裝配圖弧面蝸桿加工專用數(shù)控機床設計,裝配,圖弧面,蝸桿,加工,專用,數(shù)控機床,設計 湖南科技大學 弧面蝸桿加工專用數(shù)控機床設計 目 錄 設計說明書中英文摘要 第一章 弧面蝸桿蝸輪的特點 …………………………………………… 1 1-1 蝸桿蝸輪的形成、類型及其結構………………………………… 1 1-2 蝸桿傳動的特點及其應用………………………………………… 3 1-3 弧面蝸桿的加工…………………………………………………… 4 1-4 弧面蝸輪的加工…………………………………………………… 5 第二章 弧面蝸桿數(shù)控專用機床總體結構方案設計…………………… 12 2-1 加工機床運動的基本要求………………………………………… 12 2-2 弧面蝸桿數(shù)控專用機床總體方案………………………………… 13 2-3 專用球面蝸桿數(shù)控車床的基本結構……………………………… 14 第三章 弧面蝸桿數(shù)控專用機床的主傳動系統(tǒng)設計…………………… 15 3-1 傳動結構式和結構選擇…………………………………………… 15 （1）主傳動的確定，和公比Ф的確定……………………15 （2）確定變速組和傳動副數(shù)目………………………………………15 （3）確定傳動順序方案………………………………………………16 3-2 傳動方案的擬訂……………………………………………………18 3-3 齒輪傳動部分的設計………………………………………………19 3-4 軸的設計計算………………………………………………………25 （1）軸Ⅱ的設計計算…………………………………………………25 （2）軸Ⅶ的設計計算…………………………………………………26 （3）主軸的設計計算…………………………………………………32 第四章 弧面蝸桿數(shù)控專用機床的進給系統(tǒng)設計……………………… 32 5-1 進給系統(tǒng)傳動方案擬訂……………………………………………32 5-2 縱向進給系統(tǒng)的設計計算…………………………………………33 （1） 縱向進給系統(tǒng)的設計…………………………………………33 （2） 縱向進給系統(tǒng)的設計計算……………………………………33 5-3 橫向進給系統(tǒng)的設計計算…………………………………………39 5-4 齒輪傳動間隙的消除………………………………………………46 第五章 弧面蝸桿數(shù)控專用機床回轉工作臺設計……………………… 52 第六章 弧面蝸桿數(shù)控專用機床控制系統(tǒng)總體方案擬定……………… 54 第七章 潤滑油的選用…………………………………………………… 54 結 束 語 第一章 弧面蝸桿蝸輪的特點 1-1蝸桿蝸輪的形成、類型及其結構 1、蝸輪蝸桿的形成 蝸桿蝸輪傳動是由交錯軸斜齒圓柱齒輪傳動演變而來的。小齒輪的輪齒分度圓柱面上纏繞一周以上，這樣的小齒輪外形像一根螺桿，稱為蝸桿。大齒輪稱為蝸輪。為了改善嚙合狀況，將蝸輪分度圓柱面的母線改為圓弧形，使之將蝸桿部分地包住，并用與蝸桿形狀和參數(shù)相同的滾刀范成加工蝸輪，這樣齒廓間為線接觸，可傳遞較大的動力。　 蝸桿蝸輪傳動的特征： 其一，它是一種特殊的交錯軸斜齒輪傳動，交錯角為∑＝90°，z1很少，一般z1＝1～4； 其二，它具有螺旋傳動的某些特點，蝸桿相當于螺桿，蝸輪相當于螺母，蝸輪部分地包容蝸桿。 2、蝸桿傳動的類型 桿形狀的不同可分： ① 圓柱蝸桿傳動-普通圓柱蝸桿（阿基米德蝸桿、漸開線蝸桿、法向直廓蝸桿、錐面包絡蝸桿）和圓弧蝸桿。 普通圓柱蝸桿 圓弧蝸桿 ② 環(huán)面蝸桿傳動 環(huán)面蝸桿 ③ 錐蝸桿傳動 錐蝸桿動 3、蝸輪蝸桿結構 ① 蝸桿結構： 蝸桿通常與軸為一體，采用車制或銑制，結構分別見下圖 ② 蝸輪結構： 蝸輪常采用組合結構，由齒冠和齒芯組成。聯(lián)結方式有：鑄造聯(lián)結、過盈配合聯(lián)結和螺栓聯(lián)接，結構分別見下圖。蝸輪只有在低速輕載時采用整體式。 1-2 蝸桿傳動的特點及其應用 1、蝸桿傳動的特點 在動力傳動中，一般傳動比i＝5-80；在分度機構或手動機構的傳動中，傳動比可達300；若只傳遞運動，傳動比可達1000。由于傳動比大，零件數(shù)目又少，因而結構十分緊湊。 在蝸桿傳動中，由于蝸桿齒是連續(xù)不斷的螺旋齒，它和蝸輪齒是逐漸進入嚙合及逐漸退出嚙合的，同時嚙合的齒對又較多，故沖擊載荷小，傳動平穩(wěn)，噪聲低。 當蝸桿的螺旋線升角小于嚙合面的當量摩擦角時，蝸桿傳動便具有自鎖性。這時，只能以蝸桿為主動件帶動蝸輪傳動，而不能由蝸輪帶動蝸桿運動。 　 蝸桿傳動與螺旋齒輪傳動相似，在嚙合處有相對滑動。當滑動速度很大，工作條件不夠良好時，會產生較嚴重的摩擦與磨損，從而引起過分發(fā)熱，使?jié)櫥闆r惡化。因此摩擦損失較大，效率低；當傳動具有自鎖性時，效率僅為0．4左右。為保證有一定使用壽命，蝸輪常須采用價格較昂貴的減磨材料，因而成本高。 　 蝸桿軸向力較大，致使軸承摩擦損失較大。 2、蝸桿傳動的應用 由于蝸桿蝸輪傳動具有以上特點，故常用于兩軸交錯、傳動比較大、傳遞功率不太大或間歇工作的場合。當要求傳遞較大功率時，為提高傳動效率，常取z1＝2～4。此外，由于當γ1較小時傳動具有自鎖性，故常用在卷揚機等起重機械中，起安全保護作用。它還廣泛應用在機床、汽車、儀器、冶金機械及其它機器或設備中；利用蝸桿傳動傳動比大省力的特點，以及它的自鎖性能，在起重機械中廣泛應用。蝸桿傳動由蝸桿相對于蝸輪的位置不同分為上置蝸桿和下置蝸桿傳動。 1-3弧面蝸桿的加工 這種蝸桿按其蝸旋面的形成特征可分為阿基米德螺線蝸桿、法向直廓蝸桿和漸開線蝸桿，通常都采用前面兩種。 蝸桿的技術要求與軸類零件相同，只是增加了蝸桿螺牙的制造程度和光潔度。 在車床上用車刀加工蝸桿是最普通的方法。車蝸桿和車梯形螺紋的方法相類似，所用的車刀刃是直線型的，刀尖角等于2e=40°。一般在蝸桿時將車刀刀刃放于水平位置，并且與蝸桿軸線在同一水平面內，這樣加工出來的蝸桿在垂直于軸心線的截面內齒形是阿基米德螺線，所以叫阿基米德蝸桿，它的軸向截面齒形是直線的，法向截面齒形不是直線的。當螺旋線升角較大時，如果仍把車刀刀刃放置在水平位置上，車刃的兩個刀刃的前后角就很不理想，總會有一個刀刃是沒前角，為了使車刀獲得合理的前角和后角，常用的把車刀分別加工蝸桿的兩個側面，或者將車刀刀刃放在蝸桿齒面的法向位置來加工蝸桿，這樣加工出來的蝸桿，軸向截面齒形不是直線的，而法向截面齒形才是直線的。所以叫法向直廓蝸桿，也有叫延長漸升線蝸桿的，正因為如此，小螺旋線升角（小于5°）常用阿基米德蝸桿，大螺旋線升角常用法向直廓蝸桿，也是由加工方法而決定的。 當批量較大時，可以在專用銑床或車床改裝成專用銑床上，采用長狀銑刀和指狀銑刀來精銑蝸桿，然后再用車刀來進行精加工，可提高生產率。 如果蝸桿精度要求不太高，通常用車削就可完成加工。但對于高精度的分度蝸桿，或較高精度的高轉速傳動蝸桿，由于需經淬火處理，故車削只能作為淬火前的加工，而需采用啟削作為終加工，用來啟削蝸桿的機床，可以用車床改裝，也可以用鏟啟車床，還有專門設計的蝸桿啟床（例如S7712蝸桿啟床）和精密螺母啟床（如S7520W萬能螺絲啟床）。 1-4弧面蝸輪的加工 普通蝸輪的技術要求與圓柱齒輪基本相同，主要包括三個方面：（1）齒形的加工精度和齒側；（2）蝸輪胚基準孔，喉結部分的尺寸精度和幾何形狀精度，基準孔與喉結軸心線的不同軸度，基準端面對基準孔軸心線的不垂直度，如果是嵌入輪圈式蝸輪，還必須對組裝的配合表面提出一定的精度要求；（3）裝面光潔度。 與圓柱齒輪加工相似，蝸輪加工也是經過蝸輪胚加工和齒形加工兩個階段。齒胚加工與圓柱齒輪齒胚加工基本上相同，但胚加喉結部分的加工，如果是嵌入輪圈式的，首先將輪殼和輪圈分別進行加工，然后組裝在一起時進行輪胚的精加工，在進行精加工時，應將喉結，基準孔和基準端面在一次安裝下加工出來，或首先加工好基準孔，用心軸定位安裝來加工喉結和基準端面，以保證喉結、基準孔的不同軸度，以及基準端面和軸心線的不垂直度。 螺輪齒形的加工是蝸輪整個加工過程中的關鍵工序，也是加工中的主要矛盾。齒形加工方法有滾齒、飛刀切齒、剃齒等。冶金礦山機械和重型機械廠主要采用滾齒和飛刀切齒。 1.用蝸輪滾刀加工蝸輪 在滾齒機上用蝸輪滾刀加工蝸輪齒形是加工蝸輪的一種基本方法，滾動蝸輪與滾切圓柱齒輪有許多共同點，但椰油很多不同點，這些特點是： ①齒輪滾刀的基本蝸桿沒有嚴格的規(guī)定，可以采用阿基米德型，法向直廓型或漸升線型，按工作條件由自己選擇，基本蝸桿的直徑也可由自己決定。但蝸輪滾刀的基本蝸桿相當于一般加工蝸輪相嚙合的蝸桿，不但蝸桿的類型應相同，而且主要尺寸（如軸向模數(shù)，分度圓直徑，頭數(shù)，螺旋方向，螺旋升角等）均須一致，只是外徑比工作蝸桿稍大一些，以便使加工后的螺輪與蝸桿嚙合時有齒頂間隙。壇大量通常為徑向間隙的兩倍，即2×0.2m =0.4m （m 為軸向模數(shù)）。 ②蝸輪滾刀水平安裝，不需要象加工圓柱齒輪那樣刀架要搬角度，同時蝸輪滾刀軸心線應和蝸輪蝸桿傳動嚙合狀態(tài)一樣，應在蝸輪中心平面內。 ③工件的分齒運動應符合蝸桿蝸輪傳動速比的關系，即蝸輪滾刀一轉，被加工蝸輪應轉一個齒（單頭滾刀）或幾個齒（多頭滾刀）。滾齒機分齒蝸輪的計算與加工圓柱齒輪的計算或相同。例如Y38滾齒機： 當Z≤161時，i分齒=a/b*c/d=24k/z 當Z>161時, i分齒=a/b*c/d=48k/z 但滾切蝸輪時，不能忽視蝸輪滾刀的頭由文K。 ④進給方向，加工圓柱齒輪時，滾刀相對被切齒輪由上向下或由下向上作垂直進給運動。但加工蝸輪時，蝸輪滾刀要保持在蝸輪中心平面內，因此蝸輪滾刀相對工件只能作徑向進給或切向進給。 a）徑向進給法：這時蝸輪滾刀向被加工蝸輪作徑向進刀，逐漸切至全齒深為止。這種方法在生產中應用較廣，因為生產率高，而且不需要切向刀架（許多滾齒機往往沒有這種附件）。 徑向進給運動是滾切過程中被加工蝸輪轉一轉，滾刀在水平面沒被切蝸輪半徑方向移動S徑毫米，運動是通過徑向絲桿來實現(xiàn)的。Y38滾齒機徑向供給傳動關系。 工作臺—蝸輪付Z96/K—蝸桿蝸輪K1/Z30—進給掛輪i進給—接通離合器M1—齒輪Z45/Z36—錐齒輪Z17/Z17—錐齒輪Z17/Z17—蝸桿蝸輪K4/Z20—接通M2—螺旋齒輪X10/Z20—脫落蝸桿K4/Z20—蝸桿蝸輪K4/Z16—錐齒輪Z20/Z25—徑向進給絲桿（t=10毫米）—刀架立柱水平移動。 列成計算式：S徑=（工作臺轉一轉）*（96/1）*（1/30）*i進給*（45/36）*（17/17）*（17/17）*（4/20）*（10/20）*（4/20）*（4/16）*（20/25）*10 經簡化和整理得到徑向進給掛輪調整公式： i進給（徑）=（a1/b1）*(c1/d1)=25/4*S徑 b)切向進給法：此時用一端為錐形的蝸輪滾刀（也有叫玉米滾刀的），沿被加工蝸輪位切向進給，滾刀和被加工蝸輪的中心距，予先調整到蝸輪蝸桿的中心距A，加工時保持不變，依滾刀齒高由小到大，逐漸切至全齒架。滾刀圓錐部分刀齒依切入和粗加工用，圓錐部分刀齒位精加工和最后修整用。 用切向進給法加工蝸輪時，由于需要滾刀在刀架上作軸向移動，故必須用切向刀架。這時刀具和工件之間的相互運動關系，除了分齒運動外，還需要切向進給運動和差動運動。 切向進給運動：指滾刀沿蝸輪切向（即滾刀本身軸線方向）移動，以實現(xiàn)連續(xù)進給的目的。Y38滾齒機是由專用切向刀架來完成的，其傳動關系是工作臺或工作轉一轉，滾刀沿切向移動S切毫米。 工作臺—蝸輪蝸桿Z96/K1—蝸桿蝸輪K1/Z30—進給掛輪i進給—接通離合器M1—齒輪Z45/Z36—錐齒輪Z17/Z17—錐齒輪Z17/Z17—（進入切向刀架）—錐齒輪Z17/Z17—齒輪Z35/Z35—蝸桿蝸輪K1/Z50—切向進給絲桿（t=5毫米）—切向進給。 列成計算式：S切=（工作臺轉一轉）*（96/1）*（1/30）*（a1/b1*c1/d1）*（45/36）*（17/17）*（17/17）*（17/17）*（35/35）*(1/50)*5 經簡化和整理得到切向進給掛輪調整公式： i進給（切）=（a1/b1）*(c1/d1)=5/2*S切 差動運動：切向進給法加工蝸輪時，由于滾刀多了一個切向進給運動。這時被加工蝸輪（工作臺）必須隨著刀具移動方向，相應地轉過一定角度，稱它為附加運動，因此需要掛差動掛輪。差動掛輪速比的計算，根據(jù)滾刀切向（軸向）移動一個軸向齒距лms 時，被加工蝸輪的附加轉動應為1/Z轉的關系，由刀具與工件的轉動關系列出。 切向進給絲桿（t=5毫米）—蝸桿蝸輪Z50/K1—齒輪Z35/Z35—錐齒輪Z17/Z17—錐齒輪Z17/Z17—錐齒輪Z17/Z17—齒輪Z36/Z45—插動掛輪i差掛—蝸桿蝸輪K1/Z30—差動機構i差動2—分齒掛輪i分齒—蝸桿蝸輪K1/Z96—工作臺。 列成計算式：лms/5*（50/1）*（35/35）*（17/17）*（17/17）*（17/17）*（36/45）*i差掛*（1/30）* i差動2*i分齒*（1/96）=1/Z 其中：i差動2=2，i分齒=24K/Z（當Z≤161時），代入并化簡，得到切向進給時，差動掛輪調整公式： i差掛=a2/b2*(c2/d2)=15/(2лmsK)=0.38733/msK 式中：ms—被加工蝸輪軸向模由文； K—蝸輪滾刀頭數(shù)。 必須指出，用切向進給法加工蝸輪掛差動掛輪，與加工斜齒輪時掛差動掛輪的目的不同，斜齒輪主要為了保證螺旋角?，而切向進給法是刀具多了一個切向移動，故工件（工作臺）必須相應地附加轉動以補償?shù)毒咔邢虻囊苿印? 切向進給法的加工精度和光潔度，要比徑向進給法高，因為切向進給的滾刀是由不同的刀齒進行粗加工和精加工的。但切向進給時滾齒機必須富有單獨的切向刀架，而一般中小型滾齒機除專門訂貨外是不帶切向刀架的。因此徑向進給法比切向進給法應用要廣泛得多。 由以上看出，在滾齒機上用蝸輪滾刀加工蝸輪，只要滾刀和滾齒機的精密度較高，就可以加工出程度較高的蝸輪來。但這種無法需要有專門的蝸輪滾刀。在冶金廠或礦山機修車間里，也有用一般齒輪滾刀來加工蝸輪的，因為滾刀也是一個蝸桿，當加工時若齒輪滾刀的螺旋升角不等于被加工蝸輪的螺旋升角時，可用轉動刀架的辦法來解決。這種方法當滾刀與蝸桿的直徑和螺旋升角相差較大時，加工誤差越大。因此，采用這種方法加工，在設計蝸桿時應盡量按齒輪滾刀的形狀來設計。 2.用飛刀加工蝸輪 用蝸輪滾刀加工蝸輪比較精確，而且生產率也高，但需要專門蝸輪滾刀。當單件小批生產，特別是一個或幾個大型蝸輪時，專做蝸輪滾刀就不合算，而且時間要拖久。因此，許多冶金礦山機械廠和重型機械廠經常采用飛刀里加工蝸輪。 在滾齒原理和蝸桿蝸輪嚙合原理中知道，滾刀或蝸桿在中心平面剖面內相當于一個齒條，旋齒加工就象齒條與齒輪相嚙合的情況一樣。如果只用蝸輪滾刀沙鍋內一個刀齒來切削，使這個刀齒一方面旋轉，同時又作相應的軸向移動，這樣刀齒走的路線和滾刀刀齒的螺旋線一樣，因此象滾刀一樣能銑出正確的齒形來，這就是飛刀加工的原理。 飛刀刀頭的齒形和蝸輪滾刀上一個刀齒一樣，也和蝸桿軸向剖面內的齒形相同，僅齒頂高大0.2ms，飛刀刀頭的尺寸根據(jù)被加蝸輪的模數(shù)=2，壓力角e=20°的蝸輪飛刀刀頭尺寸。飛刀在刀桿上的安裝，其中： R=d頂1/2+0.2ms ， L=R—d刀桿/2， （d頂1——蝸桿外徑，d刀桿 ——飛刀刀桿直徑 ） 飛刀刀桿材料選用W18Cr4V高速鋼，淬大后切削部分硬度達HRC60—64，齒形部分要進行研究，并用梯板透光檢查。 飛刀刀桿的結果主要應滿足刀頭漿固，不致在加工中松動，是一種加工中小模數(shù)的飛刀刀桿，飛刀裝在刀桿1的圓孔中，由螺母面通過壓緊套筒工來壓緊，這種結構簡單調節(jié)方便。另外，在加工大模數(shù)蝸輪時，可采用刀桿結構，它用斜面或圓弧面來卡緊，使飛、刀不會轉動或滑動，所以能承受較大的切削力。 用飛刀加工蝸輪時，飛刀裝在專用的飛刀刀桿上，由刀桿帶動飛刀一面旋轉，一面切向（軸向）進給，這就要求在滾齒機上裝上切向刀架，掛上切向進給掛輪，就能使飛刀在銑齒過程中連續(xù)的作軸向移動。由于飛刀作軸向移動，故被加工蝸輪除了有分齒運動外，還應有和上述切向進給法相同的附加轉動，即應掛差掛輪。升車加工之前，應將刀桿中心的距離按圖紙調整到蝸桿螺嚙合時的中心距離，分幾次將蝸輪切成，由于飛刀只有一個刀齒，一轉內在蝸輪上的切痕比液刀一轉的切痕少得多，為了保證齒面有一定的光潔度，切向進給很小，因此因產率很低，所以只是沒有蝸輪滾刀并且單件小批生產才采用飛刀加工。 3.蝸輪的剃齒和珩齒 為了提高蝸輪付的接觸精度，有些工廠在蝸輪粗精滾之后，采用剃齒作為最終齒形加工工序。剃齒刀的形狀和主要尺寸與工作蝸桿相同，只是在這蝸桿螺旋工作臺上開出很多小槽，以形成切削刃。剃齒刃的外徑比工作蝸桿外徑較大一點(約0.2ms),以保證蝸輪全部有效齒面都能加工。 剃齒方法有自由剃和強通剃兩種，自由剃在剃削時蝸輪與機床傳動能脫開，只是依靠頂尖和轉臺，由剃刀在切削過程中自由帶動，只輔加以一定的阻尾力來提高切削效率，因此機床分變機構精度沒有影響，被加工蝸輪的相鄰周節(jié)誤差主要取決于剃齒刀的齒距精度和機床裝刀軸的徑向和軸向竄動。強迫剃在剃齒時蝸輪仍與機床傳動鏈相聯(lián)系，故相鄰周期誤差仍與機床有關。 有些工廠在蝸輪經粗滾精滾后，采用珩面方法來作為精密蝸輪的最終工序。珩面是用珩面蝸桿裝在滾齒機的滾刀上，以自由或強迫的運動來帶動蝸輪進行切削。珩面桿是由面料、粘結劑（如環(huán)氧樹脂等）澆注成形并經修面而制成，其參數(shù)除外徑略小，齒厚稱法外，其余與工作蝸桿在同樣條件刃面出。 一般珩面蝸桿的線速度比剃齒高一些，珩面時應采用足夠的冷卻。珩齒對提高蝸輪齒面光潔度十分顯著，一般可達 △8。 剃齒和珩齒目前工廠里均有采用，剃齒的優(yōu)點能提高接觸粘度，生產率較高，但剃齒制造困難，且剃刀使用壽命有限，因此有些工廠多采用珩齒法加工，因珩齒蝸桿制造簡單，成本低，周期小，其主要缺點是生產率低。 第二章 弧面蝸桿數(shù)控專用機床總體結構方案設計 2-1 加工機床運動的基本要求 根據(jù)圓弧面蝸桿蝸輪的加工原理，對機床的運動要求如圖所示，由于加工蝸輪的刀具與蝸桿相似，所以加工蝸桿的機床也能加工蝸輪，加工圓弧面蝸桿專用機床，必須具有以下基本運動： （1）切削運動（主運動）ω1：即被加工蝸桿的旋轉運動。 （2）分齒運動ω2：隨著蝸桿以ω1旋轉，刀盤也要以ω2的速度相應旋轉，并要求ω1和ω2之間有準確的傳動關系，即U分齒=ω1/ω2=Z2/Z1,被加工蝸桿和刀盤的旋轉方向應符合蝸桿蝸輪副的嚙合關系。ω1和ω2也可統(tǒng)一稱齒廓形成運動（展成運動）。這兩個運動是切削弧面蝸桿齒面或滾動蝸輪齒面的最基本運動，由速度掛輪和分齒掛輪來調整。 （3）徑向進給運動S1和圓周進給運動ω3。 （4）調整運動S2和S3：此兩個運動是用來調整蝸桿的軸向位置和刀盤的上下位置。 2-2 弧面蝸桿數(shù)控專用機床總體方案 設計任務是將CK6163型數(shù)控臥式車床改造成經濟型弧面蝸桿數(shù)控專用機床。根據(jù)圓弧面蝸桿蝸輪的加工原理，初步選擇弧面蝸桿數(shù)控加工專用機床參數(shù)如下： 1、車床縱向運動由X1向（1#）步進電動機聯(lián)接控制 130BF001型步進電動機： 配套絲桿螺距：8mm 脈沖當量：0.01mm 2、車床橫向運動由Z1向（2#）步進電動機聯(lián)接控制 110BF001型步進電動機： 配套絲桿螺距：6mm 脈沖當量：0.005mm 3、圓盤工作臺由Y1向（3#）步進電動機聯(lián)接控制 130BF001型步進電動機： 配套絲桿螺距：6mm 脈沖當量：0.005mm 4、圓盤工作臺上縱向運動由X2向（4#）步進電動機聯(lián)接控制 110BF001型步進電動機： 配套絲桿螺距：6mm 脈沖當量：0.01mm 5、圓盤工作臺上橫向運動由Z2向（5#）步進電動機聯(lián)接控制 110BF001型步進電動機： 配套絲桿螺距：6mm 脈沖當量：0.005mm CK6163數(shù)控車床改造為弧面蝸桿專用加工機床后，要求能完成一般車削及加工任意錐面、球面、螺紋等，并具有回轉工作臺及其它輔助功能。 根據(jù)設計任務，選用JWK-5/2經濟型機床微機控制系統(tǒng)。該系統(tǒng)采用MCS-51系列單片機，ISO國際標準數(shù)控代碼編程，功能較完備，驅動性能好?？v向和橫向均采用步進電動機—→降速齒輪—→滾珠絲杠螺母副—→溜板的傳動方式。 2-3 專用弧面蝸桿數(shù)控車床的基本結構 1、床身 床身是用HT300澆鑄而成的。它由牢固的橫向十字筋組成，振動低。2個90°V形平導軌是經過高頻淬火和精密磨削加工而成的，拖板和尾架各使用一個90°V形平導軌?？v向走刀（Z向）采用滾珠絲桿傳動，絲桿安裝在床身前面，主電機安裝在床身后面。 2、主軸箱 主軸箱是用HT250澆鑄而成的，它由4顆螺釘固定在床身上。在床頭箱里，主軸安裝在2個圓錐滾子軸承（7210、7212）上。主軸有一個?38的通孔，主軸端內孔錐度為莫氏5號。 3、拖板 大拖板是用HT200澆鑄而成的，其滑動導軌面經過精密磨削，它與床身上的90°V形平導軌之間無間隙，下面的滑動部分能夠簡單而又方便的調整。中拖板是安裝在大拖板上的，通過滾珠絲桿傳動可帶動中拖板在大拖板上滑動，可通過鑲條來調整中拖板與大拖板燕尾導軌的間隙。 4、尾架及其調整 尾架通過鎖緊受柄拉緊鎖緊塊，固定在床身上，尾架有一個帶3號莫氏錐孔的套筒。尾架套筒在任何位置都能用鎖緊手柄將其鎖緊。 5、工作臺 弧面蝸桿數(shù)控專用加工機床的回轉工作轉臺由滑座、十字滑臺、工作臺等零件組成。工作臺X軸向移動，由已預緊且通過座、緊固在工作臺上的滾珠螺母和兩端分別用右托架、電機座固定在十字滑臺上的絲桿的轉動來實現(xiàn)。絲桿是由電機通過同步齒形帶及兩帶輪來驅動的。工作臺Y向移動由已預緊且通過底座、緊固在十字滑臺上的滾珠螺母和用電機座固定在滑座上的絲桿轉動來實現(xiàn)的。絲桿是由電動機通過同步齒形帶及帶輪來驅動的。工作臺面有六條T形槽，用來對工件進行安裝、定位，中間的T形槽是定位T形槽。 第三章 弧面蝸桿數(shù)控專用機床的主傳動系統(tǒng)設計 3-1 傳動結構式和結構選擇 （1）主傳動的確定，和公比Ф的確定： 根據(jù)ZJK-7532的使用說明書，初步定主軸轉速范圍為32～1000r／min， 則Ф＝=＝＝1.36 由設計手冊取標準值得：Ф=1.26。 令，則 則取。 （2）確定變速組和傳動副數(shù)目： 大多數(shù)機床廣泛應用滑移齒輪的變速方式，為了滿足結構設計和操縱方便的要求，通常采用雙聯(lián)或三聯(lián)滑移齒輪，因此主軸轉速為12級的變速系統(tǒng)，總共需要兩個變速組。 （3）確定傳動順序方案： 按著傳動順序，各變速組排列方案有： 12＝3×2×2 12＝2×3×2 12＝2×2×3 從電機到主軸，一般為降速傳動。接近電機處的零件，轉速較高，從而轉矩較小，尺寸也就較小。如使傳動副較多的傳動組放在接近電機處，則可使小尺寸的零件多些，而大尺寸的零件可以少些，這樣就節(jié)省省材料，經濟上就占優(yōu)勢，且這也符合“前多后少”的原則。從這個角度考慮，以取18=3×3×2的方案為好，本次設計即采用此方案。 3-2 傳動方案的擬訂 根據(jù)以上分析及計算，擬定主軸箱、變速箱傳動結構圖如下： 圖3-2中，第Ⅰ軸至第Ⅲ軸，其結構式為： 4=22.21 圖3-1中，第Ⅳ軸至第Ⅷ軸，機床主軸箱傳動系統(tǒng)采用分離傳動，其主要特點是： （1） 在滿足傳動副極限傳動比的條件下，可以得到較大的變速范圍。 （2） 高速由短支傳動，有助于減少高速時機床的空運轉功率損失。而且高速分支的尺寸可相對小些。 （3） 變速級數(shù)不像常規(guī)變速系統(tǒng)那樣受2，3因子的限制，如與部分轉速重合的方法配合，幾乎可以得到任意的變速級數(shù)，大大增加了可供選擇方案的數(shù)目。 3-3 齒輪傳動部分的設計 選擇以機床變速箱中第Ⅰ軸和第Ⅱ軸間，兩嚙合直齒圓柱齒輪Z1和Z2，對其進行齒輪傳動部分的設計和驗算。根據(jù)總體結構方案，主電機功率13KW,轉速1450r/min，要求輸出軸轉速1000 r/min，齒輪齒數(shù)比U=1.25。具體計算如下： （1)大、小齒輪的材料均為45鋼，經調質與表面淬火處理，硬度為40～50HRC （2)選小齒輪齒數(shù)Z1=28,大齒輪齒數(shù)Z2=U3Z1=1.25328=35,齒數(shù)比U=1.25 （3)按齒面接觸強度設計 由設計計算公式進行試算，即 d1t≥ 1>選取載荷系數(shù) Kt=1.2 2>計算大齒輪傳遞的轉矩 T2 =95.5310P1/n1=95.53103 13/1450 N.mm =8.562310 N.mm 3>選取齒寬系數(shù)Φd =1 4>查得材料的彈性影響系數(shù)ZE =189.8MPa 5>按齒面硬度查得大、小齒輪的接觸疲勞強度極限δHlim1 =δHlim2 =550 MPa 6>計算應力循環(huán)次數(shù) N2 =60n1jLh=6031450313(2383365315)=7.6212310 N1 =7.621231031.25=9.5265310 7>查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.86；KHN2=0.88 8>計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得 = = 9> 試算小齒輪分度圓直徑d1t,帶入中較小的值 d1t≥ =69.429mm 10>計算圓周速度n 11>計算齒寬b b=Φd3d1t=1369.429 mm=69.429 mm 12>計算齒寬與齒高之比b/h 模數(shù) mt=d1t/Z1=69.429/28 mm=2.480 mm 齒高 h=2.253mt=2.2532.480 mm=5.58 mm b/h=69.429/5.58=12.44 13>計算載荷系數(shù) 根據(jù)n=3.64m/s,7級精度，查得動載荷系數(shù)Kv=1.14； 直齒輪，假設KAFt/b ＜100 N/mm。查表得KHα=KFα=1.2；查表得使用系數(shù)KA=1；查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時， KHβ=1.14+0.18（1+0.6Φd）Φd+0.23310b 將數(shù)據(jù)帶入后，得 KHβ=1.14+0.18（1+0.631）31+0.23310369.429=1.444； 由b/h=10.66，KHβ=1.444查圖《機械設計》10-13得KFβ=1.32；故載荷系數(shù) K=KAKvKHαKHβ=131.1431.231.444=1.975 14>按實際的載荷系數(shù)效正所得的分度圓直徑，由式 69.4293mm 15>計算模數(shù)m m=d1/Z1=79.81/28 mm=2.85 mm （4）按齒根彎曲強度設計 1>查得大、小齒輪的彎曲疲勞強度極限均為δFE1=710MPa； 2>查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.805,KFN2=0.82； 3>計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，由式 4>計算載荷系數(shù)K K=KAKvKFαKFβ=131.1431.231.32=1.806 5>查取齒形系數(shù) 查得YFa1=2.61； YFa2=2.52。 6>查取應力校正系數(shù) 查得YSa1=1.58；YSa2=1.625。 7>計算大、小齒輪的并加以比較 小齒輪的數(shù)值大。 8>設計計算 mm=1.53 mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.53并就近圓整為標準值m=3 mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=79.81 mm,算出小齒輪的齒數(shù) ，取Z1=32 mm 大齒輪齒數(shù) Z2=U3Z1=1.25332=40，取Z2=40。 （5）幾何尺寸計算 1>計算分度圓直徑 d1= Z13m=3233 mm=96 mm ；d2= Z23m=4033 mm=120 mm 2>計算中心距 a=(d1+d2)/2=108 mm 3>計算齒輪寬度 b=Φd3d1=1396 mm=96 mm 因為變速箱中，小齒輪1固定安裝在第Ⅱ軸上；大齒輪2安裝在第Ⅰ軸上，且為雙聯(lián)滑移齒輪，兩齒輪副傳動比取值為1.25，變速箱做減速傳動?？紤]整個變速系統(tǒng)的總體結構及其安裝，取B2=108 mm，B1=42 mm。 4>驗算 ＜100 N/mm,合適。 5>結構設計及繪制齒輪零件圖如下： 機床主軸箱中，第Ⅶ軸和軸Ⅷ間為一對斜齒輪，兩齒輪的材料選用40Cr，經過調質與表面淬火處理，硬度為48～55HRC，許用接觸強度疲勞應力，精度等級取7級。經校核，齒輪齒面接觸強度和齒根彎曲疲勞強度均滿足要求。此處，計算和驗算過程略。兩斜齒輪參數(shù)選擇具體如下： 1>齒輪齒數(shù) Z1=30 ； Z2=u3Z1=2330=60 2>中心距 ，將中心距圓整為210mm 3>按圓整后的中心距修正螺旋角： 4>大、小齒輪的分度圓直徑 5>齒輪寬度 圓整后取B2=100 mm，B1=110 mm。 6>齒輪結構如圖所示 弧面蝸桿加工專用數(shù)控機床是對CK6163型數(shù)控車床的改造，弧面蝸桿數(shù)控加工機床主軸箱齒輪傳動系統(tǒng)的總體結構布置和參數(shù)的選擇均參考原CK6163型數(shù)控車床。主軸箱中，各軸間齒輪的齒數(shù)和模數(shù)與原CK6163型數(shù)控車床主軸箱內部齒輪的齒數(shù)和模數(shù)相同。變速箱和主軸箱內部齒輪結構簡圖4-2如下所示： 3-4 軸的設計計算 （1） 軸Ⅱ的設計計算 1〉軸的材料選用45鋼，并經調質處理。 2〉軸的結構設計 軸的結構是參考了CK6163的Ⅱ軸，如圖所示： 3〉 由于軸的實質結構沒有變化，而且各部分直徑也大于等于原Ⅱ軸的最小直徑，故Ⅱ軸的強度是可以滿足工作要求的，具體的校核計算就略去了。 （2） 軸Ⅶ的設計計算 1〉軸的材料選用45號鋼，并經過調質處理。 2〉估算周的最小直徑 查表得常數(shù)， 3〉 軸Ⅶ的結構設計（見圖如下所示） 4〉 軸Ⅶ的剛度驗算 ① 軸的變形條件和允許值 軸上裝齒輪和軸承處的撓度和傾角（y和θ）應小于彎曲剛度的許用值[Y]和[θ]，即 y≤[Y]，θ≤[θ]。 表4-1 軸的彎曲變形的允許值 軸的類型 [Y]（mm） 變形部位 [θ]（rad） 一般傳動軸 （0.0003～0.0005）L 裝向心軸承處 0.0025 剛度要求較高 （0.0002）L 裝齒輪處 0.001 安裝齒輪軸 （0.01～0.03）m 裝單列圓錐滾子軸承 0.0006 安裝蝸輪軸 （0.02～0.05）m 裝滑動軸承處 0.001 裝單列圓柱滾子軸承處 0.001 L：軸的跨度 ； m：模數(shù) ② 軸的變形計算公式： 計算軸本身彎曲的撓度y及傾角θ時，一般常將一軸簡化為集中載荷下的簡支架，按材料力學的有關公式計算，當軸的直徑相差不大且計算精度要求不高時，可把軸看做等直徑，采用平均直徑d1計算，計算軸時選擇用平均直徑（d1）或當量直徑（d2）。 圓軸： 平均直徑 慣性矩 矩形花鍵軸：平均直徑 當量直徑 慣性矩 ③ 軸的力分解和變形合式 對于復雜受力的變形，先將受力分解為三個垂直面上的分力，應用彎曲變形的公式求出所求截面的兩個垂直平面的y和θ，然后進行疊加，在同一平面內進行代數(shù)疊加，在兩個垂直面內則按幾何合成，求出該截面的總載度和總傾角。 ④ 危險工作截面的判斷： 驗算剛度時應選擇最危險的工作條件進行，一般是軸的計算轉速最低，傳動齒輪直徑最小且位于周的中央，這時軸的受力將使總的變形劇烈。如果對兩三種工作工作條件難以判斷哪一種最危險，就分別進行計算，找到最大彎曲變形值y和θ。 ⑤ 提高軸的剛度的一些措施 加大軸的直徑，適當減小周的跨度或者增加第三支撐，重新安排齒輪在軸上的位置；改變軸的布置方位等。 ⑥ 軸的校核計算 軸Ⅶ的受力簡圖： 軸的傳動路線有兩條，一條是、由齒輪9傳動至Ⅶ軸上，再又齒輪12至齒輪13帶動主軸運轉；另一條是由齒輪10和齒輪11傳動至Ⅶ軸上，再又齒輪12至齒輪13帶動主軸運轉。 a ) 先校核又齒輪10傳入，齒輪12傳出時軸的強度 1)作軸Ⅶ的水平面（H）彎矩圖和垂直面（V）彎矩圖 1>計算 Ⅶ軸上的功率： Ⅶ軸上的轉矩： 齒輪11的圓周力 齒輪11的徑向力 齒輪12的圓周力 齒輪12的徑向力 齒輪12的軸向力 2>求在水平面內的支反力，由受力圖,∑MA=0 ，∑ME=0 3>求在垂直面內的支反力，由受力圖,∑MA=0 ，∑ME=0 4>畫軸Ⅶ水平面（H）和垂直面（V）內的受力圖、彎矩圖如下 2）作彎矩和轉矩圖 1> 齒輪11的作用力在水平面的彎矩圖如上： 齒輪11的作用力在垂直面的彎矩圖如上： 齒輪11在B截面作出的最大合成彎矩為 2> 齒輪12的作用力在水平面的彎矩圖如上： 齒輪12的作用力在垂直面的彎矩圖如上： 齒輪12在D截面作出的最大合成彎矩為 3）作B、D兩截面最大合成彎矩圖和扭矩圖 4）軸的強度校核，經過分析可知，B所在的截面為危險截面，按第三強度理論 計算彎矩 查《設計手冊》第二版第四卷，軸的抗彎截面系數(shù) 故滿足第三強度理論。 剛度校核： 在水平面（H）內 FtB單獨作用時 FtD單獨作用時 在和FtBFtD共同作用下 在垂直面（V）內： 單獨作用時 單獨作用時 在與 共同作用下時 故在共同作用下，處為危險截面。 其最大撓度為 而一般[y]=（0.0003～0.0005）l =0122175～0203625mm. 故,符合要求。 軸的轉角校核就不再驗算。 b）再校核由齒輪9傳入，齒輪12傳出時軸的強度；步驟方法同上，經過校核軸的強度和剛度均滿足要求。設計過程中，依b)組傳動方案，此處軸Ⅶ的強度和剛度校核過程省略。 （3） 主軸的設計計算 軸的材料選用45號鋼，并經過調質處理，結構設計如圖。由于主軸的結構基本上采用原CK6163型數(shù)控車床的主軸，沒有明顯的改動，故具體的校核計算過程就略去不作。 第四章 弧面蝸桿數(shù)控專用機床的進給系統(tǒng)設計 4-1 進給系統(tǒng)傳動方案擬訂 進給運動是數(shù)字控制的直接對象，被加工工件的最終位置精度和輪廓精度都與進給運動的傳動精度、靈敏度和穩(wěn)定性有關。因此，在進行數(shù)控加工機床進給系統(tǒng)傳動設計方案過程中，選用傳動零件應充分注意減小摩擦阻力，提高傳動精度和剛度，消除傳動間隙和減小運動慣量等相關因素。 弧面蝸桿數(shù)控專用機床的進給運動可采用無級調速的伺服驅動方式，控制系統(tǒng)的選擇可以采用閉環(huán)、開環(huán)或半閉環(huán)控制。傳動部分的選擇，可以考慮采用伺服電機經過由最多一兩級齒輪或帶輪傳動副和滾珠絲桿螺母副或齒輪齒條副或蝸桿蝸條副組成的傳動系統(tǒng)傳動給工作臺等運動執(zhí)行部件。 根據(jù)設計任務，弧面蝸桿數(shù)控專用加工機床的伺服驅動裝置采用開環(huán)伺服系統(tǒng)，機床縱向進給運動、橫向進給運動，回轉工作臺上的縱向進給、橫向進給以及回轉工作臺采用的均為步進電機驅動的開環(huán)伺服系統(tǒng)。 4-2 縱向進給系統(tǒng)的設計計算 （1） 縱向進給系統(tǒng)的設計 根據(jù)設計任務，系統(tǒng)應采用連續(xù)控制系統(tǒng)?？刂葡到y(tǒng)由微機部分、鍵盤及顯示器、I/O接口及光電隔離電路、步進電機功率放大電路組成。縱向進給系統(tǒng)采用步進電機—→減速齒輪—→滾珠絲桿螺母—→溜板的傳動方式，數(shù)控工作臺為數(shù)控回轉轉臺。 （2） 縱向進給系統(tǒng)的設計計算 已知條件： 工作臺質量： W=100kgf=1000N 時間常數(shù)： T=25ms 滾珠絲桿： Lo=8mm 脈沖當量： δp=0.01mm/脈沖 1、 切削力計算由《機床設計手冊》可知， 最大切削功率： 式中：---主電機功率，=7.5kW ---主傳動系統(tǒng)的總效率，一般為0.7~0.85，取=0.8 則： 切削功率應按在各種加工情況下經常遇到的最大切削力(或轉矩)和最大切削速度(轉速)來計算，即： 式中：---主切削力(N); ---最大切削速度(m/min)。按用硬質合金刀具半精車鋼件時的速度取值 =100m/min; 在一般外圓車削時， ； 取； 2、滾珠絲杠副的計算和選型： 滾珠絲杠副的設計主要是型號的選擇和性能驗算?？v向進給為綜合型導軌，按式計算絲杠軸向進給切削力。其中K=1.5，取=0.16，則： 最大切削力下的進給速度可取最高進給速度量的1/2~1/5(取為1/2)，縱向最大進給速度為0.6m/min,絲杠導程=8mm,則絲杠轉速為： 絲杠使用壽命時間取為T=15000h。則絲杠的計算壽命L為： 根據(jù)工作負載、壽命L，計算滾珠絲杠副承受的最大動載荷，取 ，； 由參照某廠滾珠絲杠副產品樣本，可采用W6008內循環(huán)螺紋調整預緊的雙螺母滾珠絲杠副，1列3.5圈，其額定動負載為181000N，精度等級選為3級。其幾何參數(shù)如下：公稱直徑=63mm,導程=8mm，螺紋升角, 滾珠直徑=4.763mm,螺桿內徑=60mm。 按式(5-9)校驗絲桿螺母副的傳動效率，其中磨擦角 縱向進給滾珠絲杠支承方式草圖如圖所示 支承間距。絲杠螺母及軸承均進行預緊，預緊力為最大軸向負荷的1/3。絲杠的變形量計算如下： 滾珠絲杠截面面積，按絲杠螺紋的底徑確定： 工作負載引起的導程的變化量可用下式計算： 則絲杠拉伸或壓縮變形量： 由于兩端均采用角接觸，且絲杠又進行了預緊，故其拉壓剛度可比一端固定的絲杠提高4倍。 其實際變形量為: ： 滾珠與螺紋滾道間接變形量按下式進行計算： 因絲杠加有預緊力，且預緊力為軸向最大負載的1/3時，可減少一半，因此實際變形量為： 支承滾珠絲桿的軸承為51209型推力球軸承，幾何參數(shù)為： =40mm,滾動體直徑=10mm，滾動體數(shù)量=18。軸承的軸向接觸變形量可按式(5-16)計算： 注意，此公式中單位應為kg.f。 因施加預緊力，故實際變形量： 根據(jù)以上計算，總變形量為： 三級精度絲桿允許的螺距誤差為，故剛度足夠。 因為滾珠絲桿兩端都采用推力球軸承并預緊，因此不會產生失穩(wěn)現(xiàn)象，故不需做穩(wěn)定性校核。 1 ) 減速齒輪設計 根據(jù)給定的縱向進給脈沖當量0.01mm，滾珠絲杠導程，及初選的步 進電動機步距角，可計算出傳動比 選取齒輪齒數(shù)為=30、=50，m=2mm。 2 ) 步進電動機的選擇 1 > 負載轉動慣量計算： 參考同類型機床，初選反應式步進電動機130BF001，其電動機轉動慣量。傳動系統(tǒng)折算到步進電動機軸上的等效轉動慣量按表5-15中介紹方法計算。齒輪、的轉動慣量為： 絲杠的轉動慣量可從表5-16查出： 等效慣量： 考慮步進電動機與傳動系統(tǒng)慣量匹配問題 不完全滿足慣量匹配的要求。 1> 負載轉矩計算及最大靜轉矩選擇 機床在不同的工況下，其所需轉矩不同，下面分別進行計算 快速空載起動時所需轉矩可按下式進行計算 考慮了電動機轉子的轉動慣量以后，傳動系統(tǒng)折算到電動機軸上的總轉動慣量： 折算到電動機軸上的磨擦力矩： 附加磨擦力矩： =9.98N·cm 則： =633.84N·cm 快速移動時所需力矩: 最大切削負載時所需力矩: 從上面計算看出、、三種工況下，以快速空載起動的需力矩最大，以此項作為初選步進電動機的依據(jù)。 對于工作方式為五相十拍的步進電動機最大靜轉矩： 從相關資料查出，130BF001型步進電動機最大靜轉矩為9.31N.m，大于所需最大靜轉矩，可作為初選型號，但需考核步進電動機起動矩頻特性和運行特性。 2> 步進電動機的空載起動頻率： 查相關資料知：130BF001型步進電動機允許的最高空載起動頻率為3000Hz，運行頻率為16000 Hz，，滿足設計要求。根據(jù)計算綜合考慮，機床縱向進給機構選用130BF001型步進電機。 4-3 橫向進給系統(tǒng)的設計計算 （1） 橫向進給系統(tǒng)的設計計算 1、脈沖當量和傳動比的確定 傳動比的選定： 2、傳動系統(tǒng)等效轉動慣量計算 初選步進電機的型號為110BF001 則查表查出電機轉子轉動慣量＝40.06× 為了機床的布局緊湊且方便可取i=1.0。 則滾珠絲桿轉動慣量折算： 工作臺質量折算： 傳動系統(tǒng)等效轉動慣量計算： ++=（40.06+36.81+12.7） 3、工作載荷分析及計算 滾珠絲杠上的工作載荷是指滾珠絲杠副在驅動工作臺是滾珠絲杠所承受的軸向力，也叫作進給牽引力。它包括滾珠絲杠的走刀抗力及與移動體重力和作用在導軌上的其他切削分力相關的摩檫力。據(jù)機床加工的特點，當轉速較低時，工作載荷最大，工作載荷既包括車削時沿著絲杠軸的方向的力（即軸向力），也包括工作臺及工件的重量（即垂直絲杠軸方向的力）。 取機床的計算轉速為250r/min，則 而，機床主傳動系統(tǒng)的傳動效率 則 選端銑，對稱，其中端銑，時， 則得： 則可得 則在燕尾導軌上滾珠絲桿的工作載荷Fm為： 其中， =0.2， G=1960N 4、滾珠絲桿螺母副的選型和校核 滾珠絲杠副已經標準化，因此，滾珠絲杠副的設計歸結為滾珠絲杠副型號的選擇。 1）計算作用在絲杠上的最大動負荷 首先根據(jù)切削力和運動部件的重量引起的進給抗力，計算出絲杠的軸向載荷，再根據(jù)要求的壽命值計算出絲杠副應能承受的最大動載荷C： = 式中——運轉狀態(tài)系數(shù)，一般運轉取1.2～1.5，有沖擊的運轉取1.5～2.5； ——滾珠絲杠工作載荷（N）； ——工作壽命，單位為10r，可按下式計算 = 式中 ——滾珠絲杠的轉速（r/min）； ——使用壽命時間（h），數(shù)控機床取15000h。 主軸燕尾導軌滾珠絲桿副驅動時滾珠絲桿的工作載荷： 式中 F——切削時的軸向切削抗力； ——軸套和軸架以及主軸鍵上的摩擦系數(shù)＝0.15； M——主軸上的扭矩； ——主軸直徑； 則 = 其中為最大切削力條件下的進給速度（），可取最高進給速度的～；為絲杠基本導程（），計算時，可初選一數(shù)值，等剛度驗算后再確定； 則 為額定使用壽命（），可?。?5000h; 則 ＝＝60.03萬轉 根據(jù)工作負載、壽命，計算出滾珠絲杠副承受的最大動負載，取＝1.2，則： =＝＝37997.8N 由查《機床設計手冊》，選擇絲杠的型號。選擇滾珠絲杠的直徑為40mm，型號為CDM4010-5-P4,其額定動載荷是53411N，強度足夠用。 2） 效率計算 根據(jù)《機械原理》的公式，絲杠螺母副的傳動效率為 ＝ 式中 ——螺紋的螺旋升角，該絲杠為5°41′； ——摩擦角約等于10′。 則 ＝0.971 3） 剛度驗算 ①.絲桿的拉壓變形量 滾珠絲杠工作時受軸向力和扭矩的作用，它將引起導程發(fā)生變化，因滾珠絲杠受扭時引起的導程變化量很小，可忽略不計，故工作負載引起的導程變化量 式中 ——彈性模數(shù)，對鋼，； ——滾珠絲杠截面積（）（按絲杠螺紋底徑確定） ＝×＝834.7 “＋”用于拉伸時，“－”用于壓縮時。 則 則絲桿的拉伸或壓縮變形量 ②.滾珠與螺紋滾道間的接觸變形量 該變形量與滾珠列、圈數(shù)有關，即與滾珠總數(shù)量有關，與滾珠絲桿的長度無關。當絲桿在工作時有預緊時，其計算公式為： 式中 ——滾珠直徑； ——滾珠總數(shù)量＝Z×圈數(shù)×列數(shù)； Z——一圈的滾珠數(shù)，Z=(外循環(huán))，，Z=（）－3（內循環(huán)）； ——滾珠絲桿的公稱直徑； ——預緊力； ——滾珠絲桿工作載荷； ∵ Z==π×40/5.953＝21.11 則＝Z×圈數(shù)×列數(shù)＝21.11×2.5×2＝73.88 又∵滾珠絲桿的預緊力為軸向工作載荷的1/3，值可減小一半，因而。 ③.支承滾珠絲桿的軸承的軸向接觸變形 在垂直進給運動中采用角接觸球軸承，其計算公式為： 式中 ——軸承所受軸向載荷； ——軸承的滾動休數(shù)目； ——軸承滾動體直徑； ∵ 工作載荷 滾珠絲桿的滾動體數(shù)量，滾動體直徑 則 因為有預緊力，故實際變形量 根據(jù)以上的計算，則總變形量為： 四級精度絲桿允許的螺距誤差為25μm，故剛度足夠。 4）、壓桿穩(wěn)定的校核 滾珠絲桿通常屬于受軸向力的細長桿，若軸向力工作負荷過大，將使絲桿失去穩(wěn)定而產生縱向屈曲，即失穩(wěn)。失穩(wěn)時的臨界載荷為： = 2 EI/L2(N) 式中： E為絲桿的彈性模量，對于鋼，E=20.6104， I為截面慣性矩，I=d14/64，(d1為絲桿底徑), L為絲桿最大工作長度，為絲桿支承方式系數(shù). ∵ I=×32.64/64=55442.2 對于一端固定一端自由的情況 =0.25 ∴ =20.25×20.610455442.2/5802 =8.38104 臨界載荷與絲桿工作載荷之比稱為穩(wěn)定性安全系數(shù)，如果大于許用穩(wěn)定性安全系數(shù)[]，則該滾珠絲桿不會失穩(wěn)。一般取[]=2.5-4。 =8.38104/8087＝10.4 ∴ 壓桿穩(wěn)定 5、導軌的選型 經濟型數(shù)控車床的導軌可采用鑲鋼導軌或鑄鐵