数控加工中心主轴和工作台的结构设计

毕业设计（论文）题目：数控加工中心主轴和工作台的结构设计（英文）：数控加工中心主轴和工作台的结构设计摘要加工中心由于备有刀库并能自动更换刀具，使得工件在一次装夹中可以完成多工序的加工。加工中心一般不需要人为干预，当机床开始执行程序后，它将一直运行到程序结束。加工中心还赋予了专业化车间一些诸多优点，如：降低机床的故障率，提高生产效率，提高加工精度，削减废料量，缩短检验时间，降低刀具成本，改善库存量等。由于加工中心的众多优势，所以它深受全球制造企业的青睐。加工中心主要由主轴组件、回转工作台、移动工作台、刀库及自动换刀装置以及其它机械功能部件组成。其中的主轴组件是机床重要的组成部分，其运动性能直接影响机床加工精度与表面粗糙度。本文在查阅大量国内外文献的基础上，通过研究分析不同加工中心主轴组件的性能，综合地比较了其特点，并拟定了一个较为合理的主轴组件结构方案。同时，还就主轴、轴承以及丝杠等重要零件的机械性能进行了探讨，并对这些零件的刚度和强度进行了校核。此外，本设计中所采用的陶瓷轴承能有效地增加主轴的刚度，从而提高了加工中心的可靠性和稳定性。本课题是关于数控加工中心主轴和工作台的设计，课题研究目的是在现有资料的基础上，对数控加工中心主轴和工作台整体进行设计，并通过所学知识尝试对其部分结构和工艺进行优化，提高其使用效率。关键词：数控加工中心；主轴；工作台；结构设计

目录1 概述 71.1 国内外发展状况 71.2 课题的目的和意义 72 主轴 82.1 主轴的主要技术指标 82.2 课题拟解决的关键问题 82.3 解决上述问题的策略 92.4 方案拟定 92.4.1 数控加工中心主轴组件的组成 92.4.2 机械系统方案的确定： 92.5 主轴电动机的选用 112.5.1 主电动机功率估算 112.6 主轴 122.6.1 主轴结构设计 122.6.2 主轴轴径的确定： 132.6.3 主轴受力分析 152.6.4 主轴的强度校核 192.6.5 主轴的刚度校核 202.7 主轴组件的支承 212.7.1 主轴轴承 212.7.2 主轴轴承的配置 222.7.3 主轴轴承的预紧 232.7.4 主轴支承方案的确定 242.7.5 轴承的配合 242.7.6 主轴轴承设计计算 252.8 同步带的设计计算 272.8.1 设计功率Pd 272.8.2 选定带型和节距 272.8.3 小带轮齿数Z1 272.8.4 小带轮节圆直径d1 282.8.5 大带轮齿数Z2 282.8.6 大带轮节圆直径d2 282.8.7 带速v 282.8.8 初定轴间距a0 282.8.9 带长及其齿数 292.8.10 实际轴间距 292.8.11 小带轮啮合齿数 292.8.12 基本额定功率P0 302.8.13 带宽bs 302.8.14 作用在轴上的力Fr 302.8.15 带轮的结构和尺寸 302.9 主轴组件的润滑与密封 312.9.1 主轴组件的润滑 312.9.2 主轴组件的密封 312.9.3 本课题的润滑与密封方案的确定 332.10 键的设计计算 332.10.1 主轴上的键 332.10.2 主电机上的键 342.11 液压缸的设计计算 353 主轴组件的进给运动部件 373.1 进给电动机的选用 373.1.1 进给电动机功率的估算 373.1.2 进给电动机的选用 373.2 联轴器的设计计算 383.2.1 类型选择 383.2.2 载荷计算 383.2.3 型号选择 383.3 垂直方向伺服进给系统的设计计算 383.3.1 切削力估算 383.3.2 滚珠丝杠副的设计计算 394 工作台 454.1 工作台参数拟定 454.2 总体方案的确定 454.2.1 导轨副的选用 454.2.2 丝杆螺母副的选用 454.2.3 减速装置的选用 464.2.4 伺服电动机的选用 464.2.5 检测装置的选用 464.3 机械传动部件的计算与选型 464.3.1 导轨上移动部件的重量估算 464.3.2 铣削力的计算 464.3.3 直线滚动导轨副的计算与选型 474.3.4 滚珠丝杠螺母副的计算与选型 484.3.5 联轴器的选择及计算 504.4 传动系统等效转动惯量计算 514.4.1 转动惯量的计算基本公式 514.5 步进电机的选用 524.5.1 步距角的选择 524.5.2 步进电机输出转矩的选择 524.5.3 总负载转矩Mfq的计算 534.5.4 启动矩频特性校核 54

引言机械工业为各行各业适时提供先进可靠经济的机械装备，它是国民经济的重要支柱产业。而机床则是制造机器的机器，是机械工业的核心。机床工业的技术水平，是一个时代新技术综合发展水平的重要标志，所以世界各国都高度重视机床工业的发展。新中国成立至今，我国机床工业从无到有，从小到大，尤其是改革开放以来更得到了迅猛的发展，逐渐建立起与国民经济相适应的工业体系。但是，我国机床工业的总体技术水平与工业发达国家相比，还有较大差距。尤其是高精尖的数控机床方面，突出的表现是产品品种少，质量较差，可靠性较低；在科研和设计方面，有关资料短缺，设计方法落后，开创性差，部分技术引进消化不良等现象尚待解决。装备工业技术水平和现代化程度决定这整个国民经济的水平和现代化程度，数控技术及装备是发展高新技术产业和尖端工业的主要技术和最基本的装备。制造技术和装备是人类生产活动的最基本的生产资料，也是国家国力的一种体现，而数控技术则是当今先进制造技术和装备最核心的技术，世界上各工业发达国家将数控技术及数控装备列为国家战略物资，在关键的数控技术和装备方面对我国实施封锁和限制，在很多高精尖装备和零部件上进行垄断。我国数控技术起步晚，又因为种种原因，数控机床技术一直和国际顶尖水平有所差距。

概述国内外发展状况对于数控加工技术，国外从1953年美国研制出第一台三坐标方式升降台数控铣床至今，已有近70年，而国内稍微落后几年，因为种种原因，技术水平一直与国际上有所差距。国内在90年后有数控加工技术有了较大的提高，但目前在进给速度，主轴转速，刀具交换时间，精度等方面和国外一些工业发达的国家相比还是有很大差距。最近几年国内对数控加工技术更加的重视，加大力度探索，也取得很好的成绩，但国产数控加工中心还是不能与国外同类产品比肩，导致国产数控加工中心的市场占有率逐年降低。国产数控机床除了在高速，高效和精度上有所差距外，可靠性方面也是明显落后的，国外平均故障时间大都在5000小时以上，而国产机床大大低于这个数字，这也是用户反映最强烈的问题之一。总之，国内数控加工机床还有很大的发展空间，需要我们继续探索和提高。课题的目的和意义加工中心是典型的集高新技术于一体的机械加工设备，它的发展代表了一个国家设计、制造的水平，因此在国内外企业界都受到高度重视。本课题的目的是进行数控加工中心主轴和工作台的结构设计，主轴和工作台作为加工中心的执行元件，它确保带动刀具进行切削加工、传递运动、动力及承受切削力等，并满足相关的技术指标要求。通过设计了解和认识数控加工中心的主要结构和技术，并强化所学的知识，学会灵活自如的应用。主轴主轴的主要技术指标主轴拟定的主要技术指标要求：主轴孔锥度：7:24；主轴孔直径：52mm；主轴箱行程（Z轴）：470mm；主轴转速范围：30-3000r/min；快速移动速度（Z轴）：10mm/min；进给速度（Z轴）：1-400mm/min课题拟解决的关键问题各类机床对其主轴组件的要求，主要是精度问题，就是要保证机床在一定的载荷与转速下，主轴能带动工件或刀具精确地、稳定地绕其轴心旋转，并长期地保持这一性能。主轴组件的设计和制造，都是围绕着解决这个基本问题出发的。为了达到相应的精度要求，通常，主轴组件应符合以下几点设计要求[1]：旋转精度：旋转精度是指机床在空载低速旋转时，主轴前端安装工件或刀具部位的径向和轴向跳动值满足要求，目的是保证加工零件的几何精度和表面粗糙度。刚度：指主轴组件在外力的作用下，仍能保持一定工作精度的能力。刚度不足时，不仅影响加工精度和表面质量，还容易引起振动，恶化传动件和轴承的工作条件。设计时应在其它条件允许的条件下，尽量提高刚度值。抗振性：指主轴组件在切削过程中抵抗强迫振动和自激振动保持平稳运转的能力。抗振性直接影响加工表面质量和生产率，应尽量提高。温升和热变形：温升会引起机床部件热变形，使主轴旋转中心的相对位置发生变化，影响加工精度。并且温度过高会改变轴承等元件的间隙、破坏润滑条件，加速磨损。耐磨性：指长期保持其原始精度的能力。主要影响因素是材料热处理、轴承类型和润滑方式。根据本课题的设计任务要求，由于主轴的转速并不是很高，所以在抗振性、温升等方面不必重点考虑，而应重点考虑加工中心的旋转精度和刚性。但是在设计时仍应综合考虑以上几项要求，注意吸收新技术，以获得满意的设计方案。解决上述问题的策略旋转精度主要取决于主轴、支承轴承、主轴箱上轴承座等的制造、装配和调整精度。显然，若要保证主轴组件的旋转精度，则必然对主轴支承轴颈的圆度、轴承滚道及滚子的圆度、主轴及其上的回转零件的动平衡度、止推轴承的滚道及滚动体的误差、以及对主轴的主要定心面的径向跳动和轴向窜动等提出较高的整体要求，特别要提高支承轴承的精度等级。要保证旋转精度，通常应尽量满足以上要求。而对于主轴组件的刚度，实际上是主轴、轴承、轴承座等加工设计的综合反映。主轴自身的结构形状和尺寸，滚动轴承的配置形式（背靠背、面对面、同向、混合等）、数量、类型、预紧等，以及支承的跨距、主轴前端的悬伸量等都将直接影响其刚度。为了保证机床的主轴具有足够的刚度，通常应尽量使主轴前端的悬伸量缩短，主轴直径增大，并通过计算求出支承轴承间的最佳跨距、进行预紧、采用合理的轴承及其相应的配置形式等措施。采用以上各种措施必然会使机床的刚性及旋转精度大幅度提高，但是，若盲目地全部采纳上述措施，则一定会使机床的制造难度增大，成本增加。所以，在设计的时候，要综合各项因素考虑。方案拟定数控加工中心主轴组件的组成主轴组件是由主轴，主轴轴承，装在主轴上的传动件和密封件等组成的。机械系统方案的确定：主轴传动机构：齿轮传动，同步带传动；由于齿轮传动需要具备较多的润滑条件，而且为了使主轴能够达到一定的旋转精度，必须选择较好的工作环境，以防止外界杂物侵入。而同步带传动则避免了这些状况，并且传动效率和传动比等都能符合课题的要求，故在本课题的主轴传动方式中选择同步带传动。同步带传动的优点是[2]:a）无滑动，能保证固定的传动比；b）预紧力较小，轴和轴承上所受的载荷小；c）带的厚度小，单位长度的质量小，故允许的线速度较高；d）带的柔性好，故所用带轮的直径可以较小。其主要缺点是安装时中心距的要求严格。主轴进给机构：进给电机和丝杆直接传动的方式（滑动螺旋，滚动螺旋）：由于本课题中丝杠用于主轴垂直方向的进给，所以对于高低速时运行的稳定性要求较高。故对比以上两种螺旋传动的特点，结合本课题的需求，故采用传动效率高、磨损小、传动平稳的滚动螺旋传动方式。刀具自动夹紧机构：在本课题中，采用气压缸夹紧方式，从而避免因油路堵塞等常见情况。而在拉杆处则采用钢球拉紧机构，因为其加工简单，并可以有效的拉紧刀杆。主轴准停机构：机械方式，电气方式；本课题采用电气式主轴准停装置，此方式避免了机械装置的复杂结构，只需要数控系统发出指令信号，主轴就可以准确地定向。切屑清除机构：自动清除主轴孔内的灰尘和切屑是换刀过程的一个不容忽视的问题，在拉紧刀杆时，锥孔表面和刀杆锥柄会被划伤，甚至会使刀杆发生偏斜，破坏刀杆的正确定位，影响零件的加工精度，甚至会使零件超差报废。为了保持主轴锥孔的清洁，常采用的方法是使用压缩空气吹屑。伺服驱动系统方案的确定：交流伺服电动机，直流伺服电动机，步进电机。本课题的主电机选用中选择交流伺服电动机。总体方案确定：在主轴传动方式中选择同步带传动；在主轴的进给运动中，采用滚珠丝杠；主轴准停机构采用磁力传感器检测定向；采用了液压缸运行的方式，通过活塞、拉杆、拉钉等一系列元件的运动来达到刀杆的松紧目的；切屑清除机构；进给系统使用直流伺服电动机，主运动系统选用交流伺服电动机。主轴电动机的选用主电动机功率估算主切削力的计算经验公式[1]：F切式中：F切apafaed0：刀直径，单位为：mmZ：铣刀齿数；KFz：铣削力修正系数，σb：工件材料抗拉强度，单位为：GPa已知：高速钢刀具：刀具前角γ0=15°；主偏角Kγ=60°；工件材料为σb=将上述拟定条件代入公式中（2.1），则可得主切削力F切削速度[1]V主切削力的计算铣削功率P主电机功率P其中：ηm为机床主传动系统传动效率。滚珠轴承传动效率为0.99[1],同步带传动效率为0.98[1]主电机选型利用交流伺服系统可进行精密定位控制，可作为CNC机床、工业机器人等的执行元件。FANUC交流主轴电机S系列从0.65kW~37kW共分13种。它的特点是转速高、输出功率大、性能可靠、精度好、振动小、噪音低，既适合于高速切削又适合于低速重切削。该系列可应用在各种类型的数控机床上。根据主电机功率PE=5.48kW其主要技术参数如下：a）额定输出功率：5.5kW；b）最高速度：6000r/min；c）额定输出转矩：35.0N∙d）转子惯量：0.022N∙主轴主轴结构设计主轴的主要参数是指：主轴前轴颈直径D1；主轴内孔径d；主轴悬伸量a和主轴支承跨距l图2-1主轴主要参数示意图主轴轴径的确定：主轴轴径通常指主轴前轴颈的直径，其对于主轴部件刚度影响较大。加大直径D，可减少主轴本身弯曲变形引起的主轴轴端位移和轴承弹性变形引起的轴端位移，从而提高主轴部件刚度。但加大直径受到轴承dn值的限制，同时造成相配零件尺寸加大、制造困难、结构庞大和重量增加等，因此在满足刚度要求下应取较小值。设计时主要用类比分析的方法来确定主轴前轴颈直径D1。加工中心主轴前轴颈直径D1按主电动机功率来确定，有表3.11-6[3]查得由于装配需要，主轴的直径总是由前轴颈向后缓慢地逐段减小的。在确定前轴径D1后，由式3.11-1[3]可知前轴颈直径D1和后轴颈直径D主轴内孔直径d的确定主轴内孔直径与机床类型有关，主要用来通过棒料，通过拉杆、镗杆或顶出顶尖等。确定孔径d的原则是，为减轻主轴重量，在满足对空心主轴孔径要求和最小壁厚要求以及不削弱主轴刚度的要求下，应尽量取大值。由经验得知，当dD≥0.7时（D是主轴平均直径），主轴刚度会急剧下降；而当dD≤0.5时，内孔d对主轴几乎无影响，可忽略不计，d此时，刚度削弱小于25%.按照任务书的要求及综合各轴段直径的实际大小，确定内孔直径d=

52mm。主轴端部形状的选择机床主轴的轴端一般用于安装刀具、夹持工件或夹具。在结构上，应能保证定位准确、安装可靠、连接牢固、装卸方便，并能传递足够的扭矩。目前，主轴端部的结构形状都已标准化。图所示为铣床主轴的轴端形式，其尺寸大小按照JB2324-78进行加工，选择主轴序号为50的主轴端部尺寸。图2-2铣床主轴的轴端形式主轴悬伸量a的确定主轴悬伸量a是指主轴前端面到前支承径向反力作用中点(一般即为前径向支承中点)的距离。它主要取决于主轴端部结构型式和尺寸、前支承的轴承配置和密封装置等，有的还与机床其他结构参数有关，如工作台的行程等，因此主要由结构设计确定。悬伸量a值对主轴部件的刚度和抗振性具有较大的影响。因此，确定悬伸量a的原则，是在满足结构要求的前提下尽可能取小值，同时应在设计时采取措施缩减a值。主轴支承跨距l的确定支承跨距l是指主轴相邻两支承反力作用点之间的距离。跨距l是决定主轴系统动、静刚度的重要影响因素。合理确定支承跨距，是获得主轴部件最大静刚度的重要条件之一。最优跨距l是指在切削力作用下，主轴前端的柔度值最小时的跨距。其推导公式是在静态力作用下进行的。实验证明，动态作用下最优跨距很接近于推得的最优值。最优跨距l0,可按下列公式计算[1]l0=α∙式中：α=36EI1+K=αa1+k1其中：a：主轴前端悬伸长，单位为cm；E：材料的弹性模量，单位为N/I：轴惯性矩，单位为cm4k1：前轴承刚度值，单位为Nk2：后轴承刚度值，单位为N按上式计算最优跨距l0，计算过程如下I=π64D14式中：D1：主轴跨距部分的平均直径，单位为mmd1：主轴跨距部分的平均孔径，单位为mmDd由式（2.5）可得：I≈205cm4；由参考文献[1]中3.11-11确定k1≈900N/m，k2≈730N/m；由主轴材料为将上述参数代入公式（2.3），（2.4），得α=862cm，将α，K代入公式（2.2），得l0按照结构设计的要求，取l=336mm因为l=336mm<l0主轴受力分析轴所受的载荷是从轴上零件传来的。计算时，常常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。而作用在轴上的扭矩一般从传动件轮毂宽度的中点算起。主轴上的轴承采用一端固定，另一端游动的支承形式。图示2.3a为轴承在空间力系的总受力图，它可分解为铅垂面(图2.3b)和水平面(图2.3c)两个平面力系。由公式(2.

1)得出切向铣削力F径向负荷[4]F切向负荷[4]F轴向负荷[4]F由于此主轴的受力属于简单静不定梁类型，所以要以静不定梁的受力方法来解决问题。为了使其变形与原静不定梁相同，必须满足变形协调条件，即要求挠度ωB利用叠加法，得挠度为：ωB=Fr2式中：Fr2：径向（切向）负荷风力，单位为NF：径向（切向）负荷，单位为N；E：材料的弹性模量，E=2.1×I：轴惯性矩，单位为cm4由公式（2.5）得I=205将F=Fr，ω解得Fr2v≈664.37N，Fr3v≈-332.48N由F解得F由F解得F将F=Ft，Fω解得F由F解得F由F解得F则可知：A-B段支承反力：水平面:F垂直面：FB-C段支承反力：水平面:F垂直面：FC-D段支承反力：水平面:F垂直面：FD-E段支承反力：水平面:F垂直面：FA-B段弯矩：水平面：M垂直面：M合成：MB-C段弯矩：水平面：M垂直面：M合成：MC-D段弯矩：水平面：M垂直面：M合成：MD-E段弯矩：水平面：M垂直面：M合成：M可得受力图，弯矩图，转矩图如下：机构草图受力简图水平面受力水平面弯矩图垂直面受力垂直面弯矩图合成弯矩图转矩图己知：小带轮的输出功率为5.5kW，同步带的传动效率为0.98。所以，大带轮的输出功率为：P则大带轮的输出转矩为：T=主轴的强度校核从合成弯矩图和转矩图上得知，主轴在截面C、D处承受了较大的弯矩，并且还受到带轮传动所带来的扭矩。因此，这两个截面是危险截面。在校核主轴的强度时应按弯扭合成强度条件进行计算。轴的弯扭合成强度条件为[5]σca=MW式中：σca：轴的计算应力，单位为MPaW：轴的抗弯截面系数，单位为mm3Α：折合系数；σ-1：轴的许用弯曲应力，单位为MPaT：轴所受的扭矩，单位为N∙M：轴所受的弯矩，单位为N∙轴的抗弯截面系数为[5]W=式中：d：轴颈处直径，单位为mm；β：β=d1d，此处得W=根据主轴材料为40Cr，由表15-1[5]查得许用弯曲应力σ-1=70MPa将上述参数代入公式（2.7），则轴的计算应力为σ因为σca<σ主轴的刚度校核轴在载荷作用下，将产生弯曲或扭转变形。若变形量超过允许的限度，就会影响轴上零件的正常工作，甚至会丧失机器应有的工作性能。对于本课题的主轴，应该按轴的弯曲刚度校核。轴计算刚度经验公式为y1=F式中：y1：轴的计算挠度，单位为mmI：轴惯性量，单位为mm4E：轴所用材料的弹性模量，单位为NL：支承跨度，单位为mm；Ft1：轴所受圆周力，单位为NFr1：轴所受径向力，单位为Nyp：轴的允许挠度，单位为mm已知：Ft=1841.4N，Fr=716.1N，I=205cm4，将上述参数代入公式（2.8），则轴的理论刚度为y由于y1<y综上所述，轴的强度，刚度均符合要求。主轴组件的支承主轴轴承机床主轴带着刀具或夹具在支承件中作回转运动，需要传递切削扭矩，承受切削抗力，并保证必要的旋转精度。数控机床主轴支承根据主轴部件的转速、承载能力及回转精度等要求的不同而采用不同种类的轴承。主轴轴承是主轴组件的重要组成部分，它的类型、结构、配置、精度、安装、调整、润滑和冷却都直接影响了主轴组件的工作性能。在数控机床上主轴轴承常用的有滚动轴承和滑动轴承。滚动轴承摩擦阻力小，可以预紧，润滑维护简单，能在一定的转速范围和载荷变动范围下稳定地工作。滚动轴承由专业化工厂生产，选购维修方便，在数控机床上被广泛采用。但与滑动轴承相比，滚动轴承的噪声大，滚动体数目有限，刚度是变化的，抗振性略差并且对转速有很大的限制。数控机床主轴组件在可能条件下，尽量使用了滚动轴承，特别是大多数立式主轴和主轴装在套筒内能够作轴向移动的主轴。这时滚动轴承可以用润滑脂润滑以避免漏油。数控机床主轴支承根据主轴部件的转速、承载能力及回转精度等要求的不同而采用不同种类的轴承。目前，一般中小规格的数控机床（如车床、锐床、钻锺床、加工中心、磨床等）的主轴部件多采用成组高精度滚动轴承重型数控机床采用液体静压轴承，高精度数控机床（如坐标磨床）采用气体静压轴承，转速达2~10×10主轴轴承的配置根据主轴部件的工作精度、刚度、温升和结构的复杂程度，合理配置轴承，可以提高主传动系统的精度。采用滚动轴承支承，有许多不同的配置形式，目前数控机床主轴轴承的配置主要有如图所示的几种形式[1]。在图3.7a所示的配置中，前支承采用双列短圆柱滚子轴承和60°角接触球轴承组合，承受径向载荷和轴向载荷，后支承采用成对角接触球轴承，该配置可满足强力切削的要求，普遍应用于各类数控机机床。在图3.7b所示的配置形式中，前轴承采用角接触球轴承，由2~在图3.7c所示的配置形式中，前后支承均采用成对角接触球轴承，以承受径向载荷和轴向载荷，角接触球轴承具有较好的高速性能，主轴最高转速可达4000r/在图3.7d所示的配置形式中，前支撑采用双列圆锥滚子轴承，承受径向载荷和轴向载荷，后支承采用单列圆锥滚子轴承，这种配置径向和轴向的刚度高，可承受重载荷，尤其能承受较强的动载荷，安装与调整性能好，但主轴转速和精度的提高受到限制，因此适用于中等精度，低速与重载荷的数控机床主轴。主轴轴承的预紧对主轴滚动轴承进行预紧和合理选择预紧量，可以提高主轴部件的回转精度、刚度和抗振性。滚动轴承间隙的调整或预紧，通常是通过轴承内、外圈的相对轴向移动来实现的。轴承内圈移动这种方法适用于锥孔双列圆柱滚子轴承。用螺母通过套筒推动内圈在锥形轴颈上做轴向移动，使内圈变形胀大，在滚道上产生过盈，从而达到预紧的目的。图3.8所示为几种轴承内圈的预紧形式。图3.8a结构简单，但预紧量不易控制，常用于轻载机床主轴部件。图3.8b用螺母限制内圈的移动量，易于控制预紧量。图3.8c在主轴凸缘上均布数个螺钉以调整内圈的移动量，调整方便，但是用几个螺钉调整。易使垫圈歪斜。图3.8d将紧靠辅承右端的垫圈做成两个半环，可以径向取出，修磨其厚度可控制预紧量的大小，调整精度较高。修磨座圈通过修磨轴承的内外座圈，可以调整轴承的预紧力。图3.9所示为两种修磨的形式。图为轴承外围宽边相对（背对背）安装，这时修磨轴承内圈的内侧，使间隙a增大。图所示为外围窄边相对（面对面）安装，这时修磨轴承外圈的窄边。在安装时按图示的相对关系装配，并用螺母或法兰盖将两个轴承轴向压拢，使两个修磨过的端面贴紧，这样能够使两个轴承的滚道之间产生预紧。另一种方法是将两个厚度不同的隔套放在两轴承内、外圈之间，同样将两个轴承轴向相对压紧，使滚道之间产生预紧，隔套调整法如图3.10所示。主轴支承方案的确定主轴轴承的不同配置形式对主轴组件刚度损失有巨大的影响，从而确定当支承跨距较大时，降低支承刚度，或适当增大主轴轴颈直径和内孔直径是减小主轴组件刚度损失的有效措施，并可提高其动态性能。由于加工中心在加工时不仅需要受到轴向力，还会受到一定的径向力。因此在本课题的轴承配置中选用如图3.7的方式。而本课题的预紧方式采用隔套调整法及双螺母预紧。轴承的配合由于主轴轴承在工作时基本上都是内圈旋转、外圈相对固定不动，且主轴承受载荷多为定向载荷。因此，为了提高轴承的刚性，防止轴承在工作期间因摩擦发热而引起内圈膨胀，导致内圈与主轴之间产生相对转动现象，精密机床主轴轴承内圈与主轴之间一般选择过盈配合。另外，为了使轴承外圈沟道不只在某一局部受力，允许轴承外圈在轴承座内出现蠕动现象，以尽可能地延长轴承的使用寿命。同时，为防止轴承外圈因热膨胀引起与轴承座之间的过紧现象，引起轴承预紧增加，导致摩擦发热加剧，故轴承外圈与轴承座之间一般选择间隙配合。在本课题中，固定端前支承的7017C角接触球轴承与轴承座的配合采用间隙配合，配合目标间隙值取3~8µm。为了提高机床的切削刚性，该轴承与主轴的配合采用过盈配合，配合目标过盈量取0~4µm。而后支承的7015C角接触球轴承与主轴选用过盈配合，配合目标过盈量取0主轴轴承设计计算轴承受力分析轴承的受力简图参见图。从图上可知，在A、B两处所用的是同种型号的角接触球轴承，且D处的轴承是成对使用，共同承担支承作用。所以，校验C、D处7017AC轴承只需取受力最大处即可。已知：Fr2v=664.37N，Fr3v则轴承7017AC所受径向合力为：F则轴承7015AF轴承7017AC寿命计算轴承的工作年限为7年（一年按300天计算），每天两班工作制（按16h计算），则轴承预期计算寿命为L已知轴承7017AC所受的轴向负荷F=1074.15N，径向负荷F=1833.03N。由表13-5[5]查得分界判断系数e=0.68。F由表13-5[5]查得径向动载荷系数X=1，轴向动载荷系数Y=0。根据载荷性质为中等冲击，由表13-6[5]查得载荷系数一般为1.2~1.8，取fP=以小时数表示的轴承寿命L10h（单位为hL10h=106式中：L10h：失效率10%（可靠度90%）的基本额定寿命10N：轴承的转速，单位为r/min；C：基本额定动载荷，单位为N；P：当量动载荷，单位为N；Ε：寿命指数，对球轴承ε=3，滚子轴承查表22-42[8]得基本额定动载荷C=59.2KN。将上述参数代入公式（2.9），则以小时数表示的轴承寿命为L由于L10h>L轴承7015AC寿命计算轴承的工作年限为7年（一年按300天计算），每天两班工作制（按16h计算），则轴承预期计算寿命为L已知轴承7015AC所受的轴向负荷F=1074.15N，径向负荷F=458.67N。由表13-5F由表13-5[5]查得径向动载荷系数X=0.41，轴向动载荷系数Y=0.87。根据载荷性质为中等冲击，由表13-6[5]查得载荷系数一般为1.2~1.8P=查表55-42[8]得基本额定动载荷C=46.8L由于L10h>L同步带的设计计算设计功率Pd根据工作机为加工中心，原动机为交流电动机，每天两班制工作（按16h计），由表12-50[8]查得KA＝2.0。故设计功率为P式中：P：传递的功率，单位为KW。KA：选定带型和节距根据设计功率Pd=11KW，小带轮转速n按照同步带的带型为H型，由表12-46[8]查得节距P小带轮齿数Z1根据小带轮转速n1=6000r/min，同步带的带型为H型，由12-51[8]查得小带轮的最小齿数Z小带轮节圆直径d1d式中：Z1小带轮齿数Pd：节距按照小带轮齿数Z1=30，同步带的带型为H型，由表15-56[8]大带轮齿数Z2i=式中：n1小带轮转速n2大带轮转速大带轮节圆直径d2d式中：Pb节距按大带轮齿数Z2=60，同步带带型为H型，由表12-56带速vv=式中：d1：小带轮节圆直径n1：小带轮转速初定轴间距a0经验公式[8]:0.7×d1+d式中：d1d2将d1，d2值代入公式（2.10），得故取a0带长及其齿数L式中L0：带长a0：初定轴间距d1：小带轮节圆直径d2：大带轮节圆直径 按带长L0=1095.92mm，同步带的带型为H型，由表12-47[8]查得应选用带长代号为450的H型同步带，节线长实际轴间距a=式中：a0：初定轴间距LP：节线长L0：小带轮啮合齿数Z式中：Zm：小带轮啮合齿数Pb：节距基本额定功率P0按照同步带的带型为H型，由表12-53[8]查得带的许用工作拉力Ta＝2100.85N，带的单位长度的质量P式中：Ta宽度为b带宽bs按同步带的带型为H型，由表12.52[8]查得bs0=76.2mm；按小带轮啮合齿数Zm=带宽为：b式中：KZ：啮合齿数系数bs0：同步带的基准宽度，单位为mm按照带宽bs=18.49，同步带带型为H型，由表12-48[8]作用在轴上的力FrF式中：Fr作用在轴上的力Pd：设计功率v：带速。带轮的结构和尺寸传动选用的同步带为450H075小带轮：Z1=30，d1大带轮：Z2=60，d主轴组件的润滑与密封主轴组件的润滑与密封是机床使用和维护过程中值得重视的两个问题。良好的润滑效果可以降低轴承的工作温度和延长使用寿命。密封不仅要防止灰尘屑末和切削液进入，还要防止润滑油的泄漏。主轴组件的润滑在数控机床上，主轴轴承润滑方式主要有油脂润滑，油液循环润滑、油雾润滑、油气润滑等。油脂润滑方式这是目前在数控机床的主轴轴承上最常用的润滑方式，特别是在前支承轴承上更是常用。当然，如果主轴箱中没有冷却润滑油系统，那么后支承轴承和其他轴承一般采用油脂润滑方式。在数控机床上，通常采用高级油脂的种类为高级锂基油脂或德国产NBU-15型油脂，每加一次油脂可使用7~10年。主轴轴承油脂封入量，通常为轴承空间容积的同时，脂润滑会降低全钢轴承的性能，而混合陶瓷球轴承却可以安全地采用脂润滑，符合本课题的主轴支承的选用。但是，要注意的是，采用油脂润滑方式，要采取有效的密封措施，以防止切削液或润滑油进入轴承中。油雾润滑方式油雾润滑方式是将油液经高压气体雾化后，从喷嘴成雾状喷到需润滑部位的润滑方式。由于雾状油液吸热性好，又无油液搅拌作用，所以此方式常用于高速主轴轴承的润滑。但是，油雾容易吹出，污染环境[10]。主轴组件的密封密封的作用主要是防止灰尘、屑末和切削液等进入轴承，以减少腐蚀和磨损；也可防止润滑油外漏，保护环境，避免污染。主轴的密封分接触式密封和非接触式密封两类。前者有摩擦和磨损，发热严重，一般宜用于低速主轴。后者制成迷宫式和间隙式，发热很小，应用广泛。图是几种非接触密封的形式。图是圈形间隙式密封，它是在盖的内腔中车出梯形或半圆形截面的环形油槽，并填满润滑脂。利用轴承盖与轴的间隙密封，轴承盖的孔内开槽是为了提高密封效果。这种密封用在工作环境比较清洁的油脂润滑处。图是在螺母的外圆上开锯齿形环槽，当油向外流时，靠主轴转动的离心力把油沿斜面甩到端盖1的空腔内，油液流回箱内。图是迷宫式密封结构，对于采用脂润滑的主轴，密封主要是防止外界异物进入。所以，通常采用间隙式或迷宫式密封装置。并且此密封方式在较恶劣的工作环境下也可获得可靠的密封效果。迷宫式密封结构是在组件的转动和固定部分之间做成复杂而曲折的通道，间隙不超过0.2~0.4mm，并填满润滑脂。由于这种密封方法能有效地保护轴承，所以得到广泛应用接触式密封主要有油毡圈和耐油橡胶密封圈密封，如图所示[9]。本课题的润滑与密封方案的确定本课题中主轴组件的润滑方式采用油脂润滑方式，由于润滑脂的粘度大，不易流失，因此不需要经常更换。这也是目前在数控机床的主轴轴承上最常用的润滑方式。同时，由于本课题的轴承采用油脂润滑方式，其密封目的主要是防止外界异物进入，所以可以采用较为简单的密封方式。在本课题中，主轴支承处主要采用的是径向迷宫式密封，而在丝杠轴承处主要采用油毡圈密封。如图所示为径向迷宫式密封装置。键的设计计算主轴上的键对于采用常见的材料和按标准选取尺寸的普通平键联接（静联接），其主要失效形式是工作面被压溃。除非存在严重过载，否则一般不会出现键的剪断。因此，通常只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。假定载荷在键的工作面上是均匀分布的，则普通平键联接的强度条件为：σ式中：T：传递的转矩T=F×y≈F×d2，单位为K：键与轮毂键槽的接触高度，k=0.5•h，此处h为键的高度，单位为mm；l：键的工作长度，单位为mm，圆头平键l=L-b，平头平键l=L，这里的L为键的公称长度，单位为mm,b为键的宽度，单位为d：轴的直径，单位为mm；σp：键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，单位MPa己知：带轮作用在轴上的力F=288.71N，键所处主轴段直径d=72mm，键的宽度b=20mm，键的公称长度L=70mm，键的高度h=12mm。键所传递的转矩为：T=由于主轴处采用圆头平键，故键的工作长度为l=L键与轮毂键槽的接触高度为k=将上述参数代入公式，故联接工作面挤压应力为σ按联接工作方式为静联接，且载荷性质具有冲击性，查表9-3[8]得键联接的许用应力σp由于σp主电机上的键己知：主电机额定转矩T=35N•m，电机输出轴的直径d=32mm，键的宽度b=l0mm，键的公称长度L=70mm，键的高度h=8mm，键联接的许用应力σp由于主轴处采用单圆头普通平键，故键的工作长度为l=L键与轮毂键槽的接触高度为k=将上述参数代入公式（2.11），故联接工作面挤压应力为σ由于σp液压缸的设计计算己知：由表30-109[1]选取液压缸活塞直径D=80mm，活塞杆直径d=32mm，活塞和活塞杆的材料为45钢。活塞和杆重计算：G己知：由GB/T2089-19948选取弹簧截面直径d1=5mm，弹簧中径D弹簧预压缩量为S=根据结构设计要求，确定活塞行程L=12mm，则弹簧力为F液压缸的夹紧力为F=式中：D：活塞的直径，单位为mm；D：活塞杆的直径，单位为mm；P：液压油的工作压力，P=8×10η：效率系数，一般取η＝0.9；Ft：弹簧力，单位为N由于活塞杆为压杆（只受压力），所以可以按强度来检验活塞杆：d≥4∙Fπ∙σσp=σb式中：F：液压缸的夹紧力，单位为N；σb：抗拉强度，单位为MPaS:安全系数，一般大于1.4，取S=1.5；σp:许用应力，单位为MPa活塞杆的材料为45钢，其抗拉强度σbσ将上述参数代入公式（2.12）得d而活塞杆直径d=32mm，所以能够满足要求。

主轴组件的进给运动部件进给电动机的选用进给电动机功率的估算传动效率η根据本课题的结构设计，在进给部分中主要的机械传动效率由联轴器、滚珠轴承及滚动丝杠传动组成。其中，联轴器效率为0.99[1]，滚珠轴承效率为0.99[1]，滚动丝杠传动效率为0.95[1]。总传动效率：η电动机功率[1]P式中：Pf:进给传动电动机功率，单位为kWFf:进给牵引力，单位为Nvf:进给速度，单位为m/minη:进给传动链的总机械效率。进给电动机的选用宽调速直流伺服电动机的结构特点是励磁便于调整，易于安排补偿绕组和换向极，电动机的换向性能得到改善，成本低，可以在较宽的速度范围内得到恒转速特性。当然，宽调速直流伺服电动机体积较大，其电刷易磨损，寿命受到一定限制。日本法纳克（FANUC）公司生产的用于工业机器人、CNC机床、加工中心（MC）的L系列适合于在频繁启动、制动场合应用。根据估算得出的电动机功率P1=0.37kW，选用FANUC的6L型电动机，其主要性能指标如下：输出功率：1.1kW额定转矩：8.8N•m；最大转矩：44.lN•m；最高转速：2000r/min；转子惯量：0.0018kg•m联轴器的设计计算类型选择为了隔离振动与冲击，选用凸缘联轴器。载荷计算已知进给电动机的额定转矩为8.8N•m。根据工作机的转矩是变化的，且冲击载荷较大，原动机类型为电动机，由表14-1[5]查得工作情况系数KAT型号选择选择联轴器时，联轴器的许用转矩要大于计算转矩，许用最大转速要大于电动机转速。由GB5843-86中查得YL5型凸缘联轴器的许用转矩为63N•m，许用最大转速为5500r/min，适合于尺寸在22~垂直方向伺服进给系统的设计计算切削力估算由公式（2.1）得出切向铣削力纵向切削力F横向切削力F垂直切削力F丝杠承重初估G=滚珠丝杠副的设计计算滚珠丝杠的导程的确定在本课题中，电机和丝杠直接相连，所以传动比i=1，选择电机6L型的最高工作转速nmax=2000r/min，最大转矩P确定丝杠的等效转速最大进给时，丝杠的转速为nmax最慢进给时，丝杠的转速为nmin则得到丝杠的等效转速（估算t1n式中：n1，n2：轴向载荷F1，Ft1，t2：轴向载荷F1，F确定丝杠的等效负载工作负载是指机床工作时，实际作用在滚珠丝杠上的轴向压力，它的数值可用进给牵引力的试验公式计算。选定导轨为滚动导轨，而一般情况下，滚动导轨的摩擦系数为0.0025~0.005，取摩擦系数f为F式中：K:颠覆力矩影响系数，一般取为1.1~而丝杠的最小工作负载为F故其等效负载可按下式计算（估算t2=tF确定丝杠所受的最大动载荷取丝杠的工作寿命Th为15000h，同时取精度系数fa＝1，负荷性质系数fw＝1.2，温度系数ft60∙则最大动载荷为C根据动载荷要求，选用插管埋入式双螺母垫片预紧滚珠丝杠副，型号为CDM4005-5[8]。丝杠公称直径为∅=40mm，基本导程Ph＝5mm，其额定动载荷Ca=21190N（Ca>Caτ临界压缩负荷确定丝杠螺纹部分的长度LU。LU等于工作台的最大行程（470mm）加上螺母长度（100mm）[8]加两端余程（20mm）[1]。LU支承跨距L1应略大于LU，取为L1=765mm。丝杠全长L=860mm。临界压缩负荷Fcr=f1式中：f1E:材料的弹性模量，E=2.1×10I:丝杠最小截面惯性矩，单位为m4L0:最大受压长度，单位为mK1:安全系数，一般取KFmax:最大轴向工作载荷，单位为N惯性矩:I=式中：d2:丝杠螺纹底径，单位为mmd0:丝杠公称直径，单位为mmDW钢:球直径，单位为mm由于滚珠丝杠副支承方式采用双推-简支形式，查表4-7[12]得支承系数=2。将上述参数代入公式（3.1）得F可见Fcr远大于Fmax，临界转速验算临界转速经验公式：ncr≈30f式中：A：丝杠最小横截面，单位为m2Lc：临界转速计算长度，单位为mK2：安全系数，一般取0.8Ρ：材料的密度，碳钢ρ＝7.85×f2由于滚珠丝杠副支承方式采用双推-简支形式，查表4-7[12]得支承系数f2丝杠最小横截面为：A=式中：d2：丝杠螺纹底径，单位为mm临界转速计算长度：n可见ncr远大于nmax，轴承35TAC72A的动负荷验算本课题在丝杠的固定端选用成对丝杠专用轴承组合，型号为35TAC72A，其额定动载Ca=35280N，预紧力Ft动负荷经验公式[12]：C=fhfn式中：fh：寿命系数fn：转速系数Ft：轴承预紧力，单位为N寿命系数[12]：f式中：L10h：可靠性为90%的额定寿命，查表4-1[12]查得转速系数[12]：f式中：nj将上述参数代入公式（3.3），则轴承动负荷为：C=可见轴承动负荷小于额定动载，故能满足要求。轴承6207的动负荷验算图为丝杠的受力图。已知：切向负荷Ft=716.1N，径向负荷轴向负荷Fa=1074.15N，丝杠承重F得FF得F轴承6207的径向合力为F己知轴承6207所受的轴向负荷Fa=1074.15N，径向负荷Fr=1147.89Nf式中：f0：径向接触系数，一般取f由表13-5[2]查得分界判断系数e=0.28F有表13-5[2]查得径向动载荷系数X=O.56，轴向动载荷系数Y=l.55。由表查得载荷系数一般为1.0~1.2，取P=由表4-1[12]查得，轴承预期计算寿命L10h该轴承应具有的基本额定动载荷为[2]C=P式中：L10h：失效率10%（可靠度90%）的基本额定寿命（10N：轴承的转速，单位为r/min；C：基本额定动载荷，单位为kN；P：当量动载荷，单位为N；Ε：寿命指数，对球轴承ε=3，滚子轴承ε=由于C<丝杆拉压振动和扭转振动的固有频率验算滚珠丝杠的拉压刚度：Ks当丝杠螺母副运动到丝杠的两个极端位置时，会产生最大和最小拉压刚度。其中，L值分别为470mm和90mm。则由公式（3.4）得最大和最小拉压刚度为：KK已知：轴承的接触刚度kB=1225N/μm，丝杠螺母的接触刚度K双推-简支方式的丝杠轴向拉压刚度Ke由下式计算1得到轴向拉压刚度K丝杆拉压振动的固有频率ω显然，丝杠的扭转振动的固有频率远远大于2000r/min，所以，能满足要求。

工作台工作台参数拟定设计一种供立式数控加工中心使用的X-Y数控工作台，主要参数如下：1. 立铣刀最大直径d=16mm；2. 立铣刀齿数Z=8；3. 最大铣削宽度ae4. 最大背吃刀量ap5. 加工材料为碳钢；6. X、Y方向的脉冲当量δx7. X、Y方向的定位精度均为0.01mm；8. 工作台面尺寸为255mm×255mm，加工范围为275mm×275mm；9. 工作台空载最快移动速度vxmax10. 工作台进给最快移动速度vxmax总体方案的确定导轨副的选用要设计的X-Y工作台是用于立式数控加工中心的，需要承受的载荷不大，但脉冲当量小、定位精度高，因此，决定选用直线滚动导轨副，它的优点是摩擦系数小、不易爬行、传动效率高、结构紧凑、安装预紧方便。丝杆螺母副的选用伺服电动机的旋转运动需要通过丝杆螺母副转换成直线运动，要满足0.005mm的脉冲当量和的定位精度，滑动丝杆副无能为力，只有选用滚珠丝杆副才能达到。滚珠丝杆副的传动精度高、动态响应快、运转平稳、寿命长、效率高，预紧后可消除反向间隙。减速装置的选用选择了步进电动机和滚珠丝杆副以后，为了圆整脉冲当量，放大电动机的输出转矩，降低运动部件折算到电动机转轴上的转动惯量，可能需要减速装置，且应有消间隙机构。为此，决定采用无间隙齿轮传动减速箱。伺服电动机的选用任务书规定的脉冲当量尚未达到0.001mm，定位精度也未达到微米级，空载最快速度也只有3000mm/min。因此，本设计不必采用高档次的伺服电动机，如交流伺服电动机或直流伺服电动机等，可以选用性能好一些的步进电动机，如混合式步进电动机，以降低成本，提高性价比。检测装置的选用选用步进电动机作为伺服电动机后，可选开环控制，也可选闭环控制。任务书所给的精度对于步进电动机来说还是偏高的，为了确保电动机在运转过程中不受切削负载和电网的影响而失步，决定采用半闭环控制，拟在电动机的尾部转轴上安装增量式旋转编码器，用以检测电动机的转角与转速。增量式旋转编码器的分辨力应与步进电动机的步距角相匹配。考虑到X、Y两个方向的加工范围相同，承受的工作载荷相差不大，为了减少设计工作量，X、Y两个坐标的导轨副、丝杆螺母副、减速装置、伺服电动机，以及检测装置拟采用相同的型号与规格。机械传动部件的计算与选型导轨上移动部件的重量估算按照下导轨上面移动部件的重量来进行估算。包括工件、夹具、工作台、上层电动机、减速箱、滚珠丝杠副、导轨座等,估计重量约为800N.铣削力的计算由（2.1）可知F则可求得径向负荷F切向负荷F轴向负荷F考虑逆铣时的情况，工作台受到垂直方向的铣削力Fz=Fa=1074.15N，受到水平方向的铣削力分别Fr直线滚动导轨副的计算与选型滑块承受工作载荷的计算及导轨型号的选取工作载荷是影响直线滚动导轨副使用寿命的重要因素。本设计中的X-Y工作台为水平布置，采用双导轨、四滑块的支承形式。考虑最不利的情况，即垂直于台面的工作载荷全部由一个滑块承担，则单滑块所受的最大垂直方向载荷为：Fmax=G4其中，移动部件重量G=800N，外加载荷F=Fz=查表3-41，根据工作载荷，初选直线滚动导轨副的型号为KL系列的JSA-LG15型，其额定动载荷Ga=7.94kN任务书规定工作台面尺寸为255mm×255mm，加工范围为275mm×275mm，考虑工作行程应留有一定余量，查表3-35，按标准系列，选取导轨的长度为580mm。距离额定寿命L的计算上述选取的KL系列JSA—LG15型导轨副的滚道硬度为60HRC，工作温度不超过100摄氏度，每根导轨上配有两只滑块，精度为4级，工作速度较低，载荷不大。查表3-36~表3-40[13]，分别取硬度系数fH=1.0、温度系数fT=1.00、接触系数L远大于期望值50km，故距离额定寿命满足要求。滚珠丝杠螺母副的计算与选型最大工作载荷的计算如前页所述，在立铣时，工作台受到进给方向的载荷（与丝杠轴线平行）Fx=1841.4N，受到横向的载荷（与丝杠轴线垂直）F已知移动部件总重量G=800N，按矩形导轨进行计算，查表3-29[13]，取颠覆力矩影响系数K=1.1，滚动导轨上的摩擦因数μ=0.005Fm最大动载荷的计算设工作台在承受最大铣削力时的最快进给速度v=400mm/min，初选丝杠导程Ph=5mm取滚珠丝杠的使用寿命T=15000h，代入L0=60nT/查表3-30[1]，取载荷系数，滚道硬度为60HRC时，取硬度系数，代入式中，求得最大载荷：F初选型号根据计算出的最大载荷和初选的丝杠导程，查表3-31[13]，选择济宁博特精密丝杠制造有限公司生产的G系列2504-3型滚珠丝杠副，为内循环固定反向器单螺母式，其公称直径为20mm，导程为5mm。循环滚珠为3圈×1列，精度等级取4级，额定动载荷为9309N。大于FQ传动效率η的计算将公称直径D0=20mm，导程Ph=5mm，代入λ=arctanPh刚度的验算1.X-Y工作台上下两层滚珠丝杠副的支承均采用“单推—单推”的方式，见书后插页图6-23[13]。丝杠的两端各采用一对推理角接触球轴承，面对面组配，左、右支承的中心距离约为a=540mm；钢的弹性模量E=2.1×105MPa；查表3-31[13]，得滚珠直径Dw忽略式（3-25）[13]中的第二项，算得丝杠在工作载荷Fmδ2.根据公式Z=πd0/Dw-3，求得单圈滚珠数Z=17；该型号丝杠为单螺母，滚珠的圈数×列数为3×1，代入公式Z∑=Z×因为丝杠加有预紧力，且为轴向负载的1/3，所以实际变形量可减小一半，取δ23.将以上算出的δ1和δ2代入δ总本例中，丝杠的有效行程为330，由表3-27[13]知，5级精度滚珠丝杠有效行程在315-400mm时，行程偏差允许达到压杆稳定性校核根据公式（3-28）[13]计算失稳时的临界载荷Fk。查表3-34[13]，取支承系数Fk=1；由丝杠底径d2=16.2mm求得截面惯性矩I=综上所述，初选的滚珠丝杠副满足使用要求联轴器的选择及计算初步选用GH1系列螺纹线联轴器，其特点：重量轻，体积小；高强度铝合金材料，阳极氧化处理；具有抗油污耐腐蚀功能；可吸收振动，补偿径向，角度偏差和零回转间隙；适用于马达，编码器，丝杆传动，机床平台；微电机等精密产业机械。初选：GH1-19-□□□□，其中：GH1表示系列号，19表示外径为19mm。注:系列号后面不带C为顶紧固定方式外形尺寸：（单位为mm）规格型号DLL1M可做最大内径GH2-32-□□□□32416.0M414技术参数：规格型号扭矩（N/M）纠缠能力最高转速(rpm)拧紧力矩(N.m)额定最大径向(mm)轴向(mm)角度(0)GH1-19-□□□□4.590.15±0.11.0100001.7GH1-19-□□□□，□□□□由计算得出，其中一个为丝杠跟联轴器连接尺寸，另一个为电机轴跟联轴器的配合尺寸。已知可做最大内径为10，则选丝杠端与联轴器配合尺寸为10mm。传动系统等效转动惯量计算由于传动部件并不都与电机轴同轴线，还存在各传动部件转动惯量向电机轴的折算问题。最后，要计算整个传动系统折算到电机轴上的总转动惯量，即传动系统等效转动惯量。转动惯量的计算基本公式对于轴、轴承、联轴器、丝杠等圆柱体的转动惯量计算公式，当钢材材料密度为7.8×10-3其中：D：为圆柱体直径，单位cm；L：为圆柱体长度，单位cm。滚珠丝杠转动惯量JS根据滚珠丝杠惯量JS折算到电机轴上为：J根据滚珠丝杠的公称直径d0=12.5mm则Js=工作台等效转动惯量JG工作台是移动部件，其移动质量折算到滚珠丝杠轴上的转动惯量JG可按下式进行：其中：L0M为工作台质量，单位kg。则其等效工作台转动惯量[13]：J联轴器等效转动惯量JL对于联轴器按其外径计算D=32mm，长度为L=4.1mm，则其等效转动惯量J故，传动系统各部件折算到电机上的总等效转动惯量：则J步进电机的选用根据步进电机的优点，输出转角（步距角）无长期积累误差，每转一圈积累误差会自动消失。启动、停止、反转及其他运行方式的改变，都可以在少量的脉冲周期内完成并且具有定位转矩。步距角的选择定位精度要求较高，运行范围较广的控制系统，应选用步距角较小，运行频率较高的步进电机。已知脉冲当量δP=0.01mm/由公式θb×即步进电机的