半挂车单级齿轮传动支撑装置设计

目录摘要 2Abstract 21绪论 31.1课题来源 31.2研究背景及意义 51.3国内外的研究现状 81.3.1在船舶制造业中应用的激光焊接技术 81.4研究内容 132试验平台的需求分析和相关方案的设计 142.1导流管概述 142.1.1分析导流管的结构 142.1.2分析导流管的焊接要求 152.2焊接试验平台设计参数和相关功能分析 162.2焊接试验平台夹紧机构设计 172.3夹紧与变位平台设计 203夹紧变位的设计算 233.1同步带选型介绍 233.2有效张力的计算 243.3电机设计计算 27总结 29致谢 30参考文献 摘要全套设计图纸加V信153893706或扣3346389411随着我国工业的发展，目前我国已经成为车辆保有量大国，在世界上都有这巨大的影响力，尤其是运输行业，因此大型的运输车辆，如装载货车，半挂车等都是在运输行业中起到至关重要的地位。因此在半挂车的设计和各种优化方面也显得特别突出，考虑到半挂车的结构，需要设计出方便使用的结构，运货方便等特性。在挂车头拉挂车箱的时候，半挂车的支撑装置就起到了很好的作用。怎么设计好的支撑装置尤为重要。而且针对挂车复杂支撑装置构建的大功率大扭矩的支撑装置也是非常重要的，为了实现半挂车的支撑装置的高效性，灵活性，结构简化性，本文的主要设计内容就是设计一款半挂车的单级齿轮传动的支撑的结构装置。首先，本文介绍了课题任务的背景以及来源，分析了相关支撑设备研发的现状以及支撑装置在制造业的相关应用现状，提出了单级齿轮传动设备研发平台的设计路线。然后分析了单级齿轮的结构特点及要求。介绍了相关单级齿轮传动装置设计平台的试验参数以及相关功能需求的分析，按照需求划分出功能的相对应的模块，从而完成了平台总体方案的设计。其次，对支撑装置平台上的各个功能模块进行结构设计，设计了支撑机构以及专用锥形齿轮，从而完成了对单级齿轮传动支撑装置功能部件的结构设计。通过对齿轮的设计计算和支撑杆的力学分析再加上零部件设计，从而完成了单级齿轮传动支撑装置的相关结构的设计。通过比较滚珠丝杠传动和齿轮齿条传动这两个方案的优缺点后，选择了单级齿轮传动支撑装置齿轮的相关平台进行设计。然后进行了单级齿轮传动支撑装置头结构设计以及丝杆选型，从而完成了对单级齿轮传动支撑装置执行部件的相关设计，在这个过程中选择的丝杆型有较高精度的定位，并且在其可工作的范围内，能将支撑杆送到任意的位置，并且使它具有正确恰当的位姿。同时我们还需要更需要更先进的支撑传动技术来解决这种半挂车困境[1]。最后，对试验单级齿轮传动支撑装置平台的相关功能部件进行了建模仿真分析，得出了如下的结论相关依据。符合设计的合理性，符合结构的优化性等相关技术问题。关键词：大型支撑装置、锥形齿轮、结构设计、丝杆传动AbstractWiththedevelopmentofChina'sindustry,Chinahasbecomealargevehicleownershipcountry,whichhasgreatinfluenceintheworld,especiallyinthetransportindustry.Therefore,large-scaletransportvehicles,suchastrucks,semi-trailersandsoon,playavitalroleinthetransportindustry.Therefore,thedesignofsemi-trailerandvariousoptimizationaspectsareparticularlyprominent.Consideringthestructureofsemi-trailer,itisnecessarytodesignaconvenientstructure,convenientdeliveryandothercharacteristics.Whenthetrailerheadpullsthetrailerbox,thesupportingdeviceofthesemi-trailerplaysaverygoodrole.Howtodesignagoodsupportingdeviceisparticularlyimportant.Inordertorealizethehighefficiency,flexibilityandsimplificationofthesupportingdeviceofsemi-trailer,themaindesigncontentofthispaperistodesignasingle-stagegeartransmissionsupportingdeviceofsemi-trailer.Firstly,thispaperintroducesthebackgroundandsourceofthetask,analysesthecurrentsituationoftheresearchanddevelopmentofrelatedsupportingequipmentanditsapplicationinmanufacturingindustry,andputsforwardthedesignrouteoftheresearchanddevelopmentplatformofsingle-stagegeartransmissionequipment.Thenthestructurecharacteristicsandrequirementsofsingle-stagegearareanalyzed.Thispaperintroducesthetestparametersoftherelevantsingle-stagegeartransmissiondesignplatformandtheanalysisoftherelevantfunctionalrequirements,anddividesthecorrespondingfunctionalmodulesaccordingtotherequirements,thuscompletingtheoveralldesignoftheplatform.Secondly,thestructuraldesignofeachfunctionalmoduleonthesupportingdeviceplatformiscarriedout,andthesupportingmechanismandspecialbevelgearsaredesigned,thusthestructuraldesignofthefunctionalcomponentsofthesingle-stagegeartransmissionsupportdeviceiscompleted.Throughthedesigncalculationofgearsandthemechanicalanalysisofsupportingrods,togetherwiththedesignofspareparts,thedesignoftherelevantstructureofsingle-stagegeartransmissionsupportdeviceiscompleted.Aftercomparingtheadvantagesanddisadvantagesofthetwoschemesofballscrewdriveandrack-and-piniondrive,therelatedplatformofsingle-stagegeartransmissionsupportingdevicegearisselectedfordesign.Thentheheadstructuredesignandscrewselectionofthesingle-stagegeardrivesupportdevicearecarriedout,andtherelateddesignoftheexecutivepartsofthesingle-stagegeardrivesupportdeviceiscompleted.Inthisprocess,thescrewtypeselectedhasahighaccuracyofpositioning,andwithinthescopeofitsoperation,thesupportrodcanbesenttoanyposition,andithasthecorrectpositionandposture.Atthesametime,weneedmoreadvancedsupporttransmissiontechnologytosolvethissemi-trailerdilemma.Finally,therelevantfunctionalcomponentsofthetestsingle-stagegeardrivesupportplatformaremodeledandsimulated,andtherelevantbasisofthefollowingconclusionsisobtained.Itconformstotherationalityofthedesign,theoptimizationofthestructureandotherrelatedtechnicalissues.1绪论1.1课题调研本次课题源于半挂车支撑装置技术[2]，对半挂车单级齿轮传动支撑装置的现状分析，了解现在的支撑装置的种类区别与各种半挂车支撑装置的特定。本次设计的研究的对象是半挂车单级齿轮传动支撑装置，在陆地动力流体运输定位装备中，半挂车的运输是比较常见且多样的。\t"/tech/110114/_blank"半挂车支撑装置，俗称-支腿。利用了“立木顶千斤”的原理，位于半挂车车架前端，供半挂车与\t"/tech/110114/_blank"牵引车脱离后使用。支腿一般为手摇操纵双速单动、联动的机械式的左右两个支腿构成。但是现在也出来一种电动机装置安装在原支腿上就可以当电动使用了。支腿的主要部件有双速齿轮箱、支撑套、支撑杆、传动螺杆（摇把）和支撑盘，结构很简单功能很重要。支腿双速的解释：摇动支腿有两个速度，分别适合空载和重载时。一档慢速，是将摇杆拉出摇动，适合重载。另一档快速，是将摇动杆推入齿轮箱的档位，摇速加快适用于收起支腿或空载时。图1.1支撑装置的结构示意图

操作支腿注意事项：1、空载时可以用快速档也可以用慢速档。但是重载时严禁用快速档。\t"/tech/110114/_blank"2、脱离牵引车时要注意地面是否平整，必要时支撑盘下应垫垫木以保证支撑面基本水平一致。3、支腿收起时一定要将摇杆收回原安放卡位。以防行走时出现“打腿”现象损坏支腿。保养事项：1、要时常检查支腿螺栓的紧固情况，防止出现松动失去支撑力。2、在使用一年或是三万公里以后要加注锂基\t"/tech/110114/_blank"润滑脂保证齿轮部件正常使用。图1.2安装位置图1.2半挂车支承装置支腿分类单动支腿是指两边单独操作，有两根摇把的，每根齿轮上都有车齿轮箱的。支腿的主要部件有双速齿轮箱、支撑套、支撑杆、传动螺杆和支撑盘，结构很简单，功能很重要。联动支腿是指一边操作两边起的，只有一根摇把，是有一根齿轮箱的和一根不带的组成的。挂车升降支腿：升降支腿由支盘、传动机构、变速机构、支承腿、传动杆及手把等组成，设置在半挂车前端。当牵引车与半挂车脱开后，用以支承半挂车停放。为了适应半挂车高度的变化，支腿内装有螺旋升降机构，使半挂车与牵引车的联接与脱离都能顺利地进行。高度升降分快慢两档速度。手柄进入时转动为高速升降，手柄拉出时为低速升降，当支盘接触地面后，支腿即承受载荷，此时只能用低速挡升降，否则将损坏支腿升降机构。铝合金支腿：此类型支腿为应轻量化而生的产物，自重约30-40KG，以单动型居多，功能和单动型支腿基本一致，但很多老司机反映其使用效果不是很理想，满载时支撑力不足，容易损伤，适用于不经常脱挂的车型，主要亮点只是比传统支腿轻近一半的自重。液压型支腿：此类型支腿是传统支腿的升级替代产品，也是机电液一体化在挂车行业的创新应用，此支腿整体可以说是一套集成的微型液压系统，通过车载电源驱动电机带动油泵，产生至额定压力后，由电磁阀通断电来控制油路方向，实现油缸单独或同时伸缩，即支腿的升降。此支腿自动化程度高，在油缸的有效行程内，支腿能自动平衡，适用于各种路况，升降只需通过电动控制开关操作，无需传统摇把，省去了传动齿轮，可实现较大吨位支撑力，适用于追求高效的高频率甩挂运输，但是自重较重，造价约是普通支腿的5倍左右，加之目前维修点较少，后期维修成本较高，导致目前市场应用较少。此支腿同液压支腿类似，省去了摇柄把手和齿轮传动机构，自动化程度高，在气缸有效行程内，支腿亦能实现自动平衡，适用于各种路况，升降只需通过电动开关操作，无需传统的摇把，升降效率高，同样适用高效的甩挂运输，自重相比液压支腿较轻，还不用担心油液泄露，目前仍因维修点较少，同液压支腿一样面临同样的问题。气动液压组合型支腿:此种支腿是在以上液压及气动支腿的原理基础之上，通过利用气动支腿空载时的高速度和液压支腿负重升降时的稳定性，将两者完美结合，操作时升降效率会更高。不过在没有批量化生产普及之前，如若技术不成熟，结构越复杂，故障几率就会越多，在没有行业标准，政策规范的导向下，同样会面临以上液压和气动支腿的尴尬处境。不过从支腿这一挂车配件上，我们也不难看出，传统半挂车正在经历从制造到"智造"的转变，这一转变，有利于逐步提升半挂车的自动化和智能化水平，保障运行安全，提高使用效率和产品质量，乃至可以提升整个物流行业的综合竞争力。1.3设计研究对象分析本次课题主要设计到的是半挂车单级齿轮传动装置的设计，从该装置上看，如何着手我们得设计项目，我们从前面的分析着手，考虑到半挂车单级齿轮传动装置的特点，以及考虑到半挂车单级齿轮传动装置的要求的，同时还应该考虑到半挂车单级齿轮传动装置的齿轮传动比，最后在结合丝杠的力学传动以及选型等方面的因素，开始于结构设计。半挂车单级齿轮传动装置的设计主要包括结构设计方面，包含的结构设计方面的齿轮的设计，同时还要考虑到齿轮设计的选型，然后设计相应的轴承搭配与齿轮传动要相配合，齿轮的传动设计好之后，还应该考虑到传动拉伸升降的丝杠，丝杆在此过程中也是非常的重要的，丝杠在半挂车单级齿轮传动装置的设计中直接起到提升整个半挂车的车重的上升或者下降等关键点，因此在选型设计上非常的重要，在半挂车单级齿轮传动装置的设计中我们应该对其进行力学的分析，导程的分析，丝杆螺母的分析以及在上升或者下降的过程中丝杠扭矩的分析等。在交通运输中的半挂车，具有的功能提现就是机动灵活、倒车时候方便和适应性优良好的特点，这种车可以提高货物运输的装载量，降低运输过程中的成本提升货物运输的能力，提高运输效率。由于装载量和承载的重量不一样的不同要求，对于半挂车的车架的承受载荷也是存在有不同的，该半挂车的轴距之间的距离较大，因而对车架的强度与刚度的要求也较高。同时在上升或者下降的时候影响到单级齿轮传动的力矩等因素，对半挂车车架的强度与刚度都需要进行了分析计算。会根据相应的计算校核保证齿轮传动的可比性。本研究设计的单级齿轮传动装置的的支撑装置，填补了国内对于大型复杂厚壁构件的半挂车支撑的研发设计空窗，并且能够应用于国家大型重要装备的制造工艺，例如大型陆运装备、客运等。促进了国内车辆制造业的蓬勃发展和技术更新。2单级齿轮传动支承装置的需求分析和相关方案的设计根据前面的额调研与分析，设计出对应的方案，优化平台的可行的设计，解决应用中的技术问题点，谁家更更合理的结构。这一部分的内容将展现半挂车单级齿轮传动支承装置的结构特点以及设计的需求，然后对半挂车单级齿轮传动支承装置的功能需求进行分析，最后整理得出半挂车单级齿轮传动支承装置的总体方案。2.1齿轮传动支承装置概述2.1.1传动齿轮的结构半挂车单级齿轮传动支承装置是一种靠齿轮传动装置，齿轮分为主动轮，和从动轮，主动齿轮的设置于情况在主动齿轮的支撑装置的支腿箱体上，主动齿轮的支撑装置箱体通过活动支承臂就可以加以支承。该变齿轮动装置的主动齿轮特别地依靠自身重力搭靠在从动齿轮上，使主动齿轮与从动齿轮在搭靠状态下啮合，[]从而取消了现有同类装置中的主动齿轮传动顶托装置的结构，达到了简化了支承结构，在这个方面尤其适于了单向旋转传动的机械使用。

半挂车单级齿轮传动支承装置一种齿轮变速传动装置，主要具有的具有主动齿轮和从动齿轮两个齿轮副，在定位的结构上还包括主动齿轮箱体，定位辊子，活动支承臂和万向联轴器，在结构的组合装配上定位辊子会成对的设置在主动齿轮安装位置的的两侧，其轮周边就是靠设在从动齿轮轮周的轨道上，设计的和主动齿轮和定位辊子的转轴都是由主动齿轮箱体结构起到的支承作用，主动齿轮转轴的轴向力由万向联轴器的转动为带动，装配上的主动齿轮箱体则是会通过销轴与活动支承臂的一端相铰接，以此同时活动支承臂装置的的另一端通过与固定基座与球形铰相连接，他们相连接的其特征主要是主动齿轮依靠其自身重力搭靠在从动齿轮上，与从动齿轮与主动齿轮在共同搭靠状态下啮合，进而形成一个很完整的传动。2.1.2半挂车单级齿轮传动的要求半挂车，由于装载量的不同要求，对于车架的承受载荷也有不同，该半挂车的轴距较大，因而对车架的强度与刚度的要求也较高。对车架的强度与刚度进行了分析计算。本次谁家的单级齿轮传动装置，在齿轮上安装上具有一定的安装要求。要保证转动的传动的要求平稳并且均匀，在传动过程中无产生噪音，无冲击的振动要求，要求具有较强的承载能力。因此在装配的时候就需要特别的注重齿轮传动的装配要求技术。具体有以下几种装配要求：（1）齿轮孔与轴配合要符合技术要求，不得有偏心或者偏向的轴向偏移，为了保证规定的误差范围，我们需要测量规定的端面径向跳动误差，在检测此误差是，可以将百分表的触针放于齿轮的端面上，这样就可以转动，从而测出转动轴的径向跳动误差；（2）要保证齿轮准确的装载中心位置，这一点是为了防止在装载是，一点的偏向导致后面的大面偏移的作用，还会造成齿轮转动不灵活，还会卡齿轮，这是需要用到几种检测方法来检测①利用塞尺法测量齿轮间的间隙，这种方法实用，是比较推荐的方法；②压铅丝法，即在齿轮间隙处放铅丝，这样测量最薄的尺寸间隙；③百分表测量法，用法就是将一端固定一端与百分表接触，将齿轮从啮合出转到另一处的啮合，测出读数，摆针转到读数C，分度圆半径R，指针长度L，即可计算得到Cn=CR/L，单位mm。2.2齿轮传动支撑装置设计参数和相关分析本次题目的设计的条件此初步计算本次设计的计算参数包括：设计参数：底盘尺寸（长宽高）4000×2000×2000额定载货质量3000Kg自身质量1200Kg最高车速100Km/h最大爬坡度30%发动机功率最大80KW/4000r/pm，最大扭矩300Nm/2000rpm，轴距2600mm，轮距前后都为1400mm，最小转向直径12m，驱动轮半径280mm，主减速器传动比6.17，变速器一档传动比6.4,。以上是本次设计题目的基本参数，在设计过程中会有部分的改动量，以设计计算为准。3.1纵梁强度计算车架纵梁及横梁均采用Q235，屈服点[σ]=235Mpa，伸长率δ=26%，密度ρ=7.8×103kg/m3。Q235A具有良好的塑性、韧性、焊接性能和冷冲压性能，以及一定的强度、良好（a）（b）（c）图4（d）贯穿式横梁结构图4半挂车纵梁和横梁的连接的冷弯性能。轴荷分配如图5所示，车架承受纵向单位线长度均匀载荷qa，有：FA——牵引销所受力（N）；FB——后轴中心处所受力（N）；L——牵引销到中间车轴的距离（m）；Lk——中间车轴到车架尾部的距离（m）。空载：NLGqaka34.523101360009.8NLqLLLFaaakA321.9591028.14452313(1323.46)2(2)FBqaLaFAN34523132195936.8410满载：NLGGqakea330.1531013400009.8NLqLLLFaaakA3146.3931028.143015313(1323.46)2(2)FBqaLaFAN33015313146393245.59610在满载时进行纵梁的强度校核支反力计算:G=40000×9.8=392000Nqmg/2l（l为纵梁总长，取一根纵梁计算）由上述计算得：q15628.97N由平衡力矩：0MA22f2*l2q*l1/2q*(l2l3)/20得f2116265Nf1G/2f275815N剪力的计算：图5车架均布载荷图CA段：()safxqx(0x<1.4)---------------------------①AB段：s()1afxfqx(1.4x8.23)-----------------------②BD段：()()safxqlx(8.23<x13)-----------------③弯矩的计算：CA段：2M(x)qx/2(0x<1.4)--------------------------①AB段：2M(x)f1(x1)qx/2(1.4x8.23)----------②BD段：2M(x)q(lx)/2(8.23<x13)-----------③由上述三式可计算出各弯矩最大的点为：A点的最大弯矩：MAqx/27.814kNm2；B点的最大弯矩：Mbq(lx)/260.393kNm2；由图可知，最大弯矩出现在(l1,l1l2)段上，则有：21()[/21(1)]0010aadMxdqxfxlqxfdxdx；即1758154.86a15628.97fxmmq；22max/21(1)15678.974.85/275815(4.861)Mqaxfxl108.071KNm。通过计算，可以画出车架纵梁的支反力、剪力、弯矩图图6纵梁剪力、弯矩图危险截面确定由经验可知，纵梁的危险截面一般为变截面处和最大弯矩处，通过结构图和计算可知距车架前端距离为LX，截面：H,δ1，δ2，B由此可计算抗弯截面系数:3333211()(2)66BHbhBHBHHH=0.000546632m33333212()(2)66BHbhBHBHHH=0.00077676m33333213()(2)66BHbhBHBHHH=0.001323191m3截面处的弯矩:(1)/221LxqLxMfM1=23439NmM2=80718NmM3=108071Nm由弯曲应力公式所计算出的弯矩分别计算各截面弯曲应力:M1=42.86MPa2=103.92MPa3=81.67MPa剪切应力：[]0.6[][]——材料许用剪切应力对于工字梁截面，其腹板上的剪切应力可看成是均布的，所以其剪切应力可由如下公式计算：2Fsh--------------2h为腹板截面面积。由上述计算各截面的剪切应力：τ1=29.49MPaτ2=12.27MPaτ3=0.038MPa由于纵梁同时承受剪力和弯矩，所以其应力应按下面公式计算：223[]许用应力：12[]snn式中：s——材料屈服极限图7纵梁截面示意图n1——疲劳系数n1=1.2~1.4取n1=1.3n2——动载系数n2=1.8~2.2取n2=2.0所以可算出许用应力为：[σ]=90.38kPa由第四强度理论，分别校核各个截面的强度：截面1：2222342.86329.4966.68KPa[]截面2：σ=86.07kPa≤[σ]截面3：σ=81.67kPa≤[σ]通过上述计算，纵梁强度符合要求。4回转半径设计该车距前1400，宽度2500，故回转半径R=（14002+12502）1/2=1876mm满足挂车要求。5间隙半径设计该车r=6830-4200=2630mm允许后悬为L=（26302-12502）1/2=2313mm满足牵引车要求。6侧倾稳定性6.1整车最大倾翻稳定角为35°（GB7258规定）。ψ=tg35°=0.7；其中ψ为车轮和路面间的附着系数。6.2车辆侧翻稳定性按式（1）计算。B/2hg≥ψ…………………（1）式中：B——等效轮距，m；hg——整车质心至地面的高度，m；ψ——车轮和路面间的附着系数，取0.7。1840/（2×1148）=0.801≥0.72.2焊接试验平台夹紧机构设计本次使用的夹紧结构为螺纹紧固的结构，夹紧力可以根据螺纹的长进进行调节，，夹紧机构分为2个夹紧支架，每个夹紧支架分为4个夹紧头，每个夹紧头分别安装一个可调节的螺纹调节装置，因为导流柱的是一个流线性的结构，所以夹紧的位置都是不一样的因此每个夹紧的位置都是要不同的。图2.1夹紧支架结构布置图对于细节边角处理处，考虑到对材料的支撑变形等因素，在设计的时候，应该选择顶头带缓冲的橡胶顶头，这样起到不顶伤壳体，同时还有一种缓冲的作用，并且起到定位防滑的功效。图2.2夹紧支架顶头结构图2.2.2夹紧结构的总体设计夹紧支柱的的结构采用十字支架的结构，具有双向对力支撑，起到对称支架的作用，从受力方面考虑，互相抵消力，起到防止局部载和过大的作用，中间固定则采用螺栓固定在中心轴上，同时可以根基实际情况对轴线上进行相应的调节，此具有结构使用方便，成本低的优点。

图2.3夹紧机构整体设计图整体结构如上图所示，下图结构则是对夹紧机构的顶头显示。对于细节边角处理处，考虑到对材料的支撑变形等因素，在设计的时候，应该选择顶头带缓冲的橡胶顶头，这样起到不顶伤壳体，同时还有一种缓冲的作用，并且起到定位防滑的功效。分为独立的单元，每个单元互相独立，成套加工，方便加工，减少加工的成本。图2.3夹紧机构顶头部件图2.3夹紧与变位平台设计根据导流管的机构设计要求，符合生产需求，夹紧不问需要做到对夹紧体做到不变形的作用，因导流管的焊缝复杂多样，还需要设计合理的变位来做到焊缝的成功性来保证焊接的成功性，这边我们采用伺服电机带动同步轮的方式启动变位结构，因伺服电机的精度高，同步轮的精度可以满足焊接的设计要求。整体设计方案如下图。图2.4整体设计方案图图2.5整体设计方案左视图整体布局主要是采用方钢底支架，在支架上搭载平台，采用电机拉动同步轮进行驱动变位，郑州转动轴放于辊轮之上，在转动的过程中依托在辊轮上进行转动，转动位置处于中心辊轮之间。具体构造见下面的三维整体视图。图2.6整体设计方案三维图设计的变位平台变位轴装配图，依托于电机的支撑架，安装电机，电机使用同步轮放于轴承座之上，利用轴承的转动起到转动效果，下面展示变位的细节部分，以三维图展示为主。图2.7变位装置三维图3滚珠丝杆的设计计算一滚珠丝杠的主要尺寸参数1：公称直径(do)：指滚珠丝杠与螺纹滚道在理论角接触状态时包络滚珠球心的圆柱直径2：基本导程（ph）：指滚珠螺母相对于滚珠丝杠旋转一周时的行程。3：行程：转动滚珠丝杠或螺母时，滚珠丝杠或滚珠螺母的轴向位移。二滚珠丝杠计算中的基本参数1、容许轴向载荷丝杠轴的扭曲载荷（P1）；丝杠轴的容许拉伸压缩负荷（P2）；2、容许转速丝杠轴的危险速度（N1）；DN值(N2)；3、静态安全系数（fs）4、滚珠丝杠的寿命额定寿命（总转数L）工作时间寿命（Lh）运行距离寿命（Ls）三滚珠丝杠的精度根据JIS规格（JISB1192-1997）标准滚珠丝导程精度分为C0、C1、C2、C3、C5、C7、C8、C10共8个等级，最高级为C0级，最低为C10级。(注:滚珠丝杠的导程精度等级C0~C5用直线性及方向性表示精度，C7~C10用螺纹长度300mm累积导程误差表示其精度。)四丝杠轴的选择根据三维图测量丝杆的长度及螺母长度如下：螺母全长为16mm，可知2根丝杆的长度分别为丝杠轴末端长度为452mm,289mm。所以根据行程长度1000mm决定的全长如下。452+32=484mm289+32=321mm所以丝杠轴长度定为484mm,321mm。五导程的选择因为要保证精度与负载力矩，电机应该使用的是伺服电机，伺服电机转速驱动马达的额定的转速3000min-1最高速度1m/s时，丝杠导程如下。可计算得：因此，必须选择10mm或以上的导程。因此，必须选择7mm或以上的导程。六丝杆直径选择符合【导程精度与轴向间隙的选择】部分中所规定的要求的滚珠丝杠型号：丝杠直径为32mm以下的轧制滚珠丝杠；【丝杠轴的选择】部分中所规定的要求：丝杠轴直径导程7mm——16mm10mm——20mm丝杠轴直径：10mm；导程：20mm最大速度：Vmax=1m/s；3000min-1七容许轴向载荷（1）最大轴向载荷的计算工作台质量：m1=20kg夹紧质量：m2=60kg导向面的阻力：f=15N（无负荷时）导向面上的摩擦系数：u=0.003最大速度：Vmax=1m/s加速时间t1=0.15s重力加速度：g=9.807m/s2由此可知，所需数值如下:加速度去路加速时Fa1=u×（m1+m2）g+f+（m1+m2）a=0.003×80×9.807+15+80×6.67=550.95N去路等速时Fa2=u×（m1+m2）g+f=0.003×80×9.807+15=17.35N去路减速时Fa3=u×（m1+m2）g+f-（m1+m2）a=-516.25N返程加速时Fa3=-u×（m1+m2）g-f-（m1+m2）a=-550.95N返程等速时Fa3=-u×（m1+m2）g-f=-17.35N返程减速时Fa3=-u×（m1+m2）g-f+（m1+m2）a=516.25N作用在滚珠丝杠轴上的最大轴向载荷为：Famax=Fa1=550N因此，使用20mm丝杠直径，20mm导程（最小沟槽谷径17.5mm）满足要求。所以，对于丝杠轴的挫曲载荷和容许压缩拉伸负荷的计算选用10mm的丝杠轴直径和20mm的导程。八丝杆轴的弯曲载荷与安装方法相关的系数η=20考虑挫曲因素，螺母轴承间的安装方法按固定—固定方式。安装间距la=484mm（推算）丝杠轴沟槽谷径d1=17.5mm=20*17.54/4842*104=80073.98N滚珠丝杠的容许拉伸压缩负荷P2=116×d12=35500N最大轴向载荷不得大于计算所得的挫曲载荷和容许拉伸压缩负荷。九螺母的选择使用轧制滚珠丝杠，丝杠直径7mm、导程16mm及丝杠轴直径10mm、导程为20mm的丝杠的螺母为大导程轧制滚珠丝杠WTF型，因此可以选择：WTF0716-2(Ca=2.7KN、Coa=6.8KN)WTF1020-3(Ca=3.3KN、Coa=8.6KN)十驱动马达的计算滚珠丝杠的导程根据马达的额定转速进行选择所以没必要探讨马达的选择速度。最高使用转速：1500min-1马达的额定转速：3000min-1加速时所需的扭矩惯性矩每单位长度的丝杠轴惯性扭矩为1.23×10-3Kg*cm2/mm(参照尺寸表)，则丝杠轴全长484mm的惯性力矩如下：Js=1.23×10-3×484=0.595Kg/cm2=80*3.184*4.842*10-6+0.595*4.842=13.938Kg/m2角加速度ω==2100rad/s2Tmax=（Js+J）ω=30519.3N/mm=30.5193N/m计算加速时所产生的扭矩成为所需的最大扭矩Tmax=30.5193N/m十一电机选型计算根据公式查表可知电机的传递效率在0.75-0.92之间，这里选取中间值0.85计算则P=0.85×P1P1=11.278W为防止电机过载，需设置一个电机的安全系数K值