抛光机主轴传动系统及主轴部件设计教材

1、抛光机主轴传动系统及主轴部件设计目录1 引 言 11.1 抛光机 - 机械概述 31.2 课题的来源及意义 31.3 本课题所涉及的问题在国内（外）的研究现状 31.4 设计方案的确定 41.4.1 总体方案设计要求 41.4.2 设计参数 51.4.3 总体方案的确定 51.4.4 机床传动方案简图 52 摆轴调节部件的设计 62.1 概述 62.2 磨削力的计算 82.3 滚珠丝杠螺母副的计算和选型 82.3.1 计算进给牵引力Fm 82.3.2 计算最大动载荷C 92.3.4 刚度验算 113 主轴的设计与校核 143.1 选择主轴的材料确定许用应力 143.2 轴的结构设计 143.3

2、 按弯矩合成强度校核轴的强度 183.4 按疲劳强度安全系数校核轴的强度 194 减速器与步进电机的选择 214.1 减速器的选择 215 滚动轴承的选择和计算 236 键联接的选择和强度校核 247 润滑与密封及紧固件的选用 257.1 润滑与密封 25致谢 26常用量的名称、单位、符号及换算关系量的名称（常用符号）单位名称单位符号其他表示换算关系力；重力（F,P,W,G）牛顿Nkg.m/ s21N任 O.1kgf）C）力矩，转矩（扭矩）（M,T）牛顿米NJM1NLM gO.1kgfm）C）功率（P）瓦特WJ/s1W =1OkW1.36<10J3P.S./1）（线）速度，圆周速度（v,

3、V,u,U）米每秒m/s角速度（怕）弧度每秒rad / s1rad / s = （30Mr ）r / min旋转速度（n）转每分r / min1r /min =（兀 / 30）rad /s平面角（a 0 Y 6护屮日）JJJJJJ/弧度度rad（0）1rad =180° / 兀1 = 60 = 3600”=（兀 /180） rad表面传热系数（a）瓦特每平方米摄氏度W/（m2Lc）1W/（m：C）侔 0.86kcal/m2LH?C）（1）热导率（导热系数）（k）瓦特每米摄氏度w/（m：c）1W/（m：C）®0.86kcal/mhC）（1）注： 暂时用于对废除单位的换算。 压

4、力、压强的单位均为单位面积上的力，本书均使用压力。"相对密度”定义为"在所规定的条件下，某物质的密度（单位为kg/m3）与参考物质的密度之比”。它是无量纲的量。在未指明参考物质时均指 4C的蒸馏水而言。第2页共26页1引言1.1 抛光机 - 机械概述 抛光机操作的关键是要设法得到最大的抛光速率， 以便尽快除去磨光时产生 的损伤层。 同时也要使抛光损伤层不会影响最终观察到的组织， 即不会造成假组 织。前者要求使用较粗的磨料，以保证有较大的抛光速率来去除磨光的损伤层， 但抛光损伤层也较深； 后者要求使用最细的材料， 使抛光损伤层较浅， 但抛光速 率低。1.2 课题的来源及意义

5、主轴传动系统及主轴部件作为高速磨削机床中最关键的部件， 其性能的好坏 在很大程度上决定了整台磨削机床的加工精度和生产效率， 因此各工业国家都十 分关注主轴传动系统及主轴部件的设计， 纷纷投入巨资， 装备精良的加工和测试 设备，建立恒温、洁净的装配环境，形成了不少专业生产基地。我国目前还尚未 形成批量模块化， 其主轴的各项性能指标和国外尚有较大的差距。 为了加快我国 高速加工技术的发展与应用， 加速数控磨床产品的更新换代， 今天研究和设计磨 床的主轴传动系统及主轴部件则有着很强的现实意义。1.3 本课题所涉及的问题在国内（外）的研究现状在现代工业生产中， 零件的复杂程度和精度要求迅速提高， 传统

6、的普通机床 已经越来越难以适应现代化生产的要求， 而数控机床具有高精度、 高效率、 一机 多用，可以完成复杂型面加工的特点， 特别是计算机技术的迅猛发展广泛应用于 数控系统中，数控装置的基本功能几乎全由软件来实现， 硬件几乎能通用， 从而 使其更具加工柔性，功能更加强大。抛光机亦称研磨机， 其工作原理是电机带动抛光盘高速旋转， 由于抛光盘上 的海绵、羊毛和抛光剂共同作用， 与待抛表面保持摩擦， 进而达到去除漆面污染、 氧化层、浅划痕的目的。 我国目前仍以手工研磨抛光为主， 该方法不需要特殊的 设备，适应性比较强，主要依赖于操作者的经验技艺水平，不仅效率 低，且工 人劳动强度大，质量不稳定，周期

7、长，工人作业环境差。特别是模具表面的精加 工是模具加工中未能很好解决的难题之一。模具表面的质量对模具使 用寿命、 制件外观质量等方面均有较大的影响， 但手工抛光的以上缺点制约了我国模具加 工 向更高层次发展。因此，研究抛光的自动化、智能化是重要的发展趋势。计算机数控研磨和抛光技术是一种由计算机控制的精密机床将工件表面磨 削成所需要的面形， 然后用柔性抛光模抛光， 使工件在不改变精磨面形精度的条 件下达到镜面光洁度的光学零件制造技术。 数字式抛光机这种抛光工具采用数字 化控制，数字式显示和控制工艺参数，备有整套磨头及磨料，半自动抛光，具有 体积小、使用方便的优点。抛光不仅增加工件的 美观，而且能

8、够改善材料表面 的耐腐蚀性、耐磨性，还可以使模具拥有其它优点，如使塑料 制品易于脱模， 减少生产注塑周期等。 因而抛光在零件加工过程中是很重要的一道工序。 数控化 的抛光机还可以解决用户过去因工件形状复杂难以达到抛光要求这一难题。 并且 缩短了抛光时间提高了工作效率。 采用该工具进行抛光， 可快速对粗糙表面整形 抛光，不受工件形状、材料硬度限制， 对原始表面粗糙度没有要求， 功效比较高。1.4 设计方案的确定机床由机械、电气系统组成，PLC控制。主轴、摆座电机分别由4个变频器 调速，可实现主轴 转动和摆 座摆动的 无级调速，以确保 主轴转 速控制在 250-3600rpm；摆座摆动频率在10-

9、100rpm。工件主轴工作前通过丝杠、丝母在 0-45 度内摇动一个角度（前后方向），并且以这一位置为平衡点在 0-30 度的范 围内摆动： 这在工件磨削效益和质量上较一般光学设备有很大地提高。 机床具有 自动和手动两种控制方式。 工件的加工时间按透镜曲率半径大小的不同要求而设 置。在自动状态下，机床的工作实现了除装取工件外的全部自动化。总体方案设计要求（ 1 ）通过摆轴调节部件的电机使得减速器的输出轴与曲柄摇杆机构的曲柄 相连接。 让四杆机构的曲柄做整周回转运动， 通过连杆带动主轴摆座 （相当于四 杆机构中的摇杆）在某一平衡点 0-30 度的范围内摆动。主轴装配在主轴摆座里 面，通过主轴电机

10、带动主轴高速旋转。（2）简单的接口电路设计，选择驱动控制电路，设计通用接口和专用接口以及CPU与辅助电路的连接。（3）采用微机完成数据处理和运动控制。设计参数轴数4工件主轴转速磨削直径磨削曲率半径摆座摆动频率摆座摆动角度主轴连接螺纹螺纹止口上轴连接螺纹上轴加压电源气源压力机床尺寸机床重量约总功率轴250 LI 3600rpm< 90mm-R80mm10 LI 100rpm0L 45M16 118mmM16 0.50.1 LI 5kgfAC380V/3P/4W/50HZ0.5LI 0.7Mpa2600 880 1830 mm1000 Kg2.56KW总体方案的确定由于是进行普通机床主轴传动

11、系统及主轴部件的模块化设计，所以在考虑具 体方案时，基本原则是在满足机床传动系统使用性能要求的前提下， 尽可能结构 简单化。降低成本，缩短周期。机床传动方案简图图1-1 机床主轴传动系统及主轴部件机构简图本次设计的关键问题涉及两大部分内容： 其一为摆轴调节部件的设计、其二 为主轴部件的设计。为了保证主轴的正常工作，轴应满足以下几个关键问题：合 理的结构、足够的强度、必要的刚度。尤其是电主轴机械结构虽然比较简单，但 制造工艺的要求却非常严格。这种结构还带来一系列新的技术难题， 诸如内置电 动机的散热、高速主轴的动平衡、主轴支承及其润滑方式的合理设计等问题，必 须妥善地得到解决，才能确保主轴稳定可

12、靠的高速运转， 实现高效精密加工。解 决思路为：应保证轴上零件方便的装拆，正确的定位和固定，且便于加工和制造。 轴具有足够的承载能力，在工作寿命内不因强度不足而失效。 对要求有较高旋转 精度的轴（如机床主轴等），除强度足够外，必须满足刚度要求。2摆轴调节部件的设计2.1 概述摆轴调节部件设计与计算已知条件支承板重量G=400N （根据图纸粗略计算）时间常数T=25ms计算项目设计计算与说明计算结果1）最大磨削功率的计算Pmax磨最大磨削功率卩皿玄乂磨=P主n 式中：P主-摆轴电动机的功率 n-主传动系统的总功率（一般 口 为 0.75-0.85） 这里取耳=0.8贝U卩皿玄乂磨二898 = 6

13、.4KWPmax 磨=6.4KW2）主磨削力的计算F主磨削功率应接各种情况下经 常遇到的量大磨削力（或转矩）和 最大磨削速度（或转速）来计算。即PF主 VI0'即卩甸磨一60式中：F主-主磨削力（N ）v-最大磨削速度（m/mi n）按用硬质合金刀具是半精磨钢件时的速度取 V=100m/min则 F主-60 6.4 10 -3840N100= 3840N步距角:-=0.75 / step摆轴调节部件的设计计算与选型内容包括：运动参数、动力参数的计算、转滚珠丝杠基本导程行程S=820mmL0 = 6mm动比的分配、转动惯量等计算，计算简图如图2-1所示图2-1 摆轴调节部件装配简图2.2

14、 磨削力的计算在进给摆轴调节系统的设计计算，选用步进电机时，都要用到磨削力（机床 的主要负载）则可用公式计算出机床的磨削力。2.3 滚珠丝杠螺母副的计算和选型摆轴调节部件中滚珠丝杠螺母副的安装方式采用两端铰支安装。如图2-2（a ）（ b ）图2-2 滚珠丝杠螺母副两端铰支的安装方式注：图（a）采用大接触角=60；角接触轴承的安装方式；图（ b）采用推力球轴承或和角接触球轴承组合的安装方式或采用滚针和推力组合轴承。所示。它有如下特点： 结构简单； 轴向刚度小； 适用于对刚度和位移 精度要求不高的滚珠丝杠安装； 对丝杠的热伸长度敏感； 适用于中等回转 速度。滚珠丝杠螺母副初等造型的主要依据是最大

15、动载荷和最大静载荷， 初选型 号后，还要进行轴向刚度验算和压杆稳定性验算。计算进给牵引力Fm计算项目设计计算与说明计算结果这里假定为400Nk =为考虑颠覆力矩影响的头验系数，三角导轨k取1.15f'=#轨上的摩擦系数，三计算进给角形导轨属于普通滑动导轨，f'取0.15 0.18，这里取 f'= 0.16贝UFm = 1.15 x 960 + 0.16 x(3840+ 400)=1782.4NFm=1782 4N牵引力Fm2.3.2计算最大动载何C由已知参数可知：工进速度为 V =1m/min、快进速度为 V=3m/min基本导程L。=6mm、步进电机的步距角为0.75

16、 ° /step则丝杠转速为1000Vs 1000 2ns333.3r.minL°6滚珠丝杠寿命系数为,60 nTL610式中T =寿命时间（h）普通机械为500010000h数控机床及其他机械机电一体化设备及仪器装置为15000 h航空机械为1000h即,60 333.3 150006L6300 10/ r10根据工作负载Fm、寿命L可计算出丝杠轴向最大动载荷C为C =fH fw Fm N式中fw-载荷系数运转系数值运转状态运转系数无冲击的圆润运转1.0-1.2一般运转1.2-1.5有冲击的运转1.5-2.5fH -硬度系数硬度系数值硬度HRC6057.55552.55.

17、47.54542.5403025硬度系数1.01.11.21.42.02.53.34.55.01015即C= 3300 1.0 1.2 1782.4=14318.7N根据最大动载荷C,从机电综合设计指导书P18表2-5中，初选滚珠丝 杠的型号和有关系数，选用时要注意公称直径 dm和导程Lo，应用优先组合，同时还受最大静载荷的影响和限制，因当滚珠丝杠在静态或低速 n <10r/min情况 下工作时，滚珠丝杠副的破坏形式主要是滚珠与滚道面在接触点上产生塑性变 形，当塑性变形超过一定限度就会使滚珠丝杠无法正常工作。一般允许其塑性变形量不超过滚珠dm的万分之一，此时的轴向负载Co称为额定静载荷，

18、选用时应 使相应的滚珠丝杠的额定静载荷 Coa满足以下条件:Fm 乞 Coa：'fs（一般使 Coa：Fn=2-3）由滚珠丝杠副承受的最大动载荷 C,参照机电综合设计指导P22表2-8选滚珠丝杠副规格为2506,内循环滚珠丝杠副螺母安装，1列2.5圈，螺纹升角 =2：11'，Ca =9.30/KN，C°a =19.70/KN 强度足够用，精度选用 5 级其几何参数如下:公称直径导程滚珠直径dm = 25mmL0 二 6mmDw = 3.969mm滚道直径R 二 0.52Dw 二 3.969 0.52 二 2.06388mm偏心距e = O.O7(R-c0/2)=5.6

19、 10”mm螺杆内径d = dm+2e-2R74600502 5.6 10-2 2.06388=45.88mm螺母安装尺寸注：2506(D"i = 40D = 66D4 =53 B=11D5=5.5D6=10 h = 5.7)233传动效率的计算滚珠丝杠螺母副的传动效率可用下式计算tan tan 亠匚i式中:-为丝杠螺旋升角摩擦角，滚珠丝杠副的滚动摩擦系数f二0.003 0.004 ,其摩擦角数约等于10'二tan211'二 0.927tan 211' 11'刚度验算摆轴调节部件中，滚珠丝杠支承方式如图2-2所示。丝杠螺母及轴承均进行了预紧，预紧力为最

20、大轴向负载荷的1/3，丝杆的变形量计算如下:计算项目设计计算与说明计算结果1）丝杠的拉压变形量61滚珠丝杠应计算满载时拉压变形勺 _ 士（ mm ）1EA其中：d 为在工作载何Fm作用下丝杠总长度上拉伸或压缩变形量（mm）1）丝杠的拉压变形量®Fm-丝杠的工作载荷（N）L -滚珠丝杠在支承间的受 力长度E-为材料弹性模量（刚 E =20.6“00000MR）A滚珠丝杠按内径确定的载面积（mm ）"+"号用于拉伸"-"号用于压缩兀22A = x45.88 = 1653.24mm4测,1782.4 汉 820即 d =420.101653.24=0

21、.00429mmd = 0.00429mm2）滚珠与螺纹 滚道间的接 触变形量该变形量与滚珠列，圈数有关。 即与滚珠总数量有关，与滚珠丝杠的 长度无关。由图2-1可知：两端装深沟球轴 承对丝杠进行支承的，把深沟球轴 承装在滚珠丝杠的两端，并施加预紧 拉力，这样有助于提咼刚度。因此有 预紧时60.0013 m（mm）Dw尸卍式中：Dw-滚珠直径（mm ）Z=为滚珠总数量Z=Z汉圈数汉列数z为圈的滚珠数（外循环Z"dm/Dm）计算项目设计计算与说明计算结果2）滚珠与螺纹滚道间的接触变形量62（内循环 Z=Jldm/Dm_3）r丄3.14X50 CCZ =Jldm/Dm= = 393.96

22、9Fyj -预紧力Fm -滚珠丝杠工作载何即=0.00131782.4416.8666827 =0.05558mm当滚珠丝杠有预紧力，且预紧力 为轴向工作载何的1/3时，62值可 减少半左右所以色实=0.02778mmd2 = 0.05558mm3）螺母支承变形量&3支承滚珠丝杠的轴承为6002型 深沟球轴承。几何参数 a=45mm 滚动体直径dQ=7.06mm,滚动体数量 Zq=20轴承的轴向接触变形 女为,Fm263 =0.0024 320qZq式中Fm-轴承所受轴的载荷（N） Zq-轴承的滚动体数目；dQ-轴承 的滚动体直径。即1782 423= 0.0024（2 = 0.024

23、96mm3V 7.06汇 202=0.02496mm4）滚珠丝杆副刚度的验算§根据以上计算，丝杠的总变形量= 0.00429+0.02778 +0.02496计算项目设计计算与说明计算结果4）滚珠丝杆副刚度的验算6= 0.05704 mm由丝杠精度等级（五级），查出 规定长度允许的螺距误差为 27um/m故刚度足够。6 = 0.05704mm5）压杆稳定性验算滚珠丝杆通常属于受轴向力的细 长杆，右轴向工作负载过大，将使丝 杠失去稳定而产生纵向屈曲，即失 稳。但两端装止推轴承与向心轴承 时，丝杠一般不会发生失稳现象，由 图2-1可知丝杠两端装有止推轴承 进行支承，故无需进行压杆稳定性验

24、 算。3主轴的设计与校核3.1 选择主轴的材料确定许用应力计算项目设计计算与说明计算结果选择轴的材料并确定许用应力HBS=23r；b=635 MPa二S =353 MPa二-=268 MPa-广155 MPa二Jb=59MPa由于传递的功率不大，而且对其 重量及尺寸也无特殊，故选择常用的 材料45号钢，调质处理。由表查得HBS=23 强度极限% =635Mpa 屈服极限 S =353Mpa弯曲疲劳极限斗=268Mpa剪切疲劳极限j=155Mpa对称循环弯应力的 许用应力；b=59Mpa3.2 轴的结构设计计算项目设计计算与说明计算结果1)拟定轴上零件的装拆方案由主轴部件装配部件图可以看 出，轴

25、上轴承、螺母由小端装配板装 卸，带轮通过普通平键联接。大端防 水端盖通过螺纹连接，装拆更方便。2)确定轴的各段直径与长度I段为轴上的最小直径，与主轴 电机的机架固定，只需强度满足要求 即可。= 16mm ； I段长度为L| =10mmU段直径的确定：为防止带轮轴 向位移，用螺母轴向固定。其直径 d2=d2h， 轴肩高度h =(0.07 0.15)d，取 h=0.15d=0.15 x 20=3mm则 d2 =d<i +2h = 26mm 圆整取 25mmU段长度的确定：根据带轮的型 号，因带轮传递的功率不大，故取L2 =17mm川段直径的确定：因为带轮是靠 右端的螺母来轴向定位的，所以它的

26、 直径根据U段直径一致也合理。加工 也更方便。川段长度的确定：此轴段长度应 较长一些。因该轴传送的功率不大， 结构较简单，轴的右端应选用。d1 =16mmL| =10mmd2 = 25mmL2 =17mmd3 = 25mm计算项目设计计算与说明计算结果2）确定轴的各段直径与长度3）结论价格便宜的深沟球轴承6005 对。 查手册可得轴承内径为 25mm宽度 为12mm左端应选用角接触球轴承 为7005 一对，查手册可得轴承内径 为25mm宽度为12mm同时还应选择轴承端盖的类型 和尺寸，轴承端盖根据轴径来选择， 其宽度尺寸为33mm轴段川最左端有一个二次防水 密封端盖，它一方面起轴承端盖的 作用

27、，另一方面起密封作用，其宽 度尺寸为18mm考虑以上几个因素尺寸，川段的长度为250mmW段直径的确定：为保证第一 次密圭寸端盖的底面定位和二次密圭寸 端盖的顶面定位。根据具体情况这 里取d4 =35mmL4=15mm根据以上各轴段的直径和长 度,绘制出轴的结构草图，如图3-1 所示，由图可知，轴的总长为 ：L= L1+L2+L3+L4=10+17+250+15=282mm经分析，可算得轴的支承跨距为 L = 220mmL3 = 250mmd4 = 35mmL4=15mmL 二 220mm3.3 按弯矩合成强度校核轴的强度 绘制轴的计算简图（图3-1b）齿轮受力分析圆周力洛=兀=2 2470.

28、588 =1498.O392Nd430径向力Fr4 = Ft4 tan20，545.24N绘制铅垂面弯矩图画铅垂面受力图,计算铅垂面支反力Fr42L'Rbv =L'Ft431 F 2d2r4 2L'81021498545 -22 =314.95N102102805451498 一22 -859.95N102画铅垂面弯矩图（图3-1c） 计算弯矩值：截面C右侧弯矩L'102M CV 二 Rev2 2截面C左侧弯矩L'102Mcv=Rav2 2 绘制水平弯矩图画水平受力图，计算水平支反力-Mb =0Rah 37-Ft4 115 = 0解得Rah 二 4655

29、NRah =Rbh =4655N画水平弯矩（图3-1d）计算截面C处弯矩值M ch = Rah L = 4655 5仁 237405N mm2 绘制合成弯矩图(图3-1e)计算合成弯矩值M c 二，M CV MCH 二,43857.R23740了 =241422N mmM ；= J(MCV)2 +MCH = x/16062.452 +2374052 = 237948N mm绘制转矩图P60.46转矩T =9.559.55 10610982.5N mmn400绘制当量弯矩图为此应先计算当量弯矩Me,根据合成弯矩图可知，截面C为危险截面，截面C的当量弯矩为Mec=jM亦 $考虑到减速器的刹车和起动

30、，转矩产生的切应力应按脉动循环变化，故取:-=0.6则Mec = Jm c(«T ) = J2414222 +(0.6 + 10982.5)2 = 340553N mm校核轴的强度由公式Mec30.1d433405532700= 12.6MPa ：匕 Jb 1(强度足够)3.4 按疲劳强度安全系数校核轴的强度由轴的当量弯矩图可见，截面出所C-C处当量弯矩最大，且过盈配合和键槽 引起的应力集中，故确定截面C-C为危险截面，需要校核其疲劳强度. 计算弯曲应力幅二a和平均应力匚m由前分析可知，弯矩产生的弯曲正应力在轴的转动过程中呈对称循环变化 根据对称循环变应力特点可得匹 2414225.

31、164MPaWe46749.05式中btG -t)2 站壘7 6(80一6)2 = 46749如口32dc322 80dc为C截面直径b为轴上键槽宽度查实用机械设计书附表10-5,取b=17mmt为轴上键槽宽度查实用机械设计书附表10-5,取t=6mm需要指出和匚m只能按合成弯矩Me进行设计计算,而不能按当量弯矩Me计算计算扭矩转应力幅a平均应力m由前分析可知，扭矩产生的扭转切应力呈对称循环变化 根据脉动循环变应 力的特点可得2wro10982.510982.52 96989.05193978.1二 0.057Mpa式中32二 dc _ bt(dc _t)16 2dc32二 8017 6 (8

32、0 -6)16 2 80= 100480 -3490.95 = 96989.05mm（dc b及t如上所述）确定计算参数 查附表10-1 按过盈配合查得应力集中系数k_=2.60k =1.87 ;按键槽查得 k；=1.76K k =1.54 故取 k；=2.52k 1.82 查附表10-6尺寸系数-=0.81;- =0.76 查附表10-4得表面质量系数亠0.90 查附表10-7 得铜的= 0.34. =0.21 查附表10-8得许用安全系数S=1.3-1.5 计算只考虑弯距作用时的安全系数268S""K_一二广 i 0.925 0.812.527.62 0= 10.456

33、计算只考虑弯距作用时的安全系数1551.82=8.740.925 0.766.34 0.21 6.3410.456 8.74S2所以该轴的疲劳强度足够。疲劳安全系数校核由前分析可知，转轴危险系数截面为二向应力状态由公式6.7145s i -1.510.4562 -18.742绘制轴的零件工作图减速器与步进电机的选择4.1 减速器的选择本次设计中减速器我们采用外购的方式。 考虑机床的承载能力和传动效率等 因素，初选DB型圆锥、圆柱齿轮减速器。(JB/9002-1999 )。这种减速器具有 承载能力大、传动效率高、噪声低、体积小寿命长的特点。 用于输入轴与输出轴 呈垂直方向布置的传动装置。其型号为

34、 DBY K 280-31.5- IH-S。通过验算启动 转矩，按机械设计手册(16-2-6 )计算TKn1PN 9550955 1500160 9550= 0.94 ： 2.5最后通过验算减速器的热功率，符合要求。采购厂家为银川减速器机厂家4.2 步进电机的选择合理选择步进电机是比较复杂的问题，需要根据电机在整个系统中的实际工作情况，经分析后才能正确选择MqL00.4378.37990.4=945.94 N cm式中Mq二电动机启动力矩M L0 =电动机静负荷力矩为了满足最小步距要求，选择三相六拍工作方式，有下表可知表4-1步进电机相数、拍数、启动力矩运行相数3456方式拍数36485106

35、12Mq/Mjmax0.50.8660.7070.7070.8090.9510.8660.866M q ； M j max = 0.866所以步进电机最大静转矩 Mjmax为Mjmax =Mq, 0.866=94.94975/0.866=1092.32步进电机最咼工作频率fmaxVmax60p300060 0.001二5000Hz综合考虑，查表选用YS系列三相异步电动机。摆轴调节部件电机型号为YS7112主轴电机型号为YS7122其技术参数如下表(220/380V 50HZ)表4-2摆轴调节部件电机型号参数代号功 率电 流转 速效率功率 因数堵转 转距堵转 电流最大转矩声功 率级机 座铁心极数

36、3700.96280073.50.8额定转矩额定 电流额定转矩7571122.36.02.4表4-3主轴电机型号参数代号功 率电 流转 速效率功率 因数堵转 转距堵转 电流最大转矩声功 率级机 座铁心极数5501.35280075.50.82额定转矩额定 电流额定转矩7571222.36.02.45 滚动轴承的选择和计算轴承是用以支承轴或轴上回转零件的部件。而滚动轴承是现代机器中广泛应用的部件之一，它是依靠主要元件间的滚动接触来支承转动零件的。它具有启动灵敏、摩擦阻力小、效率高、润滑简便、易于互换等优点。滚动轴承的选择和计 算，按轴的结构设计，初步选用型号为 6005的深沟球轴承。计算轴承载荷

37、 轴承的径向载荷轴承ARa = rAhrAv = 805.302 198.522 = 829.40N轴承BRbrBhrBv F532.232 (-3.8)2 =532.24N按寿命计算选择轴承型号 派生轴向力计算，查表可得Fb2Y532.242 1.6= 166.33N2Y829.4259.18N2 1.6 确定轴承的轴向载荷Fa =259.18 FS -219.97N故轴承1 “放松”，轴承2 “压紧” 根据当量动载荷公式计算P值Fa1Ra259.18829.40=0.31 ： e = 0.37X1 =1¥ =0P uXA+YFa =(1咒 829.4+0)N =829.4NFaRb259.18532.24=