【正文】 1/3= 確定滾珠絲杠預期的額定功率 Cam （ 1）按預定工作時間估算，查表 228 得載荷性質系數(shù) fw=，已知初步選擇的滾珠絲杠的精度等級為 2級，查表 229得精度系數(shù) fa=1，查表 230得可靠性系數(shù) fc=，則由式（ 219）得 Cam= Fmfw【 60 nmLh】 1/3/（ 100fcfa） = （ 2）因對滾珠絲杠螺母副將實施預緊，所以可按式（ 221）估算最大軸向載荷，查表 231 得預緊載荷系數(shù) fe= 則 Cam=fe Famax= （ 3）確定滾珠絲杠預期的額定動載荷 Cam 取以上兩種結果的最大值，即 Cam= 按精度要求確定允許的滾珠絲杠的最小螺紋底徑 d2m （ 1）根據(jù)定位精度的要求估算允許的滾珠絲杠的最大軸向變形 已知工作臺的定位精度為 10mm，根據(jù)式（ 224）的要求得 δ =(～ )179。 １０ ６ ｕｍ /℃，滾珠絲杠螺母副的有效行程 Lu=工作臺行程 +安全行程 +2179。 = 因為 Fa /Fr=，所以查表 225 得，徑向系數(shù) X=，軸向系數(shù) Y=，故 P=X Fr+ YFa= P=【 60 nmLh】 1/3/100= （ 5）確定軸承的規(guī)格型號 因為滾珠絲杠螺母副擬 采取預拉伸措施，所以選用 60176。角接觸球軸承兩件一組背對背安裝 ,組成滾珠絲杠的兩端固定支撐方式。 72mm179。因此，不存在壓桿不穩(wěn)定問題。 103mm/s2，安全系系數(shù) k1=，由表 244得λ =。 查附錄 A表 A3得滾珠絲杠額定動載荷Ｃ ａ ＝ 46500N，運轉條件系數(shù) fw=，滾珠絲杠的軸向載荷 Fa=Famax =，滾珠絲杠螺母副轉速 n=nmax=1800r/min，故由式（ 237），式（ 238）得 L=(Ｃ ａ /Fafw)3179。 102 d22/L=當 a=LY=810mm 或 a=LJ=250mm 時（即滾珠絲杠的 螺母中心位于行程的兩端位置時）滾珠絲杠螺母副具有最大拉壓剛度 Ksmax，可按式（ 245b）計算： Ksmax=179。 【 Z2FBmaxdQsin5β】 1/3 =（ 3）計算滾珠與滾道的接觸剛度 Kc 查附表 Ａ表Ａ－３得滾珠絲杠與滾道的接觸剛度Ｋ＝ 1585N/um，額定動載荷Ca=46500N，滾珠絲杠上所承受的最大軸向載荷 Famax=，故由式（ 246b）得 Kc=Ｋ（ Famax/） 1/3 =（ 4）計算進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度 K0 由式（ 247a） 得進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度的最大值為 1/Kmax=1/Ksmax+1/Kb+1/Kc 故 Kmax= N/um 由式（ 247b） 得進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度的最小值為 1/Kmin=1/Ksmin+1/Kb+1/Kc 故 Kmin= 滾珠絲杠螺母副的扭轉剛度計算 由圖 41 可知，扭矩作用點之間的距離 L2=915mm，已知剪切模量G=179。 已知在不切削狀態(tài)西啊坐標軸的軸向負載力（即為空載時的導軌摩擦力）F181。 980ta) == (2)計算階躍加速力矩 已知加度時間 ta=，由式（ 259）得 Tap=2π nmax（ Jm+ Jd） /(60179。 + Tf= ○4按式（ 257b）計算工進力矩 TGJ TGJ= Tc + Tf= （ 1）選擇驅動電動機的型號 根據(jù)以上計算和表 247，選擇日本 FANUC 公司生產的α 12/3000i 型交流伺服 電動機為驅動電動機，主要技術參數(shù)如下；額定功率 3kw，最高轉速 3000r/min，額定力矩 12Nm，轉動慣量 62 kgcm2，質量 18kg 交流伺服電動機的加速力矩一般為額定力矩的 5~10 倍，若按 5倍計算，則該電動機的加速力矩為 60Nm，均大于本機床工作臺的線性加速時所需的空載啟動力矩 Tq=，以及階躍加速時所需的空載啟動力矩 Tq’ =，因此，不管采用何種加速方式，本電動機均滿足加速力矩要求。 106N/m，而滾珠絲杠螺母副和機床執(zhí)行部件的等效質量 md=m+1/3 ms（其中， m、 ms分別是機床執(zhí)行部件的質量（ kg）和滾珠絲杠螺母副的質量（ kg）），則 m=275kg ms=π /4179。 103kg= md=m+ ms/3=（ 250+1/3179。 kmax 由式（ 253）得 δ kmax= F0(1/ kmin1/ Kmax)179。 （ 2）由扭矩變形量θ引起的軸向移動滯后量δ將影響工作臺的定位精度。公稱直徑與導程； 40mm， 10mm；螺紋長度； 800mm，絲杠長度； 1220mm；類型與精度； P 類， 2級精度。和老師的溝通交流更使我從經(jīng)濟的角度對設計有了新的認識也對自己提出了新的要求，通過這次畢業(yè)設計讓我提前了解了這些知識，這是很珍貴的。 參考文獻 [1]范超毅 趙天嬋 吳斌方主編 .數(shù)控技術課程設計 .中國 武漢：華中科技大學出版社， 2021. [2]《機床設計手冊》編寫組 .機床設計手冊（第三冊） [M].北京：機械工業(yè)出版社， 1986. [3]《加工中心應用與維修》編委會 .加工中心應用與維修 [M].北京：機械工業(yè)出版社， 1992. [4]李福生 .實用數(shù)控機床技術手冊 [M].北京：北京出版社， 1993. [5]廖效果 .數(shù)控技術 [M].武漢：湖北科學技術出版社， 2021. [6]文 懷興 .數(shù)控銑床設計 [M] .北京 ： 化學工業(yè)出版社， 2021 致 謝 衷心的感謝我的指導 周 老師給予了精心的指導和熱情的幫助 ,尤其在課題設計的前期準備階段和本人的數(shù)據(jù)庫的設計階段 ,導師提出許多寶貴的設計意見 ,在最后的測試修改階段老師在百忙之中抽出時間為我們提供了必要的幫助 ,這樣使得我們得以順利的完成畢業(yè)設計開發(fā)工作 ,在短暫的一個月的相處時間里 ,老師淵博的知識 ,敏銳的思路和實事求是的工作作風給我留下了深刻的印象 ,這將使得我終身受益 ,謹此向老師表示衷心的感謝和崇高 的敬意 。 順利如期的完成 本次畢業(yè)設計給了我很大的信心，讓我了解專業(yè)知識的同時也對本專業(yè)的發(fā)展前景充滿信心，無論給水系統(tǒng)排水系統(tǒng)還是消防系統(tǒng)，我都采用了一些新的技術和設備他們有著很多的優(yōu)越性但也存在一定的不足，這新不足在一定程度上限制了我們的創(chuàng)造力。這是我們都希望看到的也正是我們進行畢業(yè)設計的目的所在。 確定滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號 滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號為 FFZD40105P2/1220179。 （ 1）計算由快進扭矩 TKJ引起的滾珠絲杠螺母副的變形量θ 已知負載力矩 T=TKJ=1260Nmm，由圖 41 得扭矩作用點之間的距離 L2=915mm，絲杠底徑 d2=，由式（ 249）得 θ =179。 第七章 機械傳動系統(tǒng)的誤差計算與分析 反向死區(qū)Δ 已知傳動系統(tǒng)的最小綜合拉壓剛度 kmin=，導軌的靜摩擦力 F0=850N,則由式（ 252）得 Δ =2δ μ =2 F0/kmin179。 179。 （ 2）慣性匹配驗算 為了使機械傳動系統(tǒng)的慣量達到較合理的匹配，系統(tǒng)的負載量 Jd與伺服電動機的轉動慣量 Jm之比一般應滿足式（ 267），即 ≤ Jd/Jm≤ 1 而在本例中， /Jm=∈ [,1]，故滿足慣量匹配要求。 + Tf） = ○2 按式（ 261）計算階躍加速時空載啟動力矩 Tq’ Tq’ = Tap +（ T181。= F181。 105N/mm3，由式（ 263）得 Jr=π ρΣ nj=1D4jLj = （ 2）計算聯(lián)軸器的轉動慣量 J0 J0=179。滾動體直徑 dQ=，滾動體個數(shù) Z=17，軸承的最大軸向工作載荷 FBmax=，由表 245， 246 得 Kb=4179。 109r Lh=L/60n=98288h 一般來講，在設計數(shù)控機床時，應保證滾 珠絲杠螺母副的總時間壽命 Lh≥20210h，故滿足要求。 滾珠絲杠螺母副 壽命的校驗 滾珠絲杠螺母副的壽命，主要是指疲勞壽命。 105MPa，材料密度 ρ =179。 =34500N，而該軸承在 20210h 工作下的基本額定動載荷 C=，也滿足要求。 外徑 179。由于滾珠絲杠的螺紋底徑 d2為，所以選擇軸承的內徑 d 為 30mm，以滿足滾珠絲杠結構的需要。 106= （ 2）按式（ 232）計算滾珠絲杠 的預拉伸力 Ft 已知滾珠絲杠螺紋底徑 d2=，滾珠絲杠的溫度變化值Δ t=2℃，則 Ft= t d22= 確定滾珠絲杠螺母副支撐用的規(guī)格型號 （ 1）按式（ 233）計算軸承受的最大軸向載荷 FBmax FBmax= Ft+ Famax= （ 2）計算軸承的預緊力 FBp FBp =FBmax/3= （ 3）計算軸承的當量軸向載荷 FBam FBam= FBp+Fm= （ 4）按式（ 215）計算軸承的基本額定動載荷 C 已知軸 承的工 作轉 速 n=nm=260r/min， 軸承 所承受 的當 量軸 向載荷FBam=，軸承的基本額定壽命 L=20210h，軸承的徑向載荷 Fr 和軸向載荷Fa分別為 Fr=FBamcos60。 余程 +螺母長度 +支撐長度 =(~~)行程 +(25~~30)L0 =179。0（ W+ fg） =850N 計算滾珠絲杠螺母副的軸 向負載力 （ 1）按式（ 210a）計算最大軸向負載力 Famax Famax= F1+ F181。（ W+fg+ Fv+Fc） = （ 2）按式（ 29a）計算在不切削狀態(tài)下的導軌摩擦力 F181。 第二章 設計計算 (1)計算各切削力分力 取垂向方向最大切削分力是 1100N， 即垂向切削力 Fv=1100N， 主切削力 Fz= Fv /=2021N 縱向切削力 F1= =800N 橫向切削力 Fc= =1900N （ 2）計算電動機的額定功率 若主傳動的機械效率 ?m= V=π Dn/60=PE= FzV/?m= 所以取電動機的額定功率 PE= 表 11鑲條緊固力 推薦值 導軌形式 主電動機功率 /kw 11 15 18 貼塑滑動導軌 500 800 1500 2021 2500 3000 3500 滾動直線導軌 25 40 75 100 125 150 175 導軌摩擦力的計算 （ 1）按式（ 28a）計算在切削狀態(tài)下的導軌摩擦力 F1