可调节病床结构设计[三维UG][医疗床 护理床]【CAD图纸和文档资料全套】
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宁XX大学毕业设计(论文)可调节病床结构设计所在学院专 业班 级姓 名学 号指导老师 年 月 日摘 要随着科学技术的发展，可调节结构的应用也显得越来越频繁，先进技术的发展总是不断地从新科技的成果中获得新的起点。目前，可调节结构在电子科技、计算机技术及机器人的制造中都起着重要的作用。无论在什么情况下，可调节病床结构要适应的变化才能提高水平和质量。我们只有将技术有效的结合才能更好的推动新科技的发展，因此可调节病床结构的设计对于解决这一难题至关重要。关键词：可调节病床结构，升降机构29AbstractWith the development of science and technology, the application of the adjustable structure becomes more and more frequent, the development of advanced technology are continuously from the new achievements of science and technology in the new starting point. At present, the adjustable structure in the manufacture of electronic technology, computer technology and robot plays an important role in. In any case, changes to adjustable bed structure to adapt to improve the level and quality of. We only have the technology must be combined effectively in order to better promote the development of new technology, so the adjustable bed structure design is very important for solving this problem.Keywords: adjustable bed structure, lifting mechanism目 录摘 要IIAbstractIII目 录IV第1章 绪论11.1课题研究的目的11.2可调节病床研究概况11.3 本课题的研究内容5第2章 课题总体设计62.1总体布置原则62.2 可调节病床的设计62.2.1可调节病床的结构形式62.2.2 可调节病床的设计规范及尺寸确定62.3 可调节病床开合的两种机构形式7第3章 主要零部件分析计算93.1 实例分析93.1.1可调节病床开合的结构简化93.1.2机构受力分析93.2 剪叉臂长度及安装位置的确定123.3 强度校核133.3.1 剪叉臂的强度校核133.3.2 底架固定横梁的强度校核163.4 轴的强度校核193.4.1 内剪叉臂固定端销轴的强度校核193.4.2尾部销轴的强度校核193.4.3支撑轴的强度校核20第4章 丝杠结构及传动设计214.1滚珠丝杆副的选择224.1.1导程确定224.1.2确定丝杆的等效转速224.1.3估计质量及负重224.1.4确定丝杆的等效负载224.1.5确定丝杆所受的最大动载荷234.1.6精度的选择244.1.7选择滚珠丝杆型号244.2校核244.2.1 临界压缩负荷验证254.2.2临界转速验证254.2.3丝杆拉压振动与扭转振动的固有频率26总结28参考文献29致谢30第1章 绪论1.1课题研究的目的近年来，全球范围内自然灾害、灾难事故、公共卫生事件、社会安全事件等突发公共事件频发，已经严重影响了人类的生命与发展。我国每年因自然灾害、灾难事故以及社会治安等公共安全问题造成的GDP损失高达6，并有约20万人被夺去生命。在各种灾难或事故现场,路面受到破坏,凸凹不平,使救护车无法到达现场,需要救护人员把伤病员从事故现场移送到救护车可到达的救护医疗点。然而很多伤病员由于在这段救援过程中,由于救援处理得不好,而造成了二次伤害，使得救援的效率大打折扣。可调节病床作为医院救护及运送病人过程中主要的搬移设备，首先应具有灵巧轻便且需要护理人员少的特点，这样才能在最短时间内对病人进行转移；其次还应具有较好的动平衡性及减震性等，以减小甚至消除病人在推送途中所受的颠簸及可能发生的二次伤害。可调节病床作为病人的主要工具,对其使用历来已久,人们根据各个时期对可调节病床提出的使用要求与功能,不断的对其进行改进,使其功能越来越强大、越来越完善。目前,已经开发出一些辅助搬运器械来解决不能独立行走病人搬运的问题，这大大降低了护理人员的工作强度及运送过程中可能对病人造成的二次伤害系数。1.2可调节病床研究概况我国对可调节病床的研究起步较早，就目前检索的文献看，国内最早关于可调节病床的专利申请是1988年戚鹏飞等研制的多功能医用可调节病床，其设计的可调节病床可以通过控制装置转换为轮椅车，这标志着我国对可调节病床的研究由使用阶段转变到了开发设计阶段。随其后，国内无论是对可调节病床的专利申请还是文献都大量增加。1990年张彦恩等人在其专利申请中介绍了一种带斜板式病院转移装置,该装置通过滚轴滑板和斜板的配合使用,在进行有高度差的床面与推车间的病人搬移时,只需将斜板在不同的高度进行固定,而后利用滑板将病人沿斜板进行推运到可调节病床上，此种搬运方法可实现病人的快速有效搬运。除此以外，该装置还具有结构简单,价格低等优点。1992年黄兴运在其专利设计中介绍了一种带有可变换角度靠背及车腿可收放的可调节病床。该可调节病床的研究主要针对当时我国在急救过程中运送病员时多采用两人抬担架或者固定式可调节病床的现状。当可调节病床在地上运行时，将锁止器的锁头插入推车上腿一端的空槽中，进行可调节病床直立推送，当可调节病床上救护车时，拔动锁止器锁杆，将锁止器锁头从上腿的空槽中拔出，即可轻而易举的将可调节病床推上救护车。使用该可调节病床，可在平地上进行病人的推送又可将车带人一起快速平稳的进入救护车，此设计结构简单，使用方便，同时减小了病人的痛苦。1993年马晔楠研制出的一种可升降且利用传送带进行平移的可调节病床及2008年刘晓妹等在专利一种床面可平移可调节病床中介绍了利用传送带进行平移可调节病床，此两种可调节病床都是利用传送带形式进行病人的平移操作。马晔楠所研究的可调节病床，其工作过程是这样的：首先通过剪式支撑臂的传动来完成可调节病床的升降动作，以适合病床、手术床和检测床之间的高度差；然后借助滚动轴承利用台面沿升降架上导向槽的水平推入与退出来实现病人的床位转换。该可调节病床运行平稳，可减轻护理人员体力劳动与病人痛苦。刘晓妹在2008年提出的可调节病床方案将台面取消，直接用带有软导轨的、比较厚的环形担架床面来运送病人。当病人躺在环形担架床面上时，利用手柄销转动槽轮转动，槽轮转动时通过软导轨带动环形台面转动，这样就可以带动病人移动，但此装置只能将病人移动到可调节病床的边缘地带，但是该可调节病床大大的解决了不能很好解决病人从可调节病床上顺利转移的问题。由此二例可见，传送带这种搬移病人的形式，能将复杂的工作简易化，系统化。1994年李向前开发了一种可升降分离板式可调节病床,利用分离板进行病人在床位间的搬运,避免了直接搬动病人可能带来的各种二次伤害。使用此可调节病床时，首先通过升降控制机构将可调节病床调节高度与病床或者手术床大致等高，然后平移担架板，将病人通过担架板推送至病床上或者手术床上时，将担架板分离，即可将病人放置于病床或者手术床中间位置；病人从病床或者手术床上移至可调节病床上的过程与前述过程恰好相反。该车利用分离板的结构形式，结构简单，操作简单，搬运病人快捷方便。同年,田庆彬与顾荣林二人在他们的申请专利中介绍了一种具有可调靠背和斜靠背、输液架两大轮两小轮可升降可调节病床，该可调节病床功能较以前的可调节病床形式功能较多且比较完善。1997年潘秉章等人共同开发了一种床面可平移且具有减震系统的可调节病床，减震系统采用人性化设计理念，减少了病人在搬运过程中的颠簸；除此之外，此车还利用了可与可调节病床分离且可纵向横向移动的床面，还设计了靠背装置，这极大程度简化了病人床位转换的步骤。2000年陈洪涛在其专利中介绍了一种利用液压驱动升降及横向平移的可调节病床，首次将液压传动应用到了可调节病床领域。2001年郑中富研制开发了免搬运可调节病床，该车升降系统采用液压控制，平移板纵向可分成两部分且前部分能折下折平，后半部分能在可调节病床上横向移动。当搬运病人时，利用液压控制系统对车面高度进行调节，当车面与病床或者手术床大致等高时，即可通过板的横向移动来进行病人床位转移操作。该车利用液压系统进行控制，当时在国内已达领先水平，且搬运病人容易方便，节省了时间和人力；该车还配有减震系统，减少了病人的颠簸之苦。2002年周志坤等人在总结了前人的研究成果的基础上，研制了一种运送病人水平可调节病床，该可调节病床采用新的结构形式，在以前的可调节病床的装置上增加了输液架、引流装置、床板减震装置、衣橱等装置，这给医护人员带来很大的便利，使他们在工作过程中能利用可调节病床为病员做及时有效的护理工作。2004年杨月诚等人在其专利全自动直推式可调节病床中提出了一种利用四杆机构进行控制的可全自动直推式上下救护车的可调节病床。可调节病床上车时，前撞杆撞到救护车底板时自动收拢，继续推可调节病床，后撞杆也与救护车底板相撞，也同样会自_动收起；下车过程与上车过程刚好相反。该可调节病床可实现单人直推，不必手动调节上下车装置；操作迅速、质轻平稳、节省救护时的人力和时间等一系列优点。2005年张其江提出在可调节病床的驱动方式上利用电驱动式来改变当前多人进行推送的现状，借助电力驱动来节省人力。2005年孙建发明的轨道侧移式病员搬运转运可调节病床、2006年华婷研制的换床单架车与2007年徐于保发明的一种方便病人搬运的可调节病床,都能实现担架板相对车架的侧向滑移,将病人进行床位转换。孙建研究的可调节病床利用手摇装置和齿轮驱动主担架在支撑担架上进行平移，利用液压控制系统进行升降控制；此外，该可调节病床还配备了供氧装置、储物柜、可移动储物筐、输液架、弹簧式减震器等辅助装置。该车运转平稳，功能完善，推进方向一人可控，但由于使用了液压控制，相对于纯机械，可能有漏油现象且该车结构较复杂。华婷研制的可调节病床利用上下滑块的相对滑动进行担架床面的平移，搬运病人时，先调节升降车高度以适应搬运需求，而后只需将担架面沿水平推出即可实现搬运。该车利用防倾覆护栏减少了搬运过程中倾倒的可能性，该车结构合理，进行病人床位转移时操作简便。徐于保利用传送带的形式进行病人的搬运且床面可与可调节病床成一定角度转换，其研制的可调节病床可便捷的搬运病人。2006年华晓度提出了一种利用电机驱动多块水平床板移动且电力驱动升降的可调节病床，将电力驱动应用到了可调节病床研发领域。2008年刘晓妹等利用齿轮传动及螺纹自锁原理研制了一种可升降式可调节病床，利用手摇装置对齿轮进行驱动，一对啮合的锥齿轮的被动齿轮的内螺纹与螺杆的外螺纹相咬合，进行升降控制，该结构简单合理，具有一定的理论意义与实践意义。2003年许志华研制了一种半自动担架救护车，并对该可调节病床进行了运动仿真，将可调节病床的研制理论化、系统化。2003年倪勇猛提出了可调节病床的人性化改进，在可调节病床的病人头部位置增加了一组减震装置，减轻了病人， 特别是头部受伤的病人的痛苦。2010年王志学等人利用复杂的连杆机构进行了折叠式可调节病床的创新设计并已经取得成功。在国外，人们也已经开发了多种辅助工具用于病人的床位转移，如滑行垫、滑动板和滑动担架等装置，由于使用上述设备时都要使病人倾斜,有些设备使用时不免要对病人进行拉扯，这些操作都容易对病人造成二次伤害，因此这些设备很难得到大力的推广与应用。如果需要对病人进行水平搬移，则只能依靠人力，这对护理人员来说需要很大的体力支出。基于上述问题，国外的研究人员将工作重心转移到了机电一体化产品开发上，因此各种辅助搬移病人的机电设备应运而生。典型设备有由FUJIDA32提出的“Torancemover”。该设备主要是由安装在可调节病床上的驱动电机和控制器来驱动安装在上下两金属板上的皮带旋转来搬移病人。TAKAOKA等和KAKUTANI等开发了一种助力搬移设备,这种设备主要是利用控制杆来控制搬移金属板进行病人的搬运。日本DAIHEN公司开发的担架与搬运车分离的搬运设备，该可调节病床采用传送带传送形式，利用控制算法驱动电机对传送带进行控制，此搬运装置有两种类型：（1）KASAGAMI等提出的插入板较厚的搬移设备；（2）王洪波、笠上文男提出的插入板较薄的搬移设备。第二种采用能够提高系统稳定性和可靠性的模块化设计和体积小、功能多、高智能的嵌入式控制系统使设备能平稳的插入病人身下对病人实行平移搬运，该设备搬运时分为抬升、移动、放下三部分，通过控制不同驱动电机的运转情况进行皮带的驱动，这样既可以实现三个工作部分的有机结合。通过临床试验，该设备护士的可操作性高，可实现病人不变体位进行床位转移，大大减少护士的体力劳动。就国内的情况可知，国内的多数研究人员_的开发与研究主要还是集中在机械式的可调节病床，可调节病床的功能逐渐趋于完善，且结构也相对简单；而国外已经进入了机电设备研发阶段。虽然机电设备护士的可操作性高，但由于目前人们对电的恐惧感，很多病人在通过机电设备的搬移设备时，总不免会紧张，甚至有些患者不适应这些机电设备，且由于机电设备造价昂贵，因此一直未能打开市场；液压设备的漏油现象对医院这种需要严格消毒的场所不免有些局限性，且液压设备也相对较贵，结构复杂，所以要求简单轻便的可调节病床目前还很少采用液压式的。虽然多种多样的可调节病床已在医院里应用，但都没有很好的解决不变体位的进行病人转移操作。现在辅助搬移病人的机电设备是一个研究热点，很多医疗器械企业及科研工作者都将研究重心放在了机电设备的开发上，但由于目前在这方面的技术还并未成熟，所以目前机电辅助搬移设备还很少，但是随着科学的进步及技术的发展，机电一体化或者机电液（气）一体化,甚至复杂机电系统的辅助搬移设备必将成为主要发展方向。通过本次毕业设计将对可调节病床领域有一个全新的认识，传统的急救可调节病床的结构比较复杂，外观比较笨重，减震功能小。不宜在灾难急救中携带使用，容易对病人造成二次伤害。为了提高救护车可调节病床的舒适性，根据卧位人体振动响应的特点和汽车悬架系统的振动特性，本设计进行全面机构创新改革，应用连杆机构的传动原理，合理设计可调节病床的减震装置，并适应担架支架的结构。使其结构简单，使用方便，有效的减小了由车身输入的振动能量，提高了降低舒适限度的耐受时间。具有简便快捷、体型轻巧、结构简单、便于携带、操作，占用救护人员少、抗震度高，对伤员二次伤害小的优点。对于灾难中对生命的及时抢救有着重要作用。1.3 本课题的研究内容本设计主要研究的内容有：可调节病床结构的设计计算、可调节病床机构的设计计算、传动装置选型，并用总布置草图表达主要底盘部件的改动和重要工作装置的布置；最后通过正确的计算，完成部部件设计选型，达到工艺合理、小批量加工容易、成本低、可靠性高的设计要求，并附之以总装配图，清楚表达设计。第2章 课题总体设计2.1总体布置原则在进行总体布置时应按照以下原则：尽量避免对可调节病床各总成位置的变动因为一些总成部件位置的变动，不仅会增加成本，而且也可能影响到整车性能。但有时为了满足专用工作装置的性能要求，也需要作一些改动，如截短原可调节病床的后悬、燃油箱和备胎架的位置作适当调整等。但改变的原则是不影响整车性能。应满足专用工作装置性能的要求，使专用功能得到充分发挥应符合有关法规的要求 例如对整车的长、宽、高、后悬等尺寸在相关法规中部有明确的规定，一定不能超出标准的要求。2.2 可调节病床的设计2.2.1可调节病床的结构形式可调节病床一般是由前栏板、左右侧栏板，图2-3为典型的底板横剖面呈矩形的后倾式可调节病床结构。为避免装载时物料下落碰坏驾驶室顶孟，通常可调节病床前栏板加做向上前方延伸的防护挡板。可调节病床底板固定在可调节病床底架之上。可调节病床的侧栏板、前后栏板外侧面通常布置有加强筋。2.2.2 可调节病床的设计规范及尺寸确定将全金属焊接可调节病床设计成等刚度体可调节病床是自卸汽车设计的重点.但是很难既能保证高强度又能保证轻量化。 就整车而言，可以看成由车轮、前轴、后桥壳、悬架、车架、可调节病床及其橡胶缓冲块等不同刚度单元组合而成的弹性体，受力时，将按照各自的刚度产生各自的变形，其变形量与刚度成反比，吸收的能量与刚度成正比。可调节病床刚度，无论是弯曲刚度还是扭转刚度，都会增加车架的相应刚度，两者的刚度是相辅相成、互相补偿的。当汽车前后左右车轮处于高差较大的路面，车架扭曲较大时，可调节病床应该有一定的扭转随动性。如果车相的扭转刚度过大，当车架扭转到一定程度时，可调节病床前支承缓冲块相应的一侧压到极限位置，可调节病床纵梁的另一侧可能离开缓冲块，可调节病床前端的一大部分重量转移到一侧的车架纵梁上，纵梁可能超载损坏。如果可调节病床扭转刚度过小，能与车架扭转随动，当车架产生较大扭曲时，可调节病床可能因变形过大而早期损坏。全金属焊接等刚度可调节病床设计的规范化的定量的设计计算方法并不是很完善，根据一些经验，可以知道一些设汁规范和经验数据：2.3 可调节病床开合的两种机构形式图2-1 机构一图2-2 机构二后可调节病床开合的两种机构形式如图2-1和图2-2所示，它们只是两侧相同机构的一侧。由以上两图可看出，机构一（图2-1）是全部为固定铰支座的两平行杆同步运动的结构，机构二（图2-2）是两固定铰支座和两个滑动铰支座的剪叉式结构。这两种机构都可以实现上板台面升降的运动，但相比较之下，机构一有三点不足：a) 机构一在升降过程中上板不仅有竖直方向的位移变化，而且还有水平方向的位移变化，而机构二的上板在升降过程中只有竖直方向的位移变化。这样，在总体尺寸一样的情况下，机构二升降时所需的空间较小。b) 机构一在升降的过程中，所载物体的质心相对机构的支撑中心的变化很大，这样就要求更大的动力，即要求推力更大的。结果会增加安装尺寸和生产成本。c) 机构一的稳定性没有机构二的对角双三角的结构稳定性好。综上所述，机构二较机构一更合理。所以，在结构上选择机构二。第3章 主要零部件分析计算3.1 实例分析3.1.1可调节病床开合的结构简化3.1.2机构受力分析 1.以整体作为研究对象，如图3-2所示图3-2 整体受力分析图 将分解到a、b两端，则有 .(3.1) .(3.2) .(3.3) .(3.4) .(3.5)式中：a点所受水平方向上的力； a点所受竖直方向上的力； b点所受水平方向上的力； b点所受竖直方向上的力； c点所受水平方向上的力； c点所受竖直方向上的力。2.分别以aed及ceb杆为研究对象，如图3-2和图3-3所示图3-2 aed杆受力分析图 图3-3 ceb杆受力分析图 列平衡方程式，有 当d点力矩平衡，即时，则 . (3.6) 当b点力矩平衡，即时，则 .(3.7) 又aed及ceb杆的水平与竖直方向受力平衡，即有和， 当时，有 .(3.8) .(3.9) 当时，有 .(3.10) .(3.11) 整理解得： .(3.12) 【静态时：】 .(3.13) .(3.14) .(3.15) .(3.16) .(3.17).(3.18) 式中： 的推力； d点所受水平方向上的力； d点所受竖直方向上的力； e点所受水平方向上的力； e点所受竖直方向上的力。3.确定角与角的函数关系 角与角的几何关系见图3-1 即.(3.19)4.受力分析结论（1）各铰点处的受力（包括推力）与载荷成正比；（2）、值随值的增大而增大，在值确定时，这些力又与值成正比;而、值随值的增大而减小，在值确定时，它们随值得减小而增大；（3）在计算推力时，动态值比静态值增大了；（4）的推力与值成反比；（5）力、随值的增大而增大。3.2 剪叉臂长度及安装位置的确定1.剪叉臂的长度确定为了使工作台面下降至最低位置时不至于脱离滑道，剪叉臂的长度应该比底座的长度b小一些，一般可取 .(3.20)由设计参数可知：，。初选底座长度，系数为0.8，则根据式(3.20)可得剪叉臂的长度。2.安装位置的确定由图3-4可知 .(3.21) 则 所以，即 而 初选 ，,，。而液压机构的有效垂直升降高度为 .(3.22)根据，上下交接点g、f的距离S（即的瞬时长度）为 .(3.23)两交接点之间的最大距离和最小距离分别为 设的有效行程为，为了使两铰接点之间的距离为最小值时，柱塞不抵到缸底，并考虑结构尺寸和（如图3-6所示），一般应取 .(3.24)同样，为了使两铰接点之间的距离为最大值时，柱塞不会脱离中的导向套，一般应取 .(3.25)式（3.24）和式（3.25）中的和根据的具体结构决定。3.3 强度校核 整个机构，受力较大的零部件有内剪叉臂，的支撑横梁，销轴等，所以进行校核时，只需对这些受力较大的零件校核即可。3.3.1 剪叉臂的强度校核 由图3-9和图3-10可知，内剪叉臂aed受力要远大大于外剪叉臂bec，所以这里只校核外臂。外剪叉臂受力如图3-1所示。又由图4-8可知，的角度越小，则推力的值越大。若取最大值时满足强度要求，则该剪叉臂即满足强度要求。当机构在最低位置时，的值最小，即值最大。参照图3-1，剪叉臂所受的力都与剪叉臂有一定的夹角，为方便受力分析，将所有的力都按沿剪叉臂方向和垂直剪叉臂方向分解，有下列式子：.(7.1).(7.2) .(7.3).(7.4).(7.5).(7.6).(7.7).(7.8)图3-1 内剪叉臂aed受力图各力分解后的受力图如图3-2(a)所示，弯矩图见图3-2(c)图3-2 内剪叉臂aed的轴向及径向分解受力图剪叉臂的g处由于是有一个肋板作用，可看作力作用在剪叉臂上为均布载荷。由图3-2（c）中可知，最大弯矩发生在k点处，但需校核e、k两点处的强度，且图中有，。又已知剪叉臂的横截面宽和高分别为，如图3-3所示，图3-3（a）是e点处的截面图，图3-3（b）是k点处的截面图。e点处的抗弯截面系数为k点处的抗弯截面系数为图3-3 剪叉臂e、k两点处的截面图因为当时，此时e、k两点的弯矩最大，且由式（7.8）得，则选择材料为，参照参考文献1，所以是安全的。3.3.2 底架固定横梁的强度校核底架固定横梁（如图3-4所示）选择的是60号方钢，其受力情况如图3-5所示；已知60号钢的边长为60mm，推力作用点到坐标系O的距离为65mm，分别为推力在X，Y轴上的分力，且，。当在最小角度，即工作台在最低位置时，推力最大，虽然此时最小，即,，分力最大，所以由式(3.19)可得，则。当在最大角度，即工作台在最高位置时，虽然推力最大，此时最大，即,，分力最大，所以由式(3.19)可得，则。图3-4 与底架连接的横梁图3-5 与底架连接的横梁截面图 把它们平移到O点后，有(1) 对于X轴方向，其受力如图3-6所示图3-6 横梁X轴方向的受力图因为梁的抗弯截面系数，所以（2）对于Y轴方向，固定横梁受力如图3-7图3-7 横梁Y轴方向的受力图又梁的抗弯截面系数，则（3）当作用点平移到O点时，会产生一个扭矩，该扭矩的大小为又，其中，此时，该扭矩对横梁截面产生的剪切力为参照参考文献7，又由第四强度理论带入并化简：又选材料为，参照参考文献7，取安全系数为2，则，所以是安全的。3.4 轴的强度校核 由图分析可知，剪叉臂受力最大的地方为g点和d点，所以只需校核该两处的销轴即可。3.4.1 内剪叉臂固定端销轴的强度校核 因为销轴较短，所以只受切应力。依图3-2可知，剪叉臂固定端（即d点）销轴所受的力为。当机构面处于最低位置，即时，销轴受到的剪力最大，根据式(7.7)得。又销轴的直径为，导油孔直径为，则其横截面积为 又销轴受力情况见图3-8，从图中可知销轴受剪力为双剪切，又参照参考文献7，销轴的材料为35钢，经表面热处理，参照参考文献7，35钢的许用应力。取安全系数为2，则有，所以满足要求。3.4.2尾部销轴的强度校核尾部销轴的受的力即为的推力，如图3-8所示，因为销轴较短，所以只受切应力。又销轴的直径为，导油孔的直径为，则销轴的横截面积为 图3-8 尾部销轴的受力图参照3.2.2节，有 选择销轴材料为35，又35钢的许用应力，取安全系数为2，则有，所以设计的销轴满足要求。3.4.3支撑轴的强度校核 依图3-2可知，头部支撑轴（即g点）所受的力为。当机构面处于最低位置，即时，受到的推力最大，即。又销轴的直径为，导油孔直径为，则其抗弯截面系数为又销轴受力情况见图3-9，参照参考文献7，校核轴的弯曲强度为图3-9 头部支承轴的受力图轴的材料为钢，经表面热处理，参照参考文献7，钢的许用应力。所以满足要求。第4章 丝杠结构及传动设计表 4-1滚珠丝杆副支承支承方式简图特点一端固定一端自由结构简单，丝杆的压杆的稳定性和临界转速都较低设计时尽量使丝杆受拉伸。这种安装方式的承载能力小，轴向刚度底，仅仅适用于短丝杆。一端固定一端游动需保证螺母与两端支承同轴，故结构较复杂，工艺较困难，丝杆的轴向刚度与两端相同，压杆稳定性和临界转速比同长度的较高，丝杆有膨胀余地，这种安装方式一般用在丝杆较长，转速较高的场合，在受力较大时还得增加角接触球轴承的数量，转速不高时多用更经济的推力球轴承代替角接触球轴承。两端固定只有轴承无间隙，丝杆的轴向刚度为一端固定的四倍。一般情况下，丝杆不会受压，不存在压杆稳定问题，固有频率比一端固定要高。可以预拉伸，预拉伸后可减少丝杆自重的下垂和热膨胀的问题，结构和工艺都比较困难，这种装置适用于对刚度和位移精度要求较高的场合。4.1滚珠丝杆副的选择滚珠丝杆副就是由丝杆、螺母和滚珠组成的一个机构。他的作用就是把旋转运动转和直线运动进行相互转换。丝杆和螺母之间用滚珠做滚动体，丝杠转动时带动滚珠滚动。设最大行程为300mm,最快进给速度为18m/min,大概质量为200kg,。4.1.1导程确定转速，则丝杠的导程为 取Ph=12mm4.1.2确定丝杆的等效转速基本公式 最大进给速度是丝杆的转速 最小进给速度是丝杆的转速 丝杆的等效转速 式中取故4.1.3估计工作台质量及负重 重量 4.1.4确定丝杆的等效负载工作负载是指机床工作时，实际作用在滚珠丝杆上的轴向压力，他的数值用进给牵引力的实验公式计算。选定导轨为滑动导轨，取摩擦系数为0.03，K为颠覆力矩影响系数，一般取1.11.5，本课题中取1.3，则丝杆所受的力为其等效载荷按下式计算（式中取，）4.1.5确定丝杆所受的最大动载荷fw-负载性质系数，（查表：取fw=1.2）ft-温度系数（查表：取ft=1）fh-硬度系数（查表：取fh =1）fa-精度系数（查表：取fa =1）fk-可靠性系数（查表：取fk =1）Fm-等效负载nz-等效转速Th -工作寿命，取丝杆的工作寿命为15000h由上式计算得Car=17300N表4-1-1各类机械预期工作时间Lh表4-1-2精度系数fa表4-1-3可靠性系数fk表4-1-4负载性质系数fw4.1.6精度的选择滚珠丝杠副的精度对电气机床的定位精度会有影响，在滚珠丝杠精度参数中，导程误差对机床定位精度是最明显的。一般在初步设计时设定丝杠的任意300行程变动量应小于目标设定定位精度值的1/31/2,在最后精度验算中确定。，选用滚珠丝杠的精度等级X轴为13级（1级精度最高），Z轴为25级，考虑到本设计的定位精度要求及其经济性，选择X轴Y轴精度等级为3级，Z轴为4级。4.1.7选择滚珠丝杆型号 计算得出Ca=Car=17.3KN,则Coa=(23)Fm=（34.651.9）KN公称直径Ph=12mm则选择FFZD型内循环浮动返向器，双螺母垫片预紧滚珠丝杆副，丝杆的型号为FFZD40103。公称直径 d0=40mm 丝杆外径d1=39.5mm 钢球直径dw=7.144mm 丝杆底径d2=34.3mm 圈数=3圈 Ca=30KN Coa=66.3KN 刚度kc=973N/m4.2校核滚珠丝杆副的拉压系统刚度影响系统的定位精度和轴向拉压震动固有频率，其扭转刚度影响扭转固有频率。承受轴向负荷的滚珠丝杆副的拉压系统刚度KO有丝杆本身的拉压刚度KS，丝杆副内滚道的接触刚度KC，轴承的接触刚度Ka，螺母座的刚度Kn，按不同支撑组合方式计算而定。4.2.1 临界压缩负荷验证丝杆的支撑方式对丝杆的刚度影响很大，采用一端固定一端支撑的方式。临界压缩负荷按下列计算：式中E-材料的弹性模量E钢=2.1X1011（N/m2）LO-最大受压长度（m）K1-安全系数，取K1=1.3Fmax-最大轴向工作负荷（N）f1-丝杆支撑方式系数：f1=15.1I=丝杆最小截面惯性距（m4）式中do-是丝杆公称直径（mm）dw-滚珠直径（mm），丝杆螺纹不封闭长度Lu=工作台最大行程+螺母长度+两端余量Lu=300+148+20X2=488mm支撑距离LO应该大于丝杆螺纹部分长度Lu，选取LO=620mm代入上式计算得出Fca=5.8X108N可见FcaFmax，临界压缩负荷满足要求。4.2.2临界转速验证滚珠丝杠副高速运转时，需验算其是否会发生共振的最高转速，要求丝杠的最高转速： 式中：A-丝杆最小截面：A=-丝杠内径，单位；P-材料密度p=7.85*103(Kg/m)-临界转速计算长度，单位为，本设计中该值为=148/2+300+(620-488)/2=440mm-安全系数，可取=0.8fZ-丝杠支承系数，双推-简支方式时取18.9经过计算，得出= 6.3*104，该值大于丝杠临界转速，所以满足要求。4.2.3丝杆拉压振动与扭转振动的固有频率 丝杠系统的轴向拉压系统刚度Ke的计算公式式中 A丝杠最小横截面，；螺母座刚度KH=1000N/m。当导轨运动到两极位置时，有最大和最小拉压刚度，其中，L植分别为750mm和100mm。经计算得：式中 Ke 滚珠丝杠副的拉压系统刚度(N/m)； KH螺母座的刚度(N/m)；KH=1000 N/mKc丝杠副内滚道的接触刚度(N/m)；KS丝杠本身的拉压刚度(N/m)；KB轴承的接触刚度(N/m)。经计算得丝杠的扭转振动的固有频率远大于1500r/min，能满足要求。总结在这不到设计中，能学到的东西真的很有限，但是不能说一点收获都没有，我想我知道了一般系统的设计框
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