數(shù)控軟片裁片設(shè)備設(shè)計方案

1、第一章 設(shè)計任務書及及總體設(shè)計方案1.1 設(shè)計任務書數(shù)控軟片裁片設(shè)備主要用于實現(xiàn)絕熱軟片（2-10 ） mm 倒邊的裁制。該設(shè)備要求操作簡單、方便，結(jié)構(gòu)材料采用不銹鋼或其它金屬材料，確保該部分具有一定的剛度、 耐磨性能及機械加工質(zhì)量，同時要求設(shè)備表面美觀大方，軟片倒邊裁制速度可調(diào)，并提 供刀具移動速度顯示。數(shù)控絕熱軟片裁片、倒邊設(shè)備由裁片、倒邊模具，軟片裝夾部分及控制部分組成。 裁片、倒邊模具，軟片裝夾部分主要用于實現(xiàn)裁片模具、軟片的定位及裝夾。要求該部 分模具定位、軟片裝夾操作方便快捷。且在裁片、倒邊裁制過程中以及受力狀態(tài)下保持 模具、軟片緊固。并提供模具裝夾力值顯示?？刂葡到y(tǒng)主要用于實現(xiàn)刀

2、具運動、裝夾部 分運動的自動控制。通過軟片裁片、倒邊裁制過程的位移、速度控制，以保證軟片裁制 度質(zhì)量及精度。軟片裁制基本外型有三種：長方形、扇形、圓形。所裁軟片最大尺寸如下：圓片：min 外徑=65mmmax 外徑w 500mm扇形片：最大弧長 900mm ，高 500mm長方形片：最大尺寸 1000mmX750mm要求軟片裁制倒邊尺寸精度為± 0.5mm ，為提高裁片效率，對 2mm 、3mm 厚 軟片可實現(xiàn)雙層疊放裁制。以某一特定發(fā)動機裁片時間為依據(jù)，要求全部裁完軟片的時 間少于手工裁片時間的 20 長方形片絕熱材料軟片倒角即裁制斜邊寬度要求如下：（1 ）2mm 軟片倒邊寬度為片

3、厚的（ 2-7 ）倍。（2 ）3mm 以上軟片倒邊寬度為片厚的（ 2-5 ）倍 最后附上幾種絕熱材料的資料：5-III 材料：主要組份為丁腈橡膠、酚醛樹脂。未固化材料的邵氏硬度為40-50 。材料的延伸率 170 %9621 材料：主要組份為丁腈橡膠。未固化材料的邵氏硬度為20-30 。材料的延伸率 200 %VI 材料：主要組份為丁腈橡膠、酚醛樹脂、碳纖維。未固化材料的邵氏硬度為80-90。材料的延伸率 15 %1.2設(shè)計方案的擬定概述為了滿足用貼片機在火箭發(fā)動機內(nèi)粘貼橡膠襯板的需要，橡膠襯板的加工必須規(guī) 范化并保證足夠的精度，數(shù)控橡膠軟片裁片機必須與貼片機緊密配合，與貼片機的工藝 要求相適

4、應。這就要求數(shù)控橡膠軟片裁片機自動化程度高，橡膠軟片裁片時安裝方便， 定位便捷，把操作人員的勞動強度減到最低，同時獲得最高的工作效率。122系統(tǒng)原理及功能1.2.2.1 系統(tǒng)組成本機由臺架、大臂、小臂、升降臂、刀桿、真空轉(zhuǎn)盤、真空泵和驅(qū)動控制系統(tǒng)等幾 大部分組成，其結(jié)構(gòu)如圖2-1所示。大臂臺架小刀盤刀桿圖2-1數(shù)控橡膠襯板倒邊機結(jié)構(gòu)圖1.222 工作原理（1）大、小臂運動帶動刀具實現(xiàn)平面（X、Y）進給運動，真空轉(zhuǎn)盤回轉(zhuǎn)（C）帶動夾具和工件實現(xiàn)圓周進給和分度。為了能夠切出曲邊坡口，上述三個運動需要聯(lián)動控制。（2）升降臂的升降（Z）和刀桿的擺動（B）用于調(diào)整刀具位置和切削角度?？梢詥为毧?制。（3

5、）刀桿軸帶動刀盤回轉(zhuǎn)形成主切削運動。根據(jù)橡膠軟片的厚度及刀具幾何形狀的 不同刀具回轉(zhuǎn)存在一個最佳速度，因此刀具回轉(zhuǎn)角速度必須能夠連續(xù)可調(diào)。（4）工件用真空吸盤吸附夾緊，一次裝卡可自動完成切邊、倒坡口等操作。數(shù)控橡膠軟片裁片機的運動鏈如圖2-2所示。數(shù)控橡膠軟片裁片機的運動鏈圖2-2控制系統(tǒng)本機運動控制需要采用六軸軸三聯(lián)動控制系統(tǒng)，大、小臂驅(qū)動軸（X、Y）和真空轉(zhuǎn)盤回轉(zhuǎn)軸（W）用交流伺服電機驅(qū)動，并需三軸聯(lián)動，以實現(xiàn)直線和圓弧插補；升降臂 的升降軸（Z）和刀盤回轉(zhuǎn)軸（主軸）單獨控制，其中升降軸用交流伺服電機驅(qū)動；而刀 盤回轉(zhuǎn)軸用交流電機驅(qū)動，通過變頻調(diào)速器控制其轉(zhuǎn)速。擺動軸用交流電機驅(qū)動，以便

6、獲得坡口所需的角度。運動控制采用工控機IPC和美國GALIL公司生產(chǎn)的多軸運動控制器組成開放性數(shù)控系統(tǒng)，具有內(nèi)置的可編程序控制器PLC功能，便于對開關(guān)量進行控制，對于常用規(guī)格產(chǎn)品可儲存其加工程序，加工過程自動進行。1.2.2.4 性能指標（1）本機可以對厚度為 210mm 的橡膠軟片進行直線 口操作。（2）根據(jù)切削試驗結(jié)果，本機倒坡口角度可達到 <12 ° 達到 100mm 或更小。(3) 切削速度可達到 1500-4000mm/min第二章 設(shè)計計算2.1 X 軸傳動裝置設(shè)計計算2.1.1 電機的選擇負載扭矩的計算 負載扭矩是由于驅(qū)動系統(tǒng)的摩擦力和切削力所引起。即 2 M =

7、 FL其中 M 為負載扭矩， F 為摩擦力， L 為龍門架移動距離F= G+f , 為滑動摩擦系數(shù) =0.005 ，f 為刮油片阻力G 為龍門架的總重量 G mg 165 9.8 1617N ,其中m=46（刀架）+ 109（龍門）+ 10（導軌等）=165kg故 F=0.005 X 1617+4.9=12.985N曲線切邊和倒坡，凹邊曲率半徑可f=0.5 X 9.8=4.9N由于存在傳動效率和摩擦系數(shù)因素，所以M= FL M b2 i其中i為同步帶的效率 i = 0.95 ,Mb為支撐軸承的摩擦力矩查手冊得Mb = 30N cmFL 一 12.985 5.761“ “所以 M=M B =30

8、42.5Ncm2120.95選擇電機 DSM4-09.1-1 系列，P=0.25KW , M 額定=0.8Nm 轉(zhuǎn)數(shù) 3000r/min同步帶傳動設(shè)計（以下所用的表和圖均源自機械設(shè)計手冊）1. 求計算功率查表 10-39 得 KA = 1.9Pc KAP 1.9 0.250.475KW2. 選擇帶型根據(jù)Pc=0.475KW 和n<!1000r/ min查圖10-18 應選用L型同步帶，Pb9.5253. 選取帶輪齒數(shù)Z1>Zmin，由表 10-40 查得 Zmin = 18,取乙=194. 帶輪節(jié)徑d1zR19 9.52557.61mmdm600006. 初定中心距57.61 10

9、00600003.01 m sa。14307.選用帶長及齒數(shù)p02a°2(d1 d2)G dj24a°1430 2(57.61 57.61)3041mm3048，代號 1200按表10-36選用 Lp8. 求理論中心距 采用中心距可調(diào)，L p L p0aa°29.齒輪嚙合齒數(shù)14303048304121433.50mmZnd2 di6a)z丄 199.5Zmin210.基本額定功率2 2P0(Fp mv )v (244.460.095 3.012) 3.01 0.733kW1000 1000 bs0 25.4mm, 查表 10-41 得 Fp=244.46N, m

10、=0.095KG/m11.帶寬if D| 0 475bs bs°1.1425.4 1.14 15.49 mmKzP01 0.733查表10-37選取標準帶寬bs = 25.4mm代號 1001000 Pc1000 0.4753.01157.81N滑動導軌的選擇本書考慮滿足機床傳動的精度要求，故初步?jīng)Q定選用精度很高的HIWIN線性滑動導軌，此種線性滑軌為一種滾動導引，藉由鋼珠在滑塊與滑軌之間作無限滾動循環(huán)，負載平臺能沿著滑軌輕易地以高精度作線性運動。與傳統(tǒng)的滑動導引相比較，滾動導 引的摩擦系數(shù)可降低至原來的1/50，由于起動的摩擦力大大減少，相對的較少無效運動發(fā)生，故能輕易達到卩m級進

11、給及定位。再加上滑塊與滑軌間的束制單元設(shè)計， 使得線性滑軌可同時承受上下左右等各方向的負荷，上述所列特點并非傳統(tǒng)滑動導引所能比擬，因此采用此導軌能大幅提高設(shè)計機器的精度和機械效能。根據(jù)龍門架的傳動要求及設(shè)計尺寸，初步選用LGW 25CB 型號，查表得：基本動額定負荷 C=2410kgf= 23618N ,基本靜額定負荷 C。3880 kgf =38024N ,M 0 46.6kgfm 456.68Nm, Mx 37.2kgfm 364.56Nm,容許靜力矩M y 37.2kgfm 364.56Nm線性滑軌壽命計算基本靜額定負荷計算導軌的基本靜額定負荷為刀架部件的總重量，即G 1617N由于有兩

12、個線性導軌，所以P G/2 8°8.5N靜安全系數(shù)為：fs C0/P 38024/808.547.05.0故靜強度安全(1 )壽命的計算考慮線性滑軌使用的環(huán)境因素，其壽命會隨運動的狀態(tài)、珠道表面硬度及系統(tǒng)溫 度而有所變化，所以滑軌壽命為：f h ft C 3 L () 50kmf w Pc其中：L為壽命，C為基本動額定負荷，PC為最大工作負荷，fk為硬度系數(shù), ft為溫度系數(shù)，fw為負荷系數(shù)f 1HIWIN的線性滑軌硬度都為 HRC58以上，故fh10.9fw1.5PcPPzPz為預壓力，初選預壓形式為Z1，Pz38024 0.02 760.48N所以 PcP Pz 808.5 76

13、0.48 1569.0NL (主" C)3 50km (1 09 23618)3 5036837kmfw Pc1.5 1569.0(2 )壽命時間的計算依使用速度及頻率將壽命距離換算成壽命時間:LhL 1000S 60其中：Lk為壽命時間，L為壽命，S為運行速率，取 S=100mm/s,即 6m/minL L 1000 故"S 6036837 10006 60102325hr其壽命年限約為12年。主動軸的強度校核及設(shè)計計算作用于帶輪的圓周力、徑向力、軸向力為Ft=2T 1/d=2 X 0.8/0.02=80N徑向力 Fr=Ft x tan20 o=29.18N由圖 3-1

14、可知 L1 =43mm ，L2=39mm圖 3-1 軸的受力分析圖2.1.5.1 繪制軸的受力簡圖，求支座反力Y 方向支反力：由刀 M B = 0，得一 RaY(Li+L 2)+F t XL 2=0RAY=F txL 2/(L 1+L 2)=80 x 32/ (50+32)=31.22N由刀 Y=0，得 RBY=Ft- Ray=80-61.58=48.78NZ 方向支反力：由刀 Mb =0，得一 Raz X (Li +L2)+Fr XL 2=0RAZ=(FrxL2)/(L 1+L2)=(29.18 x32)/(50+32)=11.39N由刀 Y=0，得 Rbz=F一 Raz=29.18-22.

15、42=17.79N2.1.5.2 作彎矩圖A 、垂直面彎矩 MY 圖：C 點 Mcy=Ray X L1=31.22 X 50=1.56 X 10 3N mmB、水平面彎矩 Mz圖：C 點 Mcz=Raz X Li=11.39 X 50=0.57 X 10 3N mmC、合成彎矩M圖：2 2” M CY M CZ 1.66 X 10 3N mm2.1.5.3 作轉(zhuǎn)矩T圖C 點左邊：Tci=FtX d/2=80 X20/2 = 0.8 X 10 3N mmC 點右邊：Tc2=Tc1/2=0.4 x 10 3N mm2.1.5.4 作計算彎矩Mca圖該軸單向工作，轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的彎曲應力按脈動循環(huán)應力考慮

16、，按第三強度理論，取a =0.6C 點左邊 McaC= Me2(Tc)2=,(1.66 10)2 (0.6 0.8 103)2=1.73 X 10 3N mmC 點右邊 McaC= Me2 (Tc)2 = .(1.66 10)2 (0.6 0.4 1 03)2=1.68 X 10 3N mm22|32D 點 McaD=. M D(Td )= 0(0.60.810 ) =0.48 X 103N mmE 點 McaE=Me2(TE)2= . 0(0.60.4103)20.24x 10 3n mmB 點 McaB = McaE=0.24 X 10 3N mm2.1.5.5 校核軸的強度(以下所用的表

17、和圖均源自機械設(shè)計教材)由圖可知，C點彎矩值最大，D、E點軸徑最小，所以該軸的危險斷面是C點和D、E點所在剖面，由45鋼調(diào)質(zhì)處理查表 8-1得嘰=650N/mm 2，再由表8-3查得 2ob -1 =60N/mmC 點軸徑 de> 3 McaC/(0.1 b 1 )=6.61mm考慮鍵槽影響，軸徑加大5%dc=6.61 x( 1+0.05 ) =6.94mm該值小于原設(shè)計該點處軸徑20mm，安全。D 點軸徑 dD> 3 McaD/(0.1 bi)=4.31mm考慮鍵槽影響，軸徑加大 5%d d=4.31 x( 1+0.05 ) =4.53mm該值小于原設(shè)計該點處軸徑14mm，安全。

18、E 點軸徑 dE > 3 McaE/(0.1 b 1 )=3.42mm考慮鍵槽影響，軸徑加大 5%d e=3.42 x( 1+0.05 ) =3.59mm該值小于原設(shè)計該點處軸徑14mm，安全2.1.5.6 精確校核軸的疲勞強度由圖可知，n 幻剖面均為有應力集中的剖面，均有可能是危險剖面。其中nv剖面計算彎矩相同。這幾個剖面相比較，只是應力集中影響不同，可取應力集中系數(shù) 值較大者計算即可。IX 幻與n v剖面形狀相似， 但其上的彎矩更小， 所以不必校核。 同理，四、忸剖面承載情況也相近，可取應力集中系數(shù)值較大者計算。(i)校核n、川剖面的疲勞強度n剖面因配合引起的應力集中系數(shù)由副表1-1

19、查得：k尸1.97,k孑1.51n剖面因過度圓角引起的應力集中系數(shù)由副表i-i查得：(D-d ) /r=(17-14 ) /0.5=6, r/d=0.5/14=0.036, k 尸2.465 , k=1.592因i、n剖面主要受轉(zhuǎn)矩作用，故校核n剖面。 n剖面產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)剪應力、應力幅、平均應力為Tax =T/W t=T/(0.2X d )=0.82Ta=爐=ax /2=0.25N/mm45鋼機械性能查表8-1得：X l0/(0.2 X 2c3 )=0.5 N/mm2cm =268N/mm，匸i=155N/mm2;絕對尺寸影響系數(shù)由副表1-4查得：一=0.91，汨0.89 ;表面質(zhì)量系數(shù)由副表1

20、-5查得：3=0.937 , 3=0.937 ;查表 1-5 得c=0.34 ,®t=0.21。1剖面的安全系數(shù)為S=S = ti / ( KtXt/ (3 Xet) + iprXTm) =292.6取S=1.51.8, S > S，所以n剖面安全。(2 )校核四、忸剖面的疲勞強度兩個剖面的應力集中相近，載荷線性遞減，而四剖面的載荷較大，故校核四剖面。 四剖面因配合引起的應力集中系數(shù)由副表1-1查得：k戸1.97, k尸1.51四剖面因過度圓角引起的應力集中系數(shù)由副表1-1查得：(D-d ) /r= (26-20 ) /1=6 , r/d=0.5/20=0.025, k 產(chǎn)2.

21、465 , k =1.683剖面因鍵槽引起的應力集中系數(shù)由副表1-1查得：k產(chǎn)1.825 , k孑1.625故應按過度圓角引起的應力集中系數(shù)校核四剖面。四剖面承受的彎矩和轉(zhuǎn)矩分別為M 四=M c (L1-L ) /L 1=1.56 X 103尸0.937 , 3 石0.937 。 四剖面的安全系數(shù)為 尸 0-1 / ( K oXoa/ (BoX") + 嘰Xom ) =79.9S = T / ( K tXt/ (3 tXst) + piXm) =278.3S=S 0ST/ (S02 *+ST2)1/2 =69.1S > S=1.51.8，所以W剖面安全。 X 16/32 = 0

22、.78 X 10n mmT可=T=0.4 X 1(fN mm四剖面產(chǎn)生的正應力及其應力幅、平均應力為332omax=M 四 /W=0.78 X 10 3/ (0.1 X 20 3 )= 0.975N/mm2(?a= omax =1.16N/mm, oim=0四剖面產(chǎn)生的扭剪應力及其應力幅、平均應力為(0.1 X 203)= 0.5N/mm滾動軸承的選擇和壽命驗算滾動軸承的選擇因為軸不承受軸向力，所以帶輪軸兩端軸承采用深溝球軸承6203號查表得：C0r 4.45kN,Cr 7.35kN額定工作壽命L10h48000h2.1.6.2 壽命驗算（1 ）受力分析：圓周力Ft2Tl 80Nd1軸向力Fa

23、=0徑向力 F=FtX tan20 ° =29.18N根據(jù)下圖已經(jīng)求得軸承支反力為：Ray=31.22N , Rby= 48.78NRaz=11.39N , Rbz= 17.79Nrbz(2 )設(shè)軸承所受支反力合力為圖3-2軸承的受力分析圖R1 ,R2R 耳 RAy RAz33.23N, R2 < rBy Rbz51.92NR2>R1，而且兩個軸承相同，所以根據(jù)合力R2校核。計算當量動負荷Fa1=0，即卩 Fa1/R 1=0，所以 Fa1/R 1 < e ,查表得：負荷系數(shù) X = 1 , Y= 0在稍有波動的情況下1.2, fm 1.5, ft1,10由此可求得:

24、P1fd f mXR159.81NFa2=0，即卩 Fa2/R 查表得：負荷系數(shù)2 = 0，所以 Fa2/R 2 < e ,X = 1, Y=0在稍有波動的情況下1.2, fm 1.5, ft1,103由此可求得:P2fd JXR2 93.46N軸承壽命計算：P2>Pl，所以按動負荷 Pl進行校核Lioh型(ftC)60n P107350 乓()360 3000 93.461061.16 107hLi0h48000h所選軸承合格。鍵聯(lián)接的選擇和驗算帶輪軸上的鍵選擇：已知：軸徑 D=20mm ，查 GB1095-79，GB1096-79 可選，鍵寬 b=6mm鍵高h=6mm，鍵槽深t

25、=3.5mm。傳動扭矩為T=1960Nmm。根據(jù)輪轂長度選鍵長 L=25mm ，校核擠壓強度和剪切強度。假設(shè)工作條件有輕微沖擊，可查得許用擠壓應力p 110MPa許用剪應力90MPa，據(jù)校核公式：p 互 p Dklp2TDbl又知鍵的有效工作長度I L2519mm，3mm。p鍵與輪轂的接觸高度 k -22T2 1960p3.44MPap Dkl20 3 192T 2 19601.72MPaDbl20 6 19所以該鍵的強度足夠。聯(lián)軸器的選擇在數(shù)控機床進給傳動系統(tǒng)中，同步帶傳動由電機帶動旋轉(zhuǎn)軸并通過同步帶實現(xiàn)各個 坐標方向的進給運動。而連接電機輸出軸和同步帶軸的器件便是聯(lián)軸器。為保證傳動精 度，

26、消除回轉(zhuǎn)誤差，應采取措施消除扭轉(zhuǎn)方向上聯(lián)軸器的連接間隙。由結(jié)構(gòu)選擇本機床的聯(lián)軸器均為伺服撓性聯(lián)軸器。伺服撓性聯(lián)軸器，無背間隙，遲滯小，最適合于高精度 定位使用，元件要素是由螺栓聯(lián)結(jié)，對于正反運轉(zhuǎn)可以發(fā)揮其優(yōu)秀的耐久性。此聯(lián)軸器 采用夾緊式結(jié)構(gòu)設(shè)計，安裝極為簡單，聯(lián)結(jié)確實。根據(jù)同步帶軸的尺寸選擇聯(lián)軸器的型 號為 SFC-030SA,TYPE C 。潤滑與密封的設(shè)計根據(jù)軸承的轉(zhuǎn)速、負荷、工作溫度、周圍環(huán)境等項條件，以及考慮到軸承的結(jié)構(gòu)特 點、結(jié)構(gòu)材料、操作狀況等因素，綜合選用。因為本書中設(shè)計的機床，各軸轉(zhuǎn)速普遍都 很小，負荷也不太大，而且根據(jù)機床結(jié)構(gòu)的特點，以及加工材料怕油的特點，決定選用 潤滑脂

27、潤滑。 對于 X 軸方向進給上的軸承， 因其成倍的縮短換脂期， 故要求選用粘附性 好，稠度較大，具有良好的機械安定性的潤滑脂。為防止?jié)櫥瑒┑男钩?，防止灰塵、切屑微粒等其它雜物和水分的侵入，軸承必須進 行必要的密封，以保持良好的潤滑條件和工作環(huán)境，使軸承達到預期的工作壽命。由于 設(shè)計的機床不要求經(jīng)常填充潤滑脂，所以要求密封要良好，故所有需要密封的部分均采 用毛氈密封，而且在位于軸承座孔的箱體內(nèi)壁處設(shè)擋油盤，既可起到軸向固定的作用， 又可以防止灰塵進入和潤滑脂泄漏。2.2 Y 軸傳動裝置設(shè)計計算2.2.1 電機的選擇負載扭矩的計算負載扭矩是由于驅(qū)動系統(tǒng)的摩擦力和切削力所引起。即 2 M = FL其

28、中M為負載扭矩，F(xiàn)為摩擦力，L為架體移動距離F= G+f,為滑動摩擦系數(shù)=0.005, f為刮油片阻力 f=0.5 X 9.8=4.9NG 為刀架總重量 G mg 46 9.8450.8N , m=46kg故 F=0.005 X 450.8+4.9=7.154N由于存在傳動效率和摩擦系數(shù)因素，所以M= FL m B2 1其中1為同步帶的效率1 = 0.95 ,M B為支撐軸承的摩擦力矩查手冊得Mb = 30N cmFL 7.154 5.761所以 M=Mb=3036.9Ncm2120.95考慮到和 X 軸傳動一致，所以選擇電機 DSM4-09.1-xx.x3 型號,M額定=0.8Nm,Nn30

29、00r /min, PN 0.25kW同步帶傳動設(shè)計1. 求計算功率PcKAP1.9 0.25 0.475KW查表 10-39 得 KA = 1.9（以下所用的表和圖均源自機械設(shè)計手冊）2. 選擇帶型根據(jù)Pc =0.475和n1 1500r/min查圖10-18 應選用L型同步帶，Pb9.5253. 選取帶輪齒數(shù)Z1>Zmin,由表 10-40 查得 Zmin = 18,取乙=194. 帶輪節(jié)徑dizR19 9.52557.61mm5. 帶速dmv600006. 初定中心距a013907. 選用帶長及齒數(shù)2Lp0 2a。一(di d2)© 虬 2 1390 (57.61 57.

30、61)24玄25761 15004.51ms600002960.99mm按表10-36選用 Lp 3048，代號12008. 求理論中心距采用中心距可調(diào)，a°LpL p013903048 2960.9921433.50mm9. 齒輪嚙合齒數(shù)1 d2 d11Zn)Z 2 19 95 乩 610.基本額定功率p。(Fp mv2)v1000(244.460.095 4.512) 4.5110001.09kW25.4 , Fp =244.46, m=0.095查表10-41得bs025.4 1.14 °58914.76mmM 1.09412.作用于軸上的力1000 Pcv1000

31、0.4754.51195.68N滑動導軌的選擇計算本書考慮滿足機床傳動的精度要求，故初步?jīng)Q定選用精度很高的HIWIN線性滑動導軌，此種線性滑軌為一種滾動導引，藉由鋼珠在滑塊與滑軌之間作無限滾動循環(huán)，負載平臺能沿著滑軌輕易地以高精度作線性運動。與傳統(tǒng)的滑動導引相比較，滾動導 引的摩擦系數(shù)可降低至原來的1/50，由于起動的摩擦力大大減少，相對的較少無效運動發(fā)生，故能輕易達到卩m級進給及定位。再加上滑塊與滑軌間的束制單元設(shè)計， 使得線性滑軌可同時承受上下左右等各方向的負荷，上述所列特點并非傳統(tǒng)滑動導引所能比擬，因此采用此導軌能大幅提高設(shè)計機器的精度和機械效能。根據(jù)龍門架的傳動要求及設(shè)計尺寸，初步選用

32、LGW 25CA 型號，查表得：基本動額定負荷 C=2410kgf= 23618N ,基本靜額定負荷C03880 kgf =38024N容許靜力矩M。My46.6kgfm 456.68Nm, Mx 37.2kgfm 364.56Nm,37.2kgfm 364.56Nm(1) 基本靜額定負荷計算導軌的受力N1和N2,式中,2= N2=F L1L2F 刀架部件的總重量;L1 刀架中心到滑塊的距離;L2 為兩滑軌中心的距離；代入數(shù)據(jù)得N仁 N2=F L1 450.8 0.125469.6NL20.12靜安全系數(shù)為：fs C0/P 38024/469.6805.0故靜強度安全(2) 基本動額定負荷計算

33、(a)壽命的計算考慮線性滑軌使用的環(huán)境因素，其壽命會隨運動的狀態(tài)、珠道表面硬度及系統(tǒng)溫 度而有所變化，所以滑軌壽命為：L (主匸 C)3 50kmfw Pc其中：L為壽命，C為基本動額定負荷，Pc為最大工作負荷，fh為硬度系數(shù)，ft為溫度系數(shù)，fw為負荷系數(shù)HIWIN的線性滑軌硬度都為 HRC58以上，故仏 1查表得 ft0.9，fw 1.8Pc P PzPz為預壓力，初選預壓形式為Z1，Pz 38024 0.02 760.48N所以 Pc P Pz 225.4 760.48 985.88Nfh ft C、3 ci ,1 0.9 23618 3clccciL (一 -) 50km ()5085

34、928kmf w Pc1.8 985.88(b)壽命時間的計算依使用速度及頻率將壽命距離換算成壽命時間:LL 1000h S 60其中：Lh為壽命時間，L為壽命，S為運行速率，取 S=10m/min”L 100085928 1000,故 Lh143213hrS 6010 60其壽命年限為15年。2.2.4主動軸的強度校核及設(shè)計計算作用于蝸輪的圓周力、徑向力、軸向力為圓周力 Ft=2 X T1/d仁195.68N徑向力 Fr=Ft X tan20o=71.22N軸向力 Fa=G=8.65N由圖可知 L仁43mm , L2=39mm圖3-3軸的受力分析圖2.2.4.1 繪軸的受力簡圖，求支座反力Y

35、 方向支反力：由刀 M b=0，得一 Ray(Li + L 2)+F t XL 2=0RAY=Ft XL 2/(L 1+L 2)=195.68 5 X 39/(43+39)=93.08N由刀 Y=0，得 RBY=Ft Ray=195.68-93.08=102.6NZ 方向支反力：由刀 Mb =0，得一Raz X (L1+L2) Fa X d/2+F r XL 2=0RAZ=(FrXL 2-FaX d/2)/(L 1+L2)=(71.22 X39- 8.65 X 20)/(43+39)=31.76N由刀 Y=0，得 Rbz=F一 Raz=71.22-31.76=39.46N2.2.4.2 作彎矩

36、圖(1) 垂直面彎矩 MY 圖：C 點 Mcy=Ray X L 1=93.08 X 43=4.01 XO N mm(2) 水平面彎矩 Mz 圖：C 點左邊 Mcz=Raz X L1=31.76 X 43=1.37 X 10 3N mmC 點右邊 M cz =Rbz X L2=39.46 X 39=1.54 X 10 4N mm(3) 合成彎矩 M 圖：C 點左邊 Mc= ( Mcy2+M cz2 ) 1/2 =4.24 X 103N mmC 點右邊 Me' = ( Mcy2+Mcz2 ) 1/2 =1.59 X 10 4N mm2.2.4.3 作轉(zhuǎn)矩 T 圖T=Ft X d/2=195

37、.68 X 20/2 = 1.96 X 10 3N mm2.2.4.4 作計算彎矩Mca圖該軸單向工作，轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的彎曲應力按脈動循環(huán)應力考慮，取 a=0.6C 點左邊 Mcac= ( Me2+ (aXTe) 2) "232321/23=(4.24 X 10 3)2+( 0.6 X 1.96 X 10 3)2) 1/2=4.40 X 10 3N mmC 點右邊 Mcac ' = ( Me2+ (aXTc) 2) 1/2 = M e =1.59 X 10 4N mmD 點 McaD= ( Md2+ (aXTD) 2) 1/2 = aXT=0.6 X 1.96 X 103=1.18

38、 X 10 3N mm2.2.4.5 校核軸的強度(以下所用的表和圖均源自機械設(shè)計教材)由圖可知， c 點彎矩值最大， D 點軸徑最小，所以該軸的危險斷面是 c 點和 D 點所在剖面，由45鋼調(diào)質(zhì)處理查表 8-1得(TB=650N/mm 2，再由表8-3查得Cb 1 =60N/mm2則 C 點軸徑de>( Mcac/(0.1 x ob J) 1/3 =13.84mm考慮鍵槽影響，軸徑加大 5%de =13.84 x(1+0.05 ) =14.53mm 該值小于原設(shè)計該點處軸徑 20mm ，安全。D 點軸徑 dD >( MeaD/(0.1 x o ) 1/3 =5.82mm考慮鍵槽影

39、響，軸徑加大 5%dD=5.82 x( 1+0.05 ) =6.12mm 該值小于原設(shè)計該點處軸徑 14mm ，安全。2.2.4.6 精確校核軸的疲勞強度由圖可知，n 區(qū)剖面均為有應力集中的剖面，均有可能是危險剖面。其中n 區(qū)剖面計算彎矩相同。n剖面與川剖面相比較，只是應力集中影響不同，可取應力集中 系數(shù)值較大者計算即可。同理，切、四剖面承載情況也相近，可取應力集中系數(shù)值較大 者計算。(1)校核n、川剖面的疲勞強度n剖面因配合引起的應力集中系數(shù)由副表1-1查得： k o=1.97,kt=1.51n剖面因過度圓角引起的應力集中系數(shù)由副表1-1查得：(D-d )/r=(16-14 )/1=2 ，

40、r/d=1/14=0.071， ko=1.94 ，k t=1.625因in剖面主要受轉(zhuǎn)矩作用，故校核n剖面。n剖面產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)剪應力、應力幅、平均應力為tmax =T/W T=T/(0.2 x d 3)=3.572N/mm22ta= tm= tmax /2=1.786N/mm245 鋼機械性能查表 8-1 得 ：o-1 =268N/mm2-1 =1 55N/mm2;絕對尺寸影響系數(shù)由副表1-4查得：=0.91，訂0.89;表面質(zhì)量系數(shù)由副表 1-5查得：3=0.937 , 3=0.937 ;查表 1-5 得o=0.34 ,®t=0.21。1剖面的安全系數(shù)為S=S t=t/ ( K tX

41、t/ (3 tXst) + ip rXim) =40.2取S=1.51.8, S > S，所以n剖面安全。(2 )校核W、剖面的疲勞強度W剖面因配合引起的應力集中系數(shù)由副表1-1查得：k 0=1.97,k t=1.51W剖面因過度圓角引起的應力集中系數(shù)由副表1-1查得：(D-d )/r=(25-20 )/2=2.5， r/d=1/20=0.05， ko=2.1075 ， kt=1.925剖面因鍵槽引起的應力集中系數(shù)由副表 1-1 查得： ko=1.825 ， kt=1.625 故應按過度圓角引起的應力集中系數(shù)校核W剖面。W剖面承受的彎矩和轉(zhuǎn)矩分別為M 可=M c (Li-B/2 ) /L

42、 1=1.59 X 104 X( 43-32/2) /43 = 1.00 X 104N mmT可=T=1.96 X 104N mmW剖面產(chǎn)生的正應力及其應力幅、平均應力為 omax=M W/W=1.00 X 104/ (0.1 X 20 3)= 12.5N/mm2(5a= Omax =12.5N/mm，莎m =0W剖面產(chǎn)生的扭剪應力及其應力幅、平均應力為Tax =T W /W t=1.96 X 104/ ( 0.1 X 20 3 )= 24.5N/mm2t= t= Tax /2=12.25N/mm絕對尺寸影響系數(shù)由副表1-4查得：一=0.91 , sf0.89，表面質(zhì)量系數(shù)同上3c=0.937

43、 , 3 石0.937 。W剖面的安全系數(shù)為S 尸 O-1 / ( K ffXoa/ (3 oXgff) + W oXom ) =8.67S f T1 / ( K Xt/ (3 tXT + W tXtt ) =5.02S=S $ T (S o2+S T) 1/2 =4.34S > S=1.51.8 ，所以W剖面安全。滾動軸承的選擇和壽命驗算2.2.5.1 滾動軸承的選擇主動軸兩端軸承為向心推力球軸承36303號查表得：C08.62kN,C12.8kN額定工作壽命L10h48000h71.22 N2.2.5.2 壽命驗算圓周力Ft2T1d1195.68N軸向力FaG8.65N(1)受力分析

44、：徑向力FrFa1tg1x圖3-5軸承受力分析圖Y 方向支反力RiY=Ft XL 2/(L i+L2)=195.68 5 X 39/(43+39)=93.08NR2Y=Ft Riy=195.68-93.08=102.6NZ方向支反力Riz=(Fr XL 2-Fa X d/2)/(L i+L2)=(71.22 X 39- 8.65 X 20)/(43+39)=31.76N R2z =Fr Riz=71.22-31.76=39.46NR . RiYRiz98.35N,R2R；yR；z109.93N計算派生軸向力Sl,S2查表得7000C型軸承得派生軸向力為：S 0.5R ,則可求得軸承I、II的派

45、生軸向力分別為：S10.5R 49.18N,S20.5R254.97N計算軸承所受的軸向負荷因為 S2Fa54.979.4164.38 Si并由圖分析知，軸承II被壓緊，軸承I被放松。由此得Fa2 S2Fa54.979.4164.38NFaiS254.97 N計算當量動負荷軸承I:Fai/C0 54.97/8620 0.006查表由線性插值法可得：ei 0.38Fai /Ri 54.97/98.350.559 ei查表得：Xi0.44,Yi 1.50在稍有波動的情況下由此可求得：fd i.2, fm i.5, fti,103P1fd fm(X1R1 策Fa1) 1.2 1.5 (0.44 98

46、.35 1.50 54.97)226.32N軸承II:Fa2/C064.38/86200.007查表由線性插值法可得：e20.38Fa2/R264.38/109.930.559 e2查表得：X 20.44, Y21.50在稍有波動的情況下fd1.2, fm1.5, ft1,103由此可求得:P2fdfm(X2R2 Y2Fa2) 1.2 1.5 (0.44 109.93 1.50 64.38) 260.89N軸承壽命計算：由于P2R，故按軸承II計算軸承的壽命：6 6 10106 ftC10612800 三6'L10h( t )() 32.4 106h L10h48000h60n P 6

47、0 3000 260.89所選軸承合格。鍵聯(lián)接的選擇和驗算帶輪軸上的鍵選擇：已知：軸徑 D=20mm ，查 GB1095-79，GB1096-79 可選，鍵寬 b=6mm ，鍵高h=6mm，鍵槽深t=3.5mm。傳動扭矩為T=1960Nmm。根據(jù)輪轂長度選鍵長L=25mm ，校核擠壓強度和剪切強度。假設(shè)工作條件有輕微沖擊，可查得許用擠壓應力p IIOMPa許用剪應力90MPa，據(jù)校核公式：p Dkl p及Dbl 1，又知鍵的有效工作長度I L b 25 6 19mm,h 6鍵與輪轂的接觸高度 k3mm。2 22T p Dkl2 19603.44MPa p20 3 192TDbl所以該鍵的強度足

48、夠。2 19601.72MPa20 6 19聯(lián)軸器的選擇在數(shù)控機床進給傳動系統(tǒng)中，同步帶傳動由電機帶動旋轉(zhuǎn)軸并通過同步帶實現(xiàn)各個坐標方向的進給運動。而連接電機輸出軸和同步帶軸的器件便是聯(lián)軸器。為保證傳動精 度，消除回轉(zhuǎn)誤差，應采取措施消除扭轉(zhuǎn)方向上聯(lián)軸器的連接間隙。由結(jié)構(gòu)選擇本機床 的聯(lián)軸器均為伺服撓性聯(lián)軸器。伺服撓性聯(lián)軸器，無背間隙，遲滯小，最適合于高精度 定位使用，元件要素是由螺栓聯(lián)結(jié)，對于正反運轉(zhuǎn)可以發(fā)揮其優(yōu)秀的耐久性。此聯(lián)軸器 采用夾緊式結(jié)構(gòu)設(shè)計，安裝極為簡單，聯(lián)結(jié)確實。根據(jù)同步帶軸的尺寸選擇聯(lián)軸器的型 號為 SFC-030SA 。潤滑與密封的設(shè)計根據(jù)軸承的轉(zhuǎn)速、負荷、工作溫度、周圍環(huán)

49、境等項條件，以及考慮到軸承的結(jié)構(gòu)特點、結(jié)構(gòu)材料、操作狀況等因素，綜合選用。因為本書中設(shè)計的機床，各軸轉(zhuǎn)速普遍都 很小，負荷也不太大，而且根據(jù)機床結(jié)構(gòu)的特點，以及加工材料怕油的特點，決定選用潤滑脂潤滑。對于垂直軸上的軸承，因其成倍的縮短換脂期，故要求選用粘附性好，稠 度較大，具有良好的機械安定性的潤滑脂。為防止?jié)櫥瑒┑男钩?，防止灰塵、切屑微粒等其它雜物和水分的侵入，軸承必須進 行必要的密封，以保持良好的潤滑條件和工作環(huán)境，使軸承達到預期的工作壽命。由于 設(shè)計的機床不要求經(jīng)常填充潤滑脂，所以要求密封要良好，故所有需要密封的部分均采 用皮碗密封，而且在位于軸承座孔的箱體內(nèi)壁處設(shè)擋油盤，既可起到軸向固

50、定的作用， 又可以防止灰塵進入和潤滑脂泄漏。2.3 Z 方向傳動裝置（刀架）設(shè)計計算2.3.1 Z 方向傳動裝置（刀架）總體設(shè)計我們在設(shè)計 Z 方向傳動裝置時， 主要基于以下兩點考慮： 一是必須達到設(shè)計要求，設(shè)計的傳動裝置能達到預期的功能和作用；二是在滿足設(shè)計要求的前提下，盡最大可能 使傳動裝置的結(jié)構(gòu)簡單，尺寸緊湊，加工方便，成本低廉和使用維護方便等。本產(chǎn)品的X和Y方向的傳動裝置都采用齒形帶傳動，但是Z方向與X和Y方向相比較而言，要求能達到更高的精度，精度要求控制在 0.10.2mm 之間，所以我們在設(shè)計時，選用運 動精度很高的滾珠絲桿螺母副和精密定位導軌作為主要的傳動元件。由于本產(chǎn)品為單臺生

51、產(chǎn)，故在 Z 方向機械結(jié)構(gòu)設(shè)計中，整體采用焊接結(jié)構(gòu)，從而降低成本，生產(chǎn)方便。2.3.2 選擇電動機2.3.2.1 電機轉(zhuǎn)動速度：設(shè)計刀架快進速度為 100mm/ 秒。則電機轉(zhuǎn)速 n M 應為：n m > v 快/L sp （r/min）式中， v 快工作臺快進速度（ mm/min ）Lsp 絲桿導程 （mm ）即，nM > 100 60 =1200 (轉(zhuǎn) / 分)52.322 電機靜態(tài)轉(zhuǎn)矩：電機的靜態(tài)轉(zhuǎn)矩是用來克服導軌摩擦，刀架重力作用，傳動摩擦，機械切削力作用，預緊力作用，支撐軸承的摩擦力矩。Mst= Mr+M Me + M z式中，Mst 靜態(tài)轉(zhuǎn)矩；MR作用于滑塊上的摩擦力矩的

52、總和；M Me 切削力矩；Mz 重力矩，預緊力作用和支撐軸承的摩擦力矩之和；圖3-6是Z方向傳動機構(gòu)的簡單示意圖，圖3-7為以螺母為研究對象的受力分析。X 方向：N3Sin 肝F i=F2,Y 方向：N3cos 0=G, G 0.06=M 1+M 2, M1=M 2Z 方向：N1=-N2重力G=150N,由于導軌的滑動摩擦系數(shù)很小，可忽略作用于滑塊上的f1和f2，同時切削力產(chǎn)生的力矩也忽略不計，預緊力Fa。取最大軸向工作載荷Fmax的1/3，即Fao=1/3150=50N。軸承由于預緊而產(chǎn)生的摩擦力矩Mb，可查表得到，Mb=15 2=300 ( N CM )。由以上分析得：FaoLsp GLspMst= M r+M mc+M z=0+0+( K+M b)221K 滾珠絲桿預緊系數(shù)，取 0.2 ；n 滾珠絲桿的傳動效率，取 0.9 ；代入數(shù)據(jù)得：50 0.005150 0.00515 2Mst= (0.2 X+) =0.441(N M)2 3.142 3.14 0.9100i-滑就肚滑塊訴零母4襪珠絲杠13-0倍