Sanming University Diploma Work (Project) Title: Design of Horizontal CNC Shoe Last Machine Collectivity and Drive-System C-Direction Grade & Major: Grade 2006, Mechanical Design Manufacturing and Automation Number: 20060663116 Name: Instructor: 2010-3-6 詳細(xì)資料請加 qq： 648569809 畢業(yè)論文 (設(shè)計(jì) )承諾書 我仔細(xì)閱讀了畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)）的有關(guān)文件規(guī)定。 我知道，抄襲別人的成果是剽竊行為，是可恥的，也是違反畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)）規(guī)定的。如果引用別人的成果或其他公開的資料（包括網(wǎng)上查到的資料），必須按照規(guī)定的參考文獻(xiàn)的表述方式在正文引用處和參考文獻(xiàn)中明確列出。 我鄭重承諾，嚴(yán)格遵守學(xué)院畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)）規(guī)定，以自己的真實(shí)水平認(rèn)真做好畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)）。如有違 反規(guī)定的行為，我將接受嚴(yán)肅處理。我的畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)）題目為： 學(xué)生簽名： 日期 : 導(dǎo)師簽名： 日期 : 論文版權(quán)使用授權(quán)書 本論文作者完全了解學(xué)校有關(guān)保留、使用論文的規(guī)定，同意學(xué)校保留并向國家有關(guān)部門或機(jī)構(gòu)送交論文的復(fù)印件和電子版，允許論文被查閱和借閱。本人授權(quán)三明學(xué)院可以將本論文的全部或部分內(nèi)容編入有關(guān)數(shù)據(jù)庫進(jìn)行檢索，可以采用影印、縮印或掃描等復(fù)制手段保存和匯編本論文。 保密，在 年解密后適用本授權(quán)書。 本論文屬于 不保密。（請?jiān)谝陨舷鄳?yīng)方框內(nèi)打“”） 作者簽名： 日期： 導(dǎo)師簽名： 日期 ： 詳細(xì)資料請加 qq： 648569809 目 錄 第 1 章 緒論 . 0 1.1 鞋楦機(jī)的介紹 . 0 1.2 選題的意義 . 1 1.3 本文主要內(nèi)容 . 1 第 2 章 加工機(jī)總體方案設(shè)計(jì) . 1 2.1 鞋楦加工機(jī)總體設(shè)計(jì) . 1 2.2 方案的優(yōu)選 . 4 2.3 本章小結(jié) . 4 第 3 章 C 向伺服系統(tǒng)的電機(jī)選型 . 4 3.1 電機(jī)選擇相關(guān)參數(shù)的計(jì)算 . 4 3.2 力學(xué)模型的建立及分析 . 5 3.3 電機(jī)和減速器 的選擇 . 7 3.4 初步選擇伺服電機(jī) . 8 3.5 選擇電機(jī)的校核 . 10 3.6 本章小結(jié) . 12 第 4 章 滾珠絲桿副設(shè)計(jì)計(jì)算 . 12 4.1 滾珠絲桿螺母副的計(jì)算 . 12 4.2 滾珠絲桿螺母副的選型 . 14 4.3 穩(wěn)定性校核 . 16 4.4 本章小結(jié) . 16 第 5 章 直線滾動(dòng)導(dǎo)軌副設(shè)計(jì)計(jì)算 . 16 5.1 滾動(dòng)導(dǎo)軌的選型 . 16 5.2 直線滾動(dòng)導(dǎo)軌副設(shè)計(jì)計(jì)算 . 17 5.3 摩擦力計(jì)算 . 18 5.4 本章 小結(jié) . 19 第 6 章 尾架部件的設(shè)計(jì) . 19 6.1 液壓缸的設(shè)計(jì)計(jì)算 . 19 6.2 液壓缸的校核 . 21 6.3 液壓缸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) . 21 6.5 本章小結(jié) . 25 第 7 章 C 向部件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) . 25 7.1 各類傳動(dòng)鏈的優(yōu)缺點(diǎn)分析 . 25 7.2 C 向傳動(dòng)系統(tǒng)整體布局及部件設(shè)計(jì) . 26 7.3 齒輪模數(shù)齒數(shù)的確定 . 27 7.4 主軸部件設(shè)計(jì)計(jì)算 . 28 7.5 主軸組件的潤滑和密封 . 30 7.6 部件相關(guān)校核 . 31 7.7 本章小結(jié) . 34 結(jié)論 . 34 致謝 . 35 參 考 文 獻(xiàn) . 36 詳細(xì)資料請加 qq： 648569809 臥式數(shù)控鞋楦加工機(jī) 總體及 C 向驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 摘要 本文針對臥式數(shù)控鞋楦加工機(jī)總體及 C 向伺服系統(tǒng)設(shè)計(jì)。介紹了鞋楦的發(fā)展趨勢，并對鞋楦機(jī)進(jìn)行簡介，根據(jù)已知 的鞋楦加工機(jī)的設(shè)計(jì)技術(shù)參數(shù)，對鞋楦加工機(jī)進(jìn)行了設(shè)計(jì)，主要任務(wù)是對鞋楦加工機(jī)的總體及其 C 向部件結(jié)構(gòu)、驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)、滾珠絲桿副、直線導(dǎo)軌和尾架部件的設(shè)計(jì)。并提出了合理的 C 向伺服系統(tǒng)傳動(dòng)方案，以及行星減速器和伺服電機(jī)的選擇方法，主軸組件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)有效的保證了鞋楦的加工質(zhì)量 。 關(guān)鍵詞 鞋楦機(jī) 驅(qū)動(dòng)系統(tǒng) 總體 Abstract This paper aimed at the design of horizontal numerical control shoe last machine-overall design with C-direction. It presented the development trend of shoe last and the synopsis of shoe last machine, according to the known technical parameters, carried on the design of numerical control shoe last machine. The main task was to carry on the design of overall processing machine shoe last and the component structure of C-direction, drive system, ball screw, linear rails and tail aircraft components. And this design has put forward the rational transmission scheme of the C-direction servo system, and the choice method of planetary decelerator and servo electrical machinery, and the structural design of spindle components guaranteed the quality of shoe last effectively. Key words shoe last machine drive Overall 第 1 章 緒論 1.1 鞋楦機(jī)的介紹 鞋楦：鞋楦是鞋的母體。是鞋的成型模具。鞋楦不僅決定鞋造型和式樣，更決定著鞋是否合腳，詳細(xì)資料請加 qq： 648569809 1 能否起到保護(hù)腳的作用。因此，鞋楦設(shè)計(jì)必須以腳型為基礎(chǔ)，但又不能與腳型一樣，因?yàn)槟_在靜止和運(yùn)動(dòng)狀態(tài)下，其形狀、尺寸、應(yīng)力等都有變化，加上鞋的品種、式樣、加工工藝，原輔材料性能，穿著環(huán)境和條件也不同，鞋楦的造型和各部位尺寸不可能與腳型完全一樣。 數(shù)控刻楦機(jī)是一個(gè)集CAM、數(shù)控技術(shù)、機(jī)械原理、電氣電路技術(shù)于一身的高精尖設(shè)備，國內(nèi)目前只有極少數(shù)廠家花費(fèi)巨資引進(jìn)了國外的數(shù)控設(shè)備，但使用情況并不理想， 目前廣東也有在做數(shù)控機(jī)但加工精度也不是很高，大多數(shù)廠家依舊沿用傳統(tǒng)仿型機(jī)生產(chǎn)方式。而國外的刻楦機(jī)已經(jīng)有了很大的發(fā)展，他們改變了傳統(tǒng)模式，全部采用封閉式結(jié)構(gòu)，毛坯楦豎向固定在刻楦機(jī)上，極大地減少了噪音和粉塵污染，節(jié)約了設(shè)備占地面積?？涕笝C(jī)也不使用母楦，而是將在計(jì)算機(jī)三維系統(tǒng)上進(jìn)行的鞋楦設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)做成軟盤，直接插入數(shù)控刻楦機(jī)的計(jì)算機(jī)，即可按設(shè)計(jì)的鞋楦數(shù)據(jù)，刻出所需的楦型。這大大提高了鞋楦加工的效率，節(jié)省了許多材料。 1.2 選題的意義 制鞋強(qiáng)國的經(jīng)驗(yàn)表明 :數(shù)控技術(shù)應(yīng)用到鞋楦設(shè)計(jì)制造上 ,不但能使產(chǎn)品能最大限度符合設(shè) 計(jì)師的意圖 ,而且能大大縮短樣品設(shè)計(jì)制造時(shí)間、提高了產(chǎn)品質(zhì)量。我國已加入 WTO,制鞋業(yè)既有機(jī)遇 ,又有挑戰(zhàn)。在這種形勢下 ,要想迅速提高我國鞋業(yè)設(shè)計(jì)制造水平 ,全面提升企業(yè)競爭力 ,研制開發(fā)新型數(shù)控刻楦機(jī)和鞋楦 CAD/CAM 系統(tǒng)勢在必行。要提升我國鞋類產(chǎn)品在國際和國內(nèi)市場的競爭力并趕超制鞋強(qiáng)國 ,分析制楦的工藝發(fā)展過程 ,找出關(guān)鍵技術(shù)所在有十分重要的意義。 1.3 本文主要內(nèi)容 （ 1）加工機(jī)總體方案設(shè)計(jì)。 （ 2）伺服電機(jī)選型（包括等效轉(zhuǎn)矩計(jì)算、等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量計(jì)算）。 （ 3）滾珠絲桿副設(shè)計(jì)計(jì)算。 （ 4）直線滾動(dòng)導(dǎo)軌副設(shè)計(jì)計(jì)算。 （ 5） 尾 架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。 （ 6） C 向部件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。 （ 7）主要零件設(shè)計(jì)計(jì)算。 第 2 章 加工機(jī)總體方案設(shè)計(jì) 2.1 鞋楦加工機(jī)總體設(shè)計(jì) 鞋楦機(jī)的工作原理 :鞋楦由夾具固定后 ,作 C 向回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng) ,高速旋轉(zhuǎn)且傾斜一定角度的刀具在 X-Z詳細(xì)資料請加 qq： 648569809 2 平面內(nèi)作 Z 向上升運(yùn)動(dòng)和 X 向的進(jìn)給運(yùn)動(dòng) ,在鞋楦表面形成螺旋線加工軌跡 ,數(shù)控刻楦機(jī)通過控制 (C, X, Z)切削毛坯楦得到成品楦。為了實(shí)現(xiàn)這一加工路徑 ,數(shù)控刻楦機(jī)采用三軸聯(lián)動(dòng)方式 ,在設(shè)計(jì)時(shí) ,在數(shù)控系統(tǒng)和機(jī)床機(jī)械本體兩個(gè)方面都要圍繞這一加工方式展開 ,數(shù)控系統(tǒng)需要完成 C、 X、 Z 三個(gè)伺服軸的控制 ,讀取由各個(gè)軸運(yùn)動(dòng)位置值構(gòu)成的數(shù)控程序后 ,進(jìn)行插補(bǔ)運(yùn)算 ,控制三臺(tái)伺服電機(jī)完成刀具在X、 Z 兩個(gè)方向上的進(jìn)給運(yùn)動(dòng)和鞋楦的 C 向回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。機(jī)床本體由夾具系統(tǒng)、 C 向進(jìn)給裝置、 Z 向進(jìn)給裝置、 X 向進(jìn)給裝置、刀具系統(tǒng)和輔助裝置構(gòu)成。其中 ,夾具系統(tǒng)實(shí)現(xiàn)鞋楦的夾持 ； C 向進(jìn)給裝置負(fù)責(zé)實(shí)現(xiàn)鞋楦 C 向回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng) ；刀具系統(tǒng)實(shí)現(xiàn)切削刀具的高速回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng) ,并且固定在 X 向進(jìn)給裝置上實(shí)現(xiàn)X 向進(jìn)給運(yùn)動(dòng) ,同時(shí) , X 向進(jìn)給裝置又固定在 Z 向進(jìn)給裝置上實(shí)現(xiàn)刀具的 Z 向運(yùn)動(dòng) ；輔助裝置由排屑、加工窗升降門、照明及防護(hù)等裝置構(gòu)成。 2.1.1 方案一 如圖 2-2 所示采用主軸箱，尾架和底座各自獨(dú)立布局。用螺栓鎖緊在大底板上。采用該方法主要考慮到：（ 1）各加工面較大，分開獨(dú)立布局有利于加工；（ 2）搬運(yùn)時(shí)拆卸方便。但該方案存在以下缺點(diǎn)： （ 1） 由于分開加工且加工面過多，組裝后精度低； （ 2） 主軸箱和尾架太高垂直精度不容易保證； （ 3） 分離式布局整體剛度不夠，容易松動(dòng)。 圖 2-1 數(shù)控鞋楦機(jī)工作原理圖 詳細(xì)資料請加 qq： 648569809 3 2.1.2 方案二 由于考慮到方案一的一個(gè)很致命的缺點(diǎn)（精度低）而有可能達(dá)不到生產(chǎn)廠商要求的加工精度，這樣就體現(xiàn)不出數(shù)控鞋楦加工機(jī)應(yīng)有的精度 優(yōu)勢，等于浪費(fèi)了大量金錢去做無用的數(shù)控設(shè)備。因此我對現(xiàn)有機(jī)加工技術(shù)進(jìn)行分析以求改進(jìn)結(jié)構(gòu)提高其精度。從現(xiàn)實(shí)加工中我了解到現(xiàn)有加工技術(shù)已經(jīng)有能力加工整個(gè)較大表面達(dá)到該設(shè)計(jì)所需的精度要求，所以我打算采用如圖 2-3,圖 2-4 的方案 主軸箱部分拖板刀架部分尾架部分底座部分圖 2-3 總體布局方案二 詳細(xì)資料請加 qq： 648569809 4 圖 2-3 是圖 2-4 的右視圖。該方案中把主軸箱部分和尾架部分的下半部截掉，而把整個(gè)底座做成一體，底座由鋼板焊接而成，在焊完后再進(jìn)行整體加工，這樣整個(gè)底座的加工面和加工孔可在一次裝夾中加 工出來。這很大的提高了精度。在該方案中還把尾架部分做成移動(dòng)式這樣可大大提高加工的范圍，同時(shí)也更有利于提高較小鞋楦的加工精度。因?yàn)槿粑布苁枪潭ㄊ降?，在加工較小鞋楦時(shí)液壓桿要伸出很長，在很大的切向沖擊力作用下其剛度不夠好，很容易產(chǎn)生彎曲變形，而影響了加工精度。綜合以上因素，可看出方案耳與方案一相比具有如下優(yōu)點(diǎn)： （ 1） 加工面大大減少，整體精度有很大提高； （ 2）主軸箱和尾架高度減少了近一半，其垂直度得到保證； （ 3）整體剛度大大提高，工作起來更穩(wěn)定； （ 4）加工范圍大大提高，幾乎可滿足各種正常鞋楦加工需求。 2.2 方案的優(yōu)選 在經(jīng)過對以上方案從機(jī)加工能力，機(jī)床本身精度分析和經(jīng)濟(jì)性等方面的比較后可看出方案二在整體上更合理，更優(yōu)秀。 2.3 本章小結(jié) 本章主要是對鞋楦機(jī)總體設(shè)計(jì)方案的分析，并得出最佳的設(shè)計(jì)方案。 第 3 章 C 向伺服系統(tǒng)的電機(jī)選型 3.1 電機(jī)選擇相關(guān)參數(shù)的計(jì)算 3.1.1 計(jì)算銑刀對工件的彎矩 詳細(xì)資料請加 qq： 648569809 5 銑刀的半徑為 42mm，銑刀的轉(zhuǎn)速已知為 12000 轉(zhuǎn) /分鐘 ,加工鞋楦的最大回轉(zhuǎn)半徑 130mm。 銑刀的角速度 =602n=60 1200014.32 =1256rad/s 則銑刀的線速度 V=r=12560.042=52.752m/s 由于 銑刀的電機(jī)功率為 21.5 千瓦，因?yàn)楸緳C(jī)床為四把刀具同時(shí)加工四只鞋楦，所以每把刀具所需要的驅(qū)動(dòng)功率為 0.75Kw。 主切削力 F=VP=52.752100.753 =14.217N 則總體切削力為 F總 =4F=56.870N 按照極值情況，取鞋楦的最大回轉(zhuǎn)半徑。則 銑刀對切削工件的總彎矩 ML=F 總 r 回轉(zhuǎn) =56.8700.13=7.3931Nm 3.1.2 加工鞋楦的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量 鞋楦質(zhì)量 m=2Kg 平均回轉(zhuǎn)半徑取 100mm，則加工鞋楦的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量 JL可由下式計(jì)算得出： 24222 10252581028 mKgcmKgmDJ L 3.1.3 傳動(dòng)齒輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量 初定齒輪的分度圓直徑為 116mm，模數(shù)取為 2，則齒數(shù) Z=58，確定齒寬為 20mm 八個(gè)齒輪之間的傳動(dòng)比均為 1，則每個(gè)齒輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量均相等 J1=0.78D4L10-3(Kgcm2)=28.246 Kgcm2 3.2 力學(xué)模型的建立及分析 力學(xué)模型的建立如上圖所示，鞋楦的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量 JL，主軸齒輪和過渡齒輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量均為 J1，傳動(dòng)比 i2為 1，減速器的傳動(dòng)比率待定。 從圖中可以看出要合理的選擇電機(jī)的話就要把從工件到其他的傳動(dòng)鏈中各組件的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量折算圖 3-1 力學(xué)模型圖 詳細(xì)資料請加 qq： 648569809 6 到電機(jī)主軸上并且同時(shí)列出電機(jī)主軸的等效力矩的數(shù)學(xué)表達(dá)式。 （ 1）電機(jī)軸上的等效力矩 )( 7654321 減速器iiiiiiiiMM La （ 3-1） （ 2）折算到電機(jī)軸上的等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量 287654321L J4J4 i JJJJJJJJJJ a 主軸減速器 （ 3-2） （ 3）則電機(jī)所需扭矩 iaJJMT aa m ax)( 電機(jī) （ 3-3） 分析計(jì)算公式，對于負(fù)載力矩一定時(shí)： 由（ 3-1）式可以看出電機(jī)軸上的等效力矩和齒輪的總傳動(dòng)比成反比， i 越大，折算到電機(jī)軸上的等效力矩越??； 由（ 3-2）式可以看出折算到電機(jī)軸上的等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和齒輪的總傳動(dòng)比的平方成反比， i 越大，折算到電機(jī)軸上的等效轉(zhuǎn)動(dòng)慣量越?。?單從這兩個(gè)式子來看，選擇較大的的傳動(dòng) 比就可以選用較小容量的伺服電機(jī)，但事實(shí)上，負(fù)載存在一個(gè) amax參數(shù)， amax 為危險(xiǎn)截面時(shí) C 向允許的最大角加速度，負(fù)載的 amax折算到電機(jī)軸上的等效加速度為 amaxi,齒輪的總傳動(dòng)比 i 越大，則等效加速度越大，電機(jī)消耗的轉(zhuǎn)矩也就越大，由此可以知道當(dāng)總傳動(dòng)比越大時(shí)則折算到電機(jī)上的最大角加速度也就越大，也就是說電機(jī)本身所消耗掉的轉(zhuǎn)矩也就越大，即電機(jī)輸出的有效轉(zhuǎn)矩越小，因此傳動(dòng)比的大小對選擇伺服電機(jī)的容量的大小起著關(guān)鍵性的作用。相應(yīng)地，輸出轉(zhuǎn)矩則降低。 因此存在最佳傳動(dòng)比的選擇問題。由以上分析可知 ,當(dāng)電機(jī)消耗的轉(zhuǎn)矩 最小時(shí) ,此時(shí)的傳動(dòng)比為最佳的傳動(dòng)比 i，對（ 3-3）式來說，即 0didT時(shí)，可獲得最佳傳動(dòng)比率 i。 將（ 3-1）（ 3-2）式代入（ 3-3）式 iai JJJJJJJJJJJJiM LL m a x2 87654321 )44(T 主軸減速器電機(jī) 最佳傳動(dòng)比產(chǎn)生的條件，即令 0didT 計(jì)算過程： 減速器電機(jī)主軸 J)44(M2 87654321L JiJJJJJJJJJJdidT L 得到 i 的計(jì)算表達(dá)式如下 詳細(xì)資料請加 qq： 648569809 7 m a xm a xL1)(J)4J8J4(aJaJMi L電機(jī)減速器主軸 （ 3-4） 3.3 電機(jī)和減速器的選擇 C 軸 為楦坯的回轉(zhuǎn)軸，它由交流伺服電機(jī)驅(qū)動(dòng)，同軸裝有高精度的脈沖編碼器，分辨率為 2500p/r,檢測脈沖倍頻（ DMR） nDMR 為 4，即 4 倍頻后 C 軸的脈沖當(dāng)量 Scp 為 Pn D MRSccp /036.042500 360360 max 628K 行星減速器 特點(diǎn)說明：行星減速器是一種共軸線式傳動(dòng)形式，具有共軸線傳動(dòng)特點(diǎn)，在結(jié)構(gòu)上采用了對稱分流傳動(dòng)結(jié)構(gòu)，即用幾個(gè)完全相同的行星輪均勻分布在中心輪圓周附近共同分擔(dān)載荷，減速級數(shù)越大，回程間隙越大，精度也隨之降低，因此在選擇行星減速器時(shí)應(yīng)該優(yōu)先考慮級 數(shù)為 1的行星減速器型號。 減速級數(shù) 行星齒輪的套數(shù)。由于一套行星齒輪無法滿足較大的傳動(dòng)比，有時(shí)需要二套或三套來滿足用戶對較大傳動(dòng)比的要求。由于增加了行星齒輪的數(shù)量，所以二級或三機(jī)減速級的長度會(huì)有所增加，效率會(huì)有所下降。 回程間隙 將輸出端固定，輸入端順時(shí)針和逆時(shí)針方向旋轉(zhuǎn)，使輸出端產(chǎn)生額定扭矩 +-2%扭矩時(shí)，減速機(jī)輸入端有一個(gè)微小的角位移，此角位移即為回程間隙。 根據(jù)安裝的空間排布需要，主加工軸通過聯(lián)軸器與行星減速器相接，行星減速器再與電機(jī)相接，考慮空間利用的合理性，電機(jī)輸入軸朝上，因此要求減速器輸入端 和輸出端呈 90 度角， NEUGART系列的減速器中有兩種型號是 90 度轉(zhuǎn)角的， WPLS 系列和 WPLE 系列的。在選擇減速器的時(shí)候也要綜合考慮，同時(shí)粗選的電機(jī)的額定轉(zhuǎn)矩與所選的減速器的額定轉(zhuǎn)矩之間存在一個(gè)比例系數(shù) i， 即為所選減速器的減速比，即 T T i減 速 器 電 機(jī) 。在考慮減速器的減速比的選擇的時(shí)候，由于當(dāng)減速器的級比越大時(shí)，減速器的回程間隙也就越大，回程間隙越大，則在整個(gè)的傳動(dòng)過程中的傳動(dòng)準(zhǔn)確性也就越低，所以綜合考慮決定選用級比為 1 的行星減速器，這樣就可以可靠的保證在整個(gè)的傳動(dòng)過程 中傳動(dòng)的精度及準(zhǔn)確性。 選擇德國 NEUGART 產(chǎn)，型號 WPLE120。性能參數(shù)如下： 級數(shù) 1 最大輸入速度（ r/min） 6000 減速比 8 額定輸入速度 (r/min) 3000 額定輸出扭矩 （ Nm） 120 最大徑向力 (N) 3500 轉(zhuǎn)動(dòng)慣量(Kgcm2) 2.89 最大軸向力 (N) 2800 詳細(xì)資料請加 qq： 648569809 8 3.4 初步選擇伺服電機(jī) 電機(jī)選擇的依據(jù)：當(dāng)已經(jīng)初選了電機(jī)和行星減速器后，就可以在初選了電機(jī)和減速器的基礎(chǔ)上可以計(jì)算出一個(gè)最佳的傳動(dòng)比，當(dāng)計(jì)算出的最佳傳動(dòng)比與比所選減速器的傳動(dòng)比小而且又比較接 近減速器的傳動(dòng)比時(shí)，同時(shí)由公式所計(jì)算出的電機(jī)軸上的轉(zhuǎn)矩小于所選電機(jī)的額定轉(zhuǎn)矩，就說明所選的電機(jī)和減速器是合適的。 鞋楦本身的加工過程為變加速運(yùn)動(dòng)，加工主軸的角加速度較大，危險(xiǎn)截面的maxa折算到電機(jī)主軸上，則電機(jī)主軸承受更大的扭矩?fù)p耗。 鞋楦加工機(jī)具有較高的精度要求，確定采用松下伺服電機(jī)，其優(yōu)點(diǎn)明顯： （ 1） 采用松下公司獨(dú)特算法，使速度頻率響應(yīng)提高 2 倍，達(dá)到 500HZ ；定位超調(diào)整定時(shí)間縮短為以往產(chǎn)品 1/4 。 （ 2） 具有共振抑制和控制功能：可彌補(bǔ)機(jī)械的剛性不足 ，從而實(shí)現(xiàn)高速定位。 （ 3） 具有全閉環(huán)控制功能：通過外接高精度的光柵尺，構(gòu)成全閉環(huán)控制，進(jìn)一步提高系統(tǒng)精度。 （ 4） 具有一系列方便使用的功能。 初選松下 MDMA（中慣量）系列電機(jī)，參數(shù)如下： 額定功率 4Kw 額定轉(zhuǎn)矩 18.8Nm 最大轉(zhuǎn)矩 56.4Nm 不帶制動(dòng)器電機(jī)慣量 42.510-4Kgm2 平均分配到四根主軸的電機(jī)功率為 1Kw mmnPAnPn Pd TT 3333 2.09 5 5 0 0 0 02.09 5 5 0 0 0 0 （ 3-5） 式中 P軸傳遞的功率，為 1Kw N軸的轉(zhuǎn)速，為 80r/min T 許用的轉(zhuǎn)切應(yīng)力，在選取軸的材料時(shí)候，選用 45 號鋼 由 1表 15-3 可知道 T =30Mp 所以 75.116302.09 5 5 0 0 0 02.09 5 5 0 0 0 0 33 TA 所以 mmnPAd 095.2780175.116 33 最小軸徑處取 30mm，取軸肩過渡，最大軸徑處為 35mm，軸長取 400mm J 主軸 =0.78D4L10-3=4.7Kgcm2 詳細(xì)資料請加 qq： 648569809 9 由危險(xiǎn)截面處的 amax=628K，代入（ 3-4）式，得到： KJKJMi L628)(J628)4J8J4( L1電機(jī)減速器主軸 將所有的已知條件代入到（ 3-5）式當(dāng)中去 得KKi62810)5.4289.2(62810)254246.2887.44(3931.744 當(dāng) K=0.5 時(shí) i=3.57；并且此時(shí)算代入到公式（ 3-3）中驗(yàn)算所選的電機(jī)的轉(zhuǎn)矩是否符合要求，又驗(yàn)算得到所需要的轉(zhuǎn)矩yTT 電 機(jī)故此時(shí)所選的電機(jī)是符合要求，但是考慮要最大限度的利用電機(jī)。繼續(xù)對 k 區(qū)不同的數(shù)值，只要所選的數(shù)值與減速器的減速比的乘積為整數(shù)就可以，因?yàn)殡姍C(jī)在單位時(shí)間內(nèi)所發(fā)出的脈沖數(shù)應(yīng)該為整數(shù)而不能是小數(shù)，所以綜合考慮選 K=1 時(shí)，根據(jù)前面同樣的計(jì)算方法可以計(jì)算出此時(shí)的最佳傳動(dòng)比 i=3.13 ，通過驗(yàn)算公式可以計(jì)算得到此時(shí)所需的電機(jī)的轉(zhuǎn)矩yTT 電 機(jī)當(dāng) 2k 時(shí)，計(jì)算得到相應(yīng)的傳動(dòng)比 2.9i ，通過驗(yàn)算公式也可以得到y(tǒng)TT 電 機(jī)，隨 K值的增大最佳傳動(dòng)比是不斷下降的，得到的所需轉(zhuǎn)矩均小于電機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩，但考慮和選擇的行星減速器 i=8 有非常大的差距?？紤]另行選擇伺服電機(jī)。 初選松下 MSMA（小慣量）系列電機(jī)，參數(shù)如下： 額定功率 3Kw 額定轉(zhuǎn)矩 9.54Nm 最大轉(zhuǎn)矩 28.6Nm 不帶制動(dòng)器電機(jī)慣量 6.7710-4Kgm2 平均分配到四根主軸的電機(jī)功率為 1Kw mmnPAnPn Pd TT 3333 2.09 5 5 0 0 0 02.09 5 5 0 0 0 0 式中 P軸傳遞的功率，為 1Kw N軸的轉(zhuǎn)速，為 80r/min T 許用的轉(zhuǎn)切應(yīng)力，在選取軸的材料時(shí)候，選用 45 號鋼 由 1表 15-3 可知道 T =30Mp 詳細(xì)資料請加 qq： 648569809 10 所以 75.116302.09 5 5 0 0 0 02.09 5 5 0 0 0 0 33 TA 所以 mmnPAd 095.2780175.116 33 最小軸徑處取 30mm，取軸肩過渡，最大軸徑處為 35mm，軸長取 400mm J 主軸 =0.78D4L10-3=4.7Kgcm2 將所有的已知條件代入到（ 3-5）式當(dāng)中去 得KKi62810)9.789.2(62810)254246.2887.44(3931.744 當(dāng) K=0.5 時(shí)， i=7.79 并且此時(shí)算代入到公式（ 3-3）中驗(yàn)算所選的電機(jī)的轉(zhuǎn)矩是否符合要求，又驗(yàn)算得到所需要的轉(zhuǎn)矩 yTT 電 機(jī) 故此時(shí)所選的電機(jī)是符合要求，但是考慮要最大限度的利用電機(jī)。繼續(xù)對 k 區(qū)不同的數(shù)值，只要所選的數(shù)值與減速器的減速比的乘積為整數(shù)就可以了，因?yàn)殡姍C(jī)在單位時(shí)間內(nèi)所發(fā)出的脈沖數(shù)應(yīng)該為整數(shù)而不能是小數(shù)，所以綜合考慮選 K=1 時(shí)，根據(jù)前面同樣的計(jì)算方法可以計(jì)算出此時(shí)的最佳傳動(dòng) 比 i=6.94 ，通過驗(yàn)算公式可以計(jì)算得到此時(shí)所需的電機(jī)的轉(zhuǎn)矩yTT 電 機(jī) 當(dāng) k=1.5 時(shí)，計(jì)算得到相應(yīng)的傳動(dòng)比 i=6.77，通過驗(yàn)算公式也可以得到 yTT 電 機(jī) ，隨 K 值的增大最佳傳動(dòng)比是不斷下降的，得到的所需轉(zhuǎn)矩均小于電機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩，考慮和選擇的行星減速器i=8 的差距不大。考慮選擇該伺服電機(jī)。 3.5 選擇電機(jī)的校核 3.5.1 慣量匹配校核 慣量匹配校核em/JJ比值的大小對伺服系統(tǒng)性 能有很大的影響 ,中小慣量的伺服電機(jī)特點(diǎn)式轉(zhuǎn)矩 /慣量比大 ,時(shí)間常數(shù)校 ,加減速能力強(qiáng) ,所以其動(dòng)態(tài)性能好 ,相應(yīng)快 .但是 ,使用中小慣量電動(dòng)機(jī)容易發(fā)生對電源頻率的響應(yīng)共振 ,當(dāng)存在間隙、死區(qū)時(shí)容易造成振蕩或蠕動(dòng)，這才提出了 “慣量匹配原則 ”，并有了在數(shù)控機(jī)床伺服進(jìn)給系統(tǒng)采用大慣量電動(dòng)機(jī)的必要性 . 對于慣量較小的交流服電機(jī)，其比值推薦 3/1 JmJa 。 當(dāng)em/JJ，對 287654321L J4J4 i JJJJJJJJJJ a 主軸減速器 28254246.2887.4489.2 =8.35Kgcm2 3/105.19.7/35.8/JmJaJmJa 詳細(xì)資料請加 qq： 648569809 11 符合要求且比值偏小小有利于提高伺服電機(jī)的靈敏度和縮短響應(yīng)時(shí)間。 3.5.2 電機(jī)發(fā)熱校核 對于連續(xù)工作負(fù)載不變場合的電動(dòng)機(jī) ,要求在整個(gè)轉(zhuǎn)速范圍內(nèi) ,負(fù)載轉(zhuǎn)矩在額定轉(zhuǎn)矩范圍內(nèi) .對于長期連續(xù)的、周期性的工作在變負(fù)載條件下的電動(dòng)機(jī) ,應(yīng)該滿足電動(dòng)機(jī)發(fā)熱條件的等效原則。 理論上應(yīng)該進(jìn)一步驗(yàn)算電機(jī)的溫升是否滿足要求，但鞋楦加工機(jī)是斷續(xù)工作狀態(tài) ，即工作三分鐘，停機(jī)三分鐘，因此，所選電機(jī)符合要求。 3.5.3 轉(zhuǎn)速校核 經(jīng)核算鞋楦加工機(jī)主軸最高轉(zhuǎn)速為 80rpm，折算到電機(jī)軸上的轉(zhuǎn)速為 640rpm，遠(yuǎn)小于電機(jī)的額定轉(zhuǎn)速 3000rpm，故電機(jī)轉(zhuǎn)速符合要求。 電動(dòng)機(jī)功率校核 : 查 2P248 式（ 6 34） ( m )m n1 . 5 2 . 5 159L P L PMP 式中 LPM 負(fù)載峰值力矩 ( mN )； nLP 電動(dòng)機(jī)負(fù)載峰值轉(zhuǎn)速 (r/s)； 傳動(dòng)裝置的效率 ,初步估算時(shí)取 =0.70.9； (1.5 2.5) 系數(shù) ,屬經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù) ,考慮了初步估算負(fù)載力矩有可能取不全面或不精確 ,以及電動(dòng)機(jī)有一部分功率要消耗在電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)子上 。 由上面的計(jì)算可以知道各參數(shù)的值 : 負(fù)載峰值力矩 LPM =9.84 mN 圖 3-2 電機(jī)工作圖 詳細(xì)資料請加 qq： 648569809 12 電動(dòng)機(jī)負(fù)載峰值轉(zhuǎn)速 nLP =70r/min=1.2r/s 傳動(dòng)裝置的效率 這里取 0.8 則 9 . 8 4 1 . 22 0 . 1 91 5 9 0 . 8mP K w 計(jì)算出電動(dòng)機(jī)功率mP后 ,就可比校核電機(jī)是否滿足所需功率 ； 查 2P248 知道 ,只要滿足 :NmPP就可 。 所選電機(jī)額定功率 P = 3 . 5 k w P = 0 . 1 9 k w 該電機(jī)滿足功率要求 . 3.5.4 轉(zhuǎn)矩過載校核 查 2P251轉(zhuǎn)矩過載校核的公式為 : m a x m m a x( ) ( )LeMM 式中 max()LeM 折算到電動(dòng)機(jī)軸上的負(fù)載力矩的最大值 m max()M 電動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩的最大 值 (過載轉(zhuǎn)矩 ) 折算到電機(jī)軸上的負(fù)載力矩最大值 e m a x m m a x( ) 2 . 4 6 m ( M ) 4 2 . 9 mLM N N 該電機(jī)滿足轉(zhuǎn)矩過載校核原則 . 需要指出的是 ,電動(dòng)機(jī)的選擇不僅取決于功率 ,還取決于系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)性能要求、穩(wěn)態(tài)精度、低速平穩(wěn)性、電源是直流還是交流等因素。同時(shí)，還應(yīng)保證最大負(fù)載力矩 max()LeM 、持續(xù) 作用時(shí)間 t 不超過電動(dòng)機(jī)允許過載倍數(shù) 的持續(xù)時(shí)間范圍。綜上所述 ,選用 MSNA 系列中慣量電動(dòng)機(jī) ,額定功率3.5kwNP 的伺服電動(dòng)機(jī)滿足要求。 3.6 本章小結(jié) 本章主要對電動(dòng)機(jī)選擇的相關(guān)計(jì)算包括 計(jì)算銑刀對工件的彎矩 、 加工鞋楦的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、傳動(dòng)齒輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量， 電機(jī)和減速器的選擇、電動(dòng)機(jī)的校核。 第 4 章 滾珠絲桿副設(shè)計(jì)計(jì)算 4.1 滾珠絲桿螺母副的計(jì)算 m a x 9 . 8 4( ) 2 . 4 6 mi4LLe MMN 詳細(xì)資料請加 qq： 648569809 13 滾珠絲桿螺母副具有傳動(dòng)效率高，運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)，傳動(dòng)可逆和不自鎖性，能夠預(yù)緊，定位精度和重復(fù)定位精度高，同步性好，使用壽命長，使用可靠、潤滑簡單 、維修方便等優(yōu)點(diǎn)而被廣泛運(yùn)用于數(shù)控機(jī)床中。本設(shè)計(jì)也采用滾珠絲桿螺母副。它 是由專門廠家制造的，當(dāng)型號、類別和校核后可求購。 滾珠絲桿螺母副的類別主要從循環(huán)方式、循環(huán)列數(shù)與圈數(shù)、預(yù)緊方式來考慮。鋼珠每一個(gè)循環(huán)閉路稱為列。每個(gè)滾珠循環(huán)閉路內(nèi)所含導(dǎo)程數(shù)稱為圈。為了消除間隙和提高滾珠絲桿副的剛度可預(yù)加載荷，預(yù)載后剛度可提高 2 倍。本設(shè)計(jì)中考慮到裝配和經(jīng)濟(jì)性選用了外循環(huán)式滾珠絲桿副，而為了提高剛度進(jìn)行了預(yù)加載即預(yù)緊。其預(yù)緊方式有墊片式，羅紋式，齒差式和變導(dǎo)程式等。下面就進(jìn)行選擇計(jì)算和校核。 4.1.1 計(jì)算 最大工作載荷 最大共組載荷 Fm fFGfKFF zxm 4)( = 1.2X14.217+0.005X(500-56.870)+4X5 =41.28 N 式中 K 考慮顛覆力矩影響的實(shí)驗(yàn)系數(shù)，滾動(dòng)導(dǎo)軌取 K =1.2 G 工作臺(tái)重量（ N） xF C 向切削力（ N） zF C 向受力（ N） f 滾動(dòng)導(dǎo)軌摩擦系數(shù)： 005.00025.0 取 0.005 f 滑塊摩擦力，取 5N 4.1.2 計(jì)算最大動(dòng)負(fù)載 最大動(dòng)負(fù)載 C mw FfLC 3 10 660 TnL 01000Lvn s 式中 0L 滾珠絲桿導(dǎo)程，初選 0L=5mm vs最大切削力下的進(jìn)給速度，可取最高進(jìn)給速度的 3/12/1 ，則取 vs=2m/min（ Z向快進(jìn)速度 0.1m/s 即 6m/min） T 使用壽命，數(shù)控機(jī)床按 15000 h 詳細(xì)資料請加 qq： 648569809 14 wf 運(yùn)轉(zhuǎn)系數(shù)，一般運(yùn)轉(zhuǎn) 5.12.1 取 1.4 L 壽命，以 610 轉(zhuǎn)為單位 01000Ln v s =5 21000 =400 r/min 61060 TnL =6101500040060 =360 mw FfLC 3 28.414.13 L =410.9 N 4.2 滾珠絲桿螺母副的選型 根據(jù)最大動(dòng)載荷，選擇 FL3205 型滾珠絲桿副。其 公稱直徑為 32，基本導(dǎo)程 5mm ，精度等級 4級， 額定動(dòng)載荷為 8400N，滿足要求。 4.2.1 傳動(dòng)效率計(jì)算 傳動(dòng)效率 )( tg tg 式中 螺旋升角，為 0512 摩擦角，取 10 則 )( tg tg )10512(51200 tgtg =0.94 4.2.2 剛度驗(yàn)算 最大牽引力為 41.28N，支承間距 L=750mm 軸承進(jìn)行預(yù)緊，預(yù)緊力為最大軸向負(fù)荷的 1/2 絲桿的拉伸或壓縮變形量 1 LLL 01 FE LFL m 0 式中 L 在工作負(fù)載 mF 作用下引起每一導(dǎo)程變化量（ mm） mF 工作負(fù)載，即進(jìn)給率引力（ N） 0L 滾珠絲桿導(dǎo)程（ mm） 詳細(xì)資料請加 qq： 648569809 15 E 材料彈性模數(shù)，鋼 4106.20 E （ N/ 2mm ） F 滾珠絲桿截面積 （ 按內(nèi)徑計(jì)算，內(nèi)徑 28.7）（ 2mm ） “+”號用于拉伸， “-”號用于壓縮 2)2 7.28(14.3 F =646.6 2mm 6.646106.20 528.41 4 L = 51015.0 LLL 01 = 7505 1015.0 5 =0.00225 4.2.3 滾珠與滾螺紋滾道間接觸變形 2 3 20 )(10038.0 ZFd m=3 2)5.47243(175.3 10 0 3 8.0 = 31065.1 式中 mF 軸向工作負(fù)載 （ kgf） 0d 滾珠直徑 （ mm） Z 滾珠數(shù)量，Z=2X 圈數(shù) X 列數(shù) Z 一圈的 滾珠數(shù)， Z=00dD（外循環(huán)） 0D 滾珠絲桿公稱直徑 175.3 3214.3 Z 6.31 15.16.31 Z 5.47 則 2 21 001.0 4.2.4 支承滾珠絲桿的軸承的軸向接觸變形3 采用 51205推力球軸承 5.7d 3 223 0024.0 ZdF m =0.00243 22155.7 128.4 = 31052.0 式中 mF 軸向工作載荷，mF =4.128 kgf d 滾動(dòng)體直徑，d=7.5 mm 詳細(xì)資料請加 qq： 648569809 16 Z 滾動(dòng)體數(shù)量 5.7 3614.3 Z=15.1則取 Z=15 進(jìn)行預(yù)緊，則 33 21 = 31052.021 = 31026.0 321 =0.000225+0.001+0.00026=0.0032 kn kn 為許用穩(wěn)定性安全系數(shù)，一般 45.2kn 則此滾珠絲桿不會(huì)產(chǎn)生失穩(wěn) 4.4 本章小結(jié) 本章主要是對滾珠絲桿副進(jìn)行相關(guān)計(jì)算，選型的依據(jù)和校核。 第 5 章 直線滾動(dòng)導(dǎo)軌副設(shè)計(jì)計(jì)算 5.1 滾動(dòng)導(dǎo)軌的選型 導(dǎo)軌按導(dǎo)軌面間的摩擦特性可分為： 詳細(xì)資料請加 qq： 648569809 17 (1) 動(dòng)摩擦導(dǎo)軌副 其是應(yīng)用較廣的一種，也是其他類型導(dǎo)軌的基礎(chǔ)，它的截面形狀及其組合形式亦適用于靜壓導(dǎo)軌和滾動(dòng)導(dǎo)軌。 (2)滾動(dòng)摩擦導(dǎo)軌副 其導(dǎo)向精度高，耐磨性好，廣泛應(yīng)用于精密機(jī)床、數(shù)控機(jī) 床和測量機(jī)等。 (3) 流體摩擦導(dǎo)軌副。 根據(jù)設(shè)計(jì)要求 ,我采用直線滾動(dòng)導(dǎo)軌。 5.1.1滾動(dòng)導(dǎo)軌的結(jié)構(gòu)及配置 直線滾動(dòng)導(dǎo)軌副分為整體型直線滾動(dòng)導(dǎo)軌副和分離型直線滾動(dòng)導(dǎo)軌副。選用滾動(dòng)體做循環(huán)運(yùn)動(dòng)的直線滾動(dòng)導(dǎo)軌，其中有基準(zhǔn)面的為基準(zhǔn)導(dǎo)軌，另一條是從動(dòng)導(dǎo)軌。如此設(shè)置是為了滿足裝配要求。 5.1.2 滾動(dòng)導(dǎo)軌副選擇 滾動(dòng)導(dǎo)軌與滑動(dòng)導(dǎo)軌相比，滾動(dòng)導(dǎo)軌具有以下 優(yōu) 點(diǎn)： (1) 摩擦系數(shù)小 (0.003 0.005)，運(yùn)動(dòng)靈活，這也是滾動(dòng)導(dǎo)軌的最大優(yōu)點(diǎn)； (2) 動(dòng)、靜摩擦系數(shù)很接近，因而啟動(dòng)阻力小，低速運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)性好，且 不易發(fā)生爬行； (3) 可以預(yù)緊，剛度高； (4) 壽命長； (5) 精度高，定位精度可達(dá) 0.1 0.2m ，重復(fù)精度可達(dá) 0.2m ； (6) 潤滑方便，可以采用潤滑脂，一次裝填，長期使用； (7) 由專業(yè)廠生產(chǎn)，可以外購選用； (8) 結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜、制造比較困難、成本比較高。 (9) 抗振和抗沖擊能力差，對灰塵屑末較敏感，必須有良好的防護(hù)裝置。 由于數(shù)控機(jī)床采用了伺服系統(tǒng)，要求有恒定的摩擦阻力和無爬行現(xiàn)象，所以數(shù)控機(jī)床大多數(shù)采用滾動(dòng)導(dǎo)軌。同時(shí)為了提高精度和剛度，選用整體型直線滾動(dòng)導(dǎo)軌副，已由廠家預(yù)緊 。 5.2 直線滾動(dòng)導(dǎo)軌副設(shè)計(jì)計(jì)算 已知條件： 工作臺(tái)質(zhì)量 m=50kg,有效行程sl=0.5m，每分鐘往復(fù)次數(shù)sn=2。 工作條件：常溫，無明顯沖擊或振動(dòng)，目標(biāo)壽命為 6 年。 5.2.1 計(jì)算各滑塊載荷： 按下圖計(jì)算各滑塊的載荷分別為： P1=P2=P3=P4= 500/2 =0.25KN F mP1 P2P3 P4FP 1, P3 P 2, P4詳細(xì)資料請加 qq： 648569809 18 5.2.2 按目標(biāo)壽命換算為 km： 壽命按每年工作 300 天，每天 2 班工作，每班 8h，開機(jī)率 80%，計(jì)算預(yù)期壽命時(shí)數(shù)為，Lh=6300280.8=23040 h 額定壽命 L=2Lsns60Lh/1000=20.526023040/1000 = 2764.8km 5.2.3 計(jì)算額定動(dòng)負(fù)荷： 查表 4.3.1【 2】 ， 溫度系數(shù)tf=1，表 4.3.2【 2】 ， 接觸系數(shù)cf=0.81，表 4.3.3【 2】 ， 精度系數(shù)af=0.9，表 4.3.4【 2】 ， 載荷系數(shù)wf=1.8取硬度系數(shù)hf 1（根據(jù)產(chǎn)品技術(shù)要求規(guī)定，滾道硬度不得低于 HRC58）。 故有， Ca wfPc L/K /(hftfcfaf)=0.283KN 根據(jù)以上計(jì)算選用 KL 滾動(dòng)直線導(dǎo)軌副 JSA-LG15KL 型，其額定動(dòng)載荷 =9.5KN 其額定靜載荷=7.94KN，故符合要求。 5.3 摩擦力計(jì)算 由已知條件可知 滾動(dòng)導(dǎo)軌副所產(chǎn)生的摩擦力為 F 摩 = *P + f 其中 為摩擦系數(shù)， =0.0030.005； P為法向載荷； f為密封阻力，假定每個(gè)滑座取 f =5N。 當(dāng) P/Coa 0.1 時(shí)， = 0.0030.005； P/Coa = 0.05 時(shí)， =0.01； P/Coa 50MPa，溫度 C8040 的條件下工作。 (3)Y(Yx)形密封圈 Y 形密封圈的截面為 Y 形，屬唇形密封圈。它是一種密封性、穩(wěn)定性和耐壓性較好、摩擦阻力小、壽命較長的密封圈，故應(yīng)用也很普遍。 Y 形圈主要用于往復(fù)運(yùn)動(dòng)的密封，根據(jù)截面長寬比例的不同， Y 形圈可分為寬斷面和窄斷面兩種形式，圖 6-5 所示為寬斷面 Y 形密封圈。 Y 形圈的密封作用依賴于它的唇邊對藕合面的緊密接觸，并在壓力油作用下產(chǎn)生較大的接觸壓力，達(dá)到密封目的。當(dāng)液壓力升高時(shí)，唇邊與藕合面貼得更緊，接觸壓力更高，密封性能更好。 Y 形圈安裝時(shí)，唇口端面應(yīng)對著液壓力高的一側(cè)，當(dāng)壓力變化較大，滑動(dòng)速度較高時(shí)，要使用支承環(huán)，以固定密封圈，如圖 6-5(b)所示。 寬斷面 Y 形圈一般適用于工作壓力 P20MPa 的場合；窄斷面 Y 形圈一般適用于工作 壓力 P32MPa下工作。 6.3.4 尾架設(shè)計(jì)結(jié) 論 最終方案的確定，缸體和前端蓋之間的采用焊接式連接，強(qiáng)度高，制造簡單。考慮缸體本身質(zhì)量不大，缸體和后端蓋采用螺紋連接，結(jié)構(gòu)小，質(zhì)量輕，結(jié)構(gòu)緊湊。在設(shè)計(jì)過程中應(yīng)考慮缸蓋和缸體的強(qiáng)度問題，同時(shí)考慮結(jié)構(gòu)工藝性優(yōu)良的一類結(jié)構(gòu)形式。考慮活塞的往返運(yùn)動(dòng)，缸體中間開油孔 。 圖 6-5 Y 形密封圈的截面圖 詳細(xì)資料請加 qq： 648569809 25 缸體內(nèi)活塞桿和活塞的連接靠兩個(gè)圓螺母鎖緊，且可調(diào)，活塞件和缸體的密封采用同軸密封圈以及支承環(huán) O 型密封圈相配合的形式，有效保證密封效果。由于工藝性上的問題，機(jī)床安裝之 后，無法一次性保證尾架頂針和加工軸軸心的對心，因此在液壓缸后端蓋配合的法蘭盤和尾架機(jī)架之間靠螺釘以及圓柱銷定位調(diào)整，這樣，在出現(xiàn)無法對心一致的情況通過調(diào)整法蘭盤的位置可以保證雙軸對心，保證加工的精度要求。 6.5 本章小結(jié) 本章主要進(jìn)行液壓缸的設(shè)計(jì)計(jì)算、選型、校核 ， 以及缸筒與端蓋的連接方式、活塞與活塞桿的連接形式的分析和設(shè)計(jì)。 第 7 章 C 向部件結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 7.1 各類傳動(dòng)鏈的優(yōu)缺點(diǎn)分析 此次課題中 C 向的驅(qū)動(dòng)設(shè)計(jì)即是傳動(dòng)鏈的設(shè)計(jì)和選擇。我們有必要先分析各類傳動(dòng)鏈的優(yōu)缺。 詳細(xì)資料請加 qq： 648569809 26 齒輪傳動(dòng)的主要特點(diǎn)： （ 1）效率高，在常用的機(jī)械傳動(dòng)中，以齒輪傳動(dòng)的效率為最高； （ 2）結(jié)構(gòu)緊湊，在同樣的試用條件下，齒輪傳動(dòng)所需的空間尺寸一般較小； （ 3）工作可靠，壽命長； （ 4）傳動(dòng)比穩(wěn)定，傳動(dòng)比穩(wěn)定往往是對傳動(dòng)性能的基本要求。 帶傳動(dòng) 特點(diǎn) ：帶傳動(dòng)是兩個(gè)或多個(gè)帶輪之間用帶作為擾性拉曳零件的傳動(dòng)，工作時(shí)借助零件之間的摩擦或嚙合來傳遞運(yùn)動(dòng)或動(dòng)力。根據(jù)帶的截面形狀不同而有各種不同的傳動(dòng)類型。同時(shí)帶傳動(dòng)的工作速度一般為 5m/s10m/s，使用高速環(huán)型膠帶時(shí)可達(dá)到 60m/s；使用錦綸復(fù)合平帶時(shí)，可達(dá)到80m/s，膠布平皮帶的傳遞功率小于 500Kw，普通 V 帶傳遞功率小于 700m/s。 從設(shè)計(jì)的基本要求出發(fā)：（ 1）滿足機(jī)電裝備使用性能的要求（ 2）滿足機(jī)電裝備傳遞動(dòng)力的要求（ 3）具有足夠的精度和剛度，傳動(dòng)平穩(wěn)。（ 4）具有足夠的抗振性和熱穩(wěn)定性，噪聲低（ 5）滿足產(chǎn)品設(shè)計(jì)的經(jīng)濟(jì)性要求（ 6）調(diào)整維修方便，結(jié)構(gòu)簡單，合理，工藝性好，防護(hù)性能好。在此次設(shè)計(jì)當(dāng)中， C 向的傳動(dòng)采用齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)方案。 7.2 C 向傳動(dòng)系統(tǒng)整體布局及部件設(shè)計(jì) C 向加工軸的空間排布如上圖，一次加工過程加工兩雙鞋楦，上兩軸和下兩軸之間的中心距離為 225mm，中間軸之間的中心距離為 300mm。主軸轉(zhuǎn)向方面，由于加工鞋楦適用左右腳，要求上兩軸轉(zhuǎn)向一致，下兩軸轉(zhuǎn)向一致，但上下軸的方向相反，這樣一次走刀加工可以加工出一致的兩雙配對的鞋楦。 根據(jù)這樣的情況，由于四軸的轉(zhuǎn)速均一致，因此四軸尾端所裝配的齒輪應(yīng)完全相同，現(xiàn)在存在著消隙的合理性問題。 C 向主傳動(dòng)系統(tǒng)中的傳動(dòng)齒除了本身要求很高的運(yùn)動(dòng)精度和工作平穩(wěn)性以外，還需要盡可能消除傳動(dòng)齒輪副間的傳動(dòng)間隙。否則，齒側(cè)間隙會(huì)造成傳動(dòng)系統(tǒng)滯后于指令信號，對傳動(dòng)精度影響很大，因此必須采用各種方法減小或消除齒輪傳動(dòng)間隙。 7.2.1 方案比較 （ 1） 墊片調(diào)整 在加工相互嚙合的兩個(gè)齒輪時(shí)，將分度圓柱面制成帶有小錐度的圓錐面，使輪齒厚在軸向上稍有變化，裝配時(shí)只需改變墊片的厚度，使齒輪作軸向移動(dòng)，調(diào)整兩齒輪在軸向的相對位置即可達(dá)到消除齒側(cè)間隙的目的。 圖 7-1 C 向傳動(dòng)系統(tǒng)整體布局圖 詳細(xì)資料請加 qq： 648569809 27 （ 2） 雙齒輪錯(cuò)齒調(diào)整 兩個(gè)齒數(shù)相同的薄片齒輪與另一個(gè)寬齒輪嚙合。薄片齒輪套裝在一起，并可作相對回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。每個(gè)薄片齒輪上分別開有周向圓弧槽，并在齒輪的槽內(nèi)壓有彈簧凸耳，由于彈簧的作用使齒輪錯(cuò)位，分別與寬齒輪的齒槽左右側(cè)貼緊，消除了齒側(cè)間隙。 （ 3） 在兩根主軸的傳動(dòng)鏈中加入兩個(gè)可根據(jù)齒輪的 磨損情況來調(diào)整它們位置的中間過渡齒輪。 方案 （ 1） 結(jié)構(gòu)簡單，傳動(dòng)剛度好，能傳遞較大的動(dòng)力，但齒輪磨損后齒側(cè)間隙不能自動(dòng)補(bǔ)償，因此加工時(shí)對齒輪的齒厚及齒距公差要求較嚴(yán)格，否則傳動(dòng)的靈活性將受到影響。 方案 （ 2） 調(diào)整方法結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，傳動(dòng)剛度低，不宜傳遞大扭矩，對齒輪的齒厚和齒距要求較低，適用于檢測裝置。 方案 （ 3） 制造加工簡單，通過調(diào)整過渡輪座的位置可以有效的調(diào)整齒輪之間的位置從而消除齒側(cè)間隙。另一方面，針對加工需要可以改變加工軸轉(zhuǎn)向。 綜上，各方案各有優(yōu)點(diǎn)，考慮鞋楦加工機(jī)床的實(shí)際情況結(jié)合電機(jī)消耗功率的選擇原則 ，選擇方案 。齒輪排布如下： （注：左圖為上兩軸或下兩軸的傳動(dòng)排布，右圖為中間兩軸的傳動(dòng)排布） 7.3 齒輪模數(shù)齒數(shù)的確定 7.3.1 齒輪模數(shù)的選取原則： （ 1） 在強(qiáng)度和結(jié)構(gòu)允許的條件下，應(yīng)選取較小的模數(shù)； （ 2） 對軟齒面（ HB=350）的外嚙合的閉式傳動(dòng)，按照 m=（ 0.0070.02） a 初選模數(shù)； （ 3） 在一般動(dòng)力傳動(dòng)中，模數(shù) m 不應(yīng)小于 2mm。 在 C 向的傳動(dòng)系統(tǒng)中，加工軸之間的中心距離根據(jù)鞋楦的回轉(zhuǎn)半徑是固定值，代入 225mm 計(jì)算，圓整后取模數(shù) m=2 7.3.2 齒輪齒數(shù)的確定 確定齒輪齒數(shù)時(shí)，須初步定出傳動(dòng)鏈內(nèi)齒輪副的模數(shù)，以便根據(jù)結(jié)構(gòu)尺寸判斷其最小齒輪齒數(shù)圖 7-2 齒輪排布圖 詳細(xì)資料請加 qq： 648569809 28 或齒數(shù)和是否適宜。為了便于設(shè)計(jì)和制造，主傳動(dòng)系統(tǒng)中所采用的齒輪模數(shù)的種類應(yīng)該盡可能少一些。因?yàn)楦鼾X輪副的速度變化不大，受力情況相差不多，故允許采用同一模數(shù)。 齒數(shù)的確定注意的問題： 齒輪的齒數(shù) 和 不應(yīng)過大，以免加大兩軸之間的中心距，使機(jī)床的結(jié)構(gòu)龐大。一般推薦 80120。 齒數(shù)和雖應(yīng)盡可能小，但應(yīng)考慮下列因素 （ 1） 使最小齒數(shù)不產(chǎn)生根切現(xiàn)象，對于標(biāo)準(zhǔn)直齒圓柱齒輪，一般取最小齒數(shù) Zmin =1820 （ 2） 受結(jié)構(gòu) 限制的最小齒數(shù)的各齒輪，應(yīng)能可靠地裝到軸上或進(jìn)行套裝 （ 3） 兩軸的最小中心距應(yīng)取得適當(dāng)。 由于齒輪副傳動(dòng)比施標(biāo)準(zhǔn)公比的整數(shù)次方，且齒輪模數(shù)相同，所以以中心距離為標(biāo)準(zhǔn)根據(jù)查表法確定齒輪的齒數(shù)為 58。齒輪齒數(shù)的確定往往須反復(fù)多次計(jì)算才能確定，合理與否還要在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中進(jìn)一步檢驗(yàn)，必要時(shí)還要作一定修正。 7.4 主軸部件設(shè)計(jì)計(jì)算 主軸軸系由軸，軸承，和安裝于軸上的傳動(dòng)體，密封件及定位件組成。其主要功能在于支承旋轉(zhuǎn)零件，傳遞扭矩和運(yùn)動(dòng)。作為執(zhí)行件的主軸對保證機(jī)械功能，完成機(jī)械主運(yùn)動(dòng)有著直接影響，因此對主軸有較高的要求 。 在主軸的設(shè)計(jì)過程中，存在著一個(gè)精度保持的問題。具體應(yīng)考慮到滑動(dòng)和滾動(dòng)軸承的磨損，為此，軸系組件中 的各滑動(dòng)表面，包括軸系軸頸和滑動(dòng)軸承的配合表面都必須具備一定的 硬度和耐磨性。因此必須保證這些表面的耐磨性和有調(diào)整間隙的可能。影響耐磨性的因素是軸件，軸承的材料與熱處理，軸承（或襯套）的類型及潤滑方式等。 同時(shí)還應(yīng)滿足下列要求： （ 1）軸件的定位要可靠，軸系在受力作用下，應(yīng)有可靠的徑向和軸向定位，使軸系在工作時(shí)所受到的力通過軸承可靠地傳遞到箱體等基礎(chǔ)零件上去； （ 2）對于主軸軸系，主軸前端結(jié)構(gòu)應(yīng)保證工件或刀具裝 夾可靠，并有足夠的定位精度； （ 3）結(jié)構(gòu)工藝性好，在保證耗用的基礎(chǔ)上，盡可能地做到好造，好裝，好拆及好修，并盡可能的降低軸系組件的成本。 主軸最小直徑的確定 mmnPAnPn Pd TT 3333 2.09 5 5 0 0 0 02.09 5 5 0 0 0 0 式中 P軸傳遞的功率，為 1Kw N軸的轉(zhuǎn)速，為 80r/min T 許用的轉(zhuǎn)切應(yīng)力，在選取軸的材料時(shí)候，選用 45 號鋼，由 1表 15-3 可知道T =30Mp 詳細(xì)資料請加 qq： 648569809 29 所以 75.116302.09 5 5 0 0 0 02.09 5 5 0 0 0 0 33 TA 所以 mmnPAd 095.2780175.116 33 最小軸徑處取 30mm，取軸肩過渡，最大軸徑處為 35mm。 主軸有前，后兩支承和前，中，侯三支承兩種。主軸軸承的配置，包括主軸軸承的選型，組合以及布置，主要根據(jù)對所設(shè)計(jì)主軸組件在轉(zhuǎn)速，承載能力，剛度以及精度等方面的要求，并考慮軸承的供應(yīng)，經(jīng)濟(jì)性等具體情況加以確定。 適應(yīng)剛度和承載能力的要求 ,主軸軸承選型應(yīng)滿足所要求的剛度 和承載能力，徑向載荷較大時(shí)，可選用滾子軸承，較小時(shí)可選用球軸承。雙列滾動(dòng)軸承的徑向剛度和承載能力比單列的大，同一支承中采用多個(gè)支承的支承剛度和承載能力，比采用單個(gè)軸承的大。 適應(yīng)轉(zhuǎn)速要求，由于結(jié)構(gòu)和制造方面的原因，不同型號和規(guī)格的軸承所允許的最高轉(zhuǎn)速是不同的，軸承的規(guī)格越大，精度等級越低，允許的最高轉(zhuǎn)速越低。在承受徑向載荷的軸承當(dāng)中，圓柱滾子軸承的極限轉(zhuǎn)速比圓錐滾子軸承的高。在承受軸向載荷的軸承中，推力調(diào)心球軸承的極限轉(zhuǎn)速最高，推力球軸承的次之，圓錐棍子軸承的最低。但承載能力與上述次序相反。因此，應(yīng)綜合考慮 轉(zhuǎn)速和承載能力兩方面要求來選擇軸承形式。 適應(yīng)經(jīng)濟(jì)性要求，確定主軸軸承配置形式，除應(yīng)考慮滿足性能和結(jié)構(gòu)方面要求外，還應(yīng)做經(jīng)濟(jì)分析，使經(jīng)濟(jì)效果好。例如，在能夠滿足要求的情況下，一般采用已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，系列化，且大批量生產(chǎn)的滾動(dòng)軸承較為經(jīng)濟(jì)，對于一些大型，重型機(jī)床的主軸組件當(dāng)沒有標(biāo)準(zhǔn)的大型號滾動(dòng)軸承時(shí)，可采用動(dòng)壓軸承或是靜壓軸承。 在中速和大載荷情況下，采用圓錐滾子軸承要比采用向心軸承和推力軸承組合的配置形式成本低，因?yàn)榍罢吖?jié)省了兩個(gè)軸承，而且箱體工藝性好。 綜上，根據(jù)適應(yīng)轉(zhuǎn)速要求以及經(jīng)濟(jì)性要求，在本鞋楦加工機(jī)加工 軸中采用一對圓錐滾子軸承配對的形式承受軸向和徑向載荷。這樣，在主軸轉(zhuǎn)速不太高的情況下，能承受一定的軸向和徑向載荷滿足設(shè)計(jì)要求。 主軸的跨距（前后軸承之間的距離）對于主軸組件的性能有相當(dāng)大的影響。合理選擇跨距，是主軸組件設(shè)計(jì)中的一個(gè)相當(dāng)重要的問題。 圖 7-3 軸承定位安裝圖 詳細(xì)資料請加 qq： 648569809 30 如假設(shè)軸承為剛性支座，主軸為彈性體，則主軸在前端受力 Fc 后的撓度為 ya )(3 3 lalEIaFy ca 通常，主軸前端的懸伸長度 a 由構(gòu)造決定，是已定的。 l/a 越大，撓度 ya/Fc 也越大。剛度則越低。 如果假設(shè)主軸為剛體，支承為彈性體，考慮到支承德 變形不大，近似地可認(rèn)為支承受力后作線性變形。如前后支承的支反力為 RA和 RB，剛度為 KA和 KB，則前后支承的變形 A和 B分別為 AAA KR BBB KR lalay BAz )1( 又 )1( laFR cA laFR cB 所以 12)1( 22 lalaKKKFyzBAAc yz/Fc 與 l/a 的關(guān)系 為： 當(dāng) l/a 很小時(shí)，加大 l/a 則柔度 yz/Fc 急劇下降，即剛度急劇上升；當(dāng) l/a較大時(shí)，再加大 l/a，則柔度降低（剛度上升）較慢。 事實(shí)上，當(dāng)受力 Fc 后，支承和主軸都有變形，主軸端部的總撓度。顯然存在著一個(gè)最佳的 l/a值，這時(shí)柔度 y/Fc 最小，也就是主軸組件的綜合剛度最大，如果 a 為已定，則存在著一個(gè)最佳跨距l(xiāng)0，通常， l/a=23.5。在 l/a 最佳值附近，柔度變化不大。當(dāng) l l0 時(shí)，柔度的增加比 ll0 時(shí)慢，因此，設(shè)計(jì)時(shí)候首先應(yīng)爭取符合最佳跨距，如結(jié)構(gòu)上不允許，則寧愿取實(shí)際跨距略大于最佳值。 7.5 主軸組件的潤滑和密封 潤滑的作用事降低摩擦 ，降低溫升，延長主軸組件的工作壽命。采用何種潤滑劑和潤滑方式?jīng)Q定于軸承的類型，速度和工作載荷。主軸組件的潤滑，往往和整個(gè)傳動(dòng)部件統(tǒng)盤考慮，如果選擇的合適，可以降低軸承的工作溫度和延長使用期限。 由于此次設(shè)計(jì)采用的一對圓錐滾子軸承配合使用，且主軸轉(zhuǎn)速較低，在較低的速度指標(biāo)下，用潤滑脂比用潤滑油溫升低，較為合理。 密封裝置的作用是防止?jié)櫥瑒闹鬏S組件及其傳動(dòng)部件中泄露和冷卻液及雜物（如灰塵，贓物和切屑等）從外部進(jìn)入組件內(nèi)部，從而避免浪費(fèi)，保護(hù)工作環(huán)境，以減少組件零件的腐蝕及磨損，保證軸承的使用性能和壽命。對于用 脂潤滑的主軸組件來說，由于脂不會(huì)外漏，主要是防止上述外物和齒輪箱中的潤滑油進(jìn)入。 選擇密封方式時(shí)，應(yīng)綜合考慮如下因素，軸的轉(zhuǎn)速，軸承的潤滑方式，軸端結(jié)構(gòu)，軸承工作溫度，軸承工作時(shí)的外界環(huán)境等。對密封裝置的要求是，在一定壓力，溫度范圍內(nèi)具有良好的密封性詳細(xì)資料請加 qq： 648569809 31 能，由密封裝置所形成的摩擦力應(yīng)盡量小，摩擦因素應(yīng)盡量穩(wěn)定，耐磨蝕，磨損小，工作壽命長，磨損后，在一定程度上能自動(dòng)補(bǔ)償，結(jié)構(gòu)簡單，裝卸方便。 根據(jù)設(shè)計(jì)軸的實(shí)際工作情況，選擇接觸式的橡膠密封。 至此，主軸及主軸組件的設(shè)計(jì)告一段落，加工軸的轉(zhuǎn) 速不高，在設(shè)計(jì)過程中采用一對圓錐滾子軸承支承，既可以承受軸向載荷亦可以承受一定的徑向載荷，從經(jīng)濟(jì)性來說，采用圓錐滾子軸承要比采用向心軸承和推力軸承組合的配置形式成本低且箱體的工藝性好。軸承內(nèi)圈采用軸肩定位，由于加工軸的轉(zhuǎn)速不高，因此軸承的潤滑采用脂潤滑，軸承外圈采用帶密封橡膠的端蓋固定。該主軸設(shè)計(jì)方案能滿足鞋楦加工的質(zhì)量要求。 軸段末端采用脹緊聯(lián)結(jié)套固定傳動(dòng)齒輪，通過內(nèi)外套在軸向力的作用下，與軸和輪轂緊密貼合，產(chǎn)生摩擦力以傳遞扭矩，軸向力，從而達(dá)到機(jī)構(gòu)運(yùn)轉(zhuǎn)的目的，具有承載能力好，定心性好，裝卸方便，使用壽命 長等特點(diǎn)，運(yùn)用于多種場合。 7.6 部件相關(guān)校核 7.6.1 齒輪校核 選擇齒輪的材料 45 號鋼，調(diào)質(zhì)、表面淬火處理 ， HRC45 50,6 級精度斜齒輪，初選螺旋角014 ，齒輪的直徑及寬度都已經(jīng)初步選定，故取齒輪齒數(shù) 58Z ，切向模數(shù) mn=2mm，齒輪在傳動(dòng)的過程中都是閉式的， 所以主要考慮按齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核即可。根據(jù)方案選擇的結(jié)果，主動(dòng)軸齒輪以及過渡齒輪的齒數(shù)模數(shù)均相同。 斜齒輪接觸疲勞強(qiáng)度校核公式如下： ( 1 ) 1H H E HK F Ut ZZb d Ua 式中 H 緯線截面接觸應(yīng)力 K 載荷系數(shù)， AVK K K K K ，使用系數(shù) AK ，動(dòng)載荷系數(shù) VK ，齒面載圖 7-4 軸承密封裝置圖 詳細(xì)資料請加 qq： 648569809 32 荷分配系數(shù) K ，齒面載荷分配系數(shù) K tF 斜齒輪周向分力， 2/tF T d ， T 為齒輪承受的力矩， d 為齒輪直徑 b 齒輪寬度 a 齒輪傳動(dòng)斷面重合度系數(shù) u 齒 輪齒數(shù)比 HZ 齒域系數(shù) EZ 彈性影響系數(shù) H 齒輪許用截面接觸應(yīng)力 查表可以得到 1.25AK ， 查 2圖 10-8 1.05vK ， 查 2表 10-3， 1.1K ， 查 2表 10-4， 1.067K ， 故 1 . 2 5 1 . 0 5 1 . 1 1 . 0 6 7 1 . 5 4AVK K K K K 查 3圖 10-30， 2.433HZ ， 查 3表 10-6 1 8 9 .8EZ M p a， 查 3圖 10-26， 0 . 7 9 + 0 . 8 6 = 1 . 6 5 而大齒輪的力矩： 7 . 9 4 8 6 3 . 5 2T T N m 總大 額 i 大小齒輪的圓周力： 2 / 1 0 9 5tF T d N大 所以 ( 1 ) 1 . . 5 4 1 0 9 5 2 2 . 4 3 3 1 8 9 4 3 32 0 1 1 6 1 . 6 51H H EK F Ut Z Z M P ab d Ua 設(shè)定鞋楦的工作壽命為 20 年，一班制，一年工作 300 天，則應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 81 2306 0 6 0 8 0 1 ( 3 0 0 8