外径/宽度）为30mm/72mm/38mm，在油脂滑状态下的极限转速为：9600r/minnmax=2000r/min，额定动载荷Cr=51.8KNC=14.62KN，Cor=41.2KN。故以上数据满足要求。表4-1 寿命因数LhhfhLhhfh球轴承滚子轴承球轴承滚子轴承175003.272.91200003.423.02180003.302.93210003.483.07185003.332.95220003.533.11190003.362.98230003.583.15195003.398.00240003.633.19表4-2 冲击载荷因素fd载荷性质fd举例无冲击力或轻微冲击力1.01.2电机、汽轮机、通风机中等冲击力1.21.8起重机、内燃机、减速箱强大冲击力1.83.0钻探机、破碎机、轧刚机表4-3 速度因素fnfn1350140014501500155016001650球轴承0.2910.2880.2840.2810.2780.2750.272滚子轴承0.3290.3260.3220.3190.3160.3130.310表4-4 温度因数fT工作温度120125150175200225250300fT1.00.950.90.850.80.750.700.6（3）计算轴承所承受的最大轴向载荷FbmaxFbmax=Famax=2780N （4）计算轴承的预紧力FBP FBP=13Fbmax=132780=926.67N（5）计算轴承的当量轴向载荷FBamFBam=FBP+Fm=926.67+1073=1999.67N 式中：Fm-滚珠丝杠当量载荷,单位为N。（6）计算轴承的径向载荷Fr和轴向载荷FaFr=FBamcos60=1999.670.5=1000N Fa=FBamsin60=1999.670.87=1740N （7）计算轴承的额定静载荷C0=S0P0C=14.62KN，Cor1=18.2KN。故以上数据满足要求。（2）计算轴承所承受的最大轴向载荷FBmax1FBmax1=Famax=2780N （3）计算轴承的预紧力FBP1 FBP1=12FBmax1=122780=1390N（4）计算轴承的当量轴向载荷FBam1 FBam1=FBP1+Fm=1390+1073=2463N（5）计算轴承的径向载荷Fr1和轴向载荷Fa1Fr1=Fr=1000N Fa1=Fa=1740N （6）计算轴承的额定静载荷C01=S01P01Lu，取1300mm。（2）计算滚珠丝杠的临界转速nc丝杠最大受压长度Lc1为： Lc1=L-L-Lk2=1300-1300-8602=1080mm Lc2=Lk+余程+螺母长度2+L-Lu2 =860+30+1462+1300-10662=1080mmnc=107fd2Lc22式中：f-支承系数，f=15.1； Lc2-临界转速计算长度，单位为mm。 nc=107fd2Lc22=10715.134.310802=4440r/min ncnmax=2000r/min 因此满足要求。（3）验算滚珠丝杠的压杆稳定性轴承所承受的最大轴向载荷Pm=2780N滚珠丝杠的预拉伸力Ft=4588NPm=2780N（4）验算额定静载荷CoafsPxmaxCoa 2000N40.6KN式中：fs-静态安全系数，一般取12； Coa-滚珠丝杠副的基本轴向额定载荷，单位为N。（5）验算丝杠轴拉压强度d22p4Pamax式中：p-丝杠轴许用拉压应力。 p=4Pamaxd22=420003.1434.32=2.17MPa（6）验算系统刚度验算一端固定，一端铰支的滚珠丝杠支承刚度 Rs=165d22a=165d22L/2=16534.321300/2=298N式中：a-滚珠丝杠中点到轴承支点距离，单位为mm； L-支承跨距，单位为mm。验算角接触球轴承RB0RB0=22.343d0Z2Famaxsin5式中：d0-滚动体直径，单位为mm； Z-滚动体个数；Famax-预紧力。RB0=22.343d0Z2Famaxsin5 =22.3437.1441722780sin260=659N 4.4 Y轴滚珠丝杠的计算（1）确定滚珠丝杠副的导程Ph1=Ph=10mm4.4.1 计算滚珠丝杠螺母副在不同速度下的转速ni和轴向载荷Fini=ViPh103在不同的速度下，滚珠丝杠螺母副的转速ni为： 当V1=0.6m/min时，n1=0.610103=60r/min 当V2=0.8m/min时，n1=0.810103=80r/min 当V3=1.0m/min时，n1=110103=100r/min 当V4=20m/min时，n1=2010103=2000r/min在不同的速度下，滚珠丝杠螺母副的轴向载荷为：Fi=Pxi+(W1+W2+Pzi) F1=2000+0.14500+2000+1300=2780N; F2=1000+0.14500+2000+500=1500N; F3=500+0.14500+2000+250=1175N; F4=0+0.14500+2000+0=650N;式中： -工作台动摩擦因数为0.1；W1-工作台重量，N； W2-工件及夹具最大重量，N。则最大轴向载荷为2780 N。Fm=Fm=1073N ,nm=nm=280r/min。4.4.2 确定滚珠丝杠预期的额定动载荷CamCam360nmLhFmfw100fafc式中: nm-滚珠丝杠的当量转速，单位为r/min； Lh -数控机床的预期工作时间，Lh=2000h； Fm -滚珠丝杠的当量载荷，单位为N； Fw -载荷性质系数，Fw=1.3； fa -精度系数,fa=1.0； fc -可靠性系数,fc=0.53。初步选择滚珠丝杠的精度等级为2级，查表3-1取载荷性质系数fw=1.3，查表3-2取精度系数fa=1.0，查表3-3取可靠性系数fc=0.53，则 Cam=3602802000010731.310010.53=18297N=18.297KN因为要对滚珠丝杠螺母副实施预紧，所以可计算最大轴向载荷，查表3-5取预加载荷系数fe=4.5，则:Cam=fefamax=4.52780=12510N 取以上两种结果的最大值，得Cam=18297N=18.297KN。滚珠丝杠螺母副的两个固定支承之间的距离为L行程+安全行程+2余程+螺母长度+支承长度 1.21.4行程+(2530)Ph =1.21.4510+253010=8621014mm 取L=900mm d2m=aF0Lmax=0.0785009003.75=27.02mm式中：a-支承方式系数，一端固定一端游动时为0.078； F0-导轨面正压力，单位为N；L-滚珠丝杠两轴承支点间距，单位为mm；max-最大轴向变形量，单位为m。4.4.3初步确定滚珠丝杠螺母副的规格型号根据上面计算所得的计算结果，初步选择FFZD型内循环垫片预紧螺母式滚珠丝杠螺母副规格代号为3210-3，其公称直径d0、公称导程Ph0、额定动载荷Ca、额定静载荷Coa和丝杠底径d2如下：d0=32mm Ph0=10mm Ca=25.7KN18.297KN Coa=50.2KN d2=27.3mm27.02mm 故符合要求。4.4.4 确定滚珠丝杠螺母副的预紧力Fp根据最大轴向载荷来确定预紧力： Fp=13Fmax=132780=927N4.4.5 计算滚珠丝杠螺母副的行程补偿值Lu=510+81410=590650 C=tLu10-3=11.82(590650)10-3=13.9215.34m 4.4.6 计算滚珠丝杠的预拉伸力FtFt=1.95td22=1.95227.32=2907N 4.5 滚动轴承型号选择4.5.1 Y轴固定端轴承选用固定端选用角接触球轴承（1）计算轴承当量动载荷PPm=Pm=1073N （2）轴承的额定动载荷查表4-1取fh=3.42,查表4-2取fd=1.0,查表4-3取fn=0.251，查表4-4取fT=1.0，fm=1.0，转速n=2000r/min，轴承的基本额定寿命Lh=2000h。 C=3.42110.25111073=14620N通过知道滚珠丝杠的螺纹底径为27.3mm，选取轴承内径d=25mm来满足滚珠丝杠的结构需求。初选轴承代号为：7205C型。尺寸（内径/外径/宽度）为25mm/52mm/15mm，额定动载荷Cr=16.6KNC=14.62KN，Cor=10.2KN。故以上数据满足要求。（3）计算轴承所承受的最大轴向载荷FbmaxFbmax=Famax=2780N （4）计算轴承的预紧力FBP FBP=13Fbmax=132780=926.67N（5）计算轴承的当量轴向载荷FBam FBam=FBP+Fm=926.67+1073=1999.67N式中：Fm-滚珠丝杠当量载荷，单位为N。（6）计算轴承的径向载荷Fr和轴向载荷FaFr=FBamcos60=1999.670.5=1000N Fa=FBamsin60=1999.670.87=1740N （7）计算轴承的额定静载荷P0=2.3Frtan+Fa=2.310001.73+1740=5719N C0=15719=5719N （8）计算轴承的摩擦力 M=Fd2=0.00210002+17402252=50.2Nmm4.5.2 游动端轴承的选用游动端选用向心轴承（1）计算轴承的基本额定动载荷 C=3.02110.28911073=11213N通过知道滚珠丝杠的螺纹底径为27.3mm，选取轴承内径d=25mm来满足滚珠丝杠的结构需求。初选圆柱滚子轴承代号为：NF305型。尺寸（内径/外径/宽度）为25mm/62mm/17mm，额定动载荷Cr1=25.5KNC=14.62KN，Cor1=22.5KN。故以上数据满足要求。（2）计算轴承所承受的最大轴向载荷FBmax1FBmax1=Famax=2780N （3）计算轴承的预紧力FBP1FBP1=12FBmax1=122780=1390N （4）计算轴承的当量轴向载荷FBam1FBam1=FBP1+Fm+1390+1073=2463N （5）计算轴承的径向载荷Fr1和轴向载荷Fa1Fr1=Fr=1000N Fa1=Fa=1740N （6）计算轴承的额定静载荷Po1=Fr=1000N C01=21000=2000N （7）计算轴承的摩擦力 M1=0.001210002+17402252=30.1Nmm4.6 滚珠丝杠的长度与校验（1）计算滚珠丝杠螺母副的有效行程以及支撑跨距Lu=Lk+螺母长度+2余程=510+146+60=716mm 支撑跨距LLu，取800mm。（2）计算滚珠丝杠的临界转速nc Lc1=L-L-Lk2=800-800-5102=655mm Lc2=Lk+余程+螺母长度2+L-Lu2 =510+30+1462+800-6552=686mm nc=107fd2Lc22=10715.134.36862=11006r/min ncnmax=2000r/min因此满足要求。（3）验算滚珠丝杠的压杆稳定性轴承所承受的最大轴向载荷Pm=2780N滚珠丝杠的预拉伸力Ft=2907N2780N（4）验算额定静载荷CoafsPxmaxCoa 2000N40.6KN4.7 回转工作台的设计4.7.1 初定工作条件（1）类型选用阿基米德圆柱蜗杆（ZA蜗杆）。蜗杆材料选用45Cr，表面淬火处理，齿面硬度45HRC；蜗轮材料选用ZCuSn10P1，与蜗杆运转磨合后使接触面积相互适配并且增加了支承面积。（2）计算蜗杆传动的几何尺寸蜗杆头数Z1=1，蜗杆传动比i=50，齿形角20，=54238蜗杆模数m=6.3，闭式传动Z=1，=0.7,分度圆直径：d1=63mm 直径系数：q=d1m=10齿顶圆直径：da1=d1+2ha1=75.6mm齿根圆直径：df1=47.9mm轴向齿距：pa=m=3.145=15.7mm b110.5+Z1m=11.55=57.5mm齿宽：b28+0.06Z2=8+0.06505=55mm 11+0.06Z2=11+0.06505=73.9mm涡轮分度圆直径：d2=mz2=6.350=315mm齿顶高：ha2=ha*m=186.3=6.3mm齿根高：hf2=ha*+c*m=1+0.26.3=7.56mm齿根圆直径：df2=d2-2hf2=315-2756=299.88mm齿顶圆直径：de2da2+2m=327.6+26.3=340.2mm齿宽b20.7560=45mm中心距：a=0.5d1+d2=0.56.3+315=189mm4.7.2 设计直齿锥齿轮设计选用的齿轮为标准直齿圆锥齿轮，材料选择45号钢，齿面硬度280HBS。考虑选用7级精度，选两个相同齿轮齿数。（1）齿面接触疲劳强度与几何尺寸计算计算齿轮分度圆直径d1t=34KHtT1R(1-0.5R)2u(ZHZEH)21）式中选取载荷系数KHt=1.3，R=0.32）计算齿轮传递的转矩 T1=9.55106Pn1=9.5510610960=99479Nmm3) 计算接触疲劳许用应力H H=KHNHlimS=0.96001540MPa式中：Hlim-查机械手册得Hlim=600MPa； KHN-齿轮接触疲劳寿命系数，KHN=0.9。 d1t=34KHtT1R(1-0.5R)2u(ZHZEH)2 =341.39.94791040.3(1-0.50.3)2