卧式数控鞋楦加工机 总体及C向驱动系统设计

Sanming University Diploma Work (Project) Title: Design of Horizontal CNC Shoe Last Machine Collectivity and Drive-System C-Direction Grade & Major: Grade 2006, Mechanical Design Manufacturing and Automation Number: 20060663116 Name: Instructor: 2010-3-6 详细资料请加 qq： 648569809 毕业论文 (设计 )承诺书 我仔细阅读了毕业论文（设计）的有关文件规定。 我知道，抄袭别人的成果是剽窃行为，是可耻的，也是违反毕业论文（设计）规定的。如果引用别人的成果或其他公开的资料（包括网上查到的资料），必须按照规定的参考文献的表述方式在正文引用处和参考文献中明确列出。 我郑重承诺，严格遵守学院毕业论文（设计）规定，以自己的真实水平认真做好毕业论文（设计）。如有违 反规定的行为，我将接受严肃处理。我的毕业论文（设计）题目为： 学生签名： 日期 : 导师签名： 日期 : 论文版权使用授权书 本论文作者完全了解学校有关保留、使用论文的规定，同意学校保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被查阅和借阅。本人授权三明学院可以将本论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本论文。 保密，在 年解密后适用本授权书。 本论文属于 不保密。（请在以上相应方框内打“”） 作者签名： 日期： 导师签名： 日期 ： 详细资料请加 qq： 648569809 目 录 第 1 章 绪论 . 0 1.1 鞋楦机的介绍 . 0 1.2 选题的意义 . 1 1.3 本文主要内容 . 1 第 2 章 加工机总体方案设计 . 1 2.1 鞋楦加工机总体设计 . 1 2.2 方案的优选 . 4 2.3 本章小结 . 4 第 3 章 C 向伺服系统的电机选型 . 4 3.1 电机选择相关参数的计算 . 4 3.2 力学模型的建立及分析 . 5 3.3 电机和减速器 的选择 . 7 3.4 初步选择伺服电机 . 8 3.5 选择电机的校核 . 10 3.6 本章小结 . 12 第 4 章 滚珠丝杆副设计计算 . 12 4.1 滚珠丝杆螺母副的计算 . 12 4.2 滚珠丝杆螺母副的选型 . 14 4.3 稳定性校核 . 16 4.4 本章小结 . 16 第 5 章 直线滚动导轨副设计计算 . 16 5.1 滚动导轨的选型 . 16 5.2 直线滚动导轨副设计计算 . 17 5.3 摩擦力计算 . 18 5.4 本章 小结 . 19 第 6 章 尾架部件的设计 . 19 6.1 液压缸的设计计算 . 19 6.2 液压缸的校核 . 21 6.3 液压缸的结构设计 . 21 6.5 本章小结 . 25 第 7 章 C 向部件结构设计 . 25 7.1 各类传动链的优缺点分析 . 25 7.2 C 向传动系统整体布局及部件设计 . 26 7.3 齿轮模数齿数的确定 . 27 7.4 主轴部件设计计算 . 28 7.5 主轴组件的润滑和密封 . 30 7.6 部件相关校核 . 31 7.7 本章小结 . 34 结论 . 34 致谢 . 35 参 考 文 献 . 36 详细资料请加 qq： 648569809 卧式数控鞋楦加工机 总体及 C 向驱动系统设计 摘要 本文针对卧式数控鞋楦加工机总体及 C 向伺服系统设计。介绍了鞋楦的发展趋势，并对鞋楦机进行简介，根据已知 的鞋楦加工机的设计技术参数，对鞋楦加工机进行了设计，主要任务是对鞋楦加工机的总体及其 C 向部件结构、驱动系统、滚珠丝杆副、直线导轨和尾架部件的设计。并提出了合理的 C 向伺服系统传动方案，以及行星减速器和伺服电机的选择方法，主轴组件的结构设计有效的保证了鞋楦的加工质量 。 关键词 鞋楦机 驱动系统 总体 Abstract This paper aimed at the design of horizontal numerical control shoe last machine-overall design with C-direction. It presented the development trend of shoe last and the synopsis of shoe last machine, according to the known technical parameters, carried on the design of numerical control shoe last machine. The main task was to carry on the design of overall processing machine shoe last and the component structure of C-direction, drive system, ball screw, linear rails and tail aircraft components. And this design has put forward the rational transmission scheme of the C-direction servo system, and the choice method of planetary decelerator and servo electrical machinery, and the structural design of spindle components guaranteed the quality of shoe last effectively. Key words shoe last machine drive Overall 第 1 章 绪论 1.1 鞋楦机的介绍 鞋楦：鞋楦是鞋的母体。是鞋的成型模具。鞋楦不仅决定鞋造型和式样，更决定着鞋是否合脚，详细资料请加 qq： 648569809 1 能否起到保护脚的作用。因此，鞋楦设计必须以脚型为基础，但又不能与脚型一样，因为脚在静止和运动状态下，其形状、尺寸、应力等都有变化，加上鞋的品种、式样、加工工艺，原辅材料性能，穿着环境和条件也不同，鞋楦的造型和各部位尺寸不可能与脚型完全一样。 数控刻楦机是一个集CAM、数控技术、机械原理、电气电路技术于一身的高精尖设备，国内目前只有极少数厂家花费巨资引进了国外的数控设备，但使用情况并不理想， 目前广东也有在做数控机但加工精度也不是很高，大多数厂家依旧沿用传统仿型机生产方式。而国外的刻楦机已经有了很大的发展，他们改变了传统模式，全部采用封闭式结构，毛坯楦竖向固定在刻楦机上，极大地减少了噪音和粉尘污染，节约了设备占地面积。刻楦机也不使用母楦，而是将在计算机三维系统上进行的鞋楦设计数据做成软盘，直接插入数控刻楦机的计算机，即可按设计的鞋楦数据，刻出所需的楦型。这大大提高了鞋楦加工的效率，节省了许多材料。 1.2 选题的意义 制鞋强国的经验表明 :数控技术应用到鞋楦设计制造上 ,不但能使产品能最大限度符合设 计师的意图 ,而且能大大缩短样品设计制造时间、提高了产品质量。我国已加入 WTO,制鞋业既有机遇 ,又有挑战。在这种形势下 ,要想迅速提高我国鞋业设计制造水平 ,全面提升企业竞争力 ,研制开发新型数控刻楦机和鞋楦 CAD/CAM 系统势在必行。要提升我国鞋类产品在国际和国内市场的竞争力并赶超制鞋强国 ,分析制楦的工艺发展过程 ,找出关键技术所在有十分重要的意义。 1.3 本文主要内容 （ 1）加工机总体方案设计。 （ 2）伺服电机选型（包括等效转矩计算、等效转动惯量计算）。 （ 3）滚珠丝杆副设计计算。 （ 4）直线滚动导轨副设计计算。 （ 5） 尾 架结构设计。 （ 6） C 向部件结构设计。 （ 7）主要零件设计计算。 第 2 章 加工机总体方案设计 2.1 鞋楦加工机总体设计 鞋楦机的工作原理 :鞋楦由夹具固定后 ,作 C 向回转运动 ,高速旋转且倾斜一定角度的刀具在 X-Z详细资料请加 qq： 648569809 2 平面内作 Z 向上升运动和 X 向的进给运动 ,在鞋楦表面形成螺旋线加工轨迹 ,数控刻楦机通过控制 (C, X, Z)切削毛坯楦得到成品楦。为了实现这一加工路径 ,数控刻楦机采用三轴联动方式 ,在设计时 ,在数控系统和机床机械本体两个方面都要围绕这一加工方式展开 ,数控系统需要完成 C、 X、 Z 三个伺服轴的控制 ,读取由各个轴运动位置值构成的数控程序后 ,进行插补运算 ,控制三台伺服电机完成刀具在X、 Z 两个方向上的进给运动和鞋楦的 C 向回转运动。机床本体由夹具系统、 C 向进给装置、 Z 向进给装置、 X 向进给装置、刀具系统和辅助装置构成。其中 ,夹具系统实现鞋楦的夹持 ； C 向进给装置负责实现鞋楦 C 向回转运动 ；刀具系统实现切削刀具的高速回转运动 ,并且固定在 X 向进给装置上实现X 向进给运动 ,同时 , X 向进给装置又固定在 Z 向进给装置上实现刀具的 Z 向运动 ；辅助装置由排屑、加工窗升降门、照明及防护等装置构成。 2.1.1 方案一 如图 2-2 所示采用主轴箱，尾架和底座各自独立布局。用螺栓锁紧在大底板上。采用该方法主要考虑到：（ 1）各加工面较大，分开独立布局有利于加工；（ 2）搬运时拆卸方便。但该方案存在以下缺点： （ 1） 由于分开加工且加工面过多，组装后精度低； （ 2） 主轴箱和尾架太高垂直精度不容易保证； （ 3） 分离式布局整体刚度不够，容易松动。 图 2-1 数控鞋楦机工作原理图 详细资料请加 qq： 648569809 3 2.1.2 方案二 由于考虑到方案一的一个很致命的缺点（精度低）而有可能达不到生产厂商要求的加工精度，这样就体现不出数控鞋楦加工机应有的精度 优势，等于浪费了大量金钱去做无用的数控设备。因此我对现有机加工技术进行分析以求改进结构提高其精度。从现实加工中我了解到现有加工技术已经有能力加工整个较大表面达到该设计所需的精度要求，所以我打算采用如图 2-3,图 2-4 的方案 主轴箱部分拖板刀架部分尾架部分底座部分图 2-3 总体布局方案二 详细资料请加 qq： 648569809 4 图 2-3 是图 2-4 的右视图。该方案中把主轴箱部分和尾架部分的下半部截掉，而把整个底座做成一体，底座由钢板焊接而成，在焊完后再进行整体加工，这样整个底座的加工面和加工孔可在一次装夹中加 工出来。这很大的提高了精度。在该方案中还把尾架部分做成移动式这样可大大提高加工的范围，同时也更有利于提高较小鞋楦的加工精度。因为若尾架是固定式的，在加工较小鞋楦时液压杆要伸出很长，在很大的切向冲击力作用下其刚度不够好，很容易产生弯曲变形，而影响了加工精度。综合以上因素，可看出方案耳与方案一相比具有如下优点： （ 1） 加工面大大减少，整体精度有很大提高； （ 2）主轴箱和尾架高度减少了近一半，其垂直度得到保证； （ 3）整体刚度大大提高，工作起来更稳定； （ 4）加工范围大大提高，几乎可满足各种正常鞋楦加工需求。 2.2 方案的优选 在经过对以上方案从机加工能力，机床本身精度分析和经济性等方面的比较后可看出方案二在整体上更合理，更优秀。 2.3 本章小结 本章主要是对鞋楦机总体设计方案的分析，并得出最佳的设计方案。 第 3 章 C 向伺服系统的电机选型 3.1 电机选择相关参数的计算 3.1.1 计算铣刀对工件的弯矩 详细资料请加 qq： 648569809 5 铣刀的半径为 42mm，铣刀的转速已知为 12000 转 /分钟 ,加工鞋楦的最大回转半径 130mm。 铣刀的角速度 =602n=60 1200014.32 =1256rad/s 则铣刀的线速度 V=r=12560.042=52.752m/s 由于 铣刀的电机功率为 21.5 千瓦，因为本机床为四把刀具同时加工四只鞋楦，所以每把刀具所需要的驱动功率为 0.75Kw。 主切削力 F=VP=52.752100.753 =14.217N 则总体切削力为 F总 =4F=56.870N 按照极值情况，取鞋楦的最大回转半径。则 铣刀对切削工件的总弯矩 ML=F 总 r 回转 =56.8700.13=7.3931Nm 3.1.2 加工鞋楦的转动惯量 鞋楦质量 m=2Kg 平均回转半径取 100mm，则加工鞋楦的转动惯量 JL可由下式计算得出： 24222 10252581028 mKgcmKgmDJ L 3.1.3 传动齿轮的转动惯量 初定齿轮的分度圆直径为 116mm，模数取为 2，则齿数 Z=58，确定齿宽为 20mm 八个齿轮之间的传动比均为 1，则每个齿轮的转动惯量均相等 J1=0.78D4L10-3(Kgcm2)=28.246 Kgcm2 3.2 力学模型的建立及分析 力学模型的建立如上图所示，鞋楦的转动惯量 JL，主轴齿轮和过渡齿轮的转动惯量均为 J1，传动比 i2为 1，减速器的传动比率待定。 从图中可以看出要合理的选择电机的话就要把从工件到其他的传动链中各组件的转动惯量折算图 3-1 力学模型图 详细资料请加 qq： 648569809 6 到电机主轴上并且同时列出电机主轴的等效力矩的数学表达式。 （ 1）电机轴上的等效力矩 )( 7654321 减速器iiiiiiiiMM La （ 3-1） （ 2）折算到电机轴上的等效转动惯量 287654321L J4J4 i JJJJJJJJJJ a 主轴减速器 （ 3-2） （ 3）则电机所需扭矩 iaJJMT aa m ax)( 电机 （ 3-3） 分析计算公式，对于负载力矩一定时： 由（ 3-1）式可以看出电机轴上的等效力矩和齿轮的总传动比成反比， i 越大，折算到电机轴上的等效力矩越小； 由（ 3-2）式可以看出折算到电机轴上的等效转动惯量和齿轮的总传动比的平方成反比， i 越大，折算到电机轴上的等效转动惯量越小； 单从这两个式子来看，选择较大的的传动 比就可以选用较小容量的伺服电机，但事实上，负载存在一个 amax参数， amax 为危险截面时 C 向允许的最大角加速度，负载的 amax折算到电机轴上的等效加速度为 amaxi,齿轮的总传动比 i 越大，则等效加速度越大，电机消耗的转矩也就越大，由此可以知道当总传动比越大时则折算到电机上的最大角加速度也就越大，也就是说电机本身所消耗掉的转矩也就越大，即电机输出的有效转矩越小，因此传动比的大小对选择伺服电机的容量的大小起着关键性的作用。相应地，输出转矩则降低。 因此存在最佳传动比的选择问题。由以上分析可知 ,当电机消耗的转矩 最小时 ,此时的传动比为最佳的传动比 i，对（ 3-3）式来说，即 0didT时，可获得最佳传动比率 i。 将（ 3-1）（ 3-2）式代入（ 3-3）式 iai JJJJJJJJJJJJiM LL m a x2 87654321 )44(T 主轴减速器电机 最佳传动比产生的条件，即令 0didT 计算过程： 减速器电机主轴 J)44(M2 87654321L JiJJJJJJJJJJdidT L 得到 i 的计算表达式如下 详细资料请加 qq： 648569809 7 m a xm a xL1)(J)4J8J4(aJaJMi L电机减速器主轴 （ 3-4） 3.3 电机和减速器的选择 C 轴 为楦坯的回转轴，它由交流伺服电机驱动，同轴装有高精度的脉冲编码器，分辨率为 2500p/r,检测脉冲倍频（ DMR） nDMR 为 4，即 4 倍频后 C 轴的脉冲当量 Scp 为 Pn D MRSccp /036.042500 360360 max 628K 行星减速器 特点说明：行星减速器是一种共轴线式传动形式，具有共轴线传动特点，在结构上采用了对称分流传动结构，即用几个完全相同的行星轮均匀分布在中心轮圆周附近共同分担载荷，减速级数越大，回程间隙越大，精度也随之降低，因此在选择行星减速器时应该优先考虑级 数为 1的行星减速器型号。 减速级数 行星齿轮的套数。由于一套行星齿轮无法满足较大的传动比，有时需要二套或三套来满足用户对较大传动比的要求。由于增加了行星齿轮的数量，所以二级或三机减速级的长度会有所增加，效率会有所下降。 回程间隙 将输出端固定，输入端顺时针和逆时针方向旋转，使输出端产生额定扭矩 +-2%扭矩时，减速机输入端有一个微小的角位移，此角位移即为回程间隙。 根据安装的空间排布需要，主加工轴通过联轴器与行星减速器相接，行星减速器再与电机相接，考虑空间利用的合理性，电机输入轴朝上，因此要求减速器输入端 和输出端呈 90 度角， NEUGART系列的减速器中有两种型号是 90 度转角的， WPLS 系列和 WPLE 系列的。在选择减速器的时候也要综合考虑，同时粗选的电机的额定转矩与所选的减速器的额定转矩之间存在一个比例系数 i， 即为所选减速器的减速比，即 T T i减 速 器 电 机 。在考虑减速器的减速比的选择的时候，由于当减速器的级比越大时，减速器的回程间隙也就越大，回程间隙越大，则在整个的传动过程中的传动准确性也就越低，所以综合考虑决定选用级比为 1 的行星减速器，这样就可以可靠的保证在整个的传动过程 中传动的精度及准确性。 选择德国 NEUGART 产，型号 WPLE120。性能参数如下： 级数 1 最大输入速度（ r/min） 6000 减速比 8 额定输入速度 (r/min) 3000 额定输出扭矩 （ Nm） 120 最大径向力 (N) 3500 转动惯量(Kgcm2) 2.89 最大轴向力 (N) 2800 详细资料请加 qq： 648569809 8 3.4 初步选择伺服电机 电机选择的依据：当已经初选了电机和行星减速器后，就可以在初选了电机和减速器的基础上可以计算出一个最佳的传动比，当计算出的最佳传动比与比所选减速器的传动比小而且又比较接 近减速器的传动比时，同时由公式所计算出的电机轴上的转矩小于所选电机的额定转矩，就说明所选的电机和减速器是合适的。 鞋楦本身的加工过程为变加速运动，加工主轴的角加速度较大，危险截面的maxa折算到电机主轴上，则电机主轴承受更大的扭矩损耗。 鞋楦加工机具有较高的精度要求，确定采用松下伺服电机，其优点明显： （ 1） 采用松下公司独特算法，使速度频率响应提高 2 倍，达到 500HZ ；定位超调整定时间缩短为以往产品 1/4 。 （ 2） 具有共振抑制和控制功能：可弥补机械的刚性不足 ，从而实现高速定位。 （ 3） 具有全闭环控制功能：通过外接高精度的光栅尺，构成全闭环控制，进一步提高系统精度。 （ 4） 具有一系列方便使用的功能。 初选松下 MDMA（中惯量）系列电机，参数如下： 额定功率 4Kw 额定转矩 18.8Nm 最大转矩 56.4Nm 不带制动器电机惯量 42.510-4Kgm2 平均分配到四根主轴的电机功率为 1Kw mmnPAnPn Pd TT 3333 2.09 5 5 0 0 0 02.09 5 5 0 0 0 0 （ 3-5） 式中 P轴传递的功率，为 1Kw N轴的转速，为 80r/min T 许用的转切应力，在选取轴的材料时候，选用 45 号钢 由 1表 15-3 可知道 T =30Mp 所以 75.116302.09 5 5 0 0 0 02.09 5 5 0 0 0 0 33 TA 所以 mmnPAd 095.2780175.116 33 最小轴径处取 30mm，取轴肩过渡，最大轴径处为 35mm，轴长取 400mm J 主轴 =0.78D4L10-3=4.7Kgcm2 详细资料请加 qq： 648569809 9 由危险截面处的 amax=628K，代入（ 3-4）式，得到： KJKJMi L628)(J628)4J8J4( L1电机减速器主轴 将所有的已知条件代入到（ 3-5）式当中去 得KKi62810)5.4289.2(62810)254246.2887.44(3931.744 当 K=0.5 时 i=3.57；并且此时算代入到公式（ 3-3）中验算所选的电机的转矩是否符合要求，又验算得到所需要的转矩yTT 电 机故此时所选的电机是符合要求，但是考虑要最大限度的利用电机。继续对 k 区不同的数值，只要所选的数值与减速器的减速比的乘积为整数就可以，因为电机在单位时间内所发出的脉冲数应该为整数而不能是小数，所以综合考虑选 K=1 时，根据前面同样的计算方法可以计算出此时的最佳传动比 i=3.13 ，通过验算公式可以计算得到此时所需的电机的转矩yTT 电 机当 2k 时，计算得到相应的传动比 2.9i ，通过验算公式也可以得到yTT 电 机，随 K值的增大最佳传动比是不断下降的，得到的所需转矩均小于电机输出转矩，但考虑和选择的行星减速器 i=8 有非常大的差距。考虑另行选择伺服电机。 初选松下 MSMA（小惯量）系列电机，参数如下： 额定功率 3Kw 额定转矩 9.54Nm 最大转矩 28.6Nm 不带制动器电机惯量 6.7710-4Kgm2 平均分配到四根主轴的电机功率为 1Kw mmnPAnPn Pd TT 3333 2.09 5 5 0 0 0 02.09 5 5 0 0 0 0 式中 P轴传递的功率，为 1Kw N轴的转速，为 80r/min T 许用的转切应力，在选取轴的材料时候，选用 45 号钢 由 1表 15-3 可知道 T =30Mp 详细资料请加 qq： 648569809 10 所以 75.116302.09 5 5 0 0 0 02.09 5 5 0 0 0 0 33 TA 所以 mmnPAd 095.2780175.116 33 最小轴径处取 30mm，取轴肩过渡，最大轴径处为 35mm，轴长取 400mm J 主轴 =0.78D4L10-3=4.7Kgcm2 将所有的已知条件代入到（ 3-5）式当中去 得KKi62810)9.789.2(62810)254246.2887.44(3931.744 当 K=0.5 时， i=7.79 并且此时算代入到公式（ 3-3）中验算所选的电机的转矩是否符合要求，又验算得到所需要的转矩 yTT 电 机 故此时所选的电机是符合要求，但是考虑要最大限度的利用电机。继续对 k 区不同的数值，只要所选的数值与减速器的减速比的乘积为整数就可以了，因为电机在单位时间内所发出的脉冲数应该为整数而不能是小数，所以综合考虑选 K=1 时，根据前面同样的计算方法可以计算出此时的最佳传动 比 i=6.94 ，通过验算公式可以计算得到此时所需的电机的转矩yTT 电 机 当 k=1.5 时，计算得到相应的传动比 i=6.77，通过验算公式也可以得到 yTT 电 机 ，随 K 值的增大最佳传动比是不断下降的，得到的所需转矩均小于电机输出转矩，考虑和选择的行星减速器i=8 的差距不大。考虑选择该伺服电机。 3.5 选择电机的校核 3.5.1 惯量匹配校核 惯量匹配校核em/JJ比值的大小对伺服系统性 能有很大的影响 ,中小惯量的伺服电机特点式转矩 /惯量比大 ,时间常数校 ,加减速能力强 ,所以其动态性能好 ,相应快 .但是 ,使用中小惯量电动机容易发生对电源频率的响应共振 ,当存在间隙、死区时容易造成振荡或蠕动，这才提出了 “惯量匹配原则 ”，并有了在数控机床伺服进给系统采用大惯量电动机的必要性 . 对于惯量较小的交流服电机，其比值推荐 3/1 JmJa 。 当em/JJ，对 287654321L J4J4 i JJJJJJJJJJ a 主轴减速器 28254246.2887.4489.2 =8.35Kgcm2 3/105.19.7/35.8/JmJaJmJa 详细资料请加 qq： 648569809 11 符合要求且比值偏小小有利于提高伺服电机的灵敏度和缩短响应时间。 3.5.2 电机发热校核 对于连续工作负载不变场合的电动机 ,要求在整个转速范围内 ,负载转矩在额定转矩范围内 .对于长期连续的、周期性的工作在变负载条件下的电动机 ,应该满足电动机发热条件的等效原则。 理论上应该进一步验算电机的温升是否满足要求，但鞋楦加工机是断续工作状态 ，即工作三分钟，停机三分钟，因此，所选电机符合要求。 3.5.3 转速校核 经核算鞋楦加工机主轴最高转速为 80rpm，折算到电机轴上的转速为 640rpm，远小于电机的额定转速 3000rpm，故电机转速符合要求。 电动机功率校核 : 查 2P248 式（ 6 34） ( m )m n1 . 5 2 . 5 159L P L PMP 式中 LPM 负载峰值力矩 ( mN )； nLP 电动机负载峰值转速 (r/s)； 传动装置的效率 ,初步估算时取 =0.70.9； (1.5 2.5) 系数 ,属经验数据 ,考虑了初步估算负载力矩有可能取不全面或不精确 ,以及电动机有一部分功率要消耗在电动机转子上 。 由上面的计算可以知道各参数的值 : 负载峰值力矩 LPM =9.84 mN 图 3-2 电机工作图 详细资料请加 qq： 648569809 12 电动机负载峰值转速 nLP =70r/min=1.2r/s 传动装置的效率 这里取 0.8 则 9 . 8 4 1 . 22 0 . 1 91 5 9 0 . 8mP K w 计算出电动机功率mP后 ,就可比校核电机是否满足所需功率 ； 查 2P248 知道 ,只要满足 :NmPP就可 。 所选电机额定功率 P = 3 . 5 k w P = 0 . 1 9 k w 该电机满足功率要求 . 3.5.4 转矩过载校核 查 2P251转矩过载校核的公式为 : m a x m m a x( ) ( )LeMM 式中 max()LeM 折算到电动机轴上的负载力矩的最大值 m max()M 电动机输出转矩的最大 值 (过载转矩 ) 折算到电机轴上的负载力矩最大值 e m a x m m a x( ) 2 . 4 6 m ( M ) 4 2 . 9 mLM N N 该电机满足转矩过载校核原则 . 需要指出的是 ,电动机的选择不仅取决于功率 ,还取决于系统的动态性能要求、稳态精度、低速平稳性、电源是直流还是交流等因素。同时，还应保证最大负载力矩 max()LeM 、持续 作用时间 t 不超过电动机允许过载倍数 的持续时间范围。综上所述 ,选用 MSNA 系列中惯量电动机 ,额定功率3.5kwNP 的伺服电动机满足要求。 3.6 本章小结 本章主要对电动机选择的相关计算包括 计算铣刀对工件的弯矩 、 加工鞋楦的转动惯量、传动齿轮的转动惯量， 电机和减速器的选择、电动机的校核。 第 4 章 滚珠丝杆副设计计算 4.1 滚珠丝杆螺母副的计算 m a x 9 . 8 4( ) 2 . 4 6 mi4LLe MMN 详细资料请加 qq： 648569809 13 滚珠丝杆螺母副具有传动效率高，运动平稳，传动可逆和不自锁性，能够预紧，定位精度和重复定位精度高，同步性好，使用寿命长，使用可靠、润滑简单 、维修方便等优点而被广泛运用于数控机床中。本设计也采用滚珠丝杆螺母副。它 是由专门厂家制造的，当型号、类别和校核后可求购。 滚珠丝杆螺母副的类别主要从循环方式、循环列数与圈数、预紧方式来考虑。钢珠每一个循环闭路称为列。每个滚珠循环闭路内所含导程数称为圈。为了消除间隙和提高滚珠丝杆副的刚度可预加载荷，预载后刚度可提高 2 倍。本设计中考虑到装配和经济性选用了外循环式滚珠丝杆副，而为了提高刚度进行了预加载即预紧。其预紧方式有垫片式，罗纹式，齿差式和变导程式等。下面就进行选择计算和校核。 4.1.1 计算 最大工作载荷 最大共组载荷 Fm fFGfKFF zxm 4)( = 1.2X14.217+0.005X(500-56.870)+4X5 =41.28 N 式中 K 考虑颠覆力矩影响的实验系数，滚动导轨取 K =1.2 G 工作台重量（ N） xF C 向切削力（ N） zF C 向受力（ N） f 滚动导轨摩擦系数： 005.00025.0 取 0.005 f 滑块摩擦力，取 5N 4.1.2 计算最大动负载 最大动负载 C mw FfLC 3 10 660 TnL 01000Lvn s 式中 0L 滚珠丝杆导程，初选 0L=5mm vs最大切削力下的进给速度，可取最高进给速度的 3/12/1 ，则取 vs=2m/min（ Z向快进速度 0.1m/s 即 6m/min） T 使用寿命，数控机床按 15000 h 详细资料请加 qq： 648569809 14 wf 运转系数，一般运转 5.12.1 取 1.4 L 寿命，以 610 转为单位 01000Ln v s =5 21000 =400 r/min 61060 TnL =6101500040060 =360 mw FfLC 3 28.414.13 L =410.9 N 4.2 滚珠丝杆螺母副的选型 根据最大动载荷，选择 FL3205 型滚珠丝杆副。其 公称直径为 32，基本导程 5mm ，精度等级 4级， 额定动载荷为 8400N，满足要求。 4.2.1 传动效率计算 传动效率 )( tg tg 式中 螺旋升角，为 0512 摩擦角，取 10 则 )( tg tg )10512(51200 tgtg =0.94 4.2.2 刚度验算 最大牵引力为 41.28N，支承间距 L=750mm 轴承进行预紧，预紧力为最大轴向负荷的 1/2 丝杆的拉伸或压缩变形量 1 LLL 01 FE LFL m 0 式中 L 在工作负载 mF 作用下引起每一导程变化量（ mm） mF 工作负载，即进给率引力（ N） 0L 滚珠丝杆导程（ mm） 详细资料请加 qq： 648569809 15 E 材料弹性模数，钢 4106.20 E （ N/ 2mm ） F 滚珠丝杆截面积 （ 按内径计算，内径 28.7）（ 2mm ） “+”号用于拉伸， “-”号用于压缩 2)2 7.28(14.3 F =646.6 2mm 6.646106.20 528.41 4 L = 51015.0 LLL 01 = 7505 1015.0 5 =0.00225 4.2.3 滚珠与滚螺纹滚道间接触变形 2 3 20 )(10038.0 ZFd m=3 2)5.47243(175.3 10 0 3 8.0 = 31065.1 式中 mF 轴向工作负载 （ kgf） 0d 滚珠直径 （ mm） Z 滚珠数量，Z=2X 圈数 X 列数 Z 一圈的 滚珠数， Z=00dD（外循环） 0D 滚珠丝杆公称直径 175.3 3214.3 Z 6.31 15.16.31 Z 5.47 则 2 21 001.0 4.2.4 支承滚珠丝杆的轴承的轴向接触变形3 采用 51205推力球轴承 5.7d 3 223 0024.0 ZdF m =0.00243 22155.7 128.4 = 31052.0 式中 mF 轴向工作载荷，mF =4.128 kgf d 滚动体直径，d=7.5 mm 详细资料请加 qq： 648569809 16 Z 滚动体数量 5.7 3614.3 Z=15.1则取 Z=15 进行预紧，则 33 21 = 31052.021 = 31026.0 321 =0.000225+0.001+0.00026=0.0032 kn kn 为许用稳定性安全系数，一般 45.2kn 则此滚珠丝杆不会产生失稳 4.4 本章小结 本章主要是对滚珠丝杆副进行相关计算，选型的依据和校核。 第 5 章 直线滚动导轨副设计计算 5.1 滚动导轨的选型 导轨按导轨面间的摩擦特性可分为： 详细资料请加 qq： 648569809 17 (1) 动摩擦导轨副 其是应用较广的一种，也是其他类型导轨的基础，它的截面形状及其组合形式亦适用于静压导轨和滚动导轨。 (2)滚动摩擦导轨副 其导向精度高，耐磨性好，广泛应用于精密机床、数控机 床和测量机等。 (3) 流体摩擦导轨副。 根据设计要求 ,我采用直线滚动导轨。 5.1.1滚动导轨的结构及配置 直线滚动导轨副分为整体型直线滚动导轨副和分离型直线滚动导轨副。选用滚动体做循环运动的直线滚动导轨，其中有基准面的为基准导轨，另一条是从动导轨。如此设置是为了满足装配要求。 5.1.2 滚动导轨副选择 滚动导轨与滑动导轨相比，滚动导轨具有以下 优 点： (1) 摩擦系数小 (0.003 0.005)，运动灵活，这也是滚动导轨的最大优点； (2) 动、静摩擦系数很接近，因而启动阻力小，低速运动平稳性好，且 不易发生爬行； (3) 可以预紧，刚度高； (4) 寿命长； (5) 精度高，定位精度可达 0.1 0.2m ，重复精度可达 0.2m ； (6) 润滑方便，可以采用润滑脂，一次装填，长期使用； (7) 由专业厂生产，可以外购选用； (8) 结构比较复杂、制造比较困难、成本比较高。 (9) 抗振和抗冲击能力差，对灰尘屑末较敏感，必须有良好的防护装置。 由于数控机床采用了伺服系统，要求有恒定的摩擦阻力和无爬行现象，所以数控机床大多数采用滚动导轨。同时为了提高精度和刚度，选用整体型直线滚动导轨副，已由厂家预紧 。 5.2 直线滚动导轨副设计计算 已知条件： 工作台质量 m=50kg,有效行程sl=0.5m，每分钟往复次数sn=2。 工作条件：常温，无明显冲击或振动，目标寿命为 6 年。 5.2.1 计算各滑块载荷： 按下图计算各滑块的载荷分别为： P1=P2=P3=P4= 500/2 =0.25KN F mP1 P2P3 P4FP 1, P3 P 2, P4详细资料请加 qq： 648569809 18 5.2.2 按目标寿命换算为 km： 寿命按每年工作 300 天，每天 2 班工作，每班 8h，开机率 80%，计算预期寿命时数为，Lh=6300280.8=23040 h 额定寿命 L=2Lsns60Lh/1000=20.526023040/1000 = 2764.8km 5.2.3 计算额定动负荷： 查表 4.3.1【 2】 ， 温度系数tf=1，表 4.3.2【 2】 ， 接触系数cf=0.81，表 4.3.3【 2】 ， 精度系数af=0.9，表 4.3.4【 2】 ， 载荷系数wf=1.8取硬度系数hf 1（根据产品技术要求规定，滚道硬度不得低于 HRC58）。 故有， Ca wfPc L/K /(hftfcfaf)=0.283KN 根据以上计算选用 KL 滚动直线导轨副 JSA-LG15KL 型，其额定动载荷 =9.5KN 其额定静载荷=7.94KN，故符合要求。 5.3 摩擦力计算 由已知条件可知 滚动导轨副所产生的摩擦力为 F 摩 = *P + f 其中 为摩擦系数， =0.0030.005； P为法向载荷； f为密封阻力，假定每个滑座取 f =5N。 当 P/Coa 0.1 时， = 0.0030.005； P/Coa = 0.05 时， =0.01； P/Coa 50MPa，温度 C8040 的条件下工作。 (3)Y(Yx)形密封圈 Y 形密封圈的截面为 Y 形，属唇形密封圈。它是一种密封性、稳定性和耐压性较好、摩擦阻力小、寿命较长的密封圈，故应用也很普遍。 Y 形圈主要用于往复运动的密封，根据截面长宽比例的不同， Y 形圈可分为宽断面和窄断面两种形式，图 6-5 所示为宽断面 Y 形密封圈。 Y 形圈的密封作用依赖于它的唇边对藕合面的紧密接触，并在压力油作用下产生较大的接触压力，达到密封目的。当液压力升高时，唇边与藕合面贴得更紧，接触压力更高，密封性能更好。 Y 形圈安装时，唇口端面应对着液压力高的一侧，当压力变化较大，滑动速度较高时，要使用支承环，以固定密封圈，如图 6-5(b)所示。 宽断面 Y 形圈一般适用于工作压力 P20MPa 的场合；窄断面 Y 形圈一般适用于工作 压力 P32MPa下工作。 6.3.4 尾架设计结 论 最终方案的确定，缸体和前端盖之间的采用焊接式连接，强度高，制造简单。考虑缸体本身质量不大，缸体和后端盖采用螺纹连接，结构小，质量轻，结构紧凑。在设计过程中应考虑缸盖和缸体的强度问题，同时考虑结构工艺性优良的一类结构形式。考虑活塞的往返运动，缸体中间开油孔 。 图 6-5 Y 形密封圈的截面图 详细资料请加 qq： 648569809 25 缸体内活塞杆和活塞的连接靠两个圆螺母锁紧，且可调，活塞件和缸体的密封采用同轴密封圈以及支承环 O 型密封圈相配合的形式，有效保证密封效果。由于工艺性上的问题，机床安装之 后，无法一次性保证尾架顶针和加工轴轴心的对心，因此在液压缸后端盖配合的法兰盘和尾架机架之间靠螺钉以及圆柱销定位调整，这样，在出现无法对心一致的情况通过调整法兰盘的位置可以保证双轴对心，保证加工的精度要求。 6.5 本章小结 本章主要进行液压缸的设计计算、选型、校核 ， 以及缸筒与端盖的连接方式、活塞与活塞杆的连接形式的分析和设计。 第 7 章 C 向部件结构设计 7.1 各类传动链的优缺点分析 此次课题中 C 向的驱动设计即是传动链的设计和选择。我们有必要先分析各类传动链的优缺。 详细资料请加 qq： 648569809 26 齿轮传动的主要特点： （ 1）效率高，在常用的机械传动中，以齿轮传动的效率为最高； （ 2）结构紧凑，在同样的试用条件下，齿轮传动所需的空间尺寸一般较小； （ 3）工作可靠，寿命长； （ 4）传动比稳定，传动比稳定往往是对传动性能的基本要求。 带传动 特点 ：带传动是两个或多个带轮之间用带作为扰性拉曳零件的传动，工作时借助零件之间的摩擦或啮合来传递运动或动力。根据带的截面形状不同而有各种不同的传动类型。同时带传动的工作速度一般为 5m/s10m/s，使用高速环型胶带时可达到 60m/s；使用锦纶复合平带时，可达到80m/s，胶布平皮带的传递功率小于 500Kw，普通 V 带传递功率小于 700m/s。 从设计的基本要求出发：（ 1）满足机电装备使用性能的要求（ 2）满足机电装备传递动力的要求（ 3）具有足够的精度和刚度，传动平稳。（ 4）具有足够的抗振性和热稳定性，噪声低（ 5）满足产品设计的经济性要求（ 6）调整维修方便，结构简单，合理，工艺性好，防护性能好。在此次设计当中， C 向的传动采用齿轮传动的设计方案。 7.2 C 向传动系统整体布局及部件设计 C 向加工轴的空间排布如上图，一次加工过程加工两双鞋楦，上两轴和下两轴之间的中心距离为 225mm，中间轴之间的中心距离为 300mm。主轴转向方面，由于加工鞋楦适用左右脚，要求上两轴转向一致，下两轴转向一致，但上下轴的方向相反，这样一次走刀加工可以加工出一致的两双配对的鞋楦。 根据这样的情况，由于四轴的转速均一致，因此四轴尾端所装配的齿轮应完全相同，现在存在着消隙的合理性问题。 C 向主传动系统中的传动齿除了本身要求很高的运动精度和工作平稳性以外，还需要尽可能消除传动齿轮副间的传动间隙。否则，齿侧间隙会造成传动系统滞后于指令信号，对传动精度影响很大，因此必须采用各种方法减小或消除齿轮传动间隙。 7.2.1 方案比较 （ 1） 垫片调整 在加工相互啮合的两个齿轮时，将分度圆柱面制成带有小锥度的圆锥面，使轮齿厚在轴向上稍有变化，装配时只需改变垫片的厚度，使齿轮作轴向移动，调整两齿轮在轴向的相对位置即可达到消除齿侧间隙的目的。 图 7-1 C 向传动系统整体布局图 详细资料请加 qq： 648569809 27 （ 2） 双齿轮错齿调整 两个齿数相同的薄片齿轮与另一个宽齿轮啮合。薄片齿轮套装在一起，并可作相对回转运动。每个薄片齿轮上分别开有周向圆弧槽，并在齿轮的槽内压有弹簧凸耳，由于弹簧的作用使齿轮错位，分别与宽齿轮的齿槽左右侧贴紧，消除了齿侧间隙。 （ 3） 在两根主轴的传动链中加入两个可根据齿轮的 磨损情况来调整它们位置的中间过渡齿轮。 方案 （ 1） 结构简单，传动刚度好，能传递较大的动力，但齿轮磨损后齿侧间隙不能自动补偿，因此加工时对齿轮的齿厚及齿距公差要求较严格，否则传动的灵活性将受到影响。 方案 （ 2） 调整方法结构较复杂，传动刚度低，不宜传递大扭矩，对齿轮的齿厚和齿距要求较低，适用于检测装置。 方案 （ 3） 制造加工简单，通过调整过渡轮座的位置可以有效的调整齿轮之间的位置从而消除齿侧间隙。另一方面，针对加工需要可以改变加工轴转向。 综上，各方案各有优点，考虑鞋楦加工机床的实际情况结合电机消耗功率的选择原则 ，选择方案 。齿轮排布如下： （注：左图为上两轴或下两轴的传动排布，右图为中间两轴的传动排布） 7.3 齿轮模数齿数的确定 7.3.1 齿轮模数的选取原则： （ 1） 在强度和结构允许的条件下，应选取较小的模数； （ 2） 对软齿面（ HB=350）的外啮合的闭式传动，按照 m=（ 0.0070.02） a 初选模数； （ 3） 在一般动力传动中，模数 m 不应小于 2mm。 在 C 向的传动系统中，加工轴之间的中心距离根据鞋楦的回转半径是固定值，代入 225mm 计算，圆整后取模数 m=2 7.3.2 齿轮齿数的确定 确定齿轮齿数时，须初步定出传动链内齿轮副的模数，以便根据结构尺寸判断其最小齿轮齿数图 7-2 齿轮排布图 详细资料请加 qq： 648569809 28 或齿数和是否适宜。为了便于设计和制造，主传动系统中所采用的齿轮模数的种类应该尽可能少一些。因为各齿轮副的速度变化不大，受力情况相差不多，故允许采用同一模数。 齿数的确定注意的问题： 齿轮的齿数 和 不应过大，以免加大两轴之间的中心距，使机床的结构庞大。一般推荐 80120。 齿数和虽应尽可能小，但应考虑下列因素 （ 1） 使最小齿数不产生根切现象，对于标准直齿圆柱齿轮，一般取最小齿数 Zmin =1820 （ 2） 受结构 限制的最小齿数的各齿轮，应能可靠地装到轴上或进行套装 （ 3） 两轴的最小中心距应取得适当。 由于齿轮副传动比施标准公比的整数次方，且齿轮模数相同，所以以中心距离为标准根据查表法确定齿轮的齿数为 58。齿轮齿数的确定往往须反复多次计算才能确定，合理与否还要在结构设计中进一步检验，必要时还要作一定修正。 7.4 主轴部件设计计算 主轴轴系由轴，轴承，和安装于轴上的传动体，密封件及定位件组成。其主要功能在于支承旋转零件，传递扭矩和运动。作为执行件的主轴对保证机械功能，完成机械主运动有着直接影响，因此对主轴有较高的要求 。 在主轴的设计过程中，存在着一个精度保持的问题。具体应考虑到滑动和滚动轴承的磨损，为此，轴系组件中 的各滑动表面，包括轴系轴颈和滑动轴承的配合表面都必须具备一定的 硬度和耐磨性。因此必须保证这些表面的耐磨性和有调整间隙的可能。影响耐磨性的因素是轴件，轴承的材料与热处理，轴承（或衬套）的类型及润滑方式等。 同时还应满足下列要求： （ 1）轴件的定位要可靠，轴系在受力作用下，应有可靠的径向和轴向定位，使轴系在工作时所受到的力通过轴承可靠地传递到箱体等基础零件上去； （ 2）对于主轴轴系，主轴前端结构应保证工件或刀具装 夹可靠，并有足够的定位精度； （ 3）结构工艺性好，在保证耗用的基础上，尽可能地做到好造，好装，好拆及好修，并尽可能的降低轴系组件的成本。 主轴最小直径的确定 mmnPAnPn Pd TT 3333 2.09 5 5 0 0 0 02.09 5 5 0 0 0 0 式中 P轴传递的功率，为 1Kw N轴的转速，为 80r/min T 许用的转切应力，在选取轴的材料时候，选用 45 号钢，由 1表 15-3 可知道T =30Mp 详细资料请加 qq： 648569809 29 所以 75.116302.09 5 5 0 0 0 02.09 5 5 0 0 0 0 33 TA 所以 mmnPAd 095.2780175.116 33 最小轴径处取 30mm，取轴肩过渡，最大轴径处为 35mm。 主轴有前，后两支承和前，中，侯三支承两种。主轴轴承的配置，包括主轴轴承的选型，组合以及布置，主要根据对所设计主轴组件在转速，承载能力，刚度以及精度等方面的要求，并考虑轴承的供应，经济性等具体情况加以确定。 适应刚度和承载能力的要求 ,主轴轴承选型应满足所要求的刚度 和承载能力，径向载荷较大时，可选用滚子轴承，较小时可选用球轴承。双列滚动轴承的径向刚度和承载能力比单列的大，同一支承中采用多个支承的支承刚度和承载能力，比采用单个轴承的大。 适应转速要求，由于结构和制造方面的原因，不同型号和规格的轴承所允许的最高转速是不同的，轴承的规格越大，精度等级越低，允许的最高转速越低。在承受径向载荷的轴承当中，圆柱滚子轴承的极限转速比圆锥滚子轴承的高。在承受轴向载荷的轴承中，推力调心球轴承的极限转速最高，推力球轴承的次之，圆锥棍子轴承的最低。但承载能力与上述次序相反。因此，应综合考虑 转速和承载能力两方面要求来选择轴承形式。 适应经济性要求，确定主轴轴承配置形式，除应考虑满足性能和结构方面要求外，还应做经济分析，使经济效果好。例如，在能够满足要求的情况下，一般采用已经标准化，系列化，且大批量生产的滚动轴承较为经济，对于一些大型，重型机床的主轴组件当没有标准的大型号滚动轴承时，可采用动压轴承或是静压轴承。 在中速和大载荷情况下，采用圆锥滚子轴承要比采用向心轴承和推力轴承组合的配置形式成本低，因为前者节省了两个轴承，而且箱体工艺性好。 综上，根据适应转速要求以及经济性要求，在本鞋楦加工机加工 轴中采用一对圆锥滚子轴承配对的形式承受轴向和径向载荷。这样，在主轴转速不太高的情况下，能承受一定的轴向和径向载荷满足设计要求。 主轴的跨距（前后轴承之间的距离）对于主轴组件的性能有相当大的影响。合理选择跨距，是主轴组件设计中的一个相当重要的问题。 图 7-3 轴承定位安装图 详细资料请加 qq： 648569809 30 如假设轴承为刚性支座，主轴为弹性体，则主轴在前端受力 Fc 后的挠度为 ya )(3 3 lalEIaFy ca 通常，主轴前端的悬伸长度 a 由构造决定，是已定的。 l/a 越大，挠度 ya/Fc 也越大。刚度则越低。 如果假设主轴为刚体，支承为弹性体，考虑到支承德 变形不大，近似地可认为支承受力后作线性变形。如前后支承的支反力为 RA和 RB，刚度为 KA和 KB，则前后支承的变形 A和 B分别为 AAA KR BBB KR lalay BAz )1( 又 )1( laFR cA laFR cB 所以 12)1( 22 lalaKKKFyzBAAc yz/Fc 与 l/a 的关系 为： 当 l/a 很小时，加大 l/a 则柔度 yz/Fc 急剧下降，即刚度急剧上升；当 l/a较大时，再加大 l/a，则柔度降低（刚度上升）较慢。 事实上，当受力 Fc 后，支承和主轴都有变形，主轴端部的总挠度。显然存在着一个最佳的 l/a值，这时柔度 y/Fc 最小，也就是主轴组件的综合刚度最大，如果 a 为已定，则存在着一个最佳跨距l0，通常， l/a=23.5。在 l/a 最佳值附近，柔度变化不大。当 l l0 时，柔度的增加比 ll0 时慢，因此，设计时候首先应争取符合最佳跨距，如结构上不允许，则宁愿取实际跨距略大于最佳值。 7.5 主轴组件的润滑和密封 润滑的作用事降低摩擦 ，降低温升，延长主轴组件的工作寿命。采用何种润滑剂和润滑方式决定于轴承的类型，速度和工作载荷。主轴组件的润滑，往往和整个传动部件统盘考虑，如果选择的合适，可以降低轴承的工作温度和延长使用期限。 由于此次设计采用的一对圆锥滚子轴承配合使用，且主轴转速较低，在较低的速度指标下，用润滑脂比用润滑油温升低，较为合理。 密封装置的作用是防止润滑剂从主轴组件及其传动部件中泄露和冷却液及杂物（如灰尘，赃物和切屑等）从外部进入组件内部，从而避免浪费，保护工作环境，以减少组件零件的腐蚀及磨损，保证轴承的使用性能和寿命。对于用 脂润滑的主轴组件来说，由于脂不会外漏，主要是防止上述外物和齿轮箱中的润滑油进入。 选择密封方式时，应综合考虑如下因素，轴的转速，轴承的润滑方式，轴端结构，轴承工作温度，轴承工作时的外界环境等。对密封装置的要求是，在一定压力，温度范围内具有良好的密封性详细资料请加 qq： 648569809 31 能，由密封装置所形成的摩擦力应尽量小，摩擦因素应尽量稳定，耐磨蚀，磨损小，工作寿命长，磨损后，在一定程度上能自动补偿，结构简单，装卸方便。 根据设计轴的实际工作情况，选择接触式的橡胶密封。 至此，主轴及主轴组件的设计告一段落，加工轴的转 速不高，在设计过程中采用一对圆锥滚子轴承支承，既可以承受轴向载荷亦可以承受一定的径向载荷，从经济性来说，采用圆锥滚子轴承要比采用向心轴承和推力轴承组合的配置形式成本低且箱体的工艺性好。轴承内圈采用轴肩定位，由于加工轴的转速不高，因此轴承的润滑采用脂润滑，轴承外圈采用带密封橡胶的端盖固定。该主轴设计方案能满足鞋楦加工的质量要求。 轴段末端采用胀紧联结套固定传动齿轮，通过内外套在轴向力的作用下，与轴和轮毂紧密贴合，产生摩擦力以传递扭矩，轴向力，从而达到机构运转的目的，具有承载能力好，定心性好，装卸方便，使用寿命 长等特点，运用于多种场合。 7.6 部件相关校核 7.6.1 齿轮校核 选择齿轮的材料 45 号钢，调质、表面淬火处理 ， HRC45 50,6 级精度斜齿轮，初选螺旋角014 ，齿轮的直径及宽度都已经初步选定，故取齿轮齿数 58Z ，切向模数 mn=2mm，齿轮在传动的过程中都是闭式的， 所以主要考虑按齿面接触疲劳强度校核即可。根据方案选择的结果，主动轴齿轮以及过渡齿轮的齿数模数均相同。 斜齿轮接触疲劳强度校核公式如下： ( 1 ) 1H H E HK F Ut ZZb d Ua 式中 H 纬线截面接触应力 K 载荷系数， AVK K K K K ，使用系数 AK ，动载荷系数 VK ，齿面载图 7-4 轴承密封装置图 详细资料请加 qq： 648569809 32 荷分配系数 K ，齿面载荷分配系数 K tF 斜齿轮周向分力， 2/tF T d ， T 为齿轮承受的力矩， d 为齿轮直径 b 齿轮宽度 a 齿轮传动断面重合度系数 u 齿 轮齿数比 HZ 齿域系数 EZ 弹性影响系数 H 齿轮许用截面接触应力 查表可以得到 1.25AK ， 查 2图 10-8 1.05vK ， 查 2表 10-3， 1.1K ， 查 2表 10-4， 1.067K ， 故 1 . 2 5 1 . 0 5 1 . 1 1 . 0 6 7 1 . 5 4AVK K K K K 查 3图 10-30， 2.433HZ ， 查 3表 10-6 1 8 9 .8EZ M p a， 查 3图 10-26， 0 . 7 9 + 0 . 8 6 = 1 . 6 5 而大齿轮的力矩： 7 . 9 4 8 6 3 . 5 2T T N m 总大 额 i 大小齿轮的圆周力： 2 / 1 0 9 5tF T d N大 所以 ( 1 ) 1 . . 5 4 1 0 9 5 2 2 . 4 3 3 1 8 9 4 3 32 0 1 1 6 1 . 6 51H H EK F Ut Z Z M P ab d Ua 设定鞋楦的工作寿命为 20 年，一班制，一年工作 300 天，则应力循环次数 81 2306 0 6 0 8 0 1 ( 3 0 0 8