毕业设计（论文）-滚动摩擦磨损试验机结构设计

滚动摩擦磨损试验机结构设计PAGE\*ROMANPAGE\*ROMAN摘要AbstractTribologyisasciencetostudythefrictionandwearbetweenmovingcomponents.Forthefrictionbetweencomponents,rollingfrictionisacommonformoffriction.Atthesametime,frictionandwearinourlifearebotheringusandhinderingtheprogressofhumanbeings.Ifwecanpenetratetheessenceoffrictionandfindoutthetruthcontainedinit,sothathumanbeingscanreducefrictionandweartozeroonedayinthefuture,thentheutilizationrateofenergywillbemultiplied.Thisdesignistousemymechanicalknowledgetodesignthestructureofarollingfrictionandweartestingmachine,whichcanmeasurethereal-timechangeofthefrictioncoefficientunderdifferentloads.Keywords:frictioncoefficientoftribologyrollingfrictiontester目录目录—绪论 1选题意义及目的 1摩擦学研究现状 1二滚动摩擦磨损试验机设计方案的确定 6滚动摩擦磨损试机结构设计的要求 6摩擦副的总体设计思路 6设计原理 6三滚动摩擦磨损试验机传动系统 13电机选型 13同步带的设计 14传动主轴的设计计算 17四移动加载机构 24移动加载机构的设计 24上下摩擦盘的设计 41夹具的设计 41结论 44参考文献 45ContentsContentsIntroduction 1Backgroundandsignificanceofthe 1researchstatusofTribology 1Determinationofdesignschemeofrollingfrictionandweartester 6Structuraldesignrequirementsofrollingfrictionandweartestingmachine 6Basicdesignideaoffrictionpair 6designprincipe 6transmissionsystemofrollingfrictiontester 13selectmotor 13designofbeltdrive 14designandcalculationofdrivespindle 17mobileloadingmechanism 24designofmobileloadingmechanism 24designofupperandlowerfrictiondiscs 41designoffixture 41Conclusions 44References 45一绪论一绪论PAGEPAGE一、绪论Introduction1.1Backgroundandsignificanceofthetopic)151.2researchstatusofTribology)1.2.1国内研究现状1965才制造出我国第一台𝑀𝑄−12四球摩擦磨损试验机。该厂率先模仿德国的𝐹𝑎𝑙𝑒𝑥、𝑇𝑖𝑚𝑘𝑒𝑛、𝑂𝑝𝑡𝑖𝑚𝑜𝑙和瑞典的𝑆𝐾𝐹，这些摩擦试验机在我国摩擦学研究中1000℃的环境下；崔周平等研制的𝑀𝑇−1型真空摩擦磨损试验机，能够提供从大气到6.7×103𝑃𝑎的压力环境；哈尔滨工业大学宋宝玉等人研制的𝑆𝑌−1型真空摩擦磨损试验机，允许在0～2800𝑟/𝑚𝑖𝑛4103𝑃𝑎（1）60-70（如加载系统则主要由人工控制，十分不便，导致数据和测量结果1000N，诸如此类的问题会对生产厂家对材料摩擦磨损性能的准确测量和摩擦学研究产生极大的影响，成为我们研究道路的阻碍。95%1.2.3国外研究现状1910年第一台磨料磨损试验机被发明出来，随之而来的是各种摩擦磨损试验机和方法，仅美国润滑工程师学会（𝑎𝑙𝑠𝑒）1975（2）计算机技术在摩擦磨损试验机中的应用。交互式窗口以及高自动化程度，（例如最新的四球试验机𝑚𝑚𝑤−，如此在微观上的摩擦磨损又有了长足的进步。(4)发展摩擦表面温度的测量技术。摩擦表面温度是影响摩擦性能的最重要参数(5)试验设备的种类更全，研究涉及的领域更广。为了适应各个领域不同的苛刻(61984，德国人𝐺𝑙𝑒𝑖𝑡𝑒𝑟研制出纳米学研究的热点内容而纳米摩擦学也成为了材料科学与摩擦学交叉领域最前沿的当构件的尺寸由1𝑚𝑚m1/106，而体积只减小为原来的1/103，于是在机电系统中面积与体积之比相对较大，同时也因为减少了尺寸，摩擦副间隙的尺度往往都是极小的甚至可能会是零间隙，90<103，因此光滑不是绝对的，从宏观上1/3或1/4，微观摩擦表面的表面所派生𝐹=𝑓∙𝑊+𝛼∙𝐹𝑅𝑑构件的摩擦磨损受不少因素的影响，在微机电系统中。构件的材料在微机电系统构件的摩擦磨损中起到的作用是特别重要的,不一样的质料摩擦表面的摩擦（二滚动摩擦磨损试验机设计方案的确定二滚动摩擦磨损试验机设计方案的确定二、滚动摩擦磨损试验机设计方案的确定Determinationofdesignschemeofrollingfrictionandweartester滚动摩擦磨损试验机结构设计要求（2.1Structuraldesignrequirementsofrollingfrictionandweartestingmachine）根据老师给的设计要求可以基本确定本设计应满足：120N3、方便安装传感器和更换摩擦副试件。（22Basicdesignideaoffrictionpair）我的设计思路有下面几点：1）按照点与点接触的形式来实现滚动摩擦磨损，于是可以想到两个盘之间2）按照线与线的摩擦形式来实现滚动摩擦磨损。由两个圆柱状物体充当摩擦试件，其中一个试件转动同时两个试件相互接触产生摩擦。3）按照面与面的摩擦形式来实现滚动摩擦磨损。两个盘之间相互转动来产生摩擦。设计原理（2.3designprinciple）𝜇=𝑁×1000𝐹𝐿式中：μ—摩擦系数；N—扭矩（𝑁·𝑚；F—载荷压力（𝑁；L—试样中心距（𝑚𝑚。根据公式，设计的机构组成会包括以下元件：压力传感器、扭矩传感器。同时根据我的设计思路和对于往年文献参考得到下面设计的总体构思图：1：下摩擦盘；2：上摩擦盘；3：传感器；4：移动机构；5：电机；6：箱体；7：带轮；8：主轴总体构思图介绍（4Introductiontogeneralidea）摩擦副1.根据运动形式分(1)滚动摩擦：两物体接触时相对运动的运动形式为滚动，同时通过滚动的方式(2)滑动摩擦：两物体之间接触时相对运动形式为滑动，一个物体在另一个表面滑动或两个物体都在运动但接触时相对滑动。2.根据运动状态分(1)静摩擦：在宏观上来说两个物体相对静止，但是在微观上来说两物体在接触(2)动摩擦：宏观上来说两个物体接触且能看得出来进行相对运动，具有相对速度的摩擦。3.根据润滑来分(1)干摩擦：在摩擦副构件之间时常会存在润滑，当其中没有一丁点的润滑时称为干摩擦。(2)流体摩擦：摩擦副的接触面上的润滑为流体时，且这层流体形成一层润滑的保护膜使摩擦副的两构件之间不能接触时称为流体摩擦。(3(4)混合摩擦：摩擦副的接触面上同时具有以上三种润滑类型的摩擦称为混合摩擦。同步带同步带传动的发展历史比较久远，在1900年就已经有人研究出来了，更是在二战之时被广泛用于战争。因为早在那时候人们就发现了其优点集链传动、齿轮传动于一身。随着时代对于工业和生产生活方面的需求，同步带更是得到了巨大的发展，1940年的美国𝑈𝑛𝑖𝑟𝑎𝑦𝑎𝑙公司对其进行了深入研究且将其进行了开发。人们对于生活上的需求使得1946年辛加公司开发出将同步带用于缝纫机的创造，于是人们慢慢发现同步带在机械传动上的优点，使其慢慢发展了起来。同步带传动系统由一根内表面满布齿状牙型的带与两个有与带相匹配的同步带轮组成。它可以将一个轮上的动力平稳地传递到另一根轴上且噪音小。传动时通过内带上面的牙与轮上的齿啮合来传递动力。总的来说，同步带转动有如下一些优点：传递平稳性好，噪音小，传动比大，传递速率高达50𝑚/𝑠，传递功率大，传动效率高，因此非常适合现今这个喧闹得社会来改变人们得生活质量。但是也并不能说同步带传动就是独一无二最好得传动形式，经过时代的变迁人们也渐渐认识到她的缺点，总结如下：1、同步带的内齿容易发生折断，因为其同步带大多为橡胶材料来保持其平稳性，所以其内齿的强度不够，承载能力较低，时常断裂；2、同步带的边缘容易磨损，同样是因为大部分同步带的材料选择大多为橡胶，其与带轮相连接，带轮会告诉转动同时带动同步带告诉运动，在于带轮的反复接触下，边缘会磨损严重；3、随着同步带和带轮的磨损，同步带时常会出现偏移既定轨道的现象；4、同步带在长距离传动上会导致其传动精度下降，因为同步带在长久的使用者在同步带中心位置所受自身重量而下垂的力会使得同步带慢慢变形。同时人们也想出相应的解决办法来使上述问题得以解决：1、可以安装宽一点的皮带或者使带轮的直径增加使带轮于同步带能啮合更多的齿数；2、正确安装于带轮相匹配的同步带；3、时常更换同步带避免同步带断裂导致故障；4、积极清理同步带机构，做好异物清理工作，为同步带啮合部位安装一个保护罩避免异物夹入同步带与带轮啮合之间导致同步带磨损严重。移动加载机构本设计移动加载平台希望做到在空间中𝑋𝑌𝑍三个方向上移动。在水平𝑋𝑌方向上上的移动能带动上下移动平台使得上下移动平台能够在水平方向上自由移传感器1、传感器简介会包括感知外部因素变化的敏感元件和将感知的信号转换为电信号的转换元件2、传感器的应用0−500𝑁加载力的要求，需要用到量程比较大的压力传感器，但是当测量加载力较小时，3、压力传感器压力传感器是工业实践中最为常用的一种传感器，其广泛应用于各种工业自控环境，涉及水利水电、铁路交通、智能建筑、生产自控、航空航天、军工、石化、油井、电力、船舶、机床、管道等众多行业，下面就简单介绍一些常用传感器原理及其应用。压电效应是压电传感器的主要工作原理，压电传感器不能用于静态测量，因为经过外力作用后的电荷，只有在回路具有无限大的输入阻抗时才得到保存。实际的情况不是这样的，所以这决定了压电传感器只能够测量动态的应力。4、扭矩传感器扭矩传感器，(又称力矩传感器、扭力传感器、转矩传感器、扭矩仪)分为动态和静态两大类，其中动态扭矩传感器又可叫做转矩传感器、转矩转速传感时，这两组传感器就可以测量出两组脉冲波，比较这两组脉冲波的前后沿的相位差就可以计算出弹性轴所承受的扭矩量。该方法的优点:实现了转矩信号的非接触传递，检测信号为数字信号;缺点:体积较大，不易安装，低转速时由于脉冲波的前后沿较缓不易比较，因此低速性能不理想。扭矩传感器又可大致分为以下两大类：第一类是非接触式扭矩传感器。非接触式扭矩传感器输入轴和输出轴由扭杆连接起来，输入轴上有花键，输出轴上有键槽。当扭杆受方向盘的转动力矩作用发生扭转时，输入轴上的花键和输出轴上键槽之间的相对位置就被改变了。花键和键槽的相对位移改变量等于扭转杆的扭转量，使得花键上的磁感强度改变，磁感强度的变化，通过线圈转化为电压信号。非接触扭矩传感器由于采用的是非接触的工作方式，因而寿命长、可靠性高，不易受到磨损、有更小的延时、受轴的偏转和轴向偏移的影响更小，已经广泛用于轿车领域。另一类是应变片传感器。应变片传感器扭矩测量采用应变电测技术。在弹性轴上粘贴应变计组成测量电桥，当弹性轴受扭矩产生微小变形后引起电桥电阻值变化，应变电桥电阻的变化转变为电信号的变化从而实现扭矩测量。传感器就完成如下的信息转换;传感器由弹性轴、测量电桥、仪器用放大器、接口电路组成。 三滚动摩擦试验机传动系统三滚动摩擦试验机传动系统三、滚动摩擦磨损试验机传动系统transmissionsystemofrollingfrictiontester选择电机（3.1selectmotor）电机需要用来控制主轴带动下摩擦盘转动的转速实现与摩擦试件的摩擦过3000转的电机。根据以下公式求出电机最大的功率：𝑃𝑚𝑎𝑥=𝐹∙𝑉=𝑓×𝐹𝑛×2𝜋×𝑅×𝑛/60其中：𝑃𝑚𝑎𝑥——最大功率，单位𝐾𝑤；𝐹——摩擦力，单位𝑁；𝑉——主轴转动速度，单位𝑚/𝑠；𝑓——摩擦系数；𝐹𝑛——上下摩擦盘中间的力，单位𝑁；𝑅——摩擦试件距离摩擦盘中心的距离，单位𝑚。𝑓==80𝑚𝑚𝑛=3000。根据上面公式得：𝑃𝑚𝑎𝑥=5.4𝐾𝑊。𝑃出

=𝑃𝑚𝑎𝑥η总根据机械设计书上查得各个部分传动效率：带传动传动效率η1=0.96；轴承部分传动效率为η2=0.98，主轴部分传动效率为η3=0.941。于是可以求出：𝑃出=6.2𝐾𝑊理论上的电机额定功率应该大于算出的功率，由下面公式：𝑃≥𝐾𝑃出取𝐾=1.2可以算出：𝑃≥7.4𝐾𝑊根据设计可以选出电机的型号为𝑆𝐺𝑀𝐺𝐴−75𝐴𝐷𝐴21，电动机额定功率为7.5𝐾𝑊，满载转速3000转。综上所述驱动下摩擦盘转动的伺服调速电机已选择完毕，可以考虑驱动上摩带传动的设计（3.2designofbeltdrive）根据设计手册知同步带理论功率𝑃𝑑： =式中：𝐾𝐴——工况系数，取𝐾𝐴=1.4。𝑃——传递功率，单位为𝐾𝑊。代入得：𝑃𝑑=1.4×7.8÷0.98=11𝐾𝑤、带型的选择和节距查机械设计书同步带齿形型号很多，如𝑀𝑋𝐿,𝑋𝑋𝐿,𝐿,𝐻等，可以选择同步带齿形选型，通过已经得出得同步带理论功率为7.5𝐾𝑊和选择的3000转的转速得出选择𝐻型同步带比较合适。再根据选择同步带选出节距：𝑝𝑏=12.7。、电机带轮的齿数根据机械设计手册可知齿轮的齿数必定满足𝑍1≥𝑍𝑚𝑖𝑛的条件，电机部分带轮齿数应该尽量大于设计齿数。查机械设计手册可得：𝑍𝑚=20(𝐽𝐵/𝑇7512.2−1994)，所以可以取得𝑍𝑚=22。、电机带轮的节圆直径根据机械设计手册中查得电动机带轮得节圆直径为公式为：𝑧1𝑝𝑏= 𝜋代入数据可得：𝑧1𝑝𝑏𝑑1=

=22×12.7÷3.14=89𝜋根据计算取节圆直径𝑑1=89𝑚𝑚。、带速的计算63.4𝑚/𝑠，于是可以查得：𝑣=𝜋𝑑1𝑛≤𝑣代入数据得：

60×1000

𝑚𝑎𝑥𝑣=π𝑑1𝑛=𝜋×89×3000=13.9𝑚/𝑠满足要求。、主轴带轮

60×1000

60×1000本设计得同步带主要用来实现电机输出轴传动方向的改变和使得转动更加==22，𝑑1=𝑑2=89𝑚𝑚。、理论中心距的确定同步带中心距可查机械设计手册：0.7（𝑑1+𝑑2)≤𝑎≤2（𝑑1+𝑑2）即124.6≤𝑎≤356所以中心距可取：𝑎=356𝑚𝑚、节线和齿数同步带节线长𝐿𝑝满足以下公式：𝐿≈2𝑎+𝜋(𝑑+𝑑

2)+（𝑑2−𝑑1）带入数据得：

𝑝 0 2 1 2𝜋

4𝑎0𝐿𝑝=2×178+2×178=635.6𝑚𝑚查设计手册取节线长𝐿𝑝=775.5𝑚𝑚，齿数𝑍=64；、实际中心距计算实际中心距计算分为两种：（1）当同步带的中心距可以调整时有公式：𝑎≈𝑎0

+𝐿𝑝−𝐿02（2）当同步带中心距不可以调整时有公式：𝛼1𝑎=𝑑2−𝑑𝛼12cos2𝑖𝑛𝑣𝛼1=𝐿𝑝−𝜋𝑑2=tan𝛼1−𝛼12 𝑑2−𝑑1 2 2根据我本次带传动设计要求，决定使用中心距可调的方式于是代入数据得：𝑎≈𝑎

+𝐿𝑝−𝐿0=178+775.6−635.6=248𝑚𝑚。0 2 2带轮与同步带之间的啮合严格来讲时不允许有间隙的他们之间的啮合齿数也有以下的公式要求：∅𝑍𝑚=𝑍1×360=11代入得：𝑍𝑚=11、额定功率同步带额定功率满足下式：𝑃0

=(𝑇𝑎−𝑚𝑣2)𝑣1000𝑇𝑎为许用拉力；𝑚为单位长的质量；查设计书知𝑇𝑎取244.46𝑁，𝑚取0.095𝑘𝑔/𝑚，将查得数据代入公式得：𝑃0=(

−𝑚𝑣2)𝑣=(1000

244.46−0.095×13.92)×13.9=3.2𝐾𝑊1000根据上面计算出的数据可以根据设计手册查得𝑏𝑠的带宽取21.4𝑚𝑚代号为100。同步带作用在主轴上的力可以根据公式得：𝐹𝑟

=1000𝑃𝑑𝑣𝐹

=1000𝑃𝑑=1000×7.8=561𝑁𝑟

13.9型号H型号H齿槽底宽3.05±0.10齿高2.09槽半角20齿根圆角半径1.19齿顶圆角半径1.17节顶距0.72外圆直径89根圆直径84.42带轮宽度21.4挡圈外径95挡圈弯曲处直径913．3传动主轴的设计计算(3.3designandcalculationofdrivespindle)、主轴转矩的计算主轴的转矩公式有：𝑇=9550000𝑃𝑚𝑛已经设计出：𝑃𝑚=7.8𝐾𝑊,𝑛=3000𝑟/𝑚𝑖𝑛于是将数据带入得转矩：𝑇=9550000

𝑛

=9550000×

7.8

=24830𝑁∙𝑚𝑚、主轴最小直径的计算30、40、5045械性能决定用45钢作为本设计轴的材料，查手册知45钢的许用扭转切应力为【𝜏𝑇】=25根据查得公式：3𝑝𝑑=𝐴0∙√𝑛由设计手册查得：𝐴0=126带入公式得：3 7.8𝑑𝑚𝑖𝑛=126×√3000=17.33𝑚𝑚这里我选择取𝑑𝑚𝑖𝑛=40𝑚𝑚。、主轴的结构设计（1）主轴和轴上轴承以及其他零件下图为我的结构设计图：（2）六个轴段的设计。第一轴段的直径根据带轮内径而定取第二轴段取直径为MISUMI6011NR𝑑×𝐷×𝐵=55𝑚𝑚×90𝑚𝑚×18𝑚𝑚51211𝑑×𝐷×𝐵=55𝑚𝑚×90𝑚𝑚×25𝑚𝑚两个轴承内外径相同。选择轴套内径为55𝑚𝑚，外径为63𝑚𝑚，周涛长度为57𝑚𝑚。于是根据选择的轴承和轴套可取第三段轴的长度为100𝑚𝑚。第四轴段的作用是固定直推球轴承，所以我选择第四段轴的直径为65𝑚𝑚，长度选取为20𝑚𝑚。第五轴段用以支撑，第五段轴的直径选取应与第三段一样因此选为55𝑚𝑚，长度选取为200𝑚𝑚。最后一段即第六段轴用来连接下摩擦盘选取其直径为𝑚𝑚𝑚𝑚根据设计画出各段示意图如下：主轴设计数据选择得以下数据总结：𝐿1−2=25.4𝑚𝑚,𝑑1−2=40𝑚𝑚；𝐿2−3=60𝑚𝑚,𝑑2−3=50𝑚𝑚；𝐿3−4=100𝑚𝑚,𝑑3−4=55𝑚𝑚;𝐿4−5=20𝑚𝑚,𝑑4−5=65𝑚𝑚;𝐿5−6=200𝑚𝑚,𝑑5−6=55𝑚𝑚;𝐿6−7=40𝑚𝑚,𝑑6−7=40𝑚𝑚;3、主轴的强度的与校核：𝑇=9550𝑝𝑚𝑛代入数据得：

𝑇=9550

𝑝𝑚𝑛

=9550×

7.8

=24.83𝑁∙𝑚本设计只需要校核直径最小轴段的扭转强度，最小直径为40𝑚𝑚带入公式计算出：𝑊𝑇𝑚𝑖𝑛=0.2𝑑3=3062𝑚𝑚3𝑇𝑊𝜏𝑇=𝑊𝑇

24.83=3062×10−9=8.1𝑚𝑝𝑎≤[𝜏𝑇]符合要求。、键的选择及其校核7×14。选取平键的强度校核：查手册知平键的校核公式如下：𝜎

=2𝑇×103≤[𝜎

]𝑝 𝑘𝑙𝑑 𝑝式中符号：𝑇——主轴传递的转矩大小；𝑙——平键的正常工作长，取：𝑙=𝐿−𝑏=14−8=6𝑚𝑚𝑑——轴径，取𝑑=40𝑚𝑚；𝑘——键与键槽的交接高度，取：𝑘=3.5𝑚𝑚代入得：

𝜎𝑝=

2𝑇×103=𝑘𝑙𝑑

2×24.83×1033.5×6×40 =<[𝜎𝑝]所以所选平键满足要求。、轴承的校核6011NR51211（1）6011NR、带轮传递的作用力同步带带轮的参数：𝑑=89𝑚𝑚，𝛼𝑛=200，𝛽=00，根据以上数据可以得出带轮传递给主轴的力为：𝐹𝑟=561𝑁tan𝛽+20=202、当量动载荷𝑃的计算查机械设计手册得知当量动载荷计算公式如下：𝑃=𝑓𝑝(𝑋𝐹𝑟+𝑌𝐹𝑎)==𝐹𝑎=0，所以可知𝐹𝑎<𝑒。𝐹𝑟

0查机械设计课本知当量动载荷系数为𝑋=1,𝑌=0。将查得系数代入得：𝑃=1.2×561=673.2𝑁3、深沟球轴承寿命校核查机械设计手册得知深沟球轴承寿命公式为：式中：

𝐿ℎ

=10660𝑛

(𝐶𝑃

)𝜀𝐶——额定动载荷；为7.25𝐾𝑁。𝑃——当量动载荷；为617.1𝑁。代入数据得：深沟球轴承的额定寿命为:𝐿ℎ=

106

×(

)3=6939ℎ>5000ℎ符合寿命要求。

60×3000

673.2251211、轴承承受的力：同步带带轮的参数：𝑑=89𝑚𝑚，𝛼𝑛=200，𝛽=00根据以上数据可以得出带轮传递给主轴的力为：𝐹𝑟=561𝑁𝐹𝑎=𝐹𝑡tan𝛽+20=202、当量动载荷𝑃的计算推力球轴承只承受轴上的轴向力，由此可得：𝑃=𝐹𝑎=203、推力球轴承寿命校核查机械设计手册得知深沟球轴承寿命公式为：式中：

𝐿ℎ

=10660𝑛

(𝐶𝑃

)𝜀C——额定动载荷；为20.24𝐾𝑁。P——当量动载荷；为20𝑁。代入公式得：推力球轴承的额定寿命为符合要求。

𝐿ℎ=

10660×3000

×(20

)3=5.76×109ℎ>5000ℎ四移动加载机构四移动加载机构四、移动加载机构mobileloadingmechanism移动加载机构设计（4.1designofmobileloadingmechanism）本设计需要用到能够在水平𝑿𝒀方向移动的装置和上下移动的装置，于是想到齿轮齿条传动和丝杆传动，因为试验机整体重量比较重而这两种传动传递载荷较大。比较之间选择了丝杆传动，原因是本实验机为摩擦磨损试验机，对于整体和部分机构的精度要求比较高，所以还是决定选择丝杆传动。丝杆传动则要求在水平𝑿𝒀方向和竖直方向上都要有丝杠导轨，于是可以将移动加载机构设计成水平𝑿𝒀和上下两个方向上的运动平台。两个平台之间通过螺钉连接而下面的水平𝑿𝒀移动平台的作用仅仅是使上面的平台能够在水平𝑿𝒀移动，真正实现对上摩擦盘进行加载的机构是上下移动平台。而在上下移动平台与上摩擦盘之间并不能在同一作用线上于是设计一根直角横梁实现对上摩擦盘的加载。水平移动平台与设计1、水平𝑿𝒀移动平台整体构思（1、电机使水平𝑿𝒀𝑿𝒀移动平台采用丝杆传动而且对于𝑿𝒀移动精度要求并不是太高，仅仅需要控制丝杠导轨的行进距离的精确，所以并不需要选择伺服电机，而步进电机正好比较合适。（2、丝杠导轨的选择导轨决定了水平𝑿𝒀移动平台能否移动精确得距离，选择滚珠丝杆导轨使2、滚珠丝杠的设计滚珠丝杠传动是一种将回转运动转换成直线运动的传动方式，由于其具有平1、滚珠丝杠导程的选取4𝑚𝑚，同时上面已经选择了步进电机，所以并不需要关心滚珠丝杠导程。本设计采用𝑿𝒀移动平台且两个方向并不需要太大，此平台用于调整上摩擦盘的位置使上摩擦盘与下摩擦盘精准对齐。设计滚珠丝杠的速度为𝑣=320𝑚𝑚/𝑚𝑖𝑛，查机械设计手册可得滚珠丝杠转速公式：𝑛𝑒𝑞

=𝑣=80𝑟/𝑚𝑖𝑛，𝑝在𝑀𝐼𝑆𝑈𝑀𝐼网上查找相关滚珠丝杠移动导轨图如下：2、滚珠丝杠载荷的计算1、静载荷的计算查找设计手册得滚珠丝杠静载荷公式：𝐹𝑐=𝐾𝐹𝐾𝐻𝐾𝐿𝐹𝑀式中各个符号：𝐾𝐹——载荷系数，取𝐾𝐹=1.2；𝐾𝐻——硬度系数，取𝐾𝐻=1；𝐾𝐿——精度系数，取𝐾𝐿=1；𝐹𝑀——轴向压力；𝐹𝑀=𝜇×𝑚𝑔=1000×0.15=15𝑁代入数据可得滚珠丝杠得静载荷：𝐹𝐶=15×1.2=18𝑁2、滚珠丝杆动载荷的计算由上面计算已经得出滚珠丝杠静载荷为=18𝑁，其导程为4𝑚𝑚，其转速为𝑛𝑒𝑞=𝑣/𝑝=80𝑟/𝑚𝑖𝑛5300天同时每天8小时，可得理论寿命为：𝑇=5×8×300=12000ℎ根据计算出的滚珠丝杠得寿命，查找手册知：𝑇′=60𝑛𝑒𝑞𝑇106式中：𝑇——滚珠丝杠理论寿命，𝑇=12000ℎ；𝑁——丝杠的循环次数；𝑛𝑒𝑞——转速。带入数据得：𝑇′=60×80×12000=57.6106查找手册，滚珠丝杠还需要满足：𝐶

=√𝑇′𝑓𝑓𝐹式中：

𝑐

𝑑ℎ

𝑒𝑞𝑇’=57.6；𝑓𝑑——动载荷系数；取𝑓𝑑=1.3；𝑓ℎ——硬度系数，取𝑓ℎ=1；𝐹𝑒𝑞——静载荷，𝐹𝑒𝑞=18𝑁带入上面计算得丝杠寿命可得出滚珠丝杠静载荷：𝐶𝐶=90𝑁3、丝杠选择在MISUMI网站上根据计算得出的数据查找相关丝杆，有下图：丝杠部分参数丝杠部件丝杠部分参数丝杠部件参数名称符号所得数据丝杠滚道公称直径𝑑020螺距𝑃4滚珠直径𝑑𝑤2.381偏心距𝑒0.0449丝杠外径𝑑119.3底径𝑑217.1螺杆直径𝑑𝑧𝑑𝑧=𝑑𝑤−𝑑𝑏cos𝛽=17.75丝杠螺母螺母外径𝐷60螺母内径𝐷1364、滚珠丝杠的传动效率滚珠丝杠也是丝杠，查手册可知其螺纹升角公式：𝜆=𝑎𝑟𝑐𝑡𝑎𝑛（𝑃/(𝜋·𝑑0)）由上边的表格中已选数据带入得：𝜆=3038查手册知丝杠的传动效率有下面公式：η=𝑡𝑔𝛾𝑡𝑔(𝛾+𝜑)式中：𝜑=10°；代入数据可得滚珠丝杠传动效率：η=95.6%5、丝杠刚度的校核查手册可知丝杠的校核步骤：（1、滚珠丝杠变形量𝛿的计算本设计选择滚珠丝杆副𝑍=𝜋𝑑0/𝐷𝑤式中：𝑑0——公称直径，𝑑0=20𝑚𝑚；𝐷𝑊——钢球直径=2.381𝑚𝑚；代入数据得：𝑍=26𝑍𝜀=𝑍×圈数×列数将上面计算得：𝑍𝜀=26×2×2.5=130。滚珠丝杠承受过于大得载荷时可能会有断裂得危险，取𝐹𝑦=5𝑁。查手册可知滚珠丝杠满足公式：3 3𝛿1=0.0013𝑃𝑎/√𝑑𝑤𝐹𝑦𝑧𝜀带入数据得其接触变形量为：3 3𝛿1=0.0013𝑃𝑎/√𝑑𝑤𝐹𝑦𝑧𝜀3.1754981203=0.00131495/3 3.1754981203根据计算取𝛿1=0.7。2、抗拉变形量的计算由上面计算可知丝杆的直径为𝑑=20𝑚𝑚，底径为𝑑2=16.2𝑚𝑚。查得滚珠丝杠的横截面积公式如下：2，𝑆=𝑑2，4查抗拉压变形公式如下：𝛿2=𝐹𝑒𝑞𝑎/𝐸𝑆式中：𝐹𝑒𝑞——工作载荷，取𝐹𝑒𝑞=120𝑁；𝑎——轴承间离，取𝑎=300𝑚𝑚；𝐸——弹性模量；取𝐸=2.1×105𝑀𝑃𝑎𝐸；𝑆——横截面积，取𝑆=206.22𝑚𝑚2𝑆。代入得𝛿2=0.0008𝑚𝑚所以根据所得数据接触变形量为：𝜎总=𝜎1+𝜎2=1.5𝜇𝑚查手册得下图为滚动螺旋副有效行程内的平均偏差和行程变动量：滚动螺旋副的有效行程计划选取长度为250𝑚𝑚，定位精度已经选取为二级，根据上表可知丝杠刚度满足强度要求。（3、滚珠丝杠稳定性的校核滚珠丝杠的稳定性由其承载载荷的大小而定，在工作时由机械设计手册查得：𝐹𝑘=𝑓𝑘𝜋2𝐸𝐼/(𝐾𝑙𝑠2）式中：𝑓𝑘——支撑系数𝑓𝑘=2；𝜋𝑑4𝐼——惯性矩；取𝐼=2=3380；64𝐾——安全系数；取𝐾=3将以上数据带入计算出=4.8×（4、滚珠丝杆的振荡校核 式中：

𝑛𝑐=9910

𝑓2𝑑222𝐿𝑐2𝐿𝑑2——底径大小，𝑑2=16.2𝑚𝑚𝐿𝐶——两个元件的距离，取𝐿𝐶=16.2𝑓2——丝杠支承方式系数。取𝑓2=3.927将以上数据带入公式得：𝑛𝑐=9428𝑟/𝑚𝑖𝑛由此可见计算出得转速过于大，显而易见丝杆一定不可能发生共振。3、步进电动机的计算1、电机步进角的确定𝑋𝑌移动平台，进而帮助上下移动平以此来选择电机型号。查找手册有如下公式直接带入数据可得步进电机步距角：𝛼=360·𝑖·𝛿/𝑃𝑏=360×1×0.001÷4=0.092、步进电机设计计算1、丝杠转动惯量𝐽=0.77𝐷4×10−12式中：𝐷——公称直径，取𝐷=20𝑚𝑚；𝐿——丝杆全长，取𝐿=15080+20100=250𝑚𝑚将上面所取数据代入得：𝐽1=0.77×204×350×10−12=0.4312×10−4𝑘𝑔·𝑚22、步进电机轴上转动惯量2查机械设计手册可知下面公式：式中：

𝑠2𝐽2=(2𝜋)2

𝑀×10−6𝑀——总质量，取𝑀=100𝑘𝑔；𝑆——导程，取𝑆=4𝑚𝑚；将数据代入得：𝐽2=（

4 2）2𝜋

×100×10−6=4×10−5𝑘𝑔∙𝑚23、在𝐼𝑆𝑈𝑀𝐼网站上根据计算选择型号为𝐵2型步进电机，在其网站上截图如下：根据上图查得此电机转动惯量为𝐽3=3×10−4𝑘𝑔∙𝑚2;将其代入下式得：𝐽𝑑=𝐽1+𝐽2+𝐽3=(0.4312+0.32+3)×104

=3.7512×104𝑁·𝑚4、电机轴转矩查机械设计手册得电机轴的负载转矩为：𝑇𝐿

=η𝑊𝑔+𝐹×𝑝×𝑖=0.104𝑁∙𝑚2𝜋η电机轴上得加速转矩为：𝑇=2𝜋𝑛𝑚(𝐽

+𝐽

)=1.36𝑁∙𝑚𝑎 60𝑡𝑎 𝑀 𝑑将上面计算所得加起来可得电动机等效转矩：𝑇𝑒𝑞=𝑇𝑎+𝑇𝐿=1.44𝑁∙𝑚3、所选步进电动机的验算所选步进电机型号为𝑃𝐵𝑀862,查机械设计手册选择步进电机得余量系数为𝜆=3，根据公式算出步进电机得最大转矩：𝑇𝑚𝑎𝑥=3𝑀=4.32𝑁∙𝑚<6.1𝑁∙𝑚由上面不等式可知所选步进电机符合要求。4、导轨的设计计算1、导轨上载荷大小水平𝑋𝑌方向移动平台采用滚珠丝杠传动，其导轨还需要承载上下移动平台和直角横梁得重量。本设计以水平𝑋𝑌方向导轨为例，其由导轨，滑块和丝杠组成，本实验机移动平台承受载荷由两个滑块承担。查手册可得承受载荷为：

=𝐺 2式中：𝐺表示上下移动平台等机构得总重量，即两个滑块所受总载荷，于是可以算出最大载荷为：𝐹𝑚𝑎𝑥=

1000=0.5𝐾𝑁22、导轨工作时间𝐿=58×300=12000ℎ3、导轨额定距离工作寿命导轨额定工作寿命查手册得公式如下：𝐿=2𝐿ℎ𝑛𝑆×60103 式中：𝑛——滑块移动次数；取𝑛=5；𝑆——移动距离，取𝑆=300𝑚𝑚。将所选数据带入公式，得：𝐿=2160𝑘𝑚4、导轨动载荷计算查手册可知导轨动载荷计算公式为：𝐶𝑎=𝐹3√𝐿/6.25式中：𝐶𝑎——导轨的动载荷；𝐿——额定距离工作寿命，算得𝐿=2160𝑘𝑚𝐹——工作载荷，算得𝐹=133𝑁数据代入上面公式得：𝐶𝑎=4217.6𝑁5、导轨选型根据上面导轨计算在𝑀𝐼𝑆𝑈𝑀𝐼网站上选择导轨型号为𝐻𝐺𝑊−20𝐶𝐴，同时其网站给出此型号导轨相关参数如下表：5、水平𝒀移动平台联轴器的选择YLS为𝑌14×32。𝑌14×324.1.2、上下移动平台（1、上下移动平台组成上下移动平台的组成大体上来说与水平𝑋𝑌方向的组成结构相似，不同的是和水平𝑋𝑌方向移动平台一样，选择实验滚珠丝杠而导轨的选择也可以完全参照水平𝑋𝑌方向移动平台。（2、传动机构的设计计算1、滚珠丝杠导程计算上下移动平台并不需要太大转速的伺服电机，大致决定选择转速为𝑣=2000𝑚𝑚/𝑚𝑖𝑛的伺服电机，根据选择的电机导程为5𝑚𝑚再查机械设计手册得滚珠丝杠转速：2、滚珠丝杆静载荷

𝑣𝑛𝑒𝑞=𝑝=400𝑟/𝑚𝑖𝑛查手册可知滚珠丝杠静载荷有如下公式：𝐹𝑐=𝐾𝐹𝐾𝐻𝐾𝐿𝐹𝑀式中各个符号：𝐾𝐹——载荷系数，取𝐾𝐹=1.2；𝐾𝐻——硬度系数，取𝐾𝐻=1；𝐾𝐿——精度系数，取𝐾𝐿=1；𝐹𝑀——轴向压力；取𝐹𝑀=𝜇×𝑚𝑔=200×0.15=3𝑁将以上数据带入公式可计算出滚珠丝杠得静载荷为：𝐹𝐶=3×1.2=3.6𝑁3、滚珠丝杠当量动载荷计算由上面计算已经得出滚珠丝杠静载荷为𝐹𝐶=3.6𝑁，其导程为5𝑚𝑚，其转速为𝑛𝑒𝑞=𝑣/𝑝=400𝑟/𝑚𝑖𝑛。滚珠丝杠按照5年的寿命来算，每年工作时间按照300天同时按照每天8小时计算，可得理论寿命为：𝑇=5×8×300=12000ℎ根据计算出的滚珠丝杠得寿命，查找手册知：𝑇′=60𝑛𝑒𝑞𝑇106式中：𝑇——滚珠丝杠理论寿命，𝑇=12000ℎ；𝑁——丝杠的循环次数；𝑛𝑒𝑞——转速。取𝑛𝑒𝑞=𝑣/𝑝=400𝑟/𝑚𝑖𝑛带入数据得：𝑇′=60×400×12000=288106查找手册，滚珠丝杠还需要满足：𝐶

=√𝑇′𝑓𝑓𝐹式中：

𝑐

𝑑ℎ

𝑒𝑞𝑇’=57.6；𝑓𝑑——动载荷系数；取𝑓𝑑=1.3；𝑓ℎ——硬度系数，取𝑓ℎ=1；𝐹𝑒𝑞——静载荷，𝐹𝑒𝑞=3.6𝑁将带入上面计算得丝杠寿命可得出滚珠丝杠动载荷为：𝐶𝐶=31𝑁4、滚珠丝杆型号根据以上计算得出的数据查MISUMI网站找出上下移动平台选择2005−3型滚珠丝杠，同样的其精密度等级为2级。根据其网站给出2005型滚珠丝杠的参数，做出下表：滚珠丝杆参数（单位𝑚𝑚）结构种类名称符号数据滚道公称直径𝑑020螺距𝑃5钢球直径𝑑𝑤3.175偏心距𝑒0.0449滚珠丝杠外径𝑑119.3底径𝑑216.2丝杠直径𝑑𝑧17.5螺母副螺母外径𝐷60螺母内径𝐷1365、滚珠丝杠的传动效率根据设计手册查得滚珠丝杆螺纹升角有公式：𝛾=𝑎𝑟𝑐𝑡𝑎𝑛（𝑃/(𝜋·𝑑0)）带入数据得出𝛾=4.530由手册查得滚珠丝杠传动效率的公式为：η= 𝑡𝑔𝛾式中：𝜑=10；

𝑡𝑔(𝛾+𝜑)𝛾表示螺纹升角，即4.530。将数据代入得滚珠丝杠的传动效率为η=96.4%。6、滚珠丝杠的刚度计算（1、滚珠丝杠变形量𝛿的计算XY又名滚珠丝杆副、滚珠螺杆副。滚珠丝杠副是由丝杠、螺母和滚珠组成。根据手册查得：根据手册查得：𝑍=𝜋𝑑0/𝐷𝑤式中：𝑑0——公称直径，𝑑0=20𝑚𝑚；𝐷𝑊——钢球直径𝐷𝑊=3.175𝑚𝑚；代入数据得：𝑍=20𝑍𝜀=𝑍×圈数将上面计算得：𝑍𝜀=60.滚珠丝杠承受过于大得载荷时可能会有断裂得危险，取𝐹𝑦=1.2𝑁。查手册可知滚珠丝杠满足公式：3 3𝛿1=0.0013𝑃𝑎/√𝑑𝑤𝐹𝑦𝑧𝜀带入数据得其接触变形量为0.5𝜇𝑚（2、抗拉变形量的计算由上面计算所得数据可知：𝑎=250𝑚𝑚；𝐸=2.1×105𝑀𝑃𝑎。由参数表格知：𝑑=20𝑚𝑚，𝑑2=17.1𝑚𝑚。查设计手册得滚珠丝杠的横截面积公式如下：2，𝑆=𝑑2，4抗拉压变形公式如下：𝛿2=𝐹𝑒𝑞𝑎/𝐸𝑆式中：𝐹𝑒𝑞——工作载荷，取𝐹𝑒𝑞=30𝑁；𝑎——轴承间离，取𝑎=250𝑚𝑚；𝐸——弹性模量；取𝐸=2.1×105𝑀𝑃𝑎；𝑆——横截面积，取𝑆=229.66𝑚𝑚2。代入得:𝛿2=0.00015𝑚𝑚所以根据所得数据接触变形量为：𝜎总=𝜎1+𝜎2=0.65𝜇𝑚由以上数据可知，丝杠工作长度为200mm，所以滚动螺纹副行程变动量为6𝜇𝑚，滚珠丝杠刚度满足条件。7、滚珠丝杠稳定性的校核滚珠丝杠的稳定性由其承载载荷的大小而定，在工作时由机械设计手册查得：𝐹𝑘=𝑓𝑘𝜋2𝐸𝐼/(𝐾𝑙𝑠2）将以上计算带入得知滚珠丝杠稳定性满足要求，滚珠丝杠稳定性本来就比较高。8、滚珠丝杆的振荡校核式中：

𝑛𝑐=9910

𝑓2𝑑222𝐿𝑐2𝐿𝑑2——底径大小，𝐿𝐶——两个元件的距离𝑓2——丝杠支承方式系数。将计算出的数据带入公式算得丝杠不会产生共振。9、上下移动平台滚珠丝杆的选型确定经过上面计算，查MISUMI网站上滚珠丝杠型号，决定选择𝐺𝐷𝑀2005−3型。（3、伺服电动机的计算与选型1、伺服电机的传动计算=10000.2、伺服电动机的选型（1、惯性矩的计算由滚珠丝杠惯性矩可以得出电机的惯性矩：𝐽1

=𝜋32𝑔

𝜌𝐿𝑑4𝐽1

𝜋=

𝜌𝐿𝑑4=2.45×10−5𝑘𝑔

𝑚2其余部分的惯性矩：𝐽=𝑊（𝑃）2=5.07×10−5𝑘

𝑚22 𝜋 𝑔于是根据上面两个惯性矩的计算得出总惯性矩为：𝐽𝐿

=

+

=7.5×10−5𝑘𝑔

𝑚2（2、电机轴上的总转矩查设计手册知电机转矩满足如下公式：式中：

𝑇𝐿

=η𝑊𝑔×𝑝×𝑖2𝜋η𝜇——摩擦系数，取𝜇=0.15，将上面数据代入求得伺服电动机输出轴的总转矩为：𝑇𝐿

=η𝑊𝑔×𝑝×𝑖=0.02𝑁∙𝑚2𝜋η（3、伺服电动机选型查机械设计手册可得伺服电机容量为：𝑇𝑒

≥𝑇𝐿=0.022𝑁∙𝑚0.9𝐽𝑀

≥𝐽𝐿=0.25×10−4𝑘𝑔∙𝑚23𝑃𝑍

=𝑇𝐿𝑛=0.06𝑘𝑤9535.4η查𝑀𝐼𝑆𝑈𝑀𝐼网站选择伺服电机电机型号为𝑀𝑆𝑀𝐷−02。（4、上下移动平台导轨选型上下移动平台导轨选型与水平𝑋𝑌移动平台一样，但是其载荷没有水平𝑋𝑌移动平台大，所以查找选择导轨型号为𝐻𝐺𝑊−20𝐶𝐴。（5、联轴器选型此处选择得联轴器用于连接电机输出轴与丝杠，要求具有高精度且要平稳的特点，查找电机联轴器的使用规范决定选用挠性联轴器，再𝑀𝐼𝑆𝑈𝑀𝐼上查找相关联轴器资料，决定选用崧诚精密公司型号𝑆𝐶𝑇𝑆−40𝐶−14𝑋14。其网上查的此种联轴器各个参数如下表所示：、上下