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1、-多科毕业裕女f;题目：倒立式数控车床的Y轴设计.一柘融淞丽此为WOrd版本，下载后可直接复制粘贴，需哽的可以放心下载4一；带格式的：南币院（系）名-名+机电工程学院学生姓名：赵子龙号20192133专业？机械设计制-造及其自动化捱导教师姓名-：高阳、R承家论文提交时间:此为Word版本，下载后可直接复制粘贴，需要的可U放心2色北方学本科中业论文（设计）1.VD30倒立式数控车床的Y轴设计摘要本论文以倒立式数控车床的Y轴设计为研究对象，旨在通过对该轴的设计和优化，提高机床的精度和稳定性，以更好地满足工业加工的需求。首先，本论文对数控车床的基本结构和功能进行了介绍，分析了数控车床的现状和存在的问
2、题。然后，重点探讨了倒立式数控车床的Y轴设计方案，包括选材、加工工艺、运动参数等方面，对其进行了详细的分析和讨论。通过运用力学分析方法，构建了Y轴运动模型，研究了轴承和导轨悬挂方式的影响，并建立了相应的数学模型进行仿真分析。在结合实际制作过程中的工艺流程和经验教训的基础上，本论文提出了一种新型的Y轴设计方案，其中采用了新型的线性导轨、高精度轴承和直线电机等新型零部件，全面提升了倒立式数控车床的性能和稳定性。最后，本文介绍了实验研究结果和数据分析，证明新型的Y轴设计方案在机床加工精度和生产效率方面有了明显的提升。同时，本文还对未来的研究方向和问题进行了展望和分析，为倒立式数控车床的Y轴设计和制造
3、提供了理论和实践上有益的参考。关键词：数控加工中心：伺服系统：进给系统北方艮牍大学本科中业论实，设+YAXISDESIGNOF1.VD30INVERTEDCNC1.ATHEAbstractThispapertakestheY-axisdesignofaninvertedCNClatheastheresearchobject,aimingtoimprovetheaccuracyandstabilityofthemachinetoolthroughthedesignandoptimizationofthisaxis,inordertobeltermeettheneedsofindustrialpr
4、ocessing.Firstly,thispaperintroducesthebasicstructureundfunctionsofCNClathes,analyzesthecurrentsituationandexistingproblemsofCNClathes.Then,thefocuswasonexploringtheY-axisdesignschemeoftheinvertedCNClathe,includingmaterialselection,processingtechnology,motionparameters,etc.,andadetailedanalysisanddi
5、scussionwereconductedonit.Byusingmechanicalanalysismethods,aY-axismotionmodelwasconstructed,andtheinfluenceofbearingandguiderailsuspensionmethodswasstudied.Basedontheactualproductionprocessandlessonslearned,thispaperproposesanewY-axisdesignscheme,whichadoptsnewlinearguides,high-precisionbearings,and
6、linearnprehensivelyimprovingtheperformanceandstabilityofinvertedCNClathes.Finally,thisarticleintroducestheexperimentalresearchresultsanddataanalysis,provingthatthenewY-axisdesignschemehassignificantlyimprovedthemachiningaccuracyandproductionefficiencyofthemachinetool.Atthesametime,thisarticlealsopro
7、spectsandanalyzesfutureresearchdirectionsandproblems,providingusefultheoreticalandpracticalreferencesfortheY-axisdesignandmanufacturingofinvertedCNClathes.KeywordsInvertedCNClathe;Y-axisdesign目录第一章绪论321.】研究意义321.2国内外研究现状321.2.1 国外研究现状321.2.2 国内研究现状431.3毕设内容和方法431.3. 1毕设内容431.3.2研究方法43第二章Y轴设计方案542.1设
8、计要求及参数542.2设计方案54第三章伺服驱动装置的设计873.IY轴及伺服系统的设计要求873.2伺服系统的设计873. 2.1伺服电机的选型874. 2.2传动变速系统的设计1095. 2.3Y轴轴承的选择12446. 2.4齿轮的验算及轴承的校核1343第四章机械传动机构的设计16154.1滚珠丝杠的设计164. 2丝杠支撑方式16-ke4 .3计算负载惯量且共5 .4计算空教时的转矩18-W4. 5伺服系统增益18477. 6验算精度19+8第五章Y轴系统校核22205.1模数的估算22305. 2校核齿轮22205. 2校核齿轮强度23215. 3传动键的校核225. 4.丝杠处轴
9、承的校核25238. 5Y轴联轴器选型2725第六章有限元分析29278.1 有限元分析的目的269. 2分析过程29?10. 4滚珠丝杠的分析结果3129第七章结论与展望31致谢33第一章绪论随着制造业的快速发展，数控机床作为一种高效、高精度的工具机，已经广泛应用于各个领域。数控车床作为数控机床中的一种重要形式，具有自动化程度高、精度高、生产效率高的特点，成为现代制造业中不可缺少的工艺手段。其中Y轴作为数控车床的一个重要轴线之一，其性能优劣直接影响到机床的加工精度和稳定性。因此，对于数控车床Y轴的设计和优化已经成为了当前数控机床研究领域的一个热点问题。本文以倒立式数控车床的Y轴设计为研究对象
10、，旨在通过对该轴的设计和优化,提高机床的精度和稳定性，以更好地满足工业加工的需求。11研究意义随着我国机械零件制造业的发展，机械自动化加工和高效复合的加工越来越受到关注，如今全球经济不景气，工厂的订单得不到改善，而如果不改善这种僵局，势必会影响企业的竞争力。我们平时看到的机床般都是卧式机床，而1.VD30倒立式数控机床是一款集X,C,Z三轴一身的加工中心。本设计以自主创新为主，在突破1.VD30倒立式数控机床的关键技术上，生产出更加精确的机械零件，并实现该类产品模块化和系列化以满足不同用户的不同加工需求。1.2国内外研究现状1.2.1 国外研究现状数控车床在国外的发展已经非常成熟，主要表现在以
11、下几个方面：1 .技术水平不断提高：国外数控车床的技术水平不断提高，不仅在精度、速度、稳定性等方面有了很大的进步，而且在智能化、自动化、柔性化等方面也有了很大的发展。2 .应用领域不断扩大：国外数控车床的应用领域不断扩大，不仅在传统的机械加工领域得到广泛应用，而且在航空、航天、汽车、电子、医疗等高科技领域也得到了广泛应用。3 .产品结构不断优化：国外数控车床的产品结构不断优化，不仅在机身结构、传动系统、控制系统等方面有了很大的改进，而且在刀具系统、夹具系统、冷却系统等方面也有了很大的改进。4 .服务体系不断完善：国外数控车床的服务体系不断完善，不仅在售前、售中、售后等方面提供了全方位的服务，而
12、且在培训、技术支持、备件供应等方面也提供了全面的支持。总之，国外数控车床的发展已经非常成熟，不仅在技术水平、应用领域、产品结构、服务体系等方面有了很大的进步，而且在市场占有率、品牌影响力等方面也处于领先地位。1.2 .2国内研究现状我们国家在近几年的发展中，掌握了一些关键的技术后为我国自动化加工取得了有效的进步，超精密加工技术也越来越熟练，为了更好的促进我们国家车床的发展，国内研究的机床正在朝着精密、复合和智能行数控技术靠拢。1.3 毕设内容和方法1.3.1 毕设内容本设计在1.VD30倒立式数控车床现有X、Z、C轴基础上，扩展1.VD30倒立式数控车床使用范围，设计合理的Y轴结构,包括提出设
13、计方案、主轴电机选型、联轴器选型、刀具夹头设计、支撑结构设计等内容，针对磨削机构课程存在支撵结构、主轴等刚度不足等问题，能够装夹钻头、铳刀和丝锥，使该机床具有铳削、钻削和攻丝的功能。1.3.2研究方法首先，通过对数控车床基本结构和功能的介绍，以及倒立式数控车床Y轴设计方案的探讨，我们对Y轴运动模型进行了构建和分析，并建立了相应的数学模型进行仿真分析。同时，结合实际制作过程中的工艺流程和经验教训，提出了一种新型的Y轴设计方案，采用新型零部件对机床进行了升级和性能优化。其次，我们通过实验结果和数据分析，验证了新型Y轴设计方案在机床加工精度和生产效率方面的明显提升。这种理论研究和实验验证相结合的方法
14、可以全面地评估整个研究过程，提高了研究结果的可靠性和准确性。第二章Y轴设计方案2.1 设计要求及参数1 .1.1设计要求（1）设计1.VD30倒立车的Y轴结构扩展1.VD3O倒立式数控车床使用范围，设计合理的Y轴结构，包括提出设计方案、主轴电机选型、伺服驱动系统的设计、联轴器选型、刀具夹头设计、支撑结构设计等内容，能够装夹钻头、铳刀和丝锥，使该机床具有铳削、钻削和攻丝的功能。2 2）Y轴误差分析及改进针对磨削机构课程存在支掾结构、主轴等刚度不足等问题，分析导致工件铳削、钻削和攻丝误差的原因，通过理论计算或者有限元分析方法，提出改进和优化设计的方案。3 3）Y轴建模及运动分析应用计算机辅助设计的
15、方法，对优化后的设计方案和结构进行零件三维建模、装配、运动干涉检查、运动分析，验证设计可行的条件下，导出工程图。4 .1.2设计参数根据设计要求，给定设计参数如表2.3所示。表2.3设计参数进给力进给速度快速进给摩擦系数进给系统拖板质量进给系统定位精度要求1196N10-50011mnin1500mmmin0.042000N0.012300mm2.2设计方案鉴于1.VD3O数控车床对各项操作的高要求，以及可供选择的多种方案，如针对伺服驱动，机械传动等设备工件动作，展开了全面研究，本文指出了两种设计方案，并对它们的优缺点进行了综合评估，最终确定了最优设计方案。图2.31.VD30机床原设计图设计
16、方案的构造，具体如下示意三维图。图2.41.VD30机床拟采用设计方案图为了实现1.VD30数控机床在Y轴方向的加工，本文采用用滚柱丝杠实现加工中心(Y)轴伺服进给装置。直流伺服电动机经锥环无键联轴器，十字滑块联轴器将运动传给丝杠，使得工作台作纵向进给运动。在Y轴原有的基础上，还可以将Y轴固定座上面在添加一个X轴方向的运动，不论被加工工件的大小，在不妨碍主轴作升降运动时的的切割动作的情况下，能够有效的加工Y方向的工件，扩展主轴作业能力。尽管在本方案中采用了用滚柱丝杠来实现Y方向的运动，但是设计的伺服机构与主轴存在一定的距离，Y轴进给机构运动时不免在启动、变速和换向时因中间环节的弹性变形、间隙、
17、磨损等因素造成的运动滞后现象，拟将Y轴机构安装在床身左侧。本方案所采用的传动方式为用伺服电机带动滚柱丝杠实现，并考虑过载保护,可用于机床的传动系统中。在此基础上，对该方案进行了参数优化设计，并通过仿真计算验证了优化结果。进给力进给速度快速进给摩擦系数进给系统拖板质量进给系统定位精度要求U96N10-500mnmin1500mmmin0.062000N0.0123mm第三章伺服驱动装置的设计3.1Y轴及伺服系统的设计要求CNC车床的Y轴要驱动装置除了要符合一般机床的Y轴要驱动装置之外，还要符合下列条件：进行了速度的无级变流。在进行机械加工时，需要选择合适的切削量，使工具的切割特性得到最大程度的利
18、用，以达到最大的效率、最大的加工精度以及最大的表面质量；需要较高的速度，较宽的速度调节范围。精密、刚性好、传输平稳、噪声小。为了进一步改善数控机床的制造质量，其丫轴要驱动机构的刚性是关键。因此，必须改善其加工精度和刚性，并采用高频电感对其齿表面进行强化处理，以提高其耐磨性能。耐冲击、耐高温等性能优良。CNC机床通常都能完成精、粗两项工作。在进行加工的时候，因为需要切割，切削过程中会有自激振荡反应，机床会产生冲击和交流，从而导致机床的丫轴轴产生振动，从而对加工精度和表面粗糙度造成一定的影响。严重者，还会对工具和部件造成损坏，导致不能进行加工。3.2伺服系统的设计进给系统包括伺服驱动装置、机械传动
19、机构以及执行部件组成。3.2.1伺服电机的选型(1)机床丫轴传动的功率基于切割功率R和丫轴要移动驱动链的总体效率，可以用以下公式计算出机器的丫轴驱动装置的功率PP=Pc数控机床的加工范围一般都比较大，切削功率尸C可根据有代表性的加工情况，由其丫轴切削抗力兄按下式来确定CFzVMn.Pc=(W)60000655000F1.Y轴切削力的切向分力(N),FZ取200N；V一切削速度(mmin),VIU180mmin;M一切削扭矩(Ncm)“一Y轴轴转速(Iymin)代入上面的公式中得：Pc=1500x180=4.5(KW)60000在Y轴轴变速器中，每个变速器部件的大小都要按其输出功率来决定，若输出
20、功率太大，则会导致部件的大小偏大，从而导致损耗：电动机往往是在负载较轻的情况下运行，而且其动力系数非常小，造成了能源的浪费。若设定的电源太少，则会使机器的切割会受到影响，从而导致生产力不足。(2)确定Prmin最低转速是的功率45Pryir.=Pg.=55x-=0.225(KW)1500(3)确定电机最低转速MZJbrmin=Plhn11PD*11d(r/min)式中：-电机的基本转速(r/min),11j=1500rmin;额定功率Pg5.5Kw；uf.mm=(0.225/2.5)x1500=61.36(rmin)(4)额定转速结果中，绘制出在电动机的实际速度区间内的动力扭矩特征曲线，其中电
21、动机的额定扭矩加按照以下公式进行：7)l=9550Pdhj=95505.561.36=856(Nm)7min(Nm)的计算7bi=9550Pomax=9550551500=1071(Nm)式中：HJmax-电机的最高转速为1500(r/min)电机转矩的变速范围即为：Rdt=/nd，m11=1500/45=33.3图2.5伺服电机建模图3.2.2传动变速系统的设计马达max=1500转/分钟，Mnin=45转/分钟，并且为=750转/分钟。因此，四千五百除以四十五，等于一百。在=4500/750的情况下，可改变恒定的速度速度的幅度为6。无级变速系统由电动机、有级变速装置、动力输出机构三部分组成
22、，在有级变速装置与动力输出机构之间形成的无摩擦传动关系，使电动机的正向起动、反向起动和停止；对电动机的速度和变速器的有级变速装置进行相互配合，使Y轴轴速度发生变化。(1)分层式齿轮箱的研制在数控加工中，多级齿轮箱处于调速马达和转子的中间位置，在进行齿轮箱的设计时，除了要按照常规的有级齿轮箱的结构进行,还要注意在尺寸上的选取：在数控设备的设计中，齿轮箱的公比为,其大小与电动机的转速为恒定值，变速箱变速公式z=lg由前面计算可知:=1500min,传递功率p=5.5v,T=Io71Nm二16DCTTc11(Dcl-dt,)=25Mpalc=MMpa16*53*20625163.14(53“一4.8
23、)上式符合扭转强度参数要求(4)模数的计算同一种变速器的传动装置采用相同的模数。选取载荷最大的齿轮：侬=16338J(“土12(M)mZlulnf式中：如一由齿轮的疲劳强度算出的模数(Z);Nd-驱动电机功率，为5.5Kw：也一计算齿轮的计算转速1500rmin：u一齿轮比数等于2；Zi-小齿轮的齿数40；n一齿宽系数，1)1,例=610：m史门一许用接触应力(MPa),0=1377Mpao即nf=16338J*干=2.16nn18x40x2(1377)2X15003. 2.3Y轴轴承的选择在CNC机床中，Y轴轴是最重要的组成部分。其工作特性将会对整个机渊的工作特性产生极大的影响。由于机床受切
24、割动力作用，且工作速度变化较大，因此对机床支承的性能有较高的要求。(I)Y轴轴回转精度，即在组装好之后，在没有负载的情况下，在转速较慢的情况下，丫轴轴上固定的零件或工具的中心面的径向及轴向上的偏移。(2)刚性：刚性，它是指机器或零件对外界负载的承受能力。(3)温升，温升将导致丫轴轴因热变形而延长，从而改变支座的间隙，从而影响到机床的加工精度。温度上升还可能使润滑油粘度下降，使润滑状况变差。可靠程度较高的CNe机器，其可靠程度应得到保障。(5)为了在较长时间内维持精度，CNC机器的心轴构件需要具有充分的抗磨损性能。在此基础上，针对高转速、高转速、高工作特性的需要，对前、后两个支撑均使用向心式推力
25、滚珠轴承。前支撑为三个向心式推力滚珠轴承，该滚珠是背对背的，前两个滚珠的滚珠位于Y轴轴的前部，后一个滚珠的滚珠位于Y轴轴的后部。前轴承承载着一个径向和一-个轴向的负荷。后支撑采用两个向内止推滚珠，同样采用背对背的方式，开口相互对置。由于后部支撑承受着径向负荷，所以该轴承的外环在轴向上没有对齐。3.2.4齿轮的验算及轴承的校核(1)齿轮的验算在对齿轮箱中各齿轮进行校核计算时，选取等效系数最大、齿个数最少的齿轮对其进行校核。接触应力：2008IO3(w1izn,i13=J-(Mpa)JzmVMBnj弯曲应力：19110i2VZfirBYn.(Mpa)lt式中N-传递的额定功率(kW),=M=7.5
26、kWN1.电动机功率(kW),d=5.5kW;/?一根据电动机所选的齿轮以及传动比，=0.85;ij一计算转速为1500rmin;m一初算的齿轮模数3mm;B一齿宽24mm;Z一*小齿轮齿数40；U一大齿轮齿数与小齿轮齿数之比ul,“+”号用于外啮合,“一”用于内啮合，u=2；外啮合；u=2；k$一寿命系数：ki=ktknksky2.4,-T-/a-H11mz：,60n,T6045200(X),.&一工作期限系数：E=J.4T一齿轮的工作期限，中型机床：15000-20000h:川一最低转速(rmin)；Co一基准循环次数，对于钢和铸铁件：接触我荷取Q=Io7,弯曲载荷取Q=2x108：m一疲
27、劳曲线指数，对于钢和铸铁件：接触载荷取m=3,弯曲载荷取9：一转数变化系数；依功率利用系数；KV一材料强化系数；一工作状况系数，考虑到载荷冲击的影响，取心=1.21.6；k2一动载荷系数；k一齿向载荷分布系数：齿形系数0.424：6许用接触应力580MPa;5,，一许用弯曲应力290Mpa.+*Ar-.2088103/(21)1.47.5f-c1.CC-计算：接触应力rXJ-=63MPa580Mpa4O3V22415加Mr-3191XlO51.475,.一“八一弯曲应力Ct.=；=6.4Mpa,b2-2”券CoS(mm)式中以一被验算轴的中点全盛挠度；%一输入扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度；加
28、一输出扭矩的齿轮在轴的中点引起的找度；万一驱动力Qa和驱动阻力Qb在横剖面上，两向量合成的夹角。1.在恒剖面上，被验算的轴与其前，后传动轴连心线的夹角，按被校测的轴的转动方向，可以得到啮合角a=20度，齿轮面摩擦角P=5.72度。当各剖面轴直径相差不大，需要精确计和时，可应用等径轴方法。经检验，齿面啮合，弯矩，轴向变形满足设计要求。第四章机械传动机构的设计4.1 滚珠丝杠的设计按照驱动系统的结构要求，滚珠丝杆的精度为一级，所以滚珠丝杠的最小我荷为：Fam=JG=0.04x2000=80丝杠的最大载荷Fma=Fx+为=1196+80=1276丝杠平均载荷Fm=2-m”+:min=2X1276+8
29、()工3怖(n)m33由于电机与丝杠通过连轴器直接连接，所以电机的转速就是磁感的转速，所以丝杠最高转速为1500rmin,系统中拖板的进给速度10mmmin,故丝杠的最低转速为222rmin则所以在驱动过程中平均速度=(2000+2.22)/2=1001.ll(rmin)所以丝杠的使用寿命系数为；T=1500/7,Ka=l,/Cp=1.5o故丝杠的工作寿命r6O11T60x1001.11x15000八i6,1.=90110(r)IO6IO6滚珠丝杠的当量载荷CFm近KP131691.5Cm=19063.8Ka1因制造螺纹件的厂商较多，故选用南京工艺设备制造厂的两个螺帽漂浮逆变器作为内环的滚珠螺
30、纹件。规范编号为1458-4,该类型的螺杆具有标称动载荷N,静载荷为50200N,螺帽的长度为108亳米，公称直径亳米，丝杆基径亳米。4.2丝杠支撑方式螺杆的固定方法有很多种，通常情况下，螺杆是采用一端固定，一端游离，或者为两端固定。而在本次机构中，我们是用了单端固定的方法，其原因就是我们知道本次机构的速度并不是很快，而且驱动力也比较大，所产生的热变形也会比较大。在这种情况下，如果采用两端固定的方法，那么在工作中所产生的热变形将会使螺杆转动不稳。所以我们选用了单端固定的方法。4. 2.1最大负载转矩本次设计的伺服驱动系统，滚珠丝杆是通过电机的驱动来工作的所需要的最大驱动转距T：T=(+o+4o
31、)i为了达到最大的进给抗力M丝杆和马达之间是有耦合的，因此马达的旋转速度与滚珠丝杆的旋转速度相等，螺杆导程mm，预张力N0我们知道，在安装球形螺母时，通常是将球形螺母固定在球形螺母的腹部,这样就会有种预紧力。本文介绍了滚珠丝杆与螺母对的设计方法。从设计经验可知，滚珠丝杆与螺母腹之间的连接预紧所产生的预紧摩擦力是一个与设计经验相关的因素，该摩擦力会随着安装时预紧程度的不同而不同。因此，在预紧力作用下，滚珠丝杆将产生摩擦扭矩。29.84800x0.0129.8=1.6(Nin)=00181276020.23(N.m)22在本次机构设计中，采用了驱动机构的传动方式。传动的方式就是通过传动件之间的相对
32、运动来传递动力，所以；T=(276x0.(M+097+046)X1ss3.64(NM)2x3.14x0.924.3计算负载惯量电机和滚珠丝杆由联轴器连接，驱动机构的最大货盘重量为200kg,所以其惯性为Ji:J1=w(一)2=M3)?=200x(001-)2=0.0005(kgm2)21123.14所以本次驱动丝杆长度/=100Ommn丝杠材料钢的密度p=7.8IO3kgm则丝杠加在电动机轴上的惯量人J2=7do4=-1.3.14X7.8X103X10(X)X10-3X(32X103)4=0.0008(kgm2)转动惯量4J3=O.OOI(kgm2)o总的转动惯量为乙=，+J2+J3=0.00
33、05+0.0008+0.001=0.0023(kgm2)所选伺服电动机的转子惯量应在0.00198-0.00792范围内。4.4计算空载时的转矩空教时的转距T_/2加m;IXjjm+jl=(W2+0.0023=0.0065(kgm2)加速时间：1.=(34)w=(3-4)9=0.0270.036(5)取1.=O.03$,则：T八CNU2x3.14x2000ZI一、T1-0.006545.4(Nm)“60x0.00据以上验算，本次所选择的伺服电机满足方案要求。4.5伺服系统增益一般取系统增益K,=825s,这里取K,=255-1时间常数ta=0.05(5)Ks20拖板所需的加速度：_TmaxPh
34、U一211J53x0.010.006523.1412.99(11r)在最大加速时，伺服系统应在安全范围内。这样，当每个运动螺杆的总速度提【国时:“max30。略大于Omax，因而按照加速能力选择K,=25s”符合。4. 6验算精度1 .伺服刚度KR_KxKl(i+Kvo)An-KMRM式中KM一为伺服电动机的增益，在速度环伺服控制系统中KVo=24K,取KyQ=2K,=2x20=40s；反电动势系数K,=0.58sWr而，则KM1.72侬/sv；电枢直流电阻R”=0.26。4.7抗压刚度20x0.57x(1+40)1.720.26=1045.2(NM3)全部运动部件的精确度:,.2m1、？,_
35、._,2x3.14x1.2.,_.,KR=Klt()2=1045.2()412.2NlUmrnPh0.01牵引式螺母最大可移动距离为550三m,所以滚珠丝杆运动距离为-=550+150=700，所以滚珠丝杠刚度:X产源。6=衿。fmaximaxE丝杠的弹性模量。E=2102GPf,oK,min3.14X(28.910)22102x10470()103106187.3(JV三)4.8轴向刚度该轴承的内径=8.731加，刚球数Z=18,接触角a=60,预加载荷用=2900N,连轴器对导轨产生的摩擦力e=80N。故轴向载荷Ftl=F0+Ff=2900+80=2980N丝杠轴承轴向载荷刚度KlW=3.
36、44VAZ2sin5a=3.44V29808.731182sin560550(N/m)1 .挠性联轴节扭转刚度Ki=K1(空尸=6.2104J；4)2a52.45104(Nm)2 .综合刚度根据上面的计算，我们可以得到，综合刚度KIllll=r+H+-KKK,eKhUKl+-187.35502324500412.2543.2(N-m)在驱动过程中,6.弹性变形载荷导轨的摩擦力FZ=80N,所以只有力Ff对滚珠丝杆有弹性变形的影响此项设计之滚珠丝杠符合设计要求。图2.6滚柱丝杠建模图第五章Y轴系统校核5.1模数的估算Y轴传动系由一对轮子传动，因此轮子的弯曲疲劳评估加,3RN/z）Y轴系统在传动的
37、过程中齿面点蚀的估算：A370步4w?在Y轴传动中，当大齿轮的旋转速度过快时，就会产生打齿的现象，A是齿轮的中心距离，按照本发明的组合车床，通过中心距离A和齿数Yl,Y2来确定它的模数=2%z卢ZJnm第一对齿轮：出32=325662=Z25，丽ny=2%+Z?）=2.76”模数m取3第二对齿轮：M32Nz,=2.4nunnij2370炉54=mm模数m取35. 2校核齿轮1 .齿轮材料要求：（1）本次设计的组合车床的传动系统为平稳的传送系统，所以本次的齿轮传动形式采用直齿的传动形式。（2）组合组合车床在工作的时候速度一般不是太高，所以齿轮的精度选择为7级。（3）对于本次车床选择的齿轮的材料为
38、一般冲剂的材料40Cr.硬度为280HBS,传动过程中的大齿轮采用45号钢硬度为240HBSo5.2校核齿轮强度根据设计的要求，定载荷系数Kr=1.3然后根据车床设计的计算小齿轮传递的转矩Tl=955000P0=547MM从设计的角度来看，选择的齿面宽度系数为10,按工作条件确定材料的弹性系数ZE=I898项2所以按照齿轮强度要求611m=600巴；大齿轮的疲劳强度极限6Iim=500P,;齿轮循环次数Ni=60nJ1.n=60960l(2830015)=4.147x109M=4.147x109/3.2=1.296x109算出齿轮的疲劳强度，寿命系数Khnii=0.90.Kw,j=0.95齿轮
39、的疲劳强度的使用应力：在传动过程中，传动装置的传动装置发生故障的儿率为1%,安全系数S=I则有：此1.=K*6I*=09.600=54(Wa,=MHrn2=95X550=522.5mpa本方案Y轴传动小齿轮分度圆直径设计强度测试，代入苏中较小值：da232l-3x5.471xl(XXX).rl2.45xl89.8xl.98/=58.286,三V1.45xlxl.45x522.5x522.5由于为大于等于58.286亳米，故取出为66毫米。=%=6%2=3按照传动过程中的平稳载荷来设计齿轮的弯曲强度，因此将传动过程中平稳的载荷从公式中引入到数据中得到：cos3COS300可以得出：齿轮的抗弯强度
40、，是按照传动过程中的平稳负荷来设计的，因此，在这个公式中，加上在传动过程中稳定的负荷，可以得到=2.8Yra2=2.21.=1.55K112=1.79齿轮的纵向重合度力sin,三n=11=1.9111齿轮的螺旋角为=0.78齿轮的弯曲疲劳系数KnKFMl=O.91,KF,V2=O95弯曲疲劳许用应力安全系数S=l25,带入上式可以得到：flr1KFWOfez2000.95.Wfi=-S一二二=一7T7=152MpaJ尸I齿轮在旋转时候圆周力F2工42x3440059.06=1I64.9N2.06x1164.99531.251.91对齿轮进行校核:2.81.550.78=119.4MPaf.3%119.42.8l.55=108.3X2.2x1.79Mpanflof2f同时，该设计还可以保证齿面接触疲劳强度，并且可以满足齿根弯曲疲劳强度，还能做到结构紧凑，材料的充分利用。
