【《基于双驱动件类二自由度的双驱动机设计》11000字（论文）】

——-线性.加工双驱动机的.直径和使用线性.加工机的速度,m/s。(已初步确定了一个.模式双驱动机的平均运行运算速度约设定为30m/min,通过高速运算可以进行速率转换的0.5m/s)综合分析考虑以上所得的结论:选择表3-1中ach-13150a(1500w)中的额定功率等级为1.5kw的交流驱动器作为此次测试的主要驱动台达电机。3.2轴的设计与校核轴承是工作在机器上的主要支承部分。它主要指的是用于支承和传递运动和驱动力的旋转式零件。在一般的情况下,轴的设计应该解决以下问题:(1)选择轴的材料。(2)首先选择了轴的结构设计,由于这种轴在结构设计阶段并不能准确地知道所有轴的直径,所以在结构设计阶段选择轴需要通过计算,粗略估计得出所有轴的直径,来初步确定各个部分轴的形状及其尺寸,同时也需考虑到轴上各个零件的固定、定位要求、工艺特点要求、热处理技术要求和对运行保养的要求等。(3)对轴的力学强度进行校正。因此在选择该轴的所用材料,需从其强度、刚性和耐磨力、热处理技术手段、材料数量和原件的来源、材质加工技术和材料价格四个方面进行综合考量。轴的结构设计主要是为了提高轴的力学性能和刚度、轴上零件定位是否精确可靠、易于安装或拆卸。对于传动机构的校核是保证传动部件正常工作的前提。3.2.1．选择轴的材料由于这种轴主要是用来传递扭矩,所以采用45钢加工调质。硬度范围为240hbs。3.2.2．初步估算轴径按扭转强度估算输入端联轴器处的最小轴径。按45号钢，取C=110根据dmin=C=110=25mm(3-1)式中：dmin——最小轴径，mm；C——与轴材料有关的系数；P——轴传递的功率，KW；n——轴的转速，r/min。而且联轴器是一种标准件,所以选轴径不仅要满足强度还应该与联轴器的尺寸相互配合起来,经过综合考虑初取轴的最小直径应为30mm。3.2.3．确定各段轴径的长度定位方式轴承及肩的高度控制可以根据不同设计者的需求进行查取,,30mm;35mm;52mm;35mm。所以每一个小于轴的部分直径都应该是由这些小的部分所直接构成的,而且这些部分直径是由轴上每个小的部件所直接构成的使用宽度以及它们在相对特定地点的物理位置函数来进行确定。鉴于充分考虑滚动轴的双驱动铸造长度误差及在轴承双驱动铸造过程中是否留有必要的焊接间隙,取消了滚动齿轮2右端边缘表面至箱体内壁边缘间距7mm,滚动机的轴承右端边缘与箱体内壁边缘相对齐;半滚动联轴器与滚动轴的直接配合轴承长度一般设定为60mm,为了有效避免铸造误差,取其所配合对应的滚动轴承总长度一般为55mm;。3.2.4．轴的强度计算校核由于轴主要用于转矩，所以有必要检查轴的扭转强度。(3-2)式中：————轴的扭转切应力，；————轴所传递的扭矩，；————轴传递的功率，；n————轴的转速，r/minWT———轴的抗扭转截面系数，mm3；WT=πd3/16dmin———轴的最小直径，mm；［τT］——轴的许用扭转切应力，MPa。在传动装置的轴中，轴径最小为30mm,因位于传动装置最后一级的传动轴承受的转矩最大，因此只需计算最后一级的传动轴满足校核，此传动装置中其余轴都可以满足强度校核。下面对最后轴的最小直径处进行校核计算。经过设计计算，选取的轴的最小直径的扭转切应力远远小于轴的许用扭转切应力，所以全部都可以得到满足。3.3键的选择与校核键的具体选型号已在轴段的设计中选定，现在我们对设计的各个键进行校核。经过查询我们得出键和轴的材料，查询得出的许用应力，取其平均值，则。所以台达电机与轴的联轴器处键的型号为键，根据键的工作长度为，键与联轴器键槽的接触高度，键传递的转矩为。所以键受到的挤压应力为：。可见键的挤压强度足够。主轴与台达电机连接之间的联轴器的键型号尺寸为键，它的工作长度为，键与联轴器键槽的接触高度，键传递的转矩为。键受到的挤压应力为：。可见键的挤压强度足够。齿轮轴与齿轮连接之间的键的型号尺寸为键，它的工作长度为，键与联轴器键槽的接触高度，键传递的转矩也比较小。键受到的挤压应力也比较小：可见键的挤压强度足够。键主要用于轴和轴上零件之间的同向固定并传递转矩。键是一种标准件。键的连接可分为两种：（1）松键连接：松键连接包括平键联接和半圆键联接（2）紧键连接：紧键连接包括楔键和切向键。3.3.1键的类型及特点1.平键联接平键主要就是用于静电的联接,上下键槽表面和两个侧面都互相保持平行,工作时,通过压力按压在平键和两个键槽侧面之间传递压力扭矩,使得两个平键两侧连接成为一个新的工作面,,平键主要适用于电能传递中的电能工作功率较小且平键没有相对应的位置限制可以偏移的特殊场合。2.半圆键半圆键主要用于静连接,键的侧面被称为半圆形,轴上的一个键槽使用尺寸与半圆键直径相同的铣刀进行切割凸起,。.楔键与静式楔键单独联合只有楔可以单独连接用于静式铰键联接,楔与铰键的底部上下键槽表面与其楔键配合的两个键槽底部上下表面均匀并具有1:100的横向倾斜度。键的底部上下两个表面分别与按键轴上部和按键槽底部的上下表面相互挤压可以产生轴向摩擦力,并以此两种方式转动来快速传递转矩。楔键传动联接新型机械轴的特点主要是:在主轴受到较大冲击、振动和无法承载承重载荷时,易使轴产生松动,所以这种新型楔键联接只能广泛应用于对径向传动轴的精度一般要求不高,低速及承重载荷平稳等特殊场合。4.切向键切向键主要是由一对倾角为1:100的楔形切向键所组成,它们都是在整体中成对运动使用。切向键的工作面类似于楔键,它有上下两个工作面,且两个工作面彼此保持平行。在机械运动中切向键连接的主要特点在于:它具有良好的承载性能,并且适用于在轴承转矩较大的应用场合,但由于这种切向键的连接键槽对轴承的强度影响极大,所以往往被广泛应用在轴径约为100mm的轴上。经过对以上四种打印机键盘之间连接的优势和特点进行了对比分析,由于3d打印机所需要传递的旋转矩不大,且没有任何冲击载荷,运转平稳,要求具备较好的定心能力等优势,因此选用普通的圆头式打印机键盘较为合适,而且还更加经济又方便于打印机的加工。3.3.2键连接的强度校核在向普通轴承中心传递一定轴向扭矩的驱动过程中,由普通轴承圆头和水平键所连接构成的静动力联接器在轴承受到一定轴向扭矩的外力作用时,键与键的旋转轴上部分轴承中心线的侧面被外力挤压,与旋转轴部分中心线相交或平行的工作面被剪切,可能驱动失效或在模型中也就是键的工作面被外力挤压碎或者键与旋转轴上部分的中心键被挤压剪断。对于一个按照系统标准值所进行选择的工作水平控制键,工作控制面板的破碎则可能是其最大的一种功能失效。因此,仅仅只是需要我们进行一个放在工作台上的加热挤压力和加热振动强度的数值计算。图2-3键与轴的联接示意图假定工作载荷均匀地直接分布于该连接键的普通工作载荷表面上,普通载荷平面与键相互连接的键在高强度载荷条件下的其表示形式为:式中：————————，圆头平键,L为键的公称长度，b为键的宽度，单位均为；d——轴的直径，；b——键的宽度，；键、轴中最弱材料的许用挤压应力,。3.4联轴器的选型联轴器就是一种通过连接两个不同的机构(驱动轴和从动轴)之间的轴而可以一起运动并传递扭矩的一种机械元件。在高速重载的动力传动中,一些联轴器也具备了缓冲和改善轴体系统动态特征的功能和作用。这种联轴器一般是由两个大部分共同组成,两个小部分分别连接到主动轴和从动轴两个小部分。通常一些普通动力机械基本上都是由联轴器和作业机械连接在一起。而且有时候因为制造或者安装过程中出现的误差、轴承产生变形和温度的改变等因素影响,往往这两个联轴器相互连接的两个轴都可能是无法保证严格对中的,并且这两个轴之间存在一定相对位移。所以当我们出现这样的情况时,要求我们从结构上考虑应对联轴器的位移,并且能够做到让我们的联轴器适应某一范围内相对位移。可是在工作过程中尼龙的弹性单元会发生剪切,导致它们在工作时的可靠度就会比较差差。导致其工作可靠性会比较差差。尼龙材料只适合于要求很低的中速传动轴系统,不适用于那些需要可靠运转的工作情况中,不适用于低速的轴承、冲击、振动的中速传动轴系统,不适用于径向、角度偏移较大的特殊工况,安装精度相对较低的传动轴系统,基本上都是属于过时难易程度。基本属于过时的难易程度。所以弹性销联轴器一般为弹性销联轴器和尼龙杆销联轴器。前者由若干的螺钉连接,螺钉的螺母端设有弹性垫圈。后者采用尼龙杆,将尼龙杆的两头与钻头大小的孔相配合,尼龙杆插入孔内,孔外覆盖挡板、销联接器和销联接器。简而言之,轴接头的两半用n根尼龙杆连接,可以起到补偿的作用。缓冲减震效果好、还特别耐磨。(2)lz##z型弹性柱销齿式传动联轴器的自动结构设计基本参数和其主要自动设计元件尺寸一般都指的是由齿式联轴器外圈采用多种不同的弹性非金属材料进行焊接而来形成的弹性柱销,柱销分别直接放置在两个齿式联轴器和柱销外圈内部箱体表面两个配合孔中,通过弹性柱销向齿式联轴器外圈传递转矩信号来进行控制和自动实现两个齿式联轴器之间的自动联接。根据以上介绍,所以这里我们选择的是HL弹性柱销联轴器。3.4.1轴与联轴器联接处键的校核选择键联接的类型及其尺寸键的材料选用45#钢，由于轴与联轴器的联接是静联接，要求较好的定心性，根据轴径d=30~38mm之间，选用圆头普通平键（GB1096—79）：宽b=10mm，高h=8mm，参考轴长度取键长L=45mm。键联接的强度校核计算由于轴与联轴器联接是静联接，其主要的失效形式是轴、和键零件中较弱，挤压应力为：。2．轴与齿轮联接处键的校核a.选择键联接的类型及其尺寸键的材料选用45#钢，由于轴与齿轮的联接是静联接[14]，要求较好的定心性，根据轴径d=30~38mm之间，选用圆头普通平键（GB1096—79）：宽b=10mm，高h=8mm，参考轮毂长度取键长L=80mm。b.键联接的强度校核计算由于轴与齿轮的联接是静联接，其主要的失效形式是轴、轮毂和键三个零件中较弱的零件的工作表面被压溃。由于零件的材料全是45#钢，查取45#钢的许用挤压应力［σP］=135MPa，键联接工作面上的挤压应力为：由于σP≤［σP］=135MPa，所以选择的键联接强度满足要求。3.5轴承的选择轴承是支承轴做旋转运动的主要部件，轴承的种类和结构形式有很多种，并已形成了系列化、标准化，需要时可以直接根据轴承手册进行选用即可。轴承的选择主要考虑以下几个方面的原因：1）轴承承受载荷的大小、方向和性质选择轴承最根本的依据是轴承的所承受载荷的大小、方向和性质，一般来讲，若轴承承受的载荷较大的时候，还需要承受一定的冲击载荷的时候，这时候滚子轴承是最好的选择，而在一些轻、中等载荷的场合中，则可以使用球轴承。因为此次设计的轴承只需承受径向力的作用，所以我们只对轴承进行使用寿命校核。轴承支撑所受的径向载荷分别是：根据计算得知作用在轴上的轴向载荷几乎为零，所以轴承不受轴向载荷。1.选择轴承的型号根据轴径和已知的条件，我们选用GBT292-94型轴承，查询手册得出：,,则，。2.计算轴承内部的轴向力，以及轴向载荷，。查询手册得出：，,3.计算轴承的当量载荷,则轴承1查询手册得出:,因为轴承在工作中有轻微的冲击，所以,查询得出。则轴承2查询手册得出:,轴承在工作中有轻微冲击：4.计算轴承的寿命,按计算：根据以上计算对轴承的校核容易得知GBT292-94型轴承的寿命是可以满足设计要求。4.滚珠丝杠的选型滚珠滚动丝杠副就是在滚动丝杠和滚珠螺母间的滚道之间需要放置适当的滚珠,使得两个螺纹之间不会产生高速滚动时的摩擦。它的相互作用基本机理就是把螺旋运动进行改换后形成其他直线螺旋运动或者把其他直线螺旋运动进行改换后形成螺旋运动。丝杠或者滑动螺母需要旋转时,带动滚珠沿螺纹滚道滚动,带动滚珠沿螺纹滚道滚动,螺母的螺旋槽两端设有滚珠回程引导装置,滚珠通过此装置自动返回其入口,形成循环回路。滚珠传动丝杠的主副产品因它具有块式齿轮万向传动控制效率高,运动平稳,使用寿命长的巨大优点,广泛应用于各类精密工业机械装置,精密工程仪表和工业数控齿轮平移器等.式齿轮传动控制机构。滚珠传动丝杠副件都是专门的生产工厂进行生产和设计制造,当我们根据客户型号要求进行自动计算机和选择后,可以直接工厂外购或自行设计定制。滚珠运动丝杠副按照滚珠的内外循环滚杆运动丝杠方式我们可以将其划分分别为两种内循环滚珠运动丝杠和两种外循环滚珠运动丝杠,下面我们通过对各自生产系统中所根据需要同时采用的两种滚珠运动丝杠形式进行了具体选择。内循环滚珠丝杠副如图4-1所示,滚珠在循环回路中始终和螺杆接触,螺母上开有侧孔,孔内有反向器将相邻两螺纹滚道联通,滚珠越过螺纹顶部进入相邻滚道,行成一个循环回路。内循环的每一封闭循环滚道只有一圈滚珠,滚珠的数量较少,因此流动性好、摩擦损失小、径向尺寸小。但反向器及螺母上的定位孔的加工要求较高。图4-1内循环滚珠丝杠外循环滚珠丝杠具有以下特点,如下图所示。它主要是在螺母外部的表面铣削后切割出一个可以供滚珠回转的螺旋槽,其两端各钻有一个小圆孔,与螺母上的内部滚道互相联通。在螺母的工作滚道上安装有一个挡珠器,引导滚珠从螺母外部和工作轴承表面上的螺旋槽回到滚道,循环至工作轴承滚道的另一端。该类结构的焊接加工技术比内循环滚珠丝杠优良,因而在工程中应用比较方便,但最大的缺点就是挡珠器形状繁琐复杂且易受到磨损。图4-2螺旋槽式外循环滚动螺旋传动根据两种螺旋传动的特点我选用螺旋槽式外循环螺旋传动作为作为系统XY工作台的传动机构。滚珠丝杆副的支撑形式采用双推减支的支撑形式其特点是：1.临界转速、压杆稳定性较高2.丝杠有热膨胀的余地3.以用于较长的卧式安装的丝杠在五轴联动系统中，其第一层和第二层的工作台都是在步进电动机的控制下，运用滚珠丝杠副将步进电动机的旋转运动转变为直线运动，在滚珠丝杠带动下是工作台沿XY方向做直线运动。设计要求：工作台沿X向的有效行程800mm工作台沿Y向的有效行程400mm滚珠丝杠副的传动关系如下图4-3所示：图4-3滚珠丝杠副的传动关系图根据平移.机构的受力情况及结构尺寸，其安装尺寸启东润泽平移.机构附件有限公司生产的FL、LL系列滚珠丝杠副，其中FL为浮动反向器内循环式滚珠丝杠副。两种丝杠副均为双螺母结构，采用螺纹调整预紧，安装连接尺寸完全相同，具体型号如下：X向：FL3206／900×800Y向：FL2506／450×400其尺寸参数如下：X向：规格／L×e3206／900×800Dw3.9688d138.8L135d325D60D380B10L2122L382平键尺寸GB/T1096－－20036×6×55小圆螺母GB/T812－－1988M45×2额定载荷动载荷Ca13.2静载荷Coa37.4Y向：规格／L×e2506／450×400Dw3.5d124L125d317D45D362B8L295L366平键尺寸GB/T1096－－20036×6×50小圆螺母GB/T812－－1988M45×1.5额定载荷动载荷Ca10.4静载荷Coa22.2图4-4滚珠丝杠的结构示意图因Y向的滚珠丝杆比X向的滚珠丝杆所受的负载大，现只计算Y向丝杆的相关数据，X向根据Y向的结果相同选用即可满足要求。具体计算如下：4.2滚珠丝杠副导程的确定轴向负荷计算公式：（3-1）式中F——切削力，F=0W——工件重量加工作台重量W=455NU——滚动导轨上的滚动动摩擦系数约为U=0.005则根据式（3.1）：=0.005×463=2.315NXY工作台滚珠丝杠是在低速条件下工作的。故本处的Go=（0.2-0.3），=2.315N。对照样本参数,这里的Go非常小，选定导程为6的滚珠丝杠副。4.3滚珠丝杠副的传动效率滚珠丝杠副的传动效率为:（3-2）式中ψ—滚珠丝杠的螺纹升角ρ＇—当量摩擦角根据当量摩擦系数和当量摩擦角关系（见表3-1），前面已经定v=1m/s，材料选择灰铸铁HRC≥45。所以：ρ＇=4°00′，tgρ＇=0.0025；因为ψ=arctg（Ph/πd）（3-3）则根据式（3-2）得：η＝0.953。表4-1当量摩擦系数f＇和当量摩擦角ρ＇齿圈材料锡青铜无锡青铜灰铸铁齿面硬度HRC≥45其它HRC≥45HRC≥45其它相对速度υsm/sf＇ρ＇f＇ρ＇f＇ρ＇f＇ρ＇f＇ρ＇0.01

0.05

0.10

0.25

0.50

1.0

1.5

2.0

2.5

3.0

4

5

8

10

15

240.110

0.090

0.080

0.065

0.055

0.045

0.040

0.035

0.030

0.028

0.024

0.022

0.018

0.016

0.014

0.0136°17′

5°09′

4°34′

3°43′

3°09′

2°35′

2°17′

2°00′

1°43′

1°36′

1°22′

1°16′

1°02′

0°55′

0°48′

0°45′0.120

0.100

0.90

0.075

0.065

0.055

0.05

0.045

0.040

0.035

0.031

0.029

0.026

0.024

0.0206°51′

5°43′

5°09′

4°17′

3°43′

3°09′

2°52′

2°35′

2°17′

2°00′

1°