【文章內(nèi)容簡介】 。查表336~340，分別取硬度系數(shù)1，溫度系數(shù)1，，帶入式（333）的距離壽命L=，遠(yuǎn)大于期望值，故距離額定壽命滿足要求。 移動導(dǎo)軌副上的滑塊示意圖 滾珠絲杠螺母副的計算與選型⑴ 最大動載荷的計算已知移動部件總重量G=mg=21070N ，按矩形導(dǎo)軌進(jìn)行計算，滾動導(dǎo)軌上的摩擦系數(shù)u=，,初選絲杠導(dǎo)程5mm，滿載時絲杠轉(zhuǎn)速200r/min ( )⑵初選型號 根據(jù)載荷和初選的絲杠導(dǎo)程，選擇G系列G40053型號的滾珠絲杠副，其公稱直徑40mm，導(dǎo)程5mm，循環(huán)滾珠為32，精度等級取5級，額定載荷遠(yuǎn)大于,滿足要求。 滾珠絲杠螺母副圖⑶傳動效率的計算 公稱直徑40mm，導(dǎo)程5mm，帶入λ=arctan，得絲杠螺母選升角λ=2176。17′，摩擦角ψ=10′，帶入η=tanλ/tan（λ+ψ),得傳動效率η=％⑷剛度的驗(yàn)算①絲杠的兩端各采用一對角接觸球軸承，面對面組配，左右支撐中心的距離約為a=2000mm，鋼的彈性模量E=100000Mpa，查表得滾珠直徑=，絲杠底徑=,絲杠截面積S==忽略式（325）中第二項，絲杠產(chǎn)生的拉壓變形=a/ES=②根據(jù)公式Z=3，求得Z=40，該型號絲杠為單螺母，滾珠的圈數(shù)列數(shù)為31，帶入公式：圈數(shù)列數(shù)，得滾珠總數(shù)量=120，絲杠預(yù)緊時，取軸向預(yù)緊力=1/3=則由式（327），求得滾珠與螺紋滾道間的接觸變形量=mm 因?yàn)榻z杠加有預(yù)緊力，且為軸向負(fù)載的1/3，所以實(shí)際變形量可減小一半，取=mm③將以上算出的數(shù)據(jù)帶入公式，求得絲杠總變形量為=絲杠的有效行程為900mm，由表327可知，5級精度滾珠絲杠有效行程在8001000mm時，行程偏差允許達(dá)到40um，可見絲杠剛度足夠。⑸壓桿穩(wěn)定性校核 根據(jù)公式（328）計算失穩(wěn)時的臨界載荷。取支撐系數(shù)=1，絲杠底徑=，求得截面慣性矩I=/64=，滾動螺母至軸向固定處的距離a取最大值2000mm。帶入式（328），得臨界載荷==，遠(yuǎn)大于工作載荷，故絲杠不會失穩(wěn)。 步進(jìn)電機(jī)的傳動計算及電動機(jī)的選用⑴、傳動計算因?yàn)橐苿泳葹?77。，176。，滾珠絲杠導(dǎo)程Ph=5mm，則傳動比i=αPh/360176。δ=1由于傳動比為1，則不需要選用減速箱，采用電動機(jī)軸與絲杠通過聯(lián)軸器聯(lián)接的方式。⑵、步進(jìn)電動機(jī)的計算和選型初選常州寶馬前楊電機(jī)電器有限公司的90YG2602型永磁式步進(jìn)電動機(jī)，可知其轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)動動慣量=4㎏①快速空載啟動時電動機(jī)轉(zhuǎn)軸所承受的負(fù)載轉(zhuǎn)矩工作臺折算到電動機(jī)軸上的轉(zhuǎn)動慣量= 絲杠和聯(lián)軸器取質(zhì)量約為10㎏ i=1 1200r/min =1s則移動部件運(yùn)動時運(yùn)動時折算到電動機(jī)轉(zhuǎn)軸上的摩擦轉(zhuǎn)矩 η= i=1滾珠絲杠預(yù)緊后折算到電動機(jī)轉(zhuǎn)軸上的附加摩擦轉(zhuǎn)矩 得②最大工作負(fù)載下電動機(jī)轉(zhuǎn)軸所受的負(fù)載轉(zhuǎn)矩計算同上，只是G=2150=21070N得 得⑶步進(jìn)電動機(jī)最大靜轉(zhuǎn)矩的選定，取4，則步進(jìn)電動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩應(yīng)滿足： 查表45得該型號電動機(jī)的最大靜轉(zhuǎn)矩為6Nm?？梢姖M足要求。⑷步進(jìn)電動機(jī)的性能校核①空載時電動機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩校核 在此頻率下，電動機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于空載轉(zhuǎn)矩，滿足要求②滿載時電動機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩校核 此頻率下，電動機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩也大于滿載轉(zhuǎn)矩，滿足要求③啟動頻率的校核 綜上所述，本例中工作臺的進(jìn)給傳動選用90BYG2602永磁感應(yīng)步進(jìn)電動機(jī)，完全滿足設(shè)計要求。 聯(lián)軸器的選用⑴計算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩傳動軸上的公稱轉(zhuǎn)矩T= 實(shí)際計算中，應(yīng)將公稱轉(zhuǎn)矩乘以工作情況系數(shù),得到計算轉(zhuǎn)矩。⑵確定聯(lián)軸器的型號根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩及所選聯(lián)軸器型號，在聯(lián)軸器的標(biāo)準(zhǔn)中按照下式：的條件確定聯(lián)軸器型號。，選用GY1剛性性聯(lián)軸器。最高轉(zhuǎn)速，滿足要求。 絲杠兩端軸承的選取選用絲杠的型號為G40053，查表331得滾珠絲杠的絲杠底徑為 絲杠外徑為，由于軸與軸承室過盈配合，絲杠與螺母相對運(yùn)動時存在軸向力，所以查表126選取軸承型號為7207C的角接觸球軸承，分別安在絲杠的兩端，用來固定絲杠，使絲杠不能軸向運(yùn)動，只能旋轉(zhuǎn)。 鍵的選擇 選用的電動機(jī)的型號是90BYG2602，伸出軸的直徑為14mm，故伸出軸上的鍵選半圓鍵,絲杠與聯(lián)軸器相連的鍵為。 5 旋轉(zhuǎn)工作臺的設(shè)計 設(shè)計目的和方案本層設(shè)計要實(shí)現(xiàn)工作臺自身的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動，從而達(dá)到將第一層圓盤上汽車位置擺正的目的，由于電動機(jī)的轉(zhuǎn)速較大，而旋轉(zhuǎn)工作臺的速度較小，所以它們之間要采用傳動比很大的減速裝置。通過查閱資料，擬采用一級圓柱齒輪和蝸桿渦輪相結(jié)合的減速裝置。 設(shè)計要求及已知參數(shù) 工作臺滿載時的旋轉(zhuǎn)速度=5r/min 加速時間為t=1s 角加速度ω=rad/s工作臺尺寸：D=2m左右 h=1cm 鑄鐵密度ρ= 工作臺質(zhì)量約為m=250㎏初選步進(jìn)電動機(jī)的轉(zhuǎn)速為1500r/min 計算總傳動比和分配傳動比 傳動裝置的總傳動比i，可根據(jù)電動機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速和工作機(jī)所需轉(zhuǎn)速來計算i==1500/5=300傳動比的分配 根據(jù)課程設(shè)計手冊查表可知圓柱齒輪減速傳動比的推薦值是37，蝸桿渦輪減速傳動比的推薦值為1060，總的傳動比i=300，故選擇一級圓柱齒輪減速比取6，蝸桿渦輪減速比選60. 電動機(jī)的選擇⑴電動機(jī)類型的選擇 電動機(jī)的類型根據(jù)動力源和工作條件，選用步進(jìn)電動機(jī)⑵電動機(jī)功率的選擇圓柱體的轉(zhuǎn)動慣量計算公式 轉(zhuǎn)矩為(ω為角加速度) 主軸上負(fù)載轉(zhuǎn)矩的計算滿載時汽車、液壓缸及汽車托盤折算到主軸上的負(fù)載轉(zhuǎn)矩 m=2075㎏ R= 經(jīng)計算=第三層旋轉(zhuǎn)工作臺及上層移動導(dǎo)軌、移動托板及絲杠螺母折算到工作臺上的負(fù)載轉(zhuǎn)矩工作臺質(zhì)量m=250+75=325㎏ R=1m 經(jīng)計算總的負(fù)載轉(zhuǎn)矩T電動機(jī)所需的有效功率 == 為齒輪傳動效率 蝸桿傳動效率 滾動軸承效率電動機(jī)軸所需要的轉(zhuǎn)矩=根據(jù)以上電動機(jī)軸上所需功率和轉(zhuǎn)矩，采用130BYG3502永磁感應(yīng)步進(jìn)電動機(jī)，三相。 傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)計算各軸轉(zhuǎn)速的計算 各軸輸入功率計算 各軸輸入轉(zhuǎn)矩計算 初算軸的直徑聯(lián)軸器和滾動軸承的型號是根據(jù)軸端直徑確定的，而且軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計是在初步計算軸徑的基礎(chǔ)上進(jìn)行的，故先要初算直徑。軸的直徑可按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度進(jìn)行估算，即： p為軸傳遞的功率 n為軸的轉(zhuǎn)速 c通常取106117由于電動機(jī)型號已定，查表得電動機(jī)伸出軸的直徑蝸桿兩端軸的直徑考慮到有鍵槽，應(yīng)取大一些，取30mm同理，裝蝸輪的軸直徑，取60mm 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 擬定軸上零件的裝配方案 ① 蝸桿軸上除有蝸桿，還有兩端軸向固定軸的角接觸球軸承，蝸桿要與蝸輪嚙合，考慮到蝸輪直徑較大，為防止軸承安裝時與蝸輪干擾，軸承與蝸桿有齒部分的距離應(yīng)該較大。由于圓柱齒輪采用的是帶凸臺的齒輪，所以與齒輪配合的軸應(yīng)長一些，具體尺寸如圖所示。 主旋轉(zhuǎn)軸上裝有蝸輪，蝸輪的軸向定位由軸肩和套筒來定位，同樣為防止圓柱齒輪減速器的大齒輪和旋轉(zhuǎn)臺發(fā)生干擾，所以軸的長度也應(yīng)該大一些，具體尺寸如圖所示。 ② 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度，如圖所示。 電動機(jī)的型號為130BYG3502,伸出軸的長度為45mm，所以電動機(jī)伸出軸的長度為45mm，直徑為19mm. 蝸桿軸上裝有齒輪，要與鍵相連，軸取30mm，考慮到齒輪之間不能干擾，取軸的尺寸如圖所示。 主旋轉(zhuǎn)軸的設(shè)計 初選軸的直徑為60mm，軸的結(jié)構(gòu)及尺寸如圖 軸的校核 ⑴ 彎矩受力分析=609421 ①作用在齒輪上的圓周力 Ft②作用在齒輪上的徑向力Fr③ 作用在齒輪上的軸向力Fa⑵ 計算作用于軸上的支反力，彎矩。①求垂直面的支承反力②求水平面的支承反力③繪垂直面的彎矩圖④繪水平面的彎矩圖⑤合成彎矩⑶ 校核軸的強(qiáng)度由軸的扭距、彎距圖可知，齒輪軸的輪齒處存在危險截面，因此在該處計算應(yīng)力 （因扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力不是對稱循環(huán)應(yīng)力，故引入折合系數(shù)α）取抗彎截面系數(shù) 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的彎扭強(qiáng)度條件為 查表151得