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止推气浮
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测试
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本科毕业设计（论文)题目：止推气浮轴承气膜压力测试试验台设计止推气浮轴承气膜压力测试试验台设计摘要气体轴承是一种以气体作为润滑剂的滑动轴承。由于其独有的优势而被广泛应用。然而，气 体 的 可 压 缩 性 所 带 来 的 稳 定 性 问 题 却 是 制 约 气 体 润 滑 轴 承 进 一步 发 展 的 瓶 颈 ， 其 中 气 膜 压 力 分 布 是 影 响 轴 系 稳 定 性 的 重 要 因 素 。 为 解 决 空 气 推力 轴 承 气 膜 压 力 分 布 问 题 ,试 着 研 制 一 种 气 浮 轴 承 气 膜 压 力 测 试 试 验 台 显 得 当 务之 急 。 本 课 题 主 要 针 对 上 述 问 题 进 行 了 止 推 气 浮 轴 承 气 体 压 力 测 试 试 验 台 的 设 计 。包 括 原 理 设 计 、 总 体 设 计 、 结 构 设 计 等 ， 其 中 对 试 验 台 中 的 二 维 定 位 平 台 进 行 了详 细 的 设 计 。关 键 词 ： 气 体 轴 承 ； 气 膜 压 力 分 布 ； 试 验 台Design Thrust Air Bearings Gas Film Stress Test Experiment TableAbstractGas bearing is a sliding bearing, it used gas as the lubricant , because of its unique advantages ,it is used widely, however, the stability problem brought by the gas is restricting the gas bearing further development , where the gas film pressure distribution is an important factor affecting the stability of the line of shafting, in order to solve the gas thrust bearings gas film pressure distribution problem, we try to study a air bearing of gas film pressure test stand, in this thesis, in order to solve these problem , we designed design thrust air bearings Gas film stress test experiment table, Including the principles of design, overall design, structure design, especially we designed the two-dimensional test bed in detailed KeyWords: Gas bearing;Gas film pressure distribution;Test-bed目 录1 绪论 .11.1 课题背景及研究意义 .11.1.1 课题背景 .11.1.2 研究意义 .31.2 气体轴承的国内外发展概况 .31.3 本课题主要讨论问题.41.4 本文主要内容和任务 .42 试验台的总体方案设计 .62.1 试验台的设计目的 .62.2 试验台的设计要求 .62.3 试验台的总体方案设计 .93 试验台定位装置 X 轴的设计 .113.1 设计参数的确定 .113.2 丝杠、轴承、联轴器的选择及轴承座与端盖的设计 .113.2.1 丝杠的选择 .113.2.2 丝杠支承轴承的选择及轴承座的设计 .163.3 导轨的选择 .164 试验台定位装置 Y 轴的设计 .184.1 设计参数的确定 .184.2 丝杠、轴承、联轴器的选择及轴承座与端盖的设计 .184.2.1 丝杠的选择 .184.2.2 丝杠支承轴承的选择及轴承座的设计 .234.2.3 联轴器的选择 .234.3 电机的选择 .244.3.1 电机的设计计算 .244.3.2 电机的校核 .254.4 导轨的选择 .285 试验台其他装置的设计与选择 .305.1 加载装置的设计 .305.1.1 加载方式的选择 .305.1.2 加载装置的设计 .305.2 测量装置的选择 .325.2.1 压力测量装置的选择 .325.2.2 测力传感器的选择 .335.2.3 测坐标值的光栅尺的选择 .345.2.4 测气隙厚度传感器的选择 .355.3 供气装置的选择 .35结论 .36参考文献 .37致谢.39毕业设计（论文）知识产权声明 .40毕业设计（论文）独创性声明 .4101 绪论1.1 课题背景及研究意义1.1.1 课题背景该毕业设计的课题是 教 育 厅 的 专 项 研 究 项 目 。 随 着 我 国 近几年高新科学技术（原子能、航天技术、微电子学、信息技术及生物工程等）的迅速发展，在机器制造业上对精密及超精密加工和测量设备的需求量逐年增加，气体润滑技术就是在这种情况下得到了空前的发展，而气体润滑轴承是气体润滑技术开发的核心产品，是一种以气体作为润滑剂的滑动轴承。它是利用气膜支承负载或减少摩擦的机械构件。由于空气具有粘性低、不易发生爬行、振动小、热稳定性好且不污染环境等优点，使气体润滑技术能够适用于精密、轻载、高速的场合，在载荷变动小的超精密加工机床和测量仪器以及精密机械中也普遍采用气浮轴承。目前，就润滑技术和支承形式的总体发展来看气体润滑轴承在超精密支承、高速支承、低摩擦、长寿命和环境保护方面占绝对优势。也正是这些优势才使得气体润滑轴承能够立足于世界轴承之林，并不断向前发展，从而使得气浮轴承的应用更加广泛化、更加产业化。但气体的可压缩性所带来的稳定性问题却是制约气浮轴承发展的瓶颈，是影响其更好更快更全面发展的关键问题，其中气膜压力分布成为影响轴系稳定性的重要因素,如何研究并且解决这些问题这是我们目前正面对的任务， “止推气浮轴承压力测试试验台的设计”就是在这个背景下被提上日程的。气体膜润滑于 1854 年由法国人 GustavAdolphHirm 首次发现,并于 1897 年为美国人 AlbertKings-bury 所证实,气体轴承即是采用气体作为工作介质的流体膜润滑轴承。但由于当时技术水平及其他条件的制约,这一轴承形式并未得到推广应用。直到二战末才在美国 Manhattan 计划中被 Dr.GilbertBoeker 再次提出。到 20 世纪 60 年代,在实际应用需求的推动下,人们对气体轴承静态特性才有了较深入的研究,并初步形成了气体轴承的静态设计方法。至 70 年代,静态理论基本完善,动态分析的文章日益增多,气体轴承的稳定性得到更广泛的关注。进入80 年代,气体轴承的研究则向实用化倾斜,主要表现在以下几个方面: (1)高速稳定性的机制分析与稳定范围的判定; (2)新型轴承的开质轴承等; (3)计算机磁头气体轴承润滑理论及基于玻尔兹曼方程的薄膜润滑理论; (4)惯性项影响、紊流润滑等气体润滑理论中的特殊问题; (5)结构简单、制造容易等工艺方面需求的探索发,如表面节流轴承、多孔。1自二十世纪六十年代以来，随着微电子学、航天技术、原子能、信息技术以2及生物工程等新兴科学技术的发展，对加工精度的要求越来越高，产生了超精密加工，进而对加工机械，和测量仪器提出高精度，高速度，低振动，少污染、热稳定性等方面提出来严格要求，故而气体润滑轴承得到广泛应用。气体润滑技术是近 50 年迅速发展起来的一项高新技术，气体润滑轴承是根据这一技术开发出的核心产品。目前，就润滑技术和支承形式的载体发展来看，气体润滑轴承在超精密支承、高速支承、低摩擦、长寿命和环境保护方面占有绝对优势。但是气体的可压缩性质带来的稳定性问题却是气体恶化轴承的关键问题，其中气膜压力分布成为影响轴系稳定性的重要因素。因此，对气体润滑轴承气膜压力分布研究已是当务之急，是关系到高新技术的进步和实用化的重大课题。所以关于止推气浮轴承气膜压力测试试验台设计研究是十分必要的。人类对气体润滑轴承的研究开始于二十世纪六十年代，1887 年美国制造了第一个径向气体润滑轴承，1939 年德国将气体动压轴承应用于惯性导航仪上，1959 年美国将气浮轴承在第一颗人造卫星上应用成功。我国对气体润滑轴承的研究开始于五六十年代，1970 年国产的 DQR-1 型圆度仪上成功使用了气体静压轴承。随后西安交通大学、清华大学，哈尔滨工业大学、北京机床研究所，广州机床研究所等科研单位对此展开研究，取得了骄人成绩。气体静压轴承正是解决上述问题的重要途径。而对其气体压力等因素的检测也开始了研究探索。当前气浮止推轴承的压力测试实验台能够自动测试气膜厚度、轴承间隙内周向内压力分布，承载力，主轴转速等功能。多采用计算机、传感器、数据采集等先进技术。近年来随着原子能、航空航天、微电子、信息技术等高新科技的日新月异,气体轴承的应用也愈加广泛,至今其具体型式数以百计,应用领域也不断扩大。作为气体轴承的一个重要分支,静压气体轴承因其长寿命、高精度、低功耗、阻尼特性好、速度范围宽和便于加工等显著优点,在精密及超精密工程、微细工程、空间技术、航空航天医疗器械以及核能工程等领域有着重要应用。应用的日益广泛推动着静压气体轴承的不断发展,同时也对其性能提出了更高的要求。而与传统轴承相比,较低的承载力与静刚度严重制约着静压气体轴承的应用与发展。为此,众多学者对其进行了不辍研究,以期实现轴承性能的优化与提高。20 世纪60 年代初,我国的温诗铸、张言羊等对静压气体轴承开展了最初的理论与实验研究。1970 年静压气体轴承在国产的-1 型圆度仪上成功应用。1975 年刘墩提出我国自行设计静压气体轴承的方法。随后,我国静压气体轴承的研究工作在全国展开,在理论分析、实验研究、设计方法、节流方式与轴承材料等方面取得了一定成果。西安交通大学、哈尔滨工业大学、北京理工大学、上海理工大学(原上海机械学院)、北京航空航天大学、北京机床研究所、洛阳轴承所等3高校与科研院所均有产品获得实用。理论方面,以刘墩等编著的静压气体润滑、陈纯正4等校译的十合晋一著气体轴承的设计与制造、周恒等编著的气体动压轴承原理及计算等为代表的多部著作相继出版。西安交通大学于 1979 年、1981 年研制成功采用橡皮加稳空气静压气体轴承和双气膜切向供气静压气体轴承的 1503/制氧机用中压气体轴承低温透平膨胀机(-8.332/20-5),替代了原活塞式膨胀机,额定工作转速为 10.64104/,开拓了我国静压气体轴承在低温机械领域的应用。1.1.2 研究意义高速、精密、低摩擦三大特点，是气浮轴承得以立足于世界轴承之林、并不断向前发展的基础，而承载小、刚度低、可靠性差，又影响它的广泛应用，是美中不足之处。总结起来气浮轴承的优缺点如下:优点：(1) 运动速度高；(2) 运动精度高；(3) 无发热现象；(4) 摩擦与振动小；(5) 寿命长； (6) 具有耐高温、低温及原子辐射的能力。缺点：（1）承载小、刚度低；（2）可靠性差；（3）制造精度高、价格昂贵；（4）对工作环境的要求特别高。总之，从上面的分析来看气浮轴承既有优点又有其缺点，对于我们来说其优点我们需要利用，缺点我们需要改进。尽管气体润滑技术及气浮轴承技术在过去的几十年里，人们已经取得了十分可喜的成绩且其应用领域也在不断拓广，但迄今仍有许多理论和实际问题有待解决。既然气浮轴承的气膜压力分布成为影响轴系稳定性的重要因素，因此对气体润滑轴承气膜压力分布研究已是当务之急，是关系到气体润滑这项技术进步与实用化的重大课题。因此把“止推气浮轴承气膜压力测试试验台的设计”作为本次的本科毕业论文的课题是非常合理，非常有意义的，既具有较大的学术价值，又切实可行。1.2 气体轴承的国内外发展概况1854 年法国人 G.Hirm（赫恩）首次提出了气体作为润滑剂的可能性。1886年，O.Reynolds（雷诺）推导出了润滑油膜压力分布应服从的方程即后来广泛应用于流体润滑的雷诺方程。1892 年美国人 A.Kilgskuzy 首次成功研制出了空气轴承。1913 年美国学者 W.J.Harrison 首次发布了流体压缩性的润滑理论。1939年前后，德国的 W.Von.Brown(冯布劳恩)等将气体轴承应用于惯性导航仪表。1959 年，在美国华盛顿举行了第一届国际气体润滑学术会议。70 年代，气体润滑技术已经广泛应用于高速牙钻，高速分离机，气流纺织机，透平膨胀机等，理论方面的计算方法也日益丰富和完善。80 年代后，气体润滑技术的实用化和商品化程度日益提高，特别是在高速度，高精度和低摩擦三个应用领域，显示出十分强大的生命力。日本、美国的一些大型企业及大学在这一方面取得了卓5越的成绩。6我国对气体润滑技术初步的研究与探索是在 50 年代末期，当时上海柴油机厂做过这方面的初步试探。正式研究开始于 1962 年，当时主要以应用研究为主。1968 年首次成功地研制出了我国第一代气体轴承产品陀螺马达动压气体轴承，并在主机上获得成功应用。1970 年国产的 DQR-1 型圆度仪上成功地使用了空气静压轴承。1975 年，关于理论方面的研究逐步开始并取得了一定的成功，同年在北京召开的“第一届全国气体润滑学术交流会”上天津大学周恒教授和哈尔滨工业大学刘暾教授分别作了气体动压轴承和气体静压轴承的专题报告，他两在理论方面的研究开辟了我国关于气体润滑理论的道路，并提出了我国自行设计气体轴承的设计方法。1983 年中国机械工程学会摩擦学会气体润滑专业委员会正式成立。随后，气体轴承的科学研究工作在全国迅速开展起来，主要研究单位有：哈尔滨工业大学、清华大学、西安交通大学、北京机床研究所、广州机床研究所、长春光机所、航空部精密机械研究所等。1975 年到 1998 年间，共召开了七届全国气体润滑会议，发表了许多有实用价值的学术论文，在理论分析、实验研究、设计计算、新型结构、节流控制方式和轴承材料方面取得了新的成果。在理论研究方面，国内以刘暾教授等编著的静压气体润滑为代表的多部著作相继出版，并且在气体轴承的承载能力、刚度、计算方法上进行了深入研究。北京航空航天大学的张锡圣，王云飞，张瑞乾等研究的浅腔环面节流动静压气体混合轴承也良好地解决了稳定性问题，这些都是我国在高速轴承研究方面的优秀工作者。1.3 本课题主要讨论问题本课题的主要内容是设计定位平台 X、Y 轴的传动装置和位移传感器的设计。定位平台计过程可分为总体方案设计，完成原理方案设计和结构方案设计，确定实施方案；对止推气浮轴承气膜压力试验台 X、Y 两运动导轨的相互运动方式进行设计；对该定位平台的位移传感器进行设计；对引线键合定位平台驱动装置、传动装置、供气装置、测量等装置进行设计。其中对定位平台 X、Y 两运动导轨的相互运动方式进行设计中关键是滚珠丝杠的设计选型、校核，电机型号的选型。最后完成其他零件的设计，完成装配图及零件的的绘制，保证定位平台的精度和质量，调整方便、简捷。1.4 本文主要内容和任务本文的主要内容是止推气浮轴承气膜压力测试试验台的设计，具体内容如下所示：7a. 查阅相关资料，了解气体润滑技术和止推气浮轴承的工作原理及止推气浮轴承气膜压力测试试验台的工作原理及其发展，并查阅和收集相关资料，为毕业设计做好知识的积累。b. 完成原理方案设计和结构方案设计，初步确定几种合理的方案再对几种方案进行评价，最终确定设计方案。 c. 对实验台的 X、Y 二维定位平台进行详细设计、重点设计，夯实机械运动设计的基础知识。d. 对实验装置的加载装置进行原理设计；对供气装置、测量装置分别进行选型设计，使得自己了解机电系统设计的每个子系统的独立设计和各子系统之间的相互组合设计。e. 完成装配图和零件图及论文的撰写工作和英文资料的翻译工作82 试验台的总体方案设计2.1 试验台的设计目的目前，对于止推气浮轴承气膜压力分布的研究，主要依靠实验手段。用实验的方法分析气体润滑轴承工作性能和检验各种数值分析方法正确与否是行之有效的，也是最基本的方法之一。本文的设计内容主要是针对气浮轴承气膜压力分布情况的测量和气体流量、载荷大小及气膜厚度之间的函数关系的确定。气浮轴承中的气膜压力分布是各种数值分析方法研究的重点,可是气膜压力分布情况较为复杂，单纯的理论分析和软件模拟还是不够的，为寻求一种适于工程应用的分析气膜压力分布的实验方法，我们试着去设计一台专门测试止推气浮轴承气膜压力分布的试验台，并用此实验台来测试止推气浮轴承的性能参数。2.2 试验台的设计要求该试验台是为了测试气浮轴承气膜压力分布情况和气体流量、载荷大小及气膜厚度之间的函数关系。根据试验台的设计目的我们可以知道，该试验台必须具有加载装置来改变载荷大小，必须具有供气装置在提供润滑气体，必须具有定位平台来选择测量位置，必须具有位移传感器来测量位移，还必须具有压力显示器来显示不同位置的压力值。根据上述分析，我们可以构思整机原理方案，从系统的观点出发，将加载装置、供气装置、定位装置、测量装置、显示装置等融合在一起通盘考虑，用最经济的设备进行有机的组合，实现我们的设计要求。对于总功能和各分功能载体的具体要求如下：（本文侧重于定位装置二维工作台的设计，所以对于二维工作台的设计要求则更为详细）a. 总体功能：可以自动测试止推气浮轴承气膜压力分布情况，确定气体流量、载荷大小、气膜厚度三者之间的函数关系。要求测试过程的数据采集自动化程度高，测量精度较高且便于控制。b. 定位装置：要求的 X.Y 轴向的定位精度是 0.02mm/m，轴向的工作载荷为 200N（工作台的轴向工作负载相对来说不太的尤其是对于本实验台来说几乎没有轴向工作载荷，所以设计要求的载荷值相对较小） ；工作台的最大承载力为2000N（根据目前气浮轴承的最大承载力来确定） ； X 向运动行程为 250mm，Y向运动行程为 300mm（根据目前最常用的止推气浮轴承的截面面积来确定） 。要求有具体零部件设计的理论分析和选取的计算过程，最终要求绘制每个零部件的设计图纸。9根据形态学矩阵来看，可能组合出的方案数为：N=3*4*4*2*2*3*4=2304.也就是说理论上来说可以有 2304 种设计方案，但大部分方案显然不能满足设计的要求，对于这种方案就应该剔除，现在我们先对每种装置的每个方案进行评价，根据设计要求进行原理方案的选择：（灰体字为最终选择方案）驱动装置 A：直流伺服电源：输出功率大，控制性能好，控制精度高、速度直流伺服电源：输出功率大，控制性能好，控制精度高、速度快，但需另配直流电源，体积大，需要反馈环节，价格高；交流伺服电机：输出功率大，结构简单，无需另配直流电源，但控制性能相对来说较差，需要反馈环节，价格也高；步进电机：功率小，适合于中小型机电一体化系统，无需反馈，控制性能好，可以精确地控制转子的转角和转速，有良好的缓冲定位能力，调速性、灵活性和准确性好，体积又小，价格相对来说低。综合分析：驱动装置选择步进电机（A3） 。传动装置 B：齿轮传动：齿轮传动是应用最广泛的一种传动方式，但它不是将转动转化为直线运动，所以这里显然不能采取；齿形带传动：综合了带传动和链传动的优点，传动精度较高，可以将转动转化为直线运动，这里可以考虑；蜗轮蜗杆传动：传动平稳，噪声低，传动比大，具有自锁性能，但磨损大，效率低， 造价相对来说也高；滚珠丝杠传动：传动精度高（定位精度、进给精度） ，效率高，摩擦损失小, 磨损小, 使用寿命长； 综合分析：传动装置选择齿形带传动（B2） ，或滚珠丝杠（ B4） 。导轨装置 C：滑动导轨：结构简单，但摩擦力大、磨损严重、寿命短、能耗大，容易发生爬行；滚动导轨：运动灵敏度高，牵引力小，移动灵活，没有爬行现象，定位精度高，润滑简单，维护方便，磨损小寿命长(10-15 年)；但抗振动差，对滚动体的制造精度要求高，制造困难，成本较高；液体静压导轨：摩擦系数极小，不会产生摩擦损伤，寿命长，不会产生爬行现象，抗振动性好，具有误差平均效应，刚度很好；10但结构复杂，体积大，污染环境，适合于大型重型机械；空气静压导轨：运动平滑，精度极高，摩擦小无爬行，清洁无污染，耐寒又耐热；承载小，刚度小，成本高，适合于高速高精密小型仪器。最主要的是我们设计的二维工作台就是为了进行气浮轴承气膜的测量，如果选用气体静压导轨就会对实验结果产生影响。综合分析：导轨装置选择滚动导轨（C2） 。供气装置 D：液压加载：液压加载动力大、刚度好，适合于大型的机电一体化系统； 气压加载: 气压加载动力也大，可以实现连续加载,且操作方便,但由于气体的可压缩性使得加载装置的刚度低，加载不稳定，适合于对加载要求不严格的场合；弹簧加载： 弹簧加载,可以实现连续、稳定的加载,且操作方便；砝码加载: 砝码加载机构简单、准确性高 ,但无法实现连续加载,空气压缩机: 提供加压空气的气源发生器，体积较大,只能提供空气作为润滑剂；高压气瓶: 气体纯度大，压力大，对于特殊气体（氢气、氦气、氮气、氧气）作为润滑剂的气体轴承多用气瓶作为气源。综合分析：供气装置选择空气压缩机（D1） 。压力测量装置 E： 压力表：最简单最常用的一种压力测量装置，价钱低，在这里完全满足要求；压阻式压力传感器：它是利用压阻效应将压力的变化转化为半导体电阻的变化从而利用电压的变化间接的反映出压力的变化，实现压力的测量，测量精度高，但造价相对来说较高；综合分析：压力测量装置选择压力表（E1）位移测量装置 F：光栅尺位移传感器：测量精度高(0.003mm/m),测量范围（0.001mm-1000mm）,分辨率可达（0.1-1 微米） ，光电元件能直接接受，信号幅值大，光电转换器结构简单；磁栅尺位移传感器：测量精度高（0.005mm/m）测量范围大（0.00110000mm）测量时工作时速可达 12m/min,且录制方便、时间短、成本低，可重复使用，可录制任意波长的磁栅，可消除机床原始几何精度误差，对环境要求低磁头和磁栅可接触使用，在振动条件下也可使用，带状磁尺不受长度限制，安装简单。感应同步器：测量精度高（可达 0.001mm/m，灵敏度 0.00005mm,重复精度0.0002mm）对环境要求低，受环境温度、湿度影响小，抗干扰能力强，使用寿11命长，维护简单，工作时不接触无磨损，不怕油污灰尘和振动，工艺性好，成本低。综合分析：位移测量装置选择光栅尺位移传感器（F1）或感应同步器（F3） 。加载装置 G： 且操作麻烦, 工作量大,适用于校验。综合分析：加载装置选择弹簧加载（G3） 。根据上述的详细分析可以选择的合理方案有四种，分别如下：第一种方案：A3*B2*C2*D1*E1*F1*G3第二种方案：A3*B4*C2*D1*E1*F1*G3第三种方案：A3*B2*C2*D1*E1*F3*G3第四种方案：A3*B4*C2*D1*E1*F3*G3最后对四种合理方案进行可行性和经济型评价，做出最优方案的选择，根据分析准备初步选择第四种方案：A3*B4*C2*D1*E1*F1*G3驱动装置：步进电机； 传动装置：滚珠丝杠；导轨装置：滚动导轨； 供气装置：空气压缩机；压力测量装置：压力表； 位移测量装置：光栅尺；加载装置：弹簧加载；2.3 试验台的总体布局设计对于机电系统的设计而言，将机电系统的各个分功能载体的原理方案确定之后，就要对所有分功能载体进行有机的组合。试验台测量气膜压力分布情况的原理介绍，在进行止推气浮轴承表面的压力分布情况的测试时，首先是要定位，即找准待测轴承表面的位置点。这部分工作是由二维工作台来实现的。具体的实现方法是：将待测轴承固定；在二维工作台的工作板上打开一个测量孔，孔中塞有与压力表相接的导气管，控制二维工作台移动，实现待测轴承与二维平台上测量孔的相互移动，这样既可实现轴承上不同点压力的测量。用压力表采集压力值，用安装在二维工作台上的光栅尺来采集测量点的位移坐标值，这样就可以获得气浮轴承上任意点的气膜压力值。试验台测量载荷、流量、气隙三者之间的函数关系的原理介绍，在进行气浮轴承载荷、流量、气隙三者之间的函数关系的测量时，需要在试验过程中对三者分别进行数据采集。具体的试验原理是将气浮块放在二维工作台的测试平板上，并且通气；打开固定在下圆板上的测力传感器，根据传感器显示器上的12数值调定加载装置，使加载装置的初始载荷为零；转动与丝杠相连的手轮，使丝杠做上下移动，进而拉伸拉伸弹簧，拉伸弹簧通过丝杠螺母副、上圆板、传力杆将力传递到测力传感器，测力传感器再将力最终传递到气浮轴承，并且显示力的大小和采集数据，这样就首先将载荷的大小测了出来。当气浮轴承受到载荷时，其气隙会发生微米级的变化量，这个变化量通过位移传感器进行采集，这样就得到了气隙的值。而气体流量的大小可以通过空气压缩机的显示器来读出。这样就会得到一图 2.3.3 止推气浮轴承气模压力测试试验台次测量的载荷大小、气隙大小、气体流量大小的数值。变换载荷和气体流量的大小进行多次测量就可以得到载荷、气隙、流量三者之间的函数关系。133 试验台定位装置 X 轴的设计3.1 设计参数的确定根据上述的第 2 章中设计要求我们对二位工作台的 X 方向的设计参数进行初步的确定：运动行程：250mm,最大运动速度：25mm/s,直线脉冲当量：0.01mm/p,（根据工作台的定位精度要求为 0.02mm/m 确定）加速时间常数：2030ms，轴向工作载荷：150N,工作台最大承载：2000N，滑架重量：大约为 8.75Kg,3.2 丝杠、轴承、联轴器的选择及轴承座与端盖的设计3.2.1 丝杠的选择a. 丝杠的设计计算 (1) 计算进给牵引力作用在滚珠丝杠上的进给牵引力主要包括切削时的走刀抗力以及移动件的重量和切削分力在导轨上的摩擦力。因而其数值的大小与导轨的型式有关，由于在设计中采用的是加有导轨块的气浮导轨导轨，所以选择的计算公式为综合导轨的计算公式。计算公式为：(3.1)(GFfKzxm式中 、 -切削分力（N）；xFz-移动部件上的重量（N）；G-主轴上的扭距 ；MCM-导轨上的摩擦系数，随导轨型式而不同；f-考虑颠复力矩影响的实验系数；K14综合导轨的 ，取 ，式中 =150 N， =0 N，G=100 N ,15.K03.fxFz代入计算得 15(3.2)NFm8.27(2) 计算最大动载荷选用滚珠丝杠副的直径 时，必须保证在一定轴向载荷作用下，丝杠在回0d转 100 万转（10 6 转）后，在它的滚道上不产生点蚀现象。这个轴向负载的最大值即称为该滚珠丝杠能承受的最大动负载 ，用下式计算选择：C056131LvnTLfFkahzwm（3.3） 式中 -寿命，以 转为一单位L6-温度系数，小于 100 摄氏度 =1tf tf-硬度系数， =1hhf-精度系数，三级精度 =1af af-可靠度系数，可靠度为 95%， =0.62k kf-为运转系数；有一般运转时 =1.2-1.5wf wf-丝杠转速， ，用下式计算nmin/r-为最大切削力条件下的进给速度 ，5v min/-丝杠导程， ；0L)(-为使用寿命， ，对于数控机床取 ；ThhT150初选导程 =4 ，由任务书可知最大的速度 ，则0 in/2.v,代入公式可计算得min/12.5v(3.4) NLfFCTnrvkahtwm 57.214.785.1330610min/412.165 丝杠，如图 3.1。b. 丝杠的校核(1) 传动效率的计算16滚珠丝杠的传动效率一般在 0.850.95 之间，图 3.1 X 轴滚珠丝杠1) 传动效率计算滚珠丝杠螺母副的传动效率 ：(3.5)(rtgy式中 -丝杠螺旋升角；r-摩擦角，滚珠丝杠的滚动摩擦系数 ，其摩擦角约等于 04.3.f。10由选用的 W1L2506 的滚珠死杠的相关数据可知丝杠螺旋升角 2代入公式计算得 (3.6)03.96满足要求。(3) 刚度的验算1) 刚度的验算先画出此进给滚珠丝杠支承方式草图,如图所示.最大牵引力为 578.6N,由螺母装配总长度为 75mm,丝杠螺纹长度取 250mm,预计长度为 410mm,丝杠螺母及轴承均进行预紧,预紧力为最大轴向负载的 1/3.滚珠丝杠副的轴向变行会影响进给系统的定位精度及运动的平稳性，因此应考虑以下引起轴向变形的因素：2) 丝杠的拉伸或压缩变形量 1在总的变形量中占的比重较大,可以用计算方法或查图表的方法决定，在1这里我选用的是计算的方法，先用下式计算滚珠丝杠受工作负载 的作用引起mF的导程 的变化量 再计算滚珠丝杠总长度上的拉伸或压缩变形量0LEFLm0，公式如下：1 017式中 -在工作负载 Fm 作用下引起每一导程的变化量L-工作负载，即进给牵引力， ;mF)(N-滚珠丝杠的导程， ;0 )(m-材料弹性模数，对钢 E=20.6 ,E )/1024m-滚珠丝杠截面积（按内径确定） .(“+”号用于拉伸，“-”号用于压缩。其中 为 X 向和 Y 向两向中NFLRFm6.578,4,59.17022 的最大值滚珠丝杠总长度上拉伸或压缩的变形量 )(1(3.7)L01式中 -滚珠丝杠在支撑间的受力长度L)(m根据设计行程、滚珠丝刚副的最大长度、防护罩的极限距离、及轴承一半的长度，以上几项之和确定滚珠丝杠在支撑间的受力最大长度 。mL410计算得 mm (3.8)04./01EFLm3) 滚珠与螺纹滚道间接触变形 2当对丝杠加有预紧力，且预紧力为轴向最大负载的 1/3 时， 之值可减少2一半；此变形可根据我所选用的滚珠丝杠在指导书中的图 4-7 中查到其值为，虽然有预紧但不做减半的处理，用其查出的值。m024.24) 支撑滚珠丝杠的轴承的轴向接触变形 3不同类型的轴承的接触变形量 可用不同的公式计算，我选用的是角接触球轴承则公式如下：(3.9)3204.ZdFQw式中 -轴承所受轴向载荷， ；mF)(Kgf-轴承的滚动体数目；Z-轴承滚动体直径， ；Qdm由于其中的一些数据无法获得准确值只能作粗略的估算，式中轴承所受轴向载荷 ，轴承的滚动体数目 ，轴承滚动体直径kgfF86.5715ZmdQ75.6代入算得 03.(3.10) m6.2318这里因为滚珠丝杠的扭转变形引起导程的变化量 占的比重比较小忽略不4计，螺母座变形及轴承座变形的变形量计算比较困难，在结构上作了相应的处理所以也不作计算。总的变形量(3.11)m095.321小于要求的定位精度 0.1mm 合乎设计的要求。m095.稳定性验算滚珠丝杠一端为角接触轴承固定支撑，另一端为深沟球轴承支撑，不会产生失稳现象，不需要进行稳定性校核。c. 丝杠的支承方式的选择为了满足高精度，高刚度进给系统的需要，对丝杠的支承方式进行详细设计，以下是几种典型的支承方式：a.一端固定，一端自由特点：（1）丝杠的静态稳定性和动态稳定性都低， （2）结构简单， （3）轴向刚度较小， （4）适用于较短的和垂直的滚珠丝杠安装b.一端固定，一端简支特点：（1）丝杠的静态稳定性和动态稳定性都高，适用于中等回转速度，（2）结构稍复杂， （3）轴向刚度较大， （4）适用于对位移精度和刚度要求都较高的滚珠丝杠安装(1)两端简支特点：（1）结构简单， （2）轴向刚度较小， （3）适用于对刚度和位移精度要求较低的滚珠丝杠安装， （4）适用于中等回转速度(2)两端固定特点：（1）丝杠的静态稳定性和动态稳定性最高，适用于高速回转， （2）结构复杂，两端轴承均调整预紧，丝杠的温度变形可转化为推力轴承的预紧力，（3）轴向刚度最大， （4）适用于对刚度和位移精度要求较高的滚珠丝杠安装， （5）适用于较长的丝杠安装对于我们所设计的二维工作台而言，X 轴在工作中是中等19回转速度，且对位移精度较高，所以选择一端固定，一端简支的支承方式。3.2.2 丝杠支承轴承的选择及轴承座的设计根据丝杠的支承方式为“一端固定，一端简支” ，所以固定端选择一对角接触球轴承，型号为 7002C，额定静载荷为 6.25KN，额定动载荷为3.42KN,m6002=0.029kg;简支端选择深沟球轴承，型号为 6002，额定静载荷为5.58KN，额定动载荷为 2.85KN,m7002=0.031kg.对于轴承座的设计主要根据轴承的大小来设计，还要设计与轴承外圈相配合的挡圈来控制轴承的轴向位置。在设计与轴承端盖和防尘盖相连接的 6 打穿，所以与轴承端盖连接的螺纹孔）和与防尘盖相连接的螺纹孔相互之间错开 60。所设计的轴承座、电机座、端盖、套筒。3.3 导轨的选择a. 导轨类型的选择直线滚动导轨副具有运动灵敏度高、摩擦因数小、定位精度高、牵引力小、移动灵活、不易爬行、便于安装和预紧、结构紧凑等优点，广泛应用于精密机床、数控机床和测量仪器等。在此选择直线滚动导轨。b. 最大工作载荷的计算(3.12)1)(0KNfPCcTHWc. 计算额定寿命(3.13)50)(3CWTHPfLd. 计算动载荷1)(0KNfCcCTH（3.14）载荷系数，Wf硬度系数，H温度系数， Tf接触系数， C根据载荷数据，可选择汉江机床厂生产的直线滚动导轨，型号为 DA15C，基本20额定动载荷 ，基本额定静载荷 。图3.7 导轨视图21224 试验台定位装置 Y 轴的设计4.1 设计参数的确定根据上述的第 2 章中设计要求我们对二位工作台的 Y 方向的设计参数进行初步的确定：运动行程：300mm,最大运动速度：30mm/s,直线脉冲当量：0.01mm/p,（根据工作台的定位精度要求为 0.02mm 确定）加速时间常数：2030ms，轴向工作载荷：200N,工作台最大承载：2000N，滑架重量：大约为 28Kg,4.2 丝杠、轴承、联轴器的选择及轴承座与端盖的设计4.2.1 丝杠的选择a. 丝杠的设计计算(1） 计算进给牵引力作用在滚珠丝杠上的进给牵引力主要包括切削时的走刀抗力以及移动件的重量和切削分力在导轨上的摩擦力。因而其数值的大小与导轨的型式有关，由于在设计中采用的是加有导轨块的气浮导轨导轨，所以选择的计算公式为综合导轨的计算公式。计算公式为
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