【正文】 速為 1500rpm ；轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動慣量 2mkg? ，重量 36千克，靜摩擦力矩 ，反電視常數(shù)為 radsV /? ，轉(zhuǎn)矩常數(shù)為 AmN /? ，理論角加速度為 2m a x /8100 srad?? ，電器時間常數(shù)為 ，機械時間常數(shù)為 。熱時間常數(shù)為 70min，計算電阻值為 ? ，實惻包括引線、接線端子和接觸電阻約為 ? ，計算電感為 . 說明 （ 1）本設(shè)計計算只是計算 X 軸、其他軸類似。 （ 2）本機床在改造過程中，盡量減少對機床結(jié)構(gòu)的改動，充分利用原有的結(jié)構(gòu)零件，以減少改造的費用和工作量。 （ 3）本設(shè)計采用固定絲杠，轉(zhuǎn)動螺母傳遞運動的方案 23 第 5 章 零件的設(shè)計與計算 齒輪的設(shè)計與校核 根據(jù)齒輪的一般設(shè)計原則，為了有利于提高精度，盡量減少傳動級數(shù)，并且盡可能采用升速的傳動比。 本機床由于原機構(gòu)中絲杠安裝在工作臺滑鞍上，如果將直流伺服電機直接與絲杠連接，將簡化傳動結(jié)構(gòu)，有利于精度的提高，減少轉(zhuǎn)動慣量，摩擦，磨損，損耗；但是由于電機很重，為了避免產(chǎn)生大的傾斜力，有為了使改造后的機床外觀造型協(xié)調(diào)和均衡，本設(shè)計不將 X 軸伺服電機直接裝在工作臺的滑鞍上，所以需要增加變速箱及相應(yīng)的傳動級。 由于滾珠絲杠隨工作臺運動，而伺服電機不隨該工作臺運動，這樣，給運動的 傳遞造成了困難。如果 X軸運動是絲杠運動，螺母不動，則傳動齒輪與絲杠之間也需要相對運動，會增加傳動齒輪與絲杠之間的傳動間隙，且不利于消除其間隙。本設(shè)計采用固定絲杠，旋轉(zhuǎn)螺母傳遞運動的方案。由于伺服電機大，再加上支架等的影響，使一級傳動難以實現(xiàn)，為此在設(shè)計中采用二級傳動。為了使絲杠的螺距值與數(shù)控裝置中可選擇的參數(shù)相匹配，并使傳動 性 能 較 好 ， 選 擇 了 總 減 速 比 i=. 本 機 床 改 造 中 取i1=z2/z1=50/24,i2=z3/z2=36/50,i=i1 i2=(50/24)（ 36/50） = 得以滿足。 工作臺內(nèi) 各齒輪的主要參數(shù)及材料列于表 51 中。 24 表 51 齒輪材料 Z3 、 Z4 齒輪的強度校核 1 齒根彎曲疲勞強度驗算 ： （ 1） 計算齒輪的彎曲疲勞極限應(yīng)力 SrXNim bFimF YYY /??? ?? ?? 式中： imF?? ———— 被校核齒輪的彎曲疲勞極限應(yīng)力 )(MPa imF?? ———— 實驗齒輪的彎曲疲勞極限應(yīng)力，由《機械設(shè)計手冊》圖 齒輪 齒數(shù) 模數(shù) 齒寬毫米 變位系數(shù) 材料 硬度 頂高系 數(shù) 壓力角 1Z 25 43 40Cr RC4550 1 20? 2Z 31 28 40Cr RC4550 1 20? 3Z 18 28 40Cr RC4550 1 20? 4Z 38 25 40Cr RC4550 1 20? 5Z 26 28 40Cr RC4550 1 20? 6Z 30 28 40Cr RC4550 1 20? 7Z 46 3 20 40Cr RC4550 1 20? 8Z 21 3 30 40Cr RC4550 1 20? 25 8—— 13 查得： 52043 ??? Fim bim bF ?? )(MPa NY ———— 彎曲壽命系數(shù)，因兩齒輪得應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為： 843 ??????N 次 844 ??????N 次 143 ?? NN YY （機械設(shè)計手冊圖 8—— 14 查得） XY ———— 尺寸系數(shù) 143 ?? XX YY （機械設(shè)計手冊圖 8—— 15 查得） SrY ———— 有效應(yīng)力集中系數(shù)，由機械設(shè)計手冊圖 8—— 16 知： ?SrY ， ?SrY 所以 SrXNbimFimF YYY /3333 ??? ?? ?? ??? 477? )(MPa SrXNim bFimF YYY /4444 ??? ?? ?? ??? 240? )(MPa （ 2） 比較彎曲強度 由圖《機械設(shè)計手冊》 8—— 6查得齒形系數(shù)： ?FY ， ?FY 則有： 26 4 43 3 ????? ?? F imFF imF YY ?? 因此齒輪 4Z 彎曲強度弱。 （ 3） 計算彎曲工作應(yīng)力 4F? 4F? ?? YYYbmF Ftc ???? 式中； tcF ———— 計算圓周力，而 ?? KKKKFF UAttc ????? 其中： tF ———— 工作圓周力 6 4 6063 0 002 0 003 3 ???? d TF t N AK ———— 工作狀況系數(shù)，由《設(shè)計手冊》 8—— 7 查知 ?AK VK ———— 動載荷系數(shù)，因為 0 0 0 03 ???VZ ，由設(shè)計手冊圖 8—— 4 知 1?VK ?K ———— 載荷 分配系數(shù)，?? YK1? ， ??? 時 ??Y 所以 ???K ?K ———— 載荷分布系數(shù)，因 62263 ??? dbd?， 27 故由圖 8—— 5查得 ?K ? 則； 4 1 2 7 3 ??????tcF N ?Y ———— 載荷作用系數(shù) ??Y ?Y ———— 螺旋角系數(shù) 1??Y b ———— 齒寬 26?b mm m ———— 模數(shù) 2?m 所以 ??? YYYbmF FtcFc ???? 4 1 9 4 1 7 ?????? )(MPa （ 4）計算齒輪的彎曲疲勞安全系數(shù) FS 1954124 4 ??? ?FimFFS ??可靠。 2. 齒面接觸疲勞強度驗算 （ 1） 計算齒輪的接觸疲勞極限應(yīng)力 imH?? ??? ZZNim bHimH ??? ?? 式中： imbH?? ———— 實驗齒輪的接觸疲勞極限應(yīng)力，由《機械設(shè)計手冊 》查得： 110043 ?? ?? im bHim bH ?? )(MPa NZ ———— 壽命系數(shù)，由手冊 8—— 18圖查知 28 ?NZ ， ?NZ ?Z ———— 硬化系數(shù) 取 1??Z 所以 ?????imH? )(MPa 1 4 2 1 0 04 ?????imH? )(MPa （ 2） 計算接觸工作應(yīng)力 uubdFZZZ tcHEH 13 ????? ? ?? )(MPa 式中： EZ ———— 材料系數(shù)，由《機械設(shè)計手冊》表 8—— 9 查得：MPaZE ? HZ ———— 節(jié)點系數(shù)， ?HZ （圖 8—— 10） ?Z ———— 重合度系數(shù) ??Z （圖 8—— 9） u ———— 齒數(shù)比 315434 ??? ZZu 則： )( ?? ??????H? 889? )(MPa （ 3） 計算安全系數(shù) HS 29 889134 8 ??? ?HimFHS ?? 安全可靠 . 3 短期過載強度校驗計算 取最大短期尖峰載荷是額定工作載荷得 倍 . 短期過載彎曲極限應(yīng)力 ,可知： 8 1 0451818 ?????? H R Cim SF? )(MPa 最大得彎曲工作應(yīng)力為： a x ????? AFF K?? )(MPa 短期過載彎曲強度安全系數(shù)； 348 10m a x ??? ?F im SFFSS ?? （安全） 短期過載接觸極限應(yīng)力，根據(jù)機械設(shè)計手冊表 8—— 12 知 1 8 5 ????? H R Cim SH? )(MPa 而最大接觸應(yīng)力為： 9 7 8 a x ?????AHH K?? )(MPa 短期過載接觸強度的安全系數(shù)為： a x ??? ?H imSHHSS ?? （安全） 其他齒輪對的強度校核 按上面的方法和步驟，對工作臺中的其他齒 輪對可進行類似的計算，現(xiàn)將其計算結(jié)果列于表 52 中供以參考。 校核 7Z 、 8Z 齒輪對時。只計算短期過載時的安全系數(shù)，不計算疲勞強 30 度，這是因為使用的時間很多。 表 52 齒輪校核 齒 對數(shù) 項目 21ZZ 65ZZ 87ZZ 1 彎曲疲勞極限應(yīng)力 imF?? 300 —— 2 接觸疲勞極限應(yīng)力 imH?? 1100 1100 —— 3 彎曲工作應(yīng)力 F? 211 —— 4 接觸工作應(yīng)力 H? 628 —— 5 短期過載彎曲強度極限應(yīng)力 imSF?? 810 960 810 6 短期過載接觸強度 極限應(yīng)力 imSH?? 1858 1982 1858 7 最大彎曲應(yīng)力 maxF? 345 8 最大接觸應(yīng)力 maxH? 970 1610 9 彎曲疲勞強度安全系數(shù) FS —— 10 接觸疲勞強度安全系數(shù) HS —— 11 短期過載 彎曲強度安全系數(shù) FSS 12 短期過載接觸強度安全系數(shù) HSS 31 軸系零部件的強度校核與壽命計算 已知下列條件：軸的材料為 40Cr，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理 HB=220250，各齒輪的分度圓直徑分別為： 1084 ?d （ mm） 846?d （ mm）， 1057 ?d （ mm）。 1 軸的疲勞強度校核 校核軸的強度時，應(yīng)取低速運轉(zhuǎn)時的受力狀態(tài)。 計算Ⅰ — Ⅰ、Ⅱ — Ⅱ兩截面的安全系數(shù)。 截面Ⅰ — Ⅰ的彎矩： 水平面的彎矩： 3371 1091050 ?? ?????? BxrxZ RFM 310)91 0 9 2501 9 5 2( ?????? =199N M 垂直面的彎矩： 3371 1091050 ?? ?????? BytyZ RFM 310)9720505 3 6 2( ?????? =542 N M 合成的彎矩： 22 ?? ??? yZxZ MMM 米）牛 ???? (575)542()199( 22 截面Ⅱ — Ⅱ的彎矩： 水平面的彎矩： 米）牛 ????? ??? ( 3AxxZ RM 垂直面的彎矩： 33 ???? ?????? AyyZ RM 米）（牛 ?? 合成的彎矩： 2222 )()11( ???? ?????? yZxZ MMM 米）牛 ?? (223 32 兩截面的扭矩： )( 米牛 ??T 下面按當(dāng)量彎矩計算Ⅰ — Ⅰ及Ⅱ — Ⅱ兩截面的安全系數(shù)，現(xiàn)將計算的程序和結(jié)果列于表 5— 3。 表 5— 3 名 稱 符 號 與 公 式 Ⅰ — Ⅰ 截 面 Ⅱ — Ⅱ 截 面 說 明 扭 矩 米）牛 ?(T 356 356 彎 矩 米）牛 ?(M 575 223 當(dāng)量力矩 MTM e ?? 652 380 軸 徑 （毫米） )(Dd 3 42 3 42 工作應(yīng)力 )(MPaWMe?? 131 W 由設(shè)計手冊表 13— 2計算 疲勞極限 )(1 MPa?? 350 350 表 13— 1 尺寸系數(shù) ? 圖 13— 1 表 面