数控车床横向进给设计 杨志勇

扬州高等职业技术学校机电工程系毕业设计说明书（论文）

式中: ηf—进给系统效率,其范围为0.15～0.20,取ηf=0.20; Vf—进给速度,m/min;查出:

Vf=(1/2～1/3)Vixmax[5] 1—3

取Vf=1/3 Vixmax

由公式1—2： Fx=61200×0.20×0.275/(4·1/3)

=2524.5(w)

为了安全起见,取安全系数为1.85,则:

Fx=2524.5×1.85≈4680N

2.2滚珠丝杠副的设计

滚珠丝杠副已经标准化,因此滚珠丝杠副的设计归结为滚珠丝杠副型号的选择。 一般情况下,设计滚珠丝杠时,已知条件为:最大工作负载Fd(或平均工作负载Fm)作用下的使用寿命,丝杠的工作长度(或螺母的有效行程),丝杠的转速(或平均转速),滚道的硬度及丝杠的运转情况。

2.2.1 设计步骤

通常的设计步骤为:

A、计算作用在滚珠丝杠上的最大动载荷;

B、从滚珠丝杠列表指出相应最大动负载的近似值,并初选几个型号;

C、根据具体工作要求，对于结构尺寸、循环方式、调隙方法及传动效率等方面的要求，从初选的几个型号中再挑出比较合适的直径、导程、滚珠列数等，确定某一型号；

D、根据所选的型号,列出或计算出其主要参数的数值,计算传动效率,并验算刚度及稳定系数是否满足要求。如不满足要求,则另选其他型号,再作上述计算和验算,直至满足要求为止。

2.2.2 设计计算简况

选用CPG系列滚珠丝杠副。

A、 CPG系列滚珠丝杠副主要参数的确定: 按预期寿命Ln及轴向载荷Fa进行选择:

Ln=(Ca/Fa)×106(转)[11] 2—1

式中: Ca—额定动载荷;

一般情况下Fa可以用平均轴向载荷Fm予以代替:

Fm=(2Fmax+Fmin)/3 [11] 2—2

式中: Fmax—最大轴向载荷;

13

数控车床z向进给机构的设计

Fmin—最小轴向载荷。

Fmax=mg+F[11] 2—3

=60×9.8+4680=5268N

Fmin=mg=60×9.8=588N

所以：Fm=(2Fmax+Fmin)/3=3078N

对于机车和精密机械通常取Ln=20×106(转) [11]

则:： Ca=(20)1/3Fm=2.71F[m[11]=8341.38N 2—4 计算出Ca,可通过查表得到对应的滚珠丝杠副的尺寸,选取2505-4型号滚珠丝杠副,基本直径为25mm,大径位24.5mm,丝杠导程L0为5mm, 滚珠直径为3.175mm, 滚珠列数为四列。

B、 对选用的滚珠丝杠副的参数进行核算 a、轴向压缩载荷F:

对各种支承条件下所支承的最大轴向载荷,是否会超过临界载荷而失去稳定性,造成稳定失效,因此对保持丝杠不失去稳定性的轴向压缩载荷进行验算。

滚珠丝杠受压力作用后在弹性范围内的临界稳定载荷Fc由下式计算:

Fc=m(d0-db)4/Ls2 [11] 2—5

式中:m为支承系数;G-J形式:m=20×104(N/mm2);

d0为公称直径(mm); db为滚珠直径(mm);

Ls为丝杠轴的支承距离(mm)。

所以: Fc=20×104×(25-3.175)4/5552 =1.47×105 N 则: Fc/F=1.47×105/5268＞［n］

式中: ［n］为许用稳定安全系数,当丝杠垂直安置时［n］=2.5,水平安置时［n］=4; F为最大轴向压缩载荷。

由以上计算可知条件满足。 a、 极限转速的计算:

为使丝杠副在高速运转时不发生共振现象,应对其极限转速进行核算。当丝杠发生共振时的转速称为临界转速,以Nc表示:

Nc=121×106(d0-db)·K1/2/L2 [11] 2—6 式中: d0为公称直径(mm); db为滚珠直径(mm);

K为支承结构系数, G-J形式: K=2.5。 极限转速n应满足:

14

扬州高等职业技术学校机电工程系毕业设计说明书（论文）

n＜0.8 Nc[11]=0.8×1.36×104=1.08×104r/min 2—7 n0=v/(2π) [11] 2—8

=4000/(2π)=6.4×102r/min

因为 n0＜n,所以条件满足。 b、滚珠丝杠副的预加负载:

为了消除螺母与丝杠间的轴向间隙,提高滚珠丝杠副的刚度与定位精度,在丝杠和螺母间施加负载Fp,其预加负载的大小为:

Fp= Ca/10[11]=834N

c、 临界转速的核算:

丝杠的名义直径：d0=25mm；

nmax=vmax/L0[5]=200r/min 2—9

查参考文献［5］图5.7-91,支承为“固定-固定”支承长度L=1568mm, 查参考文献［5］图5.7-91, L与n的交线点在d0=25mm左侧,所以安全。

d、效率计算: 查参考文献：

式中: β—螺纹的螺旋升角,可参考文献［5］5.7-41表,取β=3o3’; φ—摩擦角, tanφ=0.003～0.004。 所以: φ=13’45’’

则: η=tan3o3’/ tan(3o3’+13’45’’)=93%

e、 刚度检验: 查参考文献:

式中: E—弹性摸量,E=2.1×102GPa;

F—工作负载, F=4680 N ;

A—滚珠丝杠横截面积, A=π/4·（d0-db）2=（25-3.175）2=3.37cm2; db—滚珠直径(mm);

G—切变摸量，G=8.4×10GPa;

Jc—滚珠丝杠截面惯性矩，Jc=2.27×10-7m4; 代入公式2—11得： △=10.3μm/m

查参考文献［5］表5-10和表5-17，B级精度为40μm/300mm，七级精度△=15μm，八级精度△=30μm，所以2005-5型丝杠的刚度是足够的。

15

η=tanβ/tan(β+φ) [5] 2—10

△=100F/(EA)+50T/(πGJc), [5]μm/m 2—11

数控车床z向进给机构的设计

由于选用滚珠丝杠的直径为25mm,支承方式为G-J型，所以稳定性不成问题。

2.3同步带的设计计算

2.3.1 设计计算简况

A、根据同步带传动的工作条件确定传动的设计功率:

Pd=KPm [4] 2—12

K=1.4～1.5取K=1.6则代入公式2—12得：

Pd=1.6×1.5=2.4Kw

B、确定带的型号和节距，根据设计功率Pd和小带轮转速n1由同步带选型图中确定所需采用带的型号和节距分别为L型，节距=9.525mm。同步带选型图选自美国同步带传动标准ANS11RMA IP-24-1983,如参考文献［4］图6-2所示。

C、选择带轮齿数Z1和Z2:根据型号及小带轮转速n1，查参考文献［4］表6-1所列带轮最小许用齿数，确定一带轮齿数为：Z1=32，另一带轮齿数为：Z2=1×32=32。

D、带轮节圆直径： d1=TbZ1/π

d2=TbZ2/π

E、确定同步带的节线长度

带的节线长度Lp可根据带围绕两带轮的周长计算得出：

Lp=2Acosα+π(d1+d2)/2+πα(d1-d2)/360[4] 2—15

=2×125cos0+π·97=554。58mm 圆整为554。

式中：A为两传动轮的中心距；

α如参考文献［4］图6-3所示。 F、计算同步带齿数Zb：

Zb=Lp/Tb[4] 2—16

=554/9.525=58.163

圆整为59。

G、计算精确的中心距：

A≈M+｛M2-1/8［Tb(Z2-Z1)/π］2｝1/2[4] 2—17

[4]

2—13

2—14

=9.525×32/π=97

[4]

=9.525×32/π=97

=2M=2 Tb(2Zb -Z2-Z1)/8=121.5mm

H、确定同步=3.39Kw带设计功率为Pd下所需的带宽： a、计算所选型号同步带的基准额定功率P0（Kw）为：

P0=（F-mv2）v×10-3[4] 2—18

16