【文章內(nèi)容簡介】 1 撓性聯(lián)軸器圖21是現(xiàn)在廣泛采用的直接聯(lián)接電機軸和絲杠撓性聯(lián)軸節(jié)[16]。這種聯(lián)軸器的工作原理是：聯(lián)軸節(jié)的左半部裝在電機軸上，當(dāng)擰緊螺釘2時，件3和件5相互靠近，擠壓內(nèi)錐環(huán)17和外錐環(huán)4，使外錐環(huán)內(nèi)徑縮小，內(nèi)錐環(huán)外徑脹大，使件5與電機軸1形成無鍵聯(lián)接。右半部也同樣形成無鍵聯(lián)接。左半部通過彈性鋼片組15的兩個對角孔與螺栓6球面墊圈8相聯(lián)。圖中表明球面墊圈8與右半部件9沒有任何聯(lián)接關(guān)系。同樣，彈性鋼片組15的另外兩個對角孔通過球面墊圈116和螺栓13與右半部聯(lián)接，墊圈16與件5沒有任何聯(lián)接關(guān)系。這樣依靠彈性鋼片組對角聯(lián)接(即撓性)傳遞扭矩，且與電機軸和絲杠都無鍵聯(lián)接，便是撓性聯(lián)軸節(jié)的工作原理。 尺寸參數(shù)1. 通過主軸孔最大棒料直徑＝＝320＝32mm2. 車床寬度＝＝243mm3. 經(jīng)濟合理的工件或刀具直徑按照以下經(jīng)驗公式估定=（～）= = 320 = 192mm=（～）= = 320 = 32mm 運動參數(shù)最高和最低轉(zhuǎn)速不能僅用計算方法來確定。還應(yīng)該和先進的同類機床比較，因為過大的轉(zhuǎn)速范圍不僅不能充分發(fā)揮其性能，而且還可能使結(jié)構(gòu)無法實現(xiàn)。在傳動系統(tǒng)擬定好以后，驗算各主要傳動件的最大圓周速度應(yīng)不超過允許值[18]?？赏ㄟ^類比實驗和計算等方法綜合確定 = (21) = (22)式中 ——主軸最高轉(zhuǎn)速(m/min)； ——主軸最低轉(zhuǎn)速(m/min)； ——典型工序的最大切削速度(m/min)； ——典型工序的最小切削速度(m/min)；——最大、最小計算直徑。在機床的最低、最高轉(zhuǎn)速，其中經(jīng)濟加工切削速度硬質(zhì)合金車刀具精車中碳素鋼， =200～220m/min ，取=200m/min，取高速鋼刀具精車絲杠=15m/min。由公式(21)和公式(22)得= == 2189r/min 取= 2200r/min；===25r/min 取=25r/min； 動力參數(shù) 計算電機功率據(jù)下列公式及數(shù)據(jù)估算電機功率= (23)= 　 　 (24)= (25) 式中 ——單位吸血面積上的切削力，取硬質(zhì)合金加工中碳素鋼；——切削深度；——進給量。切削深度及進給量取半精車中碳鋼，故=1mm, =, =190m/s, 由公式(24)和公式(25)得====== kW取= kW 計算轉(zhuǎn)速有文獻(xiàn)[18,1013]可知=== 93第3章 進給系統(tǒng)的計算 橫向進給傳動鏈的設(shè)計計算 計算主切削力以知機床主電動機的額定功率=，最大工件直徑=320mm，主軸計算轉(zhuǎn)速=93 r/min。在此轉(zhuǎn)速下，主軸具有最大扭矩和功率，有文獻(xiàn)[19,219]可知刀具的切削速度為===取機床的機械效率= ，由文獻(xiàn)[2,1013]可知，主切削力=103 =103= 計算各切削分力走刀方向的切削分力Fx和垂直走刀方向的切削分力。由車削抗力和可以按下列比例：：= 1 : : (31)由式(31)得= = == = =式中 ——主切削力；——走刀方向的切削分力；——垂直走刀方向的切削分力。 導(dǎo)軌摩擦力的計算 在切削狀態(tài)下坐標(biāo)導(dǎo)軌摩擦力的計算N (32)式中 ——主切削力的垂向切削分力(N)； ——橫向切削分力(N)；——坐標(biāo)軸上移動部件的全部重量（包括機床夾具和工件的重量，(N)；——摩擦系數(shù)，隨導(dǎo)軌形式不同而不同，對于貼塑導(dǎo)軌， =；對于滾動直線導(dǎo)軌， =；——鑲條緊固力(N)。 以知主切削力的垂向切削分力== N，橫向切削分力==,移動部件的全部重量(包括機床夾具和工件的重量)=㎏(所受重力=600N)，查表31鑲條緊固力=800N，取導(dǎo)軌動摩擦系數(shù)=，則 = (600＋800＋＋)= 表31 鑲條緊固力推薦值 （單位：N）導(dǎo)軌形式主電動機功率/kW1115貼塑滑動導(dǎo)軌5008001500200025003000滾動直線導(dǎo)軌254075100125150 在不切削狀態(tài)下坐標(biāo)軸導(dǎo)軌摩擦力的計算1. 坐標(biāo)軸導(dǎo)軌水平時，有= N (33) 2. 坐標(biāo)軸導(dǎo)軌垂直時，有= N (34) 坐標(biāo)軸導(dǎo)軌水平時，計算在不切削狀態(tài)下坐標(biāo)軸導(dǎo)軌摩擦力和，由式(33)得==(600＋800)=210N==(600＋800)=280N 計算滾珠絲杠螺母副的軸向負(fù)載力 最大軸向負(fù)載力的計算滾珠絲杠螺母副的最大軸向負(fù)載力發(fā)生在機床電動機滿功率運行的切削狀態(tài)時。此時，最大軸向負(fù)載力可用下式計算：1. 坐標(biāo)軸導(dǎo)軌水平時，有=N (35)2. 坐標(biāo)軸導(dǎo)軌垂直時，有=N (36)式中 ——力的縱向切削分力(N)。則最大軸向負(fù)載力為== (+) = 最小軸向負(fù)載力的計算滾珠絲杠螺母副的最小軸向負(fù)載力發(fā)生在機床空載運行時。此時，最小軸向負(fù)載力可用下式計算1. 坐標(biāo)軸導(dǎo)軌水平時，有== N (37)2. 坐標(biāo)軸導(dǎo)軌垂直時，有==N (38)則最小軸向負(fù)載力為== 210 N 確定進給傳動鏈的傳動比和傳動級數(shù)有文獻(xiàn)[2013]可知傳動比的計算= (39)式中 ——步進電動機的步距角（176。）； ——滾珠絲杠的基本導(dǎo)程(mm)； ——機床執(zhí)行部件的脈沖當(dāng)量(mm)。取進步電動機的步距角 =176。，滾珠絲杠的基本導(dǎo)程=6 mm，進給傳動鏈的脈沖當(dāng)量= mm/脈沖，則進給傳動鏈的傳動比得=== 5按最小慣量條件，從圖滾珠絲杠螺母副的圈數(shù)和列數(shù)和圖滾珠絲杠螺母副的尺寸系列查得該減速器應(yīng)采用2級傳動，傳動比可以分別取=2，=。 滾珠絲杠的動載荷計算與直徑估算 估算滾珠絲杠預(yù)期的額定動載荷根據(jù)滾珠絲杠螺母副的預(yù)期工作時間（h）計算 = N (310) 式中 ——滾珠絲杠的當(dāng)量轉(zhuǎn)速(r/min)； ——數(shù)控機床的預(yù)期工作時間(h)； ——滾珠絲杠的當(dāng)量載荷(N)； ——載荷性質(zhì)系數(shù)； ——精度系數(shù)； ——可靠系數(shù)，一般情況下取= 1。表32 精度系數(shù)精度等級357101表33 可靠性系數(shù)可靠性/(%)9095969798991表33 載荷性質(zhì)系數(shù)載荷性質(zhì)無沖擊（很平穩(wěn)）輕微沖擊伴有沖擊或振動1~~~2已知數(shù)控機床的預(yù)期工作時間= 15 000 h，滾珠絲杠的當(dāng)量載荷== N，查表34質(zhì)系數(shù)得，載荷性質(zhì)系數(shù)=；查表32精度系數(shù)數(shù)，有文獻(xiàn)[21617]查表2622精度選擇初步選擇滾珠絲杠的精度等級為3級精度，取精度系數(shù)=1；查表33系數(shù)得，可靠系數(shù)=1。取滾珠絲杠的當(dāng)量=（該轉(zhuǎn)速為最大切削進給速度時的轉(zhuǎn)速），已知= m/min，滾珠絲杠的基本導(dǎo)程=6mm,則===120 r/min=== N 估算允許的滾珠絲杠的最大軸向變形誤差是影響進給傳動系統(tǒng)重復(fù)定位精度最主要的因素，一般占重復(fù)定位精度的1/3～1/2，所以，在初選滾珠絲杠是，從重復(fù)定位精度的角度考慮，規(guī)定滾珠絲杠螺母副允許的最大軸向變形量必須滿足下式=（1/3～1/2）重復(fù)定位精度影響定位精度最主要的因素是滾珠絲杠螺母副的螺距誤差、滾珠絲杠本身的彈性變形（因為這種變形是隨滾珠絲杠螺母在滾珠絲杠上的不同位置而變化的）和滾珠絲杠螺母副所受摩擦力矩的變化（因為該變化影響系統(tǒng)的死區(qū)誤差）。所以，在初選滾珠絲杠時，從定位精度的角度考慮，規(guī)定滾珠絲杠螺母副額的最大軸向變形必須滿足下式=（1/5～1/4）定位進度根據(jù)上式分別計算，取兩者中較小值為估算滾珠絲杠螺母副允許的軸向變形量（mm）。已知本車床橫向進給系統(tǒng)的定位精度40，重復(fù)定位精度為16，有上式得=（1/3～1/2）16=～8= (1/5～1/4) 40= 8～10取上述計算結(jié)果的較小值，即=。 按精度確定允許的滾珠絲杠的最小螺紋底徑估算滾珠絲杠螺母副螺紋的底徑，滾珠絲杠螺母副的螺紋底徑估算是根據(jù)滾珠絲杠螺母副的支撐方式進行的。對于不同的支承方式，其計算方式不同，本次設(shè)計方案采用一端固定、一端游動支承方式的滾珠絲杠安裝1. 一端固定，一端自由或游動時，有=mm (311)式中 ——彈性模量（MPa），一般滾珠絲杠取=105 MPa；——估算的滾珠絲杠螺母副允許的最大軸向變形量（）；——導(dǎo)軌的靜摩擦力（N），=；——滾珠絲杠螺母至絲杠固定端支承的最大距離（mm），=行程+安全行程+余程+螺母長度+支承長度≈（～）行程+（25～30）。2. 兩端支承或兩端固定時，有=mm (312)式中 ——滾珠絲杠螺母至絲杠固定端支承的最大距離（mm），=行程+安全行程+余程2+螺母