【正文】 176。=10mm ， η=則 M。為滾珠絲杠未預緊時的傳動效率，一般取η。) （45）式中：Fyj為滾珠絲杠預加負載，即預緊力，一般取1/3Fm。由于G=9010=900N, f=, i=1, η=則Mkf ==2）M。為導軌摩擦系數(shù)；i為齒輪傳動降速比；η為傳動系統(tǒng)總效率，一般取η=~；L。 L=130mmJ輸出== 。=1cm,M=90kg則 ： JG=（）M=90=( )1）一對齒輪傳動小齒輪裝置在電機軸上轉動慣量不用折算，=J2()2）兩對齒輪傳動傳動總速比i=i1i2,二級分速比為i1=z2/z1和i2=z4/，齒輪1的轉動慣量為J1,齒輪2和3裝在中間軸上，其轉動慣量要分別折算到電機軸上，分別為J2()和J3().齒輪4的轉動慣量要進行二次折算或以總速比折算為：=J4()() （42）因此，可以得到這樣的結論：在電機軸上的傳動部件轉動慣量不必折算，在其他軸上的傳動部件轉動慣量折算時除以該軸與電機軸之間的總傳動比平方。為絲杠導程（cm）。D為圓柱體直徑（cm），JD為電動機轉子轉動慣量，可由資料查出。 δp為脈沖當量（mm/脈沖）；θb為初選步進電機的步距角[（186。t為運動部件從靜止啟動加速到最大快進速度所需的時間（s）。ε為電機最大角加速度（rad/s）。初選電機型號時應合理選擇θb及i, 并滿足： θb ≤(δpi360)/L0 （41） 由上式可知：θb ≤δpi360/L0==176。根據(jù)步距角初步選步進電機型號，并從步進電機技術參數(shù)表中查到步距角θb ，三種不同脈沖分配方式對應有兩種步距角。因此，脈沖當量應根據(jù)機床精度的要求來確定，CA6140的定位精度為177。 若已知軸承的當量動載荷P和預期使用壽命L’h，則可按下式求得相應的計算額定動載荷C’,它與所選用軸承型號的C值必須滿足下式要求：C≥N (313) 滾動軸承預期使用壽命的薦用值使用條件預期使用壽命h不經(jīng)常使用的儀器和設備 短期或間斷使用的機械，中斷使用不致引起嚴重后果，如手動機械，農(nóng)用機械，裝配吊車，自動送料裝置間斷使用的機械，中斷使用將引起嚴重后果，如發(fā)電站輔助設備，流水作業(yè)的傳動裝置，帶式運輸機，車間吊車每天8小時工作的機械，但經(jīng)常不是滿載荷使用，如電機，一般齒輪裝置，壓碎機，起重機和一般機械 每天8小時工作，滿載荷使用，如機床，木材加工機械，工程機械，印刷機械，分離機，離心機 24小時連續(xù)工作的機械，如壓縮機，泵，電機，軋機齒輪裝置，紡織機械 24小時連續(xù)工作的機械，中斷使用將引起嚴重后果，如纖維機械，造紙機械，電站主要設備，給排水設備，礦用泵，礦用通風機 300~30003000~80008000~1200010000~2500020000~3000040000~50000100000由上表查得為20000小時 則額定動載荷C’=N=3 P=6432N L’h=20000h 則C’=18000N C=22000NC’ 此軸承合乎要求另外由于橫向絲杠與縱向絲杠采用同一軸承，且載荷小于縱向，因此同理可驗證其是合理的。由此可列出當軸承的當量動載荷為P時以轉數(shù)為單位的基本額定壽命L10為C1=PL10L10= 10r若軸承工作轉速為n r/min ,可求出以小時數(shù)為單位的基本額定壽命 L10h== h應取L10h≥Lh. L’h為軸承的預期壽命。壽命指數(shù)，球軸承=3，滾子軸承=10/3。 由于機械工作時常具有振動和沖擊，為此，軸承的當量動載荷應按下式計算： P=fd(XFr+Yfa)：載荷性質 機器舉例fd平穩(wěn)運轉或輕微沖擊電機，水泵，通風機，汽輪機~中等沖擊車輛，機床，起重機，冶金設備，內燃機~強大沖擊破碎機，軋鋼機，振動篩，工程機械，石油鉆機~由于軸承載荷與縱向載荷之比：==e查表得 ： X=1,Y=0 =則：P =Fr==6432N(2) 基本額定壽命 滾動軸承的壽命隨載荷的增大而降低，壽命與載荷的關系曲線如圖，其曲線方程為：PL10=常數(shù)式中 ： P當量動載荷，N。而=90176。=0176。深溝球軸承和角接觸球軸承的e值隨Fa/Cor的增大而增大。試驗證明，軸承Fa/Fr≤e或 Fa/Fre時其X,Y值是不同的。1 01 2當量動載荷式中Fr為徑向載荷，N；Fa為軸向載荷，N；X，Y分別為徑向動載荷系數(shù)和軸向動載荷系數(shù)，可由上表查出。在當量動載荷作用下，軸承壽命與實際聯(lián)合載荷下軸承的壽命相同。對推力軸承，軸向基本額定動載荷Ca是指中心軸向載荷?；绢~定動載荷大，軸承抗疲勞的承載能力相應較強。 標準中規(guī)定將基本額定壽命一百萬轉（10r）時軸承所能承受的恒定載荷取為基本額定動載荷C。軸承的基本額定壽命是指90%可靠度，常用材料和加工質量，常規(guī)運轉條件下的壽命，以符號L10(r)或L10h(h)表示。對一個具體軸承很難預知其確切壽命，但是一批軸承則服從一定的概率分布規(guī)律，用數(shù)理統(tǒng)計的方法處理數(shù)據(jù)可分析計算一定可靠度R或失效概率n下的軸承壽命。軸承中任一元件出現(xiàn)疲勞步剝落擴展跡象前院運轉的總轉數(shù)或一定轉速下的工作小時數(shù)稱為軸承壽命（指的是兩個套圈間的相對轉數(shù)或相對轉速）。+(~3)d3 =(~)Dd。 軸承蓋的設計 悶蓋計算公式： 圖35 悶蓋D0=D+(2~)d3+2S2 （313）=+(~3)d3=(~)Dd。極限轉速（脂潤滑）1000805253772900N2000N15000r/min 校核由于減速器軸的軸向載荷是經(jīng)過60度推力軸承才輸入減速器的所以軸向載荷Fa很小徑向載荷基本也是由于安裝方面誤差所導致所以也很小。減速器簡圖圖33 減速器簡圖 軸承的選擇．選型深溝球軸承GB27682 圖34 深溝球軸承（1）減速器輸入端的軸承選擇：d=18mm，則其型號為：， 深溝球軸承型號dDB額定動負荷C額定靜負荷C。=(D2+D1)=(40+)=d。==。=(5740)= ==30mmc==10mmr==5mmn==第二對齒n=40與n=50嚙合則輸出齒輪d=25mm==40mm=da2mn2。=（）===c==r==n==為了更好得使輸入軸與輸出軸嚙合且因D1=〉d=18的原因會導致齒輪的剛度下降，采用圖32形狀，以下輸出軸與輸入軸均采用這種圖B結構。．減速器箱體尺寸 a= 下箱體壁厚 =+3≥8 則=8上箱蓋壁厚 =+3≥8 則=8地角螺釘數(shù)目n 由于a≤250mm n=4地角螺釘直徑 df=+12 取df=M8齒輪端面與內箱壁最小距離 2==8mm 減速齒輪 第一對齒n45與n45嚙合計算公式為：==(D2+D1) L=(~)d一般取l=bC= 但是不小于10R=N= mn為模數(shù)。綜上可知：縱向與橫向可用一種減速機構。由任務書中可知縱向和橫向的脈沖當量分別為：縱向 橫向 為減少減速機構的體積設定中心距A=(z1+z2)m/2=其中m= z1+z2=90(齒)則以橫向脈沖計算為例 i=z1/z2=45/45時， i=z1/z2=40/50時， i=z1/z2=30/60時，因此縱向與橫向的減速機構可以相同，為了降低成本將橫縱減速器結構設置為一樣。 2滾珠與螺紋滾道間的接觸變形量δ2= = = 在這里 Fyj===1118NZ=dm/Dw=ZΣ==絲杠的總變形量δ=δ1+δ2=+=,故所選絲杠合格。178。)=93%2)剛度驗算1絲杠的拉壓變形量δ1=177。11180。11180。L?？v=11061/2 / 5 =L=60nt/10= /10=C =fmFm==初選滾珠絲杠型號為:CD50其基本參數(shù)為 Dw = ，λ=2176。：方式兩端端自由一端固定一端自由兩端固定兩端簡支Fz 由=fzπEI/L 且 fz= ， E= ， I=πd1/64,L=2800mm為絲杠的長度由于 I =πd1/64=π()/64== 517903/(2800)=727959=727959/1857=3924所以絲杠很穩(wěn)定。 I為截面慣性矩，對絲杠圓截面I=πd1/64（mm）(d1為絲杠的底徑)；L為絲杠的最大工作長度（mm）。3)壓桿穩(wěn)定性驗算滾珠絲杠通常屬于受軸向力的細長桿，若軸向工作負載過大，將使絲杠失去穩(wěn)定而產(chǎn)生縱向屈曲，即失穩(wěn)。1絲杠的拉壓變形量δ1δ1=FmL / EA (37) = / ()178。+10180。/tg(2186。 (3) 縱向滾珠絲杠的校核1)傳動效率計算 滾珠絲杠螺母副的傳動效率為 η=tgλ/tg(λ+φ)=tg2186。=8mm,dm=63mm,λ=2186。考慮到簡易經(jīng)濟改裝，所以采用外循環(huán)。=22261/2 /12= L=60nt/10= /10=則 C= ==11740(N) 初選滾珠絲桿副的尺寸規(guī)格，相應的額定動載荷Ca不得小于最大動載荷C:因此有CaC=11740N.另外假如滾珠絲杠副有可能在靜態(tài)或低速運轉下工作并受載，那么還需考慮其另一種失效形式滾珠接觸面上的塑性變形。=12mm；fm為運轉狀態(tài)系數(shù)，因為此時是有沖擊振動，所以取fm=。v為最大切削力條件下的進給速度（m/min）,可取最高進給速度的1/2~1/3。 縱切外圓時，車床的主切削力Fz可以用下式計算： （33） =5360(N)由金屬切削原理知:Fz:Fx:Fy=1:: (34) 得 Fx=1340(N) Fy=2144(N)因為車刀裝夾在拖板上的刀架內，車刀受到的車削抗力將傳遞到進給拖板和導軌上，車削作業(yè)時作用在進給拖板上的載荷Fl、Fv和Fc與車刀所受到的車削抗力有對應關系，因此，作用在進給拖板上的載荷可以按下式求出：拖板上的進給方向載荷 Fl=Fx=1340(N)拖板上的垂直方向載荷 Fv=Fz=5360(N)拖板上的橫向載荷 Fc=Fy=2144(N)因此，最大工作載荷 =+(5360+) =(N)對于三角形導軌 K= ，f ′=~,選f ′=(因為是貼塑導軌)，G是縱向、橫向溜板箱和刀架的