数控软片裁片设备机械部分设计计算书

1、第一章设计任务书及及总体设计方案1.1设计任务书数控软片裁片设备主要用于实现绝热软片（210） mm倒边的裁制。该设备要求操 作简单、方便，结构材料采用不锈钢或其它金属材料，确保该部分具有一定的刚度、耐 磨性能及机械加工质量，同时要求设备表面美观大方，软片倒边裁制速度可调，并提供 刀具移动速度显示。数控绝热软片裁片、倒边设备由裁片、倒边模具，软片裝夹部分及控制部分纽成。 裁片、倒边模具，软片裝夹部分主要用于实现裁片模具、软片的定位及裝夹。要求该部 分模具定位、软片裝夹操作方便快捷。且在裁片、倒边裁制过程中以及受力状态下保持 模具、软片紧固。并提供模具裝夹力值显示。控制系统主要用于实现刀貝运动、

2、裝夹部 分运动的白动控制。通过软片裁片、倒边裁制过程的位移、速度控制，以保证软片裁制 度质量及精度。软片裁制基本外型有三种：长方形、扇形、圆形。所裁软片最大尺寸如下：圆片：min外径= 65mmmax外径500mm扇形片：最大弧长900mm，高500mm长方形片：最大尺寸1000mmx750mm要求软片裁制倒边尺寸精度为土0.5mm,为提高裁片效率，对2mm、3mm厚软片可 实现双层叠放裁制。以某一特定发动机裁片时间为依据，要求全部裁完软片的时间少于 手工裁片时间的20%长方形片绝热材料软片倒角即裁制斜边宽度要求如下：（1）2mm软片倒边宽度为片厚的（2-7）倍。（2）3mm以上软片倒边宽度为

3、片厚的（25）倍最后附上儿种绝热材料的资料： 5111材料：主要组份为丁膳橡胶、酚醛树脂。未固化材料的邵氏硬度为40-50o材 料的延伸率$170% 9621材料：主要组份为丁月青橡胶。未固化材料的邵氏换度为20-30«材料的延伸 率 n200% vi材料:主要组份为丁購橡胶、酚醛树脂、碳纤维。未固化材料的邵氏硬度为80-90o 材料的延伸率215%1.2设计方案的拟定1. 2 1概述为了满足用贴片机在火箭发动机内粘贴橡胶衬板的需要，橡胶衬板的加工必须规 范化并保证足够的梢度，数控橡胶软片裁片机必须与贴片机紧密配合，与贴片机的工艺 要求相适应。这就要求数控橡胶软片裁片机自动化程度高，

4、橡胶软片裁片时安装方便， 定位便捷，把操作人员的劳动强度减到最低，同时获得最高的工作效率。1.2.2系统原理及功能1.2.2.1系统组成本机由台架、大臂、小臂、升降臂、刀杆、真空转盘、真空泵和驱动控制系统等儿 人部分组成，其结构如图2-1所示。图2-1数控橡胶衬板倒边机结构图1.2.2.2工作原理(1) 大、小臂运动带动刀具实现平1(11 (x. y)进给运动，真空转盘回转(c)带动夹 具和工件实现闘周进给和分度。为了能够切出曲边坡口，上述三个运动需要联动控 制。(2) 升降臂的升降(z)和刀杆的摆动(b)用于调整刀具位置和切削角度。可以单独控 制。(3) 刀杆轴带动刀盘回转形成主切削运动。根

5、据橡胶软片的厚度及刀具几何形状的 不同刀具回转存在一个最佳速度，因此刀具回转角速度必须能够连续町调。(4) 工件川真空吸盘吸附夹紧，一次装卡可自动完成切边、倒坡口等操作。 数控橡胶软片裁片机的运动链如图2-2所示。图22数控橡胶软片裁片机的运动链1.2.2.3控制系统本机运动控制需要采用六轴轴三联动控制系统，大、小臂驱动轴(x、y)和真空转 盘冋转轴(w)用交流伺服电机驱动，并需三轴联动，以实现直线和圆弧插补；升降臂 的升降轴(z)和刀盘i川转轴(主轴)单独控制，其屮升降轴用交流伺服电机驱动；而刀 盘回转轴川交流电机驱动，通过变频调速器控制其转速。摆动轴川交流电机驱动，以便 获得坡口所需的角度

6、。运动控制采用工控机ipc和美国galil公司生产的多轴运动控 制器组成开放性数控系统，具有内置的可编程序控制器plc功能，便于对开关暈进行控 制，对于常用规格产品可储存其加工程序，加工过程占动进行。1.2.2.4.性能指标(1)木机可以对厚度为2 10mm的橡胶软片进行直线、曲线切边和倒坡口 操作。（2）根据切削试验结果，木机倒坡口角度可达到12。,凹边曲率半径可 达到100mm或更小。（3）切削速度可达到1500-4000mm/mino第二章设计计算2.1 x轴传动装置设计计算2.1.1电机的选择负载扭矩的计算负载扭矩是由于驱动系统的摩擦力和切削力所引起。即 2m = fl其中m为负载扭矩

7、，f为摩擦力，l为龙门架移动距离f=g+f, “为滑动摩擦系数h =0.005 , f为刮油片阻力f=0.5x9.8=4.9ng为龙门架的总重量g = mg = 165x9.8 = 16172 , 其中m=46（刀架）+109（龙门）+10（导轨等）=165kg 故 f=0.005x 1617+4.9=12.985n山于存在传动效率和摩擦系数因素，所以fl -m=+ 叽2砒其小7为同步带的效率=0.95,mb为支撑轴承的摩擦力矩 查手册得mb =30ncm工 fl “12.985x5.761“小“，所以 m=mr =30 = 42.5ncm2 兀r/2-x 0.95选择电机 dsm4-09.1

8、-1 系列，p=0.25kw, m=0.8nin 转数 3000r/min2.1.2同步带传动设计（以下所用的表和图均源自机械设计手册）1. 求计算功率查表1039得ka=,9p = 1.9x0.25 = 0.475kw9.5252. 选择带型根据p =0.475kw和® =1000r/min查图1018应选用l型同步带，ph3. 选取带轮齿数由表 1040 查得 zmin=18,取可=194. 带轮节径d 严泌= 19x9.525 = 57.61,”71兀5. 带速兀xdg60000龙 x57.61x1000600006. 初定中心距aq =14307. 选用带长及齿数23041/

9、nm厶 =2a0 + 兰(/ + dj + 4 一')= 2x 1430 + 仝x(57.61 + 57.61)24a02按表1036选用 6=3048,代号12008. 求理论中心距釆用中心距可调,= 1430 +3048 30412=143 3.50伽9. 齿轮啮合齿数g 十9 = 9.510. 基本额泄功率(心=(244.46-0.095x3.012)x3.01 =。网册1000 1000bs0 = 25.4 mm,查表 10-41 得 fp =244.46n, m=0.095kg/m11. 带宽b. =b.()ij =25.4x0.475 =15.4977?加5 5k:p.v

10、1x0.733查表10-37选取标准带宽 bs =25.4mm代号10012. 作用于轴上的力= 157.811000p. _ 1000x0.475 v-_yoi2.1.3滑动导轨的选择本书考虑满足机床传动的精度要求，故初步决定选用精度很高的hiwin线性滑动 导轨，此种线性滑轨为一种滚动导引，藉由钢珠在滑块与滑轨之间作无限滚动循环， 负载平台能沿着滑轨轻易地以高精度作线性运动。与传统的滑动导引相比较，滚动导 引的摩擦系数可降低至原来的1/50,由于起动的摩擦力人人减少，相对的较少无效运 动发生，故能轻易达到um级进给及定位。再加上滑块与滑轨间的束制单元设计，使 得线性滑轨町同时承受上下左右等

11、各方向的负荷，上述所列特点并非传统滑动导引所 能比拟，因此采用此导轨能人幅提高设计机器的精度和机械效能。根据龙门架的传动要求及设计尺寸，初步选用lgw 25cb型号，查表得：基本动额定负荷c=2410kgf=23618n,基本静额定负荷co =3880zrg/=38024n,容许静力愆= 46.6kgfm = 456.6snm,m x = 3t2kgfm = 364.562% m、. = 31 .ikgfm = 364.56m?2.1.4线性滑轨寿命计算2. 1. 4. 1基本静额定负荷计算导轨的基木静额定负荷为刀架部件的总垂量，即g = 1617n由于有两个线性导轨，所以p = g/2 =

12、8o8.5n静安全系数为：fs = cjp = 38024/808.5 = 47.0 > 5.0故静强度安全3. 1.4.2基本动额定负荷计算（1）寿命的计算考虑线性滑轨使用的环境因素，其寿命会随运动的状态、珠道农面硬度及系统温 度而有所变化，所以滑轨寿命为："（办"xc 加 g其中：l为寿命，c为基本动额定负荷，pc为最大工作负荷，fk为硬度系数，ft 为温度系数，fw为负荷系数hiwin的线性滑轨硬度都为hrc58以上，故齐=1査表得力"9,九=1.5pc = p+pzpz为预压力，初选预压形式为z1,巧=38024x0.02 = 760.48n所以 p

13、 =p + p: =808.5 + 760.48 = 1569.0"日竽尹xs (需鍔尸x 50 = 36837加(2)寿命吋间的计算依使用速度及频率将寿命距离换算成寿命吋间： r lxlooolh=5x60其中：lk为寿命时间，l为寿命，s为运行速率，1r s=100mm/s,u|j 6m/min= 102325 防r lxlooo 36837x1000故g討t6x60其寿命年限约为12年。2.1.5主动轴的强度校核及设计计算作用于带轮的圆周力、径向力、轴向力为:r二2t】/d二2x0. 8/0. 02n0n径向力 fr=ftxtan20°=29.18n由图 3-1 可知

14、 li=43mm, l2=39mmemtmme a2.1.5.1绘制轴的受力简图，求支座反力y方向支反力：由 e mb=0,得一ray(l|+l2)+ft><l2=0ray=f1xl2/(li+l2)=80x32/ (50+32)=31.22n由 ey=0,得 rby=ft-ray=80-6 1.58=48.78nz方向支反力：由 emb =0,得一razx(l|+l2)+f$l2=0raz=(frxl2)/(l14-l2)=(29.18x32)/(50+32)= 11.39n由 ly=0,得 rbz=fr-raz=29.18-22.42=17.79n2.1.5.2作弯矩图a、垂直

15、面弯矩my图：c 点 mcy=ray x li=31.22 x 50= 1.56x103n mmb、水平面弯矩mz图:c 点 mcz=razx l)=l 1.39 x 50=0.57 x 103n mmc、合成弯矩m图：c 点总弯矩为：mc= ymcy2 -i-mcz2 = 1.66x 10n mm2.1.5.3作转矩t图c 点左边：ta=ft x d/2=80 x 20/2=0.8 x 103n mmc 点右边：tc2=tci/2=0.4x103n mm2.1.5.4作计算弯矩mca图该轴单向工作，转矩产牛的弯illi应力按脉动循坏应力考虑，按笫三强度理论，収二0.6c 点左边 mcac=j

16、(l66xl0)2 + (0.6x0.8x 10尸= 1.73x103n mmc 点右边 mcac= mc2 +(axtc)2 = 7(1.66x103)2 +(0.6x0.4x103)2=1.68x103n mmd 点 mcad二+(6zxtd)2 =70 + (0.6x0.8x103)2 =0. 48x103n mme 点 mcae二+(6zx兀)2 二 jo + (0.6x0.4x1 o)，= 0.24 x 103n mmb 点 mcab=mcae=0.24xl03n mm2.1.5.5校核轴的强度(以下所用的表和图均源口机械设计教材)由图町知，c点弯矩值授大，d、e点轴径最小，所以该轴

17、的危险断面是c点和d、e点所在剖面，由45钢调质处理查表8-1得o b=650n/mm2,再由表8-3查得。b_i =60n/mm2c 点轴径 de2 mcac/(0.1x ch _) =6.61 mm考虑键槽影响，轴径加人5%dc=6.61 x (1+0.05) =6.94mm该值小于原设计该点处轴径20mm,安全。d 点轴径 2 #mcad/(0.lxqli ) =4.31mm考虑键槽影响，轴径加人5%dd=4.31 x (1+0.05) =4. 53mm该值小于原设计该点处轴径14mm,安全。e 点轴径血2 *mcae/(0)=3.42mm考虑键槽影响，轴径加人5%de=3.42x (1

18、+0.05) =3.59mm该值小于原设计该点处轴径14mm,安全2.1.5.6精确校核轴的疲劳强度由图可知，ii xi剖面均为有应力集中的剖面，均有可能是危险剖面。具中ii v剖面计算弯矩相同。这几个剖而相比较，只是应力集屮影响不同，可取应力集中系数 值较大者计算即n o ix xi与ii、v剖面形状相似，但其上的弯矩更小，所以不必校核。 同理，vii、viii剖面承载情况也相近，可取应力集中系数值较大者计算。(1) 校核ii、iii剖面的疲劳强度ii剖而因配合引起的应力集屮系数由副表11查得：21.97, k产1.51ii剖面因过度圆角引起的应力集中系数由副表1-1查得：(d-d) /r=

19、 (17-14) /0.5=6, r/d=0.5/14=0.036,灯=2.465, kt= 1.592因i、ii剖面主要受转矩作用，故校核ii剖面。ii剖面产牛的扭转剪应力、应力幅、平均应力为tmax=t/wi-t/(0.2xd 3)=0.8x103/(0.2x20 )=0.5 n/mm2ta=tni=tniax/2=0.25n/mm245钢机械性能查表8-1得:a_i=268n/mm2, t_i=155n/mm2；绝对尺寸影响系数由副表14查得：亦=0.91,亍0.89 ；表面质量系数由副表15查得:卩。=0.937,慎=0.937；査表15得忸=0.34,叭=0.21。i剖面的安全系数为

20、s=st=t_i/(ktxt3/ (ptxgt) +gtxtnl) =292.6取s=1.51.8, s>s,所以ii剖面安全。(2) 校核训、viii剖面的疲劳强度两个剖面的应力集中相近，载荷线性递减，而vii剖面的载荷较大，故校核vii剖面。vii剖面因配合引起的应力集中系数由副表1-1查得：ko = 1.97,kx = 1.51剖而因过度圆角引起的丿应力集中系数由副表1-1杳得：(d-d) /r= (26-20) /1=6, r/d=0.5/20=0.025, k°=2.465, kt =1.683剖面因键槽引起的应力集中系数由副表11查得:ko=1.825, kt =1

21、.625故丿应按过度圆角引起的应力集屮系数校核vn剖而。vii剖面承受的弯矩和转矩分别为mvi|=mc (li-l) /l1=1.56xl03xl6/32 = 0.78xl03nmmtvi=t=0.4><103nnimvii剖而产生的正应力及其应力幅、平均应力为0 max=mvii/w=0.78x 103/ (0x203) =0.975n/mm2° a= ° max= 1 16n/mm2, ° m=0vii剖而产生的扭剪应力及其m力幅、平均应力为tmax=tvi/wt-0.4x 103/ (0.1x20)=0.5n/mm22%=tm=tmax/2=0.

22、2 5 n/mnt绝对尺寸影响系数由副表14查得：£ 0=0.91, =0.89,表面质量系数同上陆0.937, 0讦0.937。vii剖面的安全系数为sa=g-l/ (k/oa/(paxea)+%xom)=79.9st=t_i/ ( ktxta/ (卩"&) +%"m)=27&3s=scst/ (sa2+st2) "2=69.1s>s=1.51.8,所以vi剖面安全。2.1.6滚动轴承的选择和寿命验算2.1.6.1滚动轴承的选择因为轴不承受轴向力，所以带轮轴两端轴承采用深沟球轴承6203号查表得：cx=4.45kn,c=7.35k

23、n额定工作寿命厶m = 48000/?2.1.6.2寿命验算（1）受力分析:圆周力f =込=辿n心轴向力fa=0径向力 fr=ftxtan20° =29.18n 根据下图已经求得轴承支反力为:ray=31.22n, rby=4&78nraz=h.39n, rbz= 17.79n50fr32rbzft图3-2轴承的受力分析图(2)设轴承所受支反力合力为rufcr、=r；y + r；z =3323n,r=喙 + r；z =51.92nr2>ri，而jt两个轴承相同，所以根据合力r2校核。计算当量动负荷fai=o,即 f/rlo,所以 f/r0c,查表得：负荷系数x=l, y

24、=o在稍有波动的情况下 fd=l.2jm=l.5jt =1,£ = 由此可求得：p严人仁xr、=59.8nfa2=0,即 fa2/r2=o,所以 fa2/r2e,查表得：负荷系数x=l, y = o在稍有波动的情况f fd =1.2,九=1.5=l?r = y 由此可求得：p2=fdfmxr2=93a6n 轴承寿命计算：p2>p1,所以按动负荷pl进行校核l、oh山 (7350弓60x3000 93.463mm o= 1.16xlo7/?>llo/; = 48000/?所选轴承合格。2.1.7键联接的选择和验算带轮轴上的键选择：已知:轴径 d=20mm,查 gb1095-

25、79, gb1096-79 可选，键宽 b=6mm, 键高h二6mm,键槽深t二3. 5mmo传动扭矩为t=1960nmmo根据轮救长度选键长l=25mm，校核挤压强度和剪切强度。假设工作条件冇轻微冲击，可查得许用挤压应力<t/? = 1 lompa许用剪应力t = 90mpa ,2t2t据校核公式：巧= < ap 及t = <r, 卩 dklpdbl又知键的有效工作长度/ = l-b = 25 6 = 19mm ,h 6 键与轮毂的接触高度k=-=-2 22t 2x1960(jn = 3a4mpa < (yn1 dkl 20x3x19'2t 2x1960nr

26、nt = x.llmpa < tdbl 20x6x19所以该键的强度足够。2.1.8联轴器的选择在数控机床进给传动系统小，同步带传动由电机带动旋转轴并通过同步帯实现各个 坐标方向的进给运动。而连接电机输出轴和同步带轴的器件便是联轴器。为保证传动精 度，消除回转误差，应采取措施消除扭转方向上联轴器的连接间隙。由结构选择木机床 的联轴器均为伺服挠性联轴器。伺服挠性联轴器，无背间隙，迟滞小，最适合于高精度 定位使川，元件要素是由螺栓联结，对于止反运转口j以发挥其优秀的耐久性。此联轴器 采用夹紧式结构设计，安装极为简单，联结确实。根据同步带轴的尺寸选择联轴器的型 号为 sfc-030sa, ty

27、pe c。2.1.9润滑与密封的设计根据轴承的转速、负荷、工作温度、周围环境等项条件，以及考虑到轴承的结构特 点、结构材料、操作状况等因素，综合选用。因为本书中设计的机床，各轴转速普遍都 很小，负荷也不太大，而h根据机床结构的特点，以及加工材料怕油的特点，决定选用 润滑脂润滑。对于x轴方向进给上的轴承，因其成倍的缩短换脂期，故耍求选用粘附性 好，稠度较大，具冇良好的机械安定性的润滑脂。为防止润滑剂的泄出，防止灰尘、切屑微粒等其它杂物和水分的侵入，轴承必须进 行必要的密封，以保持良好的润滑条件和工作环境，使轴承达到预期的工作寿命。由于 设计的机床不要求经常填充润滑脂，所以要求密封要良好，故所冇盂

28、要密封的部分均采 用毛毡密封，而且在位于轴承朋孔的箱体内壁处设挡汕盘，既可起到轴向固定的作用， 又可以防止灰尘进入和润滑脂泄漏。2.2 y轴传动装置设计计算2.2.1电机的选择负载扭矩的计算负载扭矩是由于驱动系统的摩擦力和切削力所弓i起。即 2%m = fl其中m为负载扭矩，f为摩擦力，l为架体移动距离f=g+f, “为滑动摩擦系数/ =0.005 , f为刮汕片阻力f=0.5x9.8=4.9ng 为刀架总重量g = mg = 46x9.8 = 450.8?/ , m=46kg故 f=0.005 x 450.8+4.9=7.154n由于存在传动效率和摩擦系数因索，所以fl *m=+ m b2兀

29、小 b其屮7为同步带的效率7 =0.95,为支撐轴承的摩擦力矩 查手册得mb=30ncm”， fl .7.154x5.761_所以 m=m = 30 = 36.9ncm2 巩2-x 0.95考虑到和x轴传动一致，所以选择电机dsm4-09.l-xx.x3型号，m 额足=0.8nm,n” = 3000r/min,paf= 0.25kw2.2.2同步带传动设计1. 求计算功率p = kap = 1.9x0.25 = 0.475kw查表1039得心=1.9（以下所用的表和图均源自机械设计手册）2. 选择带型根据p =0.475和® =1500r/min查图10-18应选用l型同步带，ph

30、=9.5253. 选取带轮齿数z>zmin，由表 1040 查得 zmin =18,取知=194. 带轮节径d71za _ 际竺艺=57.6im715. 带速兀xdgv =60000x57.61x1500 片厂 /=4.31 m/s600006.初定中心距= 13907.选用带长及齿数2ll)() =2a-(仏 + d j + ®2 _山)二 2x 1390 + 艺x(57.61 + 57.61)二 2960.99加加2 仏2按表1036选用lp3048,代号 1200&求理论屮心距 采用中心距可调，ln - ln(3048 - 2960 99心兔 +"90

31、+ = 1433.50如 9.齿伦啮合齿数10. 基木额定功率_ (fp -/nv2)v _(244.46 - 0.095 x4.512 )x4.51pq 100010001.09kwbs = b查表 10-41 得a。=25.4, fp =244.46, m=0.09511. 带宽25.4xi-mi 0,589 = 14.76mmv 1x1.094查表1037选収标准带宽bs = 9代号07512. 作用于轴上的力1000£1000x0.475451= 195.68"223滑动导轨的选择计木书考虑满足机床传动的精度要求，故初步决定选用精度很高的hiwin线性滑动 导轨，此

32、种线性滑轨为一种滚动导引，藉由钢珠在滑块与滑轨之间作无限滚动循坏， 负载平台能沿着滑轨轻易地以高梢度作线性运动。与传统的滑动导引相比较，滚动导 引的摩擦系数可降低至原來的1/50,由于起动的摩擦力大大减少，相对的较少无效运 动发生，故能轻易达到级进给及定位。再加上滑块与滑轨间的束制单元设计，使 得线性滑轨町同时承受上下左右等各方向的负荷，上述所列特点并非传统滑动导引所 能比拟，因此采川此导轨能人幅捉高设计机器的精度和机械效能。根据龙门架的传动要求及设计尺寸，初步选用lgw 25ca型号，查表得：基本动额定负荷c=2410kgf=23618n,基本静额定负荷co =3880=38024n,容许静

33、力矩m = 46.6kgfin = 456.68?/m,m v = 3=2kgfm = 364.56n® m v = 37.2kgfin = 364.56m?(1)基本静额定负荷计算导轨的受力n1和n2,fxlln1-n2-£2式中,f刀架部件的总軍暈；l1刀架中心到滑块的距离;l2为两滑轨中心的距离；代入数据得nun2二u50.8x0.125l202=469.6/v静安全系数为:fs =c./p = 38024/469.6 = 80 >5.0故静强度安全(2)基本动额定负荷计算(a)寿命的计算考虑线性滑轨使用的环境因索，其寿命会随运动的状态、珠道农面硕度及系统温 度

34、而有所变化，所以滑轨寿命为：l =(mxcfx50kmg其屮：l为寿命，c为基本动额定负荷，匕为最大工作负荷，人为硬度系数，f, 为温度系数，人为负荷系数h1win的线性滑轨硬度都为hrc58以上，故九=1杳表得ft =0.9, a =1.8nf为预压力，初选预压形式为zl, p. =38024x0.02 = 760.48所以 p =p + p: =225.4 + 760.48 = 985.88r x a xc . “i x09x23618< “l =(y x50km = (y x50 = 85928如？fpc1.8x985.88(b)寿命时间的计算依使用速度及频率将寿命距离换算成寿命吋

35、间:r lxlooolh='sx60其中：乙为寿命时间，厶为寿命，s为运行速率，取s=10nvminr lxlooo85928x1000故厶力=二t43213防sx6010x60其寿命年限为15年。2.2.4主动轴的强度校核及设计计算作用于蜗轮的関周力、径向力、轴向力为圆周力 ft=2xtl/dl=195. 68n径向力 fr=ftxtan20o=71. 22n轴向力fa二g二& 65n由图可知 l1 =43mm, l2=39mm图33轴的受力分析图2.2.4.1绘轴的受力简图，求支座反力y方向支反力：由刀 mb=0,得一ray(li+l2)+ftxl2=0ray=f1xl2/

36、(l1+l2)=195.685x39/(43+39)=93.08n由 ey=o,得 rby=ft- ray= 195.68-93.08= 102.6nz方向支反力：由 e mb =0,得-razx(li+l2) - faxd/2+frx 1=0raz=(frxl2-faxd/2)/(l1+l2)=(71.22x39-8.65x20)/(43+39)=31.76n由 ly=0,得 rbz=fr-raz=71.22-31.76=39.46n2.2.4.2作弯矩图(1) 垂直面弯矩my图：c 点 mcy=rayxl|=93.08 x43=4.01x103n mm(2) 水平面弯矩mz图：c 点左边

37、mcz=raz x l)=31.76 x 43=1.37 x 103n mmc 点右边 m(、z =rbzx l2=39.46 x 39= 1.54 x 10 mm(3) 合成弯矩m图：c 点左边 mc=(mcy2+mcz2)，/2=4.24x 103n mmc 点右边 mc' =( mcy2+mcz2)l/2=1.59x 104n mm2.2.4.3作转矩t图t=ft x d/2= 195.68 x 20/2 = 1.96 x 103n mm2.2.4.4作计算弯矩mca图该轴单向工作，转矩产牛的弯曲应力按脉动循环应力考虑，収a=0.6c 点左边 mcac=(mc2+ ( a xtc

38、) 2) 1/2=(4.24x10)2+ (0.6x1.96x10)2) ,/2=4.40x 103n mmc 点右边 mcac = (me2+ (a xtc ) 2)1/2=mc=1.59x 104n mmd 点 mead= (md24- ( a xtd) 2) 1/2=a xt=0.6x 1.96x 103=1.18x 103n mm2.2.4.5校核轴的强度(以下所用的表和图均源自机械设计教材)由图可知，c点弯矩值最人，d点轴径最小，所以该轴的危险断面是c点和d点所在剖 面，山45钢调质处理查表81得ob=650n/mm2,再由表83查得ob_! =60n/mm2则 c 点轴径dc$ (

39、mcac/(0.1xob_,) 1/3=13.84mm考虑键槽影响，轴径加人5%de =13.84x (1+0.05) =14.53mm该值小于原设计该点处轴径20min,安全。d 点轴径 dd$(mcad/(0.1xobl)，/3=5.82mm考虑键槽影响，轴径加人5%dp=5.82x (1+0.05) =6.12mm该值小于原设计该点处轴径14mm,安全。2.2.4.6精确校核轴的疲劳强度由图可知，iiix剖面均为有应力集中的剖面，均有可能是危险剖血。其中iiix剖而计算弯矩相同。i【剖而与iii剖面相比较，只是应力集中影响不同，对取应力集中系 数值较人者计算即可。同理，vi、剖而承载惜况

40、也相近，可取应力集屮系数值较人者 计算。(1) 校核ii、iii剖面的疲劳强度ii剖面因配合引起的应力集中系数由副表11查得:kd=1.97, 4=1.51ii剖面因过度圆角引起的应力集中系数由副表1-1查得：(d-d) /r= (16-14) /1=2, r/d=l/14=0.071, k°=1.94, 4=1.625因i ii剖面主要受转矩作用，故校核ii剖而。ii剖面产生的扭转剪应力、应力幅、平均应力为t niax=tavt=t/(0.2 x d 3)=3.572n/mm2t a= t m= t max/2=1.786n/mm245钢机械性能查表得：o=268n/mna t.1

41、=155n/mm2；绝对尺寸影响系数市副 表14查得: 0=0.91, e 1=0.89 ；表面质量系数由副表15查得:p 0=0.937, "=0.937；査表15得 眼=0.34,=0.21。i剖面的安全系数为s=s产 j/ (kxx ta/ ( p e 3 + v.x tm) =40.2取s=1.51.8, s>s,所以ii剖面安全。(2) 校核vi、vd剖面的疲劳强度vi剖面因配合引起的应力集中系数由副表11查得:k°=1.97, k-1.51vi剖而因过度圆角引起的应力集中系数由副表1-1杳得：(d-d) /r= (25-20) /2=2.5, r/d= 1

42、/20=0.05, k°=2.1075, kt=1.925剖面因键槽引起的应力集中系数由副表11查得:ka=1.825, 4=1.625故应按过度圆角引起的应力集中系数校核vi剖面。vi剖面承受的弯矩和转矩分别为mv!=mc (li-b/2) /l=1.59xl(/x (43-32/2) /43= l.oox 104n mmtvi=t=1.96xlo4nmmvi剖面产牛的正应力及其应力幅、平均应力为 o max=mviav= l.oox 104/ (0.1 x205) =12.5n/mm2 0 a=° max= 12.5n/mn?, o m=0vi剖面产生的扭剪应力及其应力

43、幅、平均应力为tmax=tvi/wt-1.96x104/ (0.1 x20)=24.5n/mm2t a= t n= t max/2=l2.25n/mm"绝对尺寸影响系数由副表14杏得：e o=0.91,=0.89,表面质最系数同上b «=0.937, b t=0.937ovi剖面的安全系数为s。"./ (kox aa/ ( p ox £。)+vax om) =&67 .st= t (ki x t a/ ( p t x e t) +x t q =5.02s=sos./ (s<»2+s.2) m=4.34s>s=1.51.8,所

44、以vi剖面安全。2.2.5滚动轴承的选择和寿命验算2.2.5.1滚动轴承的选择主动轴两端轴承为向心推力球轴承36303号查表得：c；二&62kn« = 2.8kn额定工作寿命厶m = 48000/?2.2.5.2寿命验算(1)受力分析：圆周力斥= 2?1 =19568n轴向力fa := g = 8.65/v径向力 fr = fatgax = 71 .22 7v丄'azfr rbz图34轴承支撑受力分析图图3-5轴承受力分析图(2)设轴承所受支反力合力为r、, r2y 方向支反力 rlv=ftxl2/(l1+l2)= 195.685x39/(43+39)=93.08nr

45、2y=ft - r! y= 195.68-93.08= 102.6nz 方向支反力 rlz=(frxl2-faxd/2)/(li+l2)=(71.22x39-8.65x20)/(43+39)=31.76nr2z=fr- riz=71.22-31.76=39.46n& =+ 阵 =9&35n,/?2 =r；y+r；z =109.93n 计算派生轴向力'*2查表得7000c型轴承得派生轴向力为：s = 0.5/?,则可求得轴承i、ii的派生轴向力分别为：51 = 0.5/?, =49.18a,s2 =0.5r2 =54.97n计算轴承所受的轴向负荷因为 s2+fa = 54

46、.97 + 9.41 = 64.38 > 5,并山图分析知，轴承ii被压紧，轴承i被放松。由此得fal = 52 + fa =54.97 + 9.41 = 64.38 nfa =s2 = 54.97 n 计算当量动负荷轴承i：fjc。=54.97/8620 = 0.006查表市线性插值法可得：=0.38fjr =54.97/98.35 = 0.559查表得：x| =0.44,乙=1.50在稍有波动的情况下 力=1.2，九=1.5=l,£ = y 由此可求得：p= fj=xr+ r, © ) = 1.2 x 1.5 x (0.44 x 98.35 +1.50 x 54.

47、97) = 226.327v 轴承ii：/co =64.38/8620 = 0.007查表山线性插值法可得：e2 =0.38fa2/r2 = 64.38/109.93 = 0.559 > e2查表得：x2 = 0.44, y2 =1.50在稍有波动的情况下fd =1.2,九=1.5=l,£ = y 由此可求得：p2 =fdfm2r2 + 均代2)= l2x 1.5x(0.44x109.93+ 1.50x64.38) = 260.892 轴承寿命计算：由于4 > r，故按轴承ii计算轴承的寿命：l10619200 60x3000 '丽一 24 w 厶48000所选轴

48、承合格。226键联接的选择和验算带轮轴上的键选择：已知：轴径 d二20mm,查 gb1095-79, gb1096-79 可选,键宽 b=6mm, 键高h二6mm,键槽深t=3. 5mm。传动扭朋为t=1960nmmo根据轮毂长度选键长l=25mm,校核挤压强度和剪切强度。假设工作条件有轻微冲击，可查得许用挤压应力" =11 ompa许用剪应力t = 90mpa ,据校核公式:_ 2tdki2t叽及f乂知键的有效工作长度l = l-b = 25-6 = l9mm ,键与轮毂的接触高度t冷 f2t2x 1960八 r o ="dkl= 20x3x19='44mm<

49、;q“2t2x1960(r nt =dbl= 2ox6x19=l72<m所以该键的强度足够。2.2.7联轴器的选择在数控机床进给传动系统中，同步带传动由电机带动旋转轴并通过同步带实现各个 坐标方向的进给运动。而连接电机输出轴和同步带轴的器件便是联轴器。为保证传动精 度，消除回转误差，应采取措施消除扭转方向上联轴器的连接间隙。山结构选择本机床 的联轴器均为伺服挠性联轴器。伺服挠性联轴器，无背间隙，迟滞小，最适合于高精度 定位使用，元件要素是由螺栓联结，对于正反运转可以发挥其优秀的耐久性。此联轴器 采用夹紧式结构设计，安装极为简单，联结确实。根据同步带轴的尺寸选择联轴器的型 号为 sfc-0

50、30sa o228润滑与密封的设计根据轴承的转速、负荷、工作温度、周围坏境等项条件，以及考虑到轴承的结构特点、结构材料、操作状况等因素，综合选用。因为本书中设计的机床，各轴转速普遍都 很小，负荷也不太大，而且根据机床结构的特点，以及加工材料怕油的特点，决定选用 润滑脂润滑。对于垂直轴上的轴承，因其成倍的缩短换脂期，故要求选用粘附性好，稠 度较人，具有良好的机械安定性的润滑脂。为防止润滑剂的泄出，防止灰尘、切屑微粒等其它杂物和水分的侵入，轴承必须进 行必要的密封，以保持良好的润滑条件和工作环境，使轴承达到预期的工作寿命。由于 设计的机床不要求经常填充润滑脂，所以要求密封要良好，故所有需要密封的部

51、分均釆 用皮碗密封，而r在位于轴承座孔的箱体内壁处设挡油盘，既可起到轴向固定的作用， 又可以防止灰尘进入和润滑脂汕漏。2.3 z方向传动装置（刀架）设计计算2.3.1 z方向传动装置（刀架）总体设计我们在设计z方向传动装置时，主婆基于以下两点考虑：一是必须达到设计要求, 设计的传动装置能达到预期的功能和作用；二是在满足设计要求的前捉下，尽最大可能 使传动装置的结构简单，尺寸紧凑，加工方便，成本低廉和使用维护方便等。本产品的 x和y方向的传动装置都采用齿形带传动，但是z方向与x和y方向相比较而言，要 求能达到更高的精度，精度要求控制在0.10.2mm z间，所以我们在设计时，选用运动 精度很高的

52、滚珠丝杆螺付副和精密定位导轨作为主要的传动元件。由于本产品为单台生 产，故在z方向机械结构设计屮，整体采用焊接结构，从而降低成木，生产方便。2.3.2选择电动机2. 3. 2.1电机转动速度：设计刀架快进速度为100mm/秒。则电机转速nm应为：m&v 快/lsp （r/min）式中，v快一工作台快进速度（mm/min）lsp丝杆导程（mm）即，nm 10° 60 =1200 (转/分)2. 3. 2. 2电机静态转矩:电机的静态转矩是用来克服导轨縻擦，刀架重力作用，传动摩擦，机械切 削力作用，预紧力作用，支撑轴承的摩擦力矩。mst=工m r +mmc+mz式屮，ms(静态转

53、矩；工mr作用于滑块上的磨擦力矩的总和；mmc切削力矩；mz-重力矩，预紧力作用和支撑轴承的摩擦力矩之和；图3-6是z方向传动机构的简单示意图，图3-7为以螺母为研究对象的受力分析。x 方向:n3sin 0 +fi=f2,y 方向：n3cosb=g gxo.o6=m|+m2, mj=m2z 方向：ni=-n2重力g=150n,由于导轨的滑动摩擦系数很小，可忽略作川于滑块上的f】和込，同时切 削力产生的力矩也忽略不计，预紧力fa。取最人轴向工作载荷fmax的1/3,即 fao=l/3xl50=50no轴承由于预紧而产生的摩擦力矩mb，可查表得到，mb=15x2=300 (ncm)。由以上分析得：

54、mr+mmc+mz=0+04- (k fu°l、p + glsp_ 十比)2龙2兀心k滚珠丝杆预紧系数，取02hi滚珠丝杆的传动效率，取09 代入数据得：mst= (0.2x=0.441 (n m)50x0.005 | 150x0.00515x22x3.142x3.14x0.91001 滑轨 2-滑块 3-螺母 4-滚珠丝杠03-6传动机构简单示意图2. 3. 2. 3确定电机额定功率由、知：nm=0.441 (n m)mst=1200 (r/min)则电机的额定功率 p0m=mstx g %2乃=0 44 x 1200x2x3.14=6i(w)60260x0.9i 2电机传动效率，取0.9根据、，选百格拉交流伺服电机dsm4-07一1,其主要参数如表31所示：表3-1百格拉dsm4-07.1-1型交流伺服电机参数型号udcvmdonmidoaeffmdnnmidnaeffnn min'1p、 kwkeveffmmaxnmi maxaeffjrkgc