JCS-018立式加工中心主軸箱及進給系統(tǒng)設計（全套含CAD圖紙）

JCS-018立式加工中心主軸箱及進給系統(tǒng)設計（全套含CAD圖紙）,jcs,立式,加工,中心,主軸,進給,系統(tǒng),設計,全套,cad,圖紙 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 1 頁 共 76 頁 摘要 本次設計通過對現有加工中心的分析研究 提出一種新的設計方案 其自動 化程度更高 結構也相對比較簡單 這一點在論文會得以體現 本方案中 主軸箱 采用交流調速電機實現無級變速 在 X Y Z 三個方向上的進給運動均采用滾珠 絲杠 而動力則由步進電動機通過調隙齒輪來傳遞 并且采用單片機進行數字控 制 控制系統(tǒng)采用 MCS 51 系列單片機 通過擴展程序存儲器 數據存儲器和 I O 接口實現硬件電路的設計 論文中也對軟件系統(tǒng)的設計做出了相關說明 關鍵詞 交流調速電機 滾珠絲杠 步進電機 單片機系統(tǒng)擴展 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 2 頁 共 76 頁 Abstract This design tries a new method after the analyze and research of the exited machining center with the higher automatization degrees and the simpler configuration which will be explained in the paper In the method AC adjustable speed motor is used for the realization of the level shift in variable speed and in the motion of we all adopt ball bearing thread haulm for the X Y Z direction The power of which is step by step electromotor transferred by gear that used for adjusting gaps And more we used singlechip for numerical control The control system introduces MCS 51 series singlechip and the realization of hardware circuit was accomplished by enlarging program memorizer data memorizer and I O meet meatus Also the paper explained the design for software system Keywords AC adjustable speed motor ball bearing thread haulm the step by step electromotor the enlarge for SCM system 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 3 頁 共 76 頁 目錄 前 言 1 1 機床總體方案設 計 1 1 1 機床總體尺寸參數的選 定 1 1 2 機床主要部件及運動方式的選 定 2 1 3 機床總體布局的確 定 3 2 主傳動的設計計 算 8 2 1 電機的選 擇 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 4 頁 共 76 頁 8 2 2 齒輪傳動的設計計 算 9 2 3 軸的設計計 算 13 2 4 離合器的選 用 21 3 進給系統(tǒng)的設計計 算 22 3 1 概 述 22 3 2 設計計 算 22 3 3 工作臺部件的裝配圖設 計 2 9 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 5 頁 共 76 頁 3 4 滾珠絲杠螺母副的承載能力的校 驗 30 3 5 計算機械傳動系統(tǒng)的剛 度 3 1 3 6 驅動電動機的選型與計 算 3 3 3 7 機械傳動系統(tǒng)的動態(tài)分 析 3 6 3 8 機械傳動系統(tǒng)的誤差計算與分 析 37 3 9 確定滾珠絲杠螺母副的精度等級和規(guī)格型 號 38 3 10 滾珠絲桿副的預緊方 式 38 3 11 齒輪傳動消 隙 39 4 控制系統(tǒng)的設 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 6 頁 共 76 頁 計 39 4 1 控制系統(tǒng)總體方案的擬 訂 3 9 4 2 總控制系統(tǒng)硬件電路設 計 3 9 參考文 獻 56 謝 辭 57 科技譯 文 58 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 7 頁 共 76 頁 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 8 頁 共 76 頁 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 9 頁 共 76 頁 前 言 加工中心集計算機技術 電子技術 自動化控制 傳感測量 機械制造 網絡通信技術于一體 是典型的機電一體化產品 它的發(fā)展和運用 開創(chuàng)了制 造業(yè)的新時代 改變了制造業(yè)的生產方式 產業(yè)結構 管理方式 使世界制造 業(yè)的格局發(fā)生了巨大變化 現在的 CAD CAM FMS CIMS 都是建立在數控 技術之上 目前數控技術已經廣泛運用于制造業(yè) 數控技術水平的高低已成為 衡量一個國家制造業(yè)現代化程度的核心標志 而加工中心的發(fā)展最為重要 隨著科學技術的高速發(fā)展 市場上對數控的要求也有很大的改變 正要求 數控系統(tǒng)朝著高速 高精度 高可靠性發(fā)展 為追求加工效率及更通用化迫使 數控機床結構模塊化 智能化 柔性化 用戶界面圖形化 科學計算可視化 內置高性能 PLC 多媒體技術應用等方面發(fā)展 加工中心的優(yōu)點有 1 提高加工質量 2 縮短加工準備時間 3 減少在 制品 4 減少刀具費 5 最少的直接勞務費 6 最少的間接勞務費 7 設 備利用率高 總的來說 加工中心的發(fā)展動向是高速 進一步提高精度和愈發(fā) 完善的機能 本設計說明書以大量圖例來說明加工中心的主軸箱設計及橫向進給機構的 設計的思路 設計中得到顏竟成教授的悉心指導 在此向他表示誠摯的的感謝 由于編者的水平和經驗有限 加之設計時間較短 資料收集較困難 說明書中 難免有缺點和錯誤 在此懇請讀者諒解 并衷心希望廣大讀者提出批評意見 使本設計說明書能有所改進 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 10 頁 共 76 頁 1 機床總體方案設計 1 1 機床總體尺寸參數的選定 根據設計要求并參考實際情況 初步選定機床主要參數如下 工作臺寬度 長度 400 1600mm mm 工作臺最大縱向行程 650mm 工作臺最大橫向行程 450mm 工作臺最大垂直行程 500mm X Y 軸步進電機 a12 3000i Z 步進電機 a12 3000i 主軸最大輸出扭矩 70 公斤力 米 主軸轉速范圍 45 2000r min 主電動機的功率 4kw 主軸電動機轉速 1500r min 機床外行尺寸 長 寬 高 2488 1200 2710mm mm mm 機床凈重 500kg 1 2 機床主要部件及其運動方式的選定 1 主運動的實現 因所設計的臥式加工中心要求能進行車 銑和鏜 橫向方向的行程比較大 因而采用工作臺不動 而主軸箱各軸向擺放為臥式的機構布局 采用交流無級 調速電動機實現無級調速 并且串聯有級變速箱來擴大變速范圍 為了使主軸 箱在數控的計算機控制上齒輪的傳動更準確 更平穩(wěn) 工作更可靠 主軸箱主 要采用離合器交換齒輪的有級變速 2 給運動的實現 本次所設計的機床進給運動均由單片機進行數字控制 因此在 X Y Z 三 個方向上 進給運動均采用滾珠絲杠螺母副 其動力由步進電機通過調隙齒輪 傳遞 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 11 頁 共 76 頁 3 數字控制的實現 采用單片機控制 各個控制按鈕均安裝在控制臺上 而控制臺擺放在易操 作的位置 這一點須根據實際情況而定 4 機床其他零部件的選擇 考慮到生產效率以及生產的經濟性 機床附件如油管 行程開關等 以及 標準件如滾珠絲杠 軸承等均選擇外購形式 1 3 機床總體布局的確定 一 確定主軸箱傳動系統(tǒng)方案 主傳動系統(tǒng)是用來實現機床主運動的傳動系統(tǒng) 它應具有一定的轉速 速 度 和一定的變速范圍 以便采用不同材料的刀具 加工不同材料 不同尺寸 不同要求的工件 并能方便地實現運動的開停 變速 換向和制動等 加工中心主傳動系統(tǒng)主要包括電動機 傳動系統(tǒng)和主軸部件 它與普通機 床的主傳動系統(tǒng)相比在結構上比較簡單 這是因為變速功能全部或大部分由主 軸電動機的無級調速來承擔 機床上常用的變速電動機有直流電動機和交流變頻電動機 在額定的轉速 上為恒功率變速 通常變速范圍僅為 2 3 額定轉速以下為恒轉矩變速 調整 范圍很大 變速范圍可大 30 甚至更大 上述功率和轉矩特性一般不能滿足機床 的使用要求 為了擴大恒功率調速范圍 在變速電動機和主軸之間串聯一個有 級變速箱 本機床采用交流調速電機變速 為了在變速范圍內 滿足一定恒功率和恒 轉矩的要求 為了進一步擴大變速范圍 在后面串聯機械有級變速裝置 二 確定主軸箱有級變速級數 取變速箱的公比為 等于電動機的恒功率變速范圍 即 f dpRdpf 功率特性圖是連續(xù)的 無缺口和無重合 如變速箱級數為 Z 則主軸的恒功率 變速范圍 等于NPR 1zzNPdpff 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 12 頁 共 76 頁 變速箱的變速級數可得出 lgnpfZR 主軸要求的恒功率變速范圍 20 45 NP 電動機的恒功率變速范圍 13dp 取變速箱的公比 f 故變速箱的變速級數 lgl451 npfZR 故通過圓整取 Z 12 三 確定各齒輪的齒數 在確定齒輪齒數時應注意 齒輪的齒數和不應過大 以免加大兩軸之間的 中心距 使機床的結構龐大 而且增大齒數和還會提高齒輪的線速度而增大躁 聲 所以在設計時要把齒數和控制在 為了控制每組嚙合齒輪不102zS 產生根切現象 使最小齒數 因而齒輪的齒數和不應過小 8minZ 受結構限制的個齒輪 尤其是最少齒輪 應能可靠地裝到軸上或進行套裝 齒輪的齒槽到孔壁或鍵槽 m 為模數 以保證有足夠強的強度 避免出2a 現變形或斷裂現象 應保證 in1TD 標準直齒圓柱齒輪 其最少齒根直徑 代入上式可得 minin 2 5 z 26 5minTZ 式中 齒輪的最少齒數 i 齒輪模數 齒輪鍵槽頂面至軸心線的距離 T 由于此傳動在同一變數組為同模數傳動 各對齒輪的齒數的齒數之比 必 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 13 頁 共 76 頁 須滿足傳動比 當各對齒輪的模數相同 且不采用變位齒輪時 則各對齒輪的 齒數和必然相等 可列出 121jjjjzus 式中 分別為 J 齒輪副的主動與從動齒輪的齒數 12 jz J 齒輪副的傳動比 ju 齒輪副的齒數和 zs 由上述公式可得 12jj zj zjsu 因此 選定了齒數和 便可以計算出各齒輪的齒數 或者由上式確定出zs 齒輪副的任一齒輪后 用上式算出另一齒輪的齒數 查表選擇齒輪的齒數 3121 21 234721 56070 5684 964aaabbbccddzzzz 其中 a 代表二軸 b 代表三軸 c 代表四軸 d 代表主軸 四 擬定主運動轉速圖 由上述計算得 12 級轉速各傳動組中傳動數的確定方案有 12 4 3 12 3 4 12 3 2 2 12 2 3 2 12 2 2 3 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 14 頁 共 76 頁 按照 前多后少 的原則 確定各傳動組的傳動副數為 12 3 2 2 根據 前密后疏 的原則 確定基本組在前 后面依次擴大 因此得結構式為 3612 第二擴大組的兩個傳動比連線之間 相距格數應為 變326nbZ 速范圍是 在允許的范圍內 所選定的結構式共有三個傳動組 668 4 因此變速機構需要四軸 再加上電動機軸共五軸 故轉速圖有五條豎線 由于齒輪傳動比受到 的限制 現在傳動組 C 的變速范圍為 可124U 68 知這個傳動組中兩個傳動副的傳動比必然是極限值 即 1224 ccu 該傳動組的升降速度傳動比都達到了極限值 就確定了軸 的六級轉速只 有一種可能 即為 180 1000r min 軸 之間 兩條傳動比連線間應相距 3 格 取 因此 確定軸 的轉速為 355 710 r min 12 1 4bbu 對于軸 取 123311 84 aaau 于是決定了軸 的轉速為 1000 r min 電動機軸與軸 之間為齒輪傳動 傳動比為 1000 1440 綜合上述 主軸的調速范圍 45 63 90 125 180 250 355 500 710 1000 1400 2000 轉速圖如 下 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 15 頁 共 76 頁 2000 1400 1000 710 500 355 250 180 125 90 63 45 100 1 44 30 42 24 4819 53 42 30 24 48 60 30 18 72 電 1440 圖 1 1 加工中心轉速圖 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 16 頁 共 76 頁 2 主運動的設計計算 2 1 電動機的選擇 2 1 1 電動機的功率的計算 查 機床主軸 變速箱設計指導 端銑 硬質合金端銑刀 銑刀材料是 45 號鋼 1 主切削力 0 75 8 31 0 3cepzfadnFz 公式中 背吃刀量 4 m 取 0 80 16ed側 吃 刀 量 取 每齒進給量 12 0 2 z zmzff 取 刀具直徑 d 銑刀齒數 z 4 選 0 cmsv 銑刀轉速 ZnadfaFpzec 13 0 73 075 08 1 4642 6 13 075 N3 170 所以主切削力 0 75 8 31 0 3 750 131476 cepz Nfadnz 2 切削功率 銑削過程中消耗的功率 主要按圓周切削力 和銑削速度 進行計算c cFcv 1706 32 84cc kwvFp 進給運動也消耗一些功率 一般情況下 所以總的切削力f 0 15fcp 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 17 頁 共 76 頁 功率 由此可估算銑床主電動機的功率 1 5mfccpp 取 E 式 中 銑 床 傳 動 效 率 0 85 01 5 243 8EPkw 2 1 2 電動機參數的選擇 在選擇電動機時 必須使得 根據這個原則 查 機械設計手 額 定 總 冊 選取 Y112M 4 型電動機 功率為 4kw 其基本參數如下 單位為 mm 滿載轉速為 min 140maxrn 2 2 齒輪傳動的設計計算 由于直齒圓柱齒輪具有加工和安裝方便 生產成本低等優(yōu)點 而且直齒圓 柱齒輪也能滿足傳動設計要求 所以本次設計選用漸開線直齒圓柱齒輪傳動 主軸箱中的齒輪用于傳遞動力和運動 它的精度直接與工作的平穩(wěn)性 接觸誤 差及噪聲有關 為了控制噪聲 機床上主傳動齒輪都選用較高的精度 但考慮 到制造成本 本次設計都選用 7 6 6 的精度 具體設計步驟如下 2 2 1 模數的估算 按接觸疲勞和彎曲疲勞計算齒輪模數比較復雜 而且有些系數只有在齒輪 各參數都已知道后方可確定 所以只在草圖畫后校核用 在繪草圖之前 先估 算 再 標準齒輪模數 齒輪彎曲疲勞的估算公式 32 NwjmZn 式 中 即 為 齒 輪 所 傳 遞 的 功 率 齒面點蝕的估算公式 32 jNA 式 中 即 為 齒 輪 所 傳 遞 的 功 率 其中 為大齒輪的計算轉速 A 為齒輪中心距 jn 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 18 頁 共 76 頁 由中心距 A 及齒數 求出模數 1Z2 12jm 根據估算所得 和 中較大的值 選取相近的標準模數 wj 前面已求得各軸所傳遞的功率 各軸上齒輪模數估算如下 第一對齒輪副 333312140 in4221 390 4 90 17jwjjjrNmmZA 所以 第一對齒輪副傳動的齒輪模數應為 3wm 第二對齒輪 3333120 min4221 69705 20 137jwjjjrNZAmm 所以 第二對齒輪副傳動的齒輪模數應為 69w 第三對齒輪副 3333125 in2 421 8275 6 0 13475jwjjjrNmmZA 所以 第三對齒輪副傳動的齒輪模數應為 82wm 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 19 頁 共 76 頁 第四對齒輪副 333312125 min2 4 501 8 650 144jwjjjrNmZAm 所以 第三對齒輪副傳動的齒輪模數應為 2 5wm 綜合上述 為了降低成本 機床中各齒輪模數值應盡可能取相同 但因為 V 軸的轉速比較小 扭矩比較大 為了增加其強度和在主軸上能起到飛輪的作 用 需增加 V 軸齒輪的幾何尺寸 所以 本次設計中在 對齒輪模數均為 在 對齒輪上就取 12 5m 23m 2 2 2 齒輪分度圓直徑的計算 根據漸開線標準直齒圓柱齒輪分度圓直徑計算公式可得各個傳動副中齒輪 的分度圓直徑為 單位 mm 192 547 amd 1532 5amd 60 4810 3 a 36 a 1247bm 17bm 6d290d 1835c 136c 20m 2m 2 2 3 齒輪寬度 B 的確定 齒輪影響齒的強度 但如果太寬 由于齒輪制造誤差和軸的變形 可能接觸 不均勻 反而容易引起振動和噪音 一般取 B 6 10 m 本次設計中 取 主動輪寬度 B 9m 18mm 最后一對齒輪也取 B 79m 18mm 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 20 頁 共 76 頁 2 2 4 齒輪其他參數的計算 根據 機械原理 中關于漸開線圓柱齒輪參數的計算公式及相關參數的規(guī)定 齒輪的其他參數都可以由以上計算所得的參數計算出來 本次設計中 這些參 數在此不在一一計算 2 2 5 齒輪結構的設計 不同精度等級的齒輪 要采用不同的加工方法 對結構的要求也不同 七級 精度的齒輪 用較高精度的滾齒機或插齒機可以達到 但淬火后 由于變形 精度將下降 因此 需要淬火的 7 級齒輪一般滾或插后要剃齒 使精度高于 7 級 或者淬火后再珩齒 6 級精度的齒輪 用精密滾齒機可以達到 淬火齒輪 必須達到 6 級 機床主軸箱中的齒輪齒部一般都需要淬火 2 2 6 齒輪的校核 接觸疲勞強度 計算齒輪強度用的載荷系數 包括使用系數 動載荷系數 齒間載KAKVK 荷分配系數 及齒向載荷分布系數 即 K 21 1 2507 1 658189 0AVHEHEKubmpad 查 表 得 將 數 據 代 入 得 Z 齒輪接觸疲勞強度滿足 因此接觸的應力小于許用的接觸應力 其他齒輪 也符合要求 故其余齒輪不需驗算 在此略去 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 21 頁 共 76 頁 2 3 軸的設計計算 2 3 1 各傳動軸軸徑的估算 滾動軸承的型號是根據軸端直徑確定的 而且軸的設計是在初步計算軸徑 的基礎上進行的 因此先要初算軸徑 軸的直徑可按扭轉強度法用下列公式進 行估算 30PdmnA 對于空心軸 則 0431dn 式中 P 軸傳遞的功率 KW n 軸的計算轉速 r min 其經驗值見表0A 取 的值為 1 5 1 計算各傳動軸傳遞的功率 P 根據電動機的計算選擇可知 本次設計所用的電動機額定功率 4dkwN 各傳動軸傳遞的功率可按下式計算 dpN 電 機 到 傳 動 軸 之 間 傳 動 效 率 由傳動系統(tǒng)圖可以看出 本次設計中采用了聯軸器和齒輪傳動 及軸承 則各軸傳遞的功率為 12340 94 0 9 1 所以 各傳動軸傳遞的功率分別為 10 943 76kwp 25 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 22 頁 共 76 頁 32 50943 2kwp 416 2 估算各軸的最小直徑 315pnd 本次設計中 考慮到主軸的強度與剛度以及制造成本的經濟性 初步選擇 主軸的材料為 40Cr 其他各軸的材料均選擇 45 鋼 取 A0 值為 115 各軸的計 算轉速可推算出為 123440 min 10 in 5 min 125 inrrrr 所以各軸的最小直徑為 3156 40d 32 76 8910md 33 2 7m 34 5 2 在以上各軸中 因有些軸上開有平鍵或花鍵 所以為了使鍵槽不影響軸的 強度 應將軸的最小直徑增大到 5 將增大后的直徑圓整后分別取各軸的最小 直徑為 2min3min4min0 25 30dd 對于主軸應該應用公式 3041PAn 故主軸為 34157 2 5md 考慮到軸上有花鍵 所以應將軸的最少直徑增大 5 將增大的直徑在圓整 后取 460m 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 23 頁 共 76 頁 2 3 2 各軸段長度值的確定 各軸段的長度值 應根據主軸箱的具體結構而定 且必須滿足以下的原則 應滿足軸承及齒輪的定位要求 2 3 3 軸的剛度與強度校核 1 軸的受力分析及受力簡圖 由主軸箱的展開圖可知 該軸的動力源由電動機通過彈性聯軸器傳遞過來 而后通過齒輪將動力傳遞到下一根軸 其兩端通過一對角接觸軸承將力轉移到 箱體上去 由于傳遞的齒輪采用的是直齒圓柱齒輪 因此其軸向力可以忽略不 計 所以 只要校核其在 XZ 平面和 YZ 平面的受力 軸所受載荷是從軸上零件 傳來的 計算時常將軸上的分布載荷簡化為集中力 其作用點取為載荷分布段 的中點 作用在軸上的扭矩 一般從傳動件輪轂寬度的中點算起 通常把軸當 作鉸鏈支座上的糧 支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關 其受力簡 圖如下 在 XZ 平面內 圖 2 1 XZ 平面受力分析 在 YZ 平面內 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 24 頁 共 76 頁 圖 2 2 YZ 平面受力分析 2 作出軸的彎矩圖 根據上述簡圖 分別按 XZ 平面及 YZ 平面計算各力產生的彎矩 并按計算 結果分別作出兩個平面的上的彎矩圖 則該軸在 XZ 平面內的彎矩圖為 圖 2 3 XZ 平面內的彎矩 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 25 頁 共 76 頁 同理可得在 YZ 平面內的彎矩圖為 圖 2 4 YZ 平面內的彎矩 3 作出軸的扭矩圖 由受力分析及受力簡圖可知 則扭矩圖為 圖 2 5 扭矩圖 4 作出總的彎矩圖 由以上求得的在 XZ YZ 平面的彎矩圖 根據 可得總22XZYM 的彎矩圖為 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 26 頁 共 76 頁 圖 2 6 合成彎矩圖 5 作出計算彎矩圖 根據已作出的總彎矩圖和扭矩圖 則可由公式 求 22caTM 出計算彎矩 其中 是考慮扭矩和彎矩的加載情況及產生應力的循環(huán)特性差異 的系數 因通常由彎矩產生的彎曲應力是對稱循環(huán)的邊應力 而扭矩所產生的 扭轉切應力則常常不是對稱循環(huán)的變應力 故在求計算彎矩時 必須計及這種 循環(huán)特性差異的影響 既當扭轉切應力為靜應力時 取 a 0 3 扭轉切應力為脈 動循環(huán)變應力時 取 a 0 6 若扭矩切應力也為對稱循環(huán)變應力時 則取 a 1 應本次設計中扭轉切應力為靜應力 所以取 a 0 3 則計算彎矩圖為 圖 2 7 計算彎矩圖 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 27 頁 共 76 頁 6 校核軸的強度 選擇軸的材料為 45 鋼 并經過調質處理 由機械設計手冊查得其許用彎曲 應力為 60MP 由計算彎矩圖可知 該軸的危險截面在 B 的作用點上 由于該作 用點上開有花鍵 由機械設計可查得其截面的慣性矩 24 3WdDdzD 其中 Z 為花鍵的數目 在本次設計中 所以其截6 23 8 6 bdz 面的慣性矩為 W 2984 2 3m 根據標準直齒圓柱齒輪受力計算公式可得圓周力與徑向力 12tTFd rtgF 其中 為小齒輪傳遞的扭轉 1 mN 為嚙合角 對標準齒輪 取 02 而 與 分別對應與 XZ 平面及平面 YZ 的力 各段軸的長度可從 2 號 A0tr 圖中得出 則根據前面的公式可得出該軸危險截面的計算彎矩為 mNMca 2 014 則該軸危險截面所受的彎曲應力為 MPca 6017 48 5423 所以該軸的強度滿足要求 其余各軸的校核步驟跟 軸一樣 在此就不在 校其余各軸 2 3 4 主軸的確定 主軸的構造和形狀主要決定與主軸上所安裝的刀具 夾具 傳動件 軸承 等零件的類型 數量 位置和安裝定位方法等 應能保證定位準確 安裝可靠 連接牢固 裝卸方便 并能傳遞足夠的轉矩 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 28 頁 共 76 頁 1 主軸材料的選擇 考慮到主軸的剛度及強度 選擇主軸的材料為 40Cr 并經過調質處理 2 主軸結構的確定 主軸直徑的選擇 根據機床主電動機功率來確定 1D P 2 96KW 屬于中等以上轉速 中等以下載荷的機床 可取 50 70mm 1 主軸內孔直徑 4440 61dKI D 其中 空心主軸的剛度和截面慣性矩0 實心主軸的剛度和截面慣性矩 當 則主軸的剛度急劇下降 故取 7 7 0 主軸的結構應根據主軸上應安裝的組件以及在主軸箱里的具體布置來確定 主軸的具體結構已在三維圖上表達清楚 提高主軸的性能措施 a 提高旋轉精度 提高主軸組件的旋轉精度 首先是要保證主軸和軸承具有一定的精度 此外還可以采取一些工藝措施 如選配法 裝配后精加工 b 改善動態(tài)特性 主軸應有較高的動剛度和較大的阻尼 使得主軸組件在一定副值的周期 性激振力作用下 受迫振動的振幅較小 通常 主軸組件的固有頻率是而后內 高的 遠遠高于主軸的最高轉速 故不必考慮共振問題 按靜態(tài)處理 c 控制主軸組件溫升 主軸運轉時滾動軸承的滾動體在滾道中磨擦 攪油 滑動軸承乘載油 膜受到剪切內磨擦 均會產生熱量 使軸承溫度上升 故控制主軸組件溫升和 熱變形 提高其熱穩(wěn)定性是十分必要的 主要有兩項措施 1 減少支承發(fā)熱量 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 29 頁 共 76 頁 2 采用散熱裝置 通常用熱源隔離法 熱源冷卻法和熱平衡法 主軸的主要尺寸是根據結構上確定的 一般的直徑取值都大于初始值的好 幾倍 故主軸的剛度一般都能滿足要求 在此就免于校核 2 4 離合器的選用 離合器在機器運轉中可將傳動系統(tǒng)隨時分離或接合 對離合器的要求有 接合平穩(wěn) 分離迅速徹底 調節(jié)和修理方便 外廓尺寸小 質量小 耐磨性好 和有足夠的散熱能力 操作方便省力 離合器的類型很多 常用的可分牙嵌式 和摩擦式 由主軸箱的結構尺寸限制 我選用了無滑環(huán)式多片摩擦式 由主軸 箱的結構尺寸限制 我選用了無滑環(huán)濕式多片摩擦電磁式離合器 此類型的離 合器防爆性能好 徑向尺寸較小 選型號 DLM9 25 其結構尺寸如下 12346 15 6 9508DeL 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 30 頁 共 76 頁 3 進給系統(tǒng)的設計計算 立式加工中心工作臺 X 軸 設 計 3 1 概述 1 技術要求 工作臺 工件和夾具的總質量 m 918 kg 所受的重力 W 9000N 其中 工 作臺的質量 所受的重力 W 5000N 工作臺最大行程 kgm510 mLP60 工作臺快速移動速度 工作臺采用滾動直線導軌 導軌的min 2axv 動 靜摩檫系數均為 0 01 工作臺的定位精度為 20 重復定位精度為 8 機床的工作壽命為 20000h 即工作時間為 10 年 機床采用主軸伺服電動機 額定功率 機床采用端面銑刀進行強kwpE4 力切削 銑刀直徑 主軸轉速 切削狀況如下表所示 mD20 min 160r 加工中心切削狀況 切削方式 進給速度 m min 時間比例 備注 強力切削 0 6 10 主電動機滿功率條件下切削 一般切削 0 8 30 粗加工 精加工切削 1 50 精加工 快速進給 20 10 空載條件下工作臺快速進給 2 總體方案設計 為了滿足以上技術要求 采取以下技術方案 1 工作臺工作面尺寸 寬度 長度 確定為 400mm 1200mm 2 工作臺導軌采用滾動直線導軌 3 對滾動絲杠螺母副進行預緊 4 采用伺服電動機驅動 5 采用錐環(huán)套筒聯軸器將伺服電動機與滾珠絲杠直連 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 31 頁 共 76 頁 3 2 設計計算 3 2 1 主切削力及其切削分力計算 1 計算主切削 FZ 根據已知條件 采用端面銑刀在主軸計算轉速下進行強力切削 銑刀直徑 主軸具有最大扭矩并能傳遞主電動機的全部功率 此時銑刀的切mD20 削速度為 smsnv 67 1 60124 363 若機械效率 則由公式可以計算主切削力 85 m FZ NvpFEz 93 205167 41033 2 計算各切削分力 根據經驗可得工作臺縱向切削力 橫向切削力 和垂直切削力 分F1c v 別為 Nz 37 849 20354 01 FzC 195zv 6 3 2 2 導軌摩檫力的計算 由公式計算在切削狀態(tài)下的導軌摩檫力 此時導軌摩檫系數 F 01 查表得導軌緊固力 則Nfg40 73 2 6 193 409 1 NWFvc 又由公式計算在不在切削狀態(tài)下的導軌摩檫力 和導軌靜摩檫力 0 F0 Nfg 0 0 N490 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 32 頁 共 76 頁 3 2 3 計算滾珠絲杠螺母副的軸向負載力 1 由公式計算最大軸向負載力 Famx Na 1 935 7 1203 84 1mx 2 由公式計算最小軸向負載力 aminNFa4 90min 3 2 4 滾珠絲杠的動載荷計算與直徑估算 1 確定滾珠絲杠的導程 L0 根據已知條件 取電動機的最高轉速 可得min 20minr minvL10210max0 2 計算滾珠絲杠螺母副的平均轉速和平均載荷 估算在各種切削方式下滾珠絲杠的軸向載荷 將估算結果填入下表 臥式加工中心滾珠絲杠的計算 切削方式 軸向載 荷 N 進給速度 m min 時間比 例 備注 強力切削 935 1 6 01 v10 Famx1 一般切削 粗加工 277 44 8230 a 20mxin2 精細切削 精加工 137 16 13 v50 aa5xmin3 快移和鉆 鏜定位 90 4 max410 FaMIN4 計算滾珠絲杠螺母副在各種切削方式下的轉速 i mn 60i 106 301 rrLvn 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 33 頁 共 76 頁 min 80i 108 302 rrLvn i 1i 303 in 20in 12304 rrv 由公式計算滾珠絲杠螺母副的平均轉速 m in 280i 2010581360 21 rrqnqnm 其中 代表時間比例系數n 由公式計算滾珠絲杠螺母副的平均載荷 mFN NqnqFmmmm43 271 102810528103281086 3333 3231 4 96 74795 3 確定滾珠絲杠預期的額定動載荷 Cam 由預期工作時間按公式計算 查表 載荷性質系數 wf 載荷性質 無沖擊 很平 穩(wěn) 輕微沖擊 伴有沖擊或振 動wf 1 1 2 1 2 1 5 1 5 2 根據載荷性質 有輕微沖擊 取載荷性質 1 3 wf 查表 精度系數 af 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 34 頁 共 76 頁 精度等級 1 2 3 4 5 7 10af 1 0 9 0 8 0 7 根據初步選擇滾珠絲杠的精度等級為 2 級精度 取精度系數 1 af 查表 可靠性系數 cf 可靠性 90 95 96 97 98 99cf 1 0 62 0 53 0 44 0 33 0 21 一般情況下可靠性應達到 97 故取可靠性系數 4 0 cf NfFLnCcawmham 21 57 1327280610633 因對滾珠絲杠螺母副將實施預緊 所以還可以按公式估算最大軸向載荷 查表 預加載荷系數 ef 預加載荷類型 輕預載 中預載 重預載wf 6 7 4 5 3 4 按中預載選取預加載荷系數 則 5 4 efNFfCaeam 92071 935 4x 確定滾珠絲杠預期的額定動載荷 取上兩種結果的最大值 即CamNam21 57 按精度要求確定允許的滾珠絲杠的最小螺紋底經 dm2 估算允許的滾珠絲杠的最大軸向變形 已知工作臺的定位精度為 20 重復定位精度為 8 根據公式計算以m 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 35 頁 共 76 頁 及定位精度和重復定位精度的要求得 m 467 28 13 1max 50 45 2ax 取上述計算結果的最小值 即 67 2max 估算允許的滾珠絲杠的最小螺紋底徑 d 本工作臺 X 軸 滾珠絲杠螺母副的安裝方式擬采用一端固定 一端游動的 支承方式 滾珠絲杠螺母副的兩個固定支承之間的距離為 mLL1403064 125 20 行 程取 行 程 支 承 長 度螺 母 長 度余 程安 全 行 程行 程 又 可得 90NF Ldm 3 1567 2908 78 max2 3 2 5 初步確定滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號 根據計算所得的 和結果的需要 初步選擇 FFZD 型內循環(huán)墊0LamCd2 片預緊螺母式滾珠絲杠螺母副 型號為 FFZD4010 3 其公稱直徑 基本導0d 程 額定動載荷 和絲杠底徑 如下 0La2 mNNdcaa35 13 4270 220 故滿足要求 3 2 6 確定滾珠絲杠螺母副的預緊力 pF 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 36 頁 共 76 頁 由式得 NFap 7 31 9531mx 3 2 7 確定滾珠絲杠螺母副支承用軸承的規(guī)格型號 1 由公式計算軸承所承受的最大軸向載荷 FBmax NaB1 935mxx 2 計算軸承的預緊力 Bp FBp 7 31 9531max 3 計算軸承的當量軸向載荷 Bam NBpam 13 584 271 4 由式計算軸承的基本額定動載荷 C 已知軸承的工作轉速與滾珠絲杠的當量轉速 相同 取 nmmin 280r 軸承的基本額定載荷壽命 軸承所承受的軸向載荷hL 20 軸承的徑向載荷 和軸向載荷 分別為NFBam13 58 Fra NBamxr 57 291 013586cos0 3 in 因為 所以查表得 徑向系數 X 軸向系數 Y 分別 17 24 57 29130 ra 為 故 YX NnPCYLFhar 8 5720861094 827610 9423 533 5 確定軸承的規(guī)格型號 因為滾珠絲杠螺母副擬采用一端固定 一端游動的支承方式 所以將在固 定端選用 角接觸球承組背對背安裝 以承受兩個方向的軸向力 由于滾珠06 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 37 頁 共 76 頁 絲杠螺母副的底徑 為 所以選擇軸承的內徑 為 以滿足滾d2m3 4dm30 珠絲杠結構的需要 選擇國產 角接觸球承兩件一組背對背安裝 型號為06 760206TNI P4DFA 尺寸 內徑 外徑 寬度 為 選用1603 油脂潤滑 該軸承的預載荷能力 為 1450N 大于計算所得的軸承預緊力FBp 在油脂潤滑狀態(tài)下的極限轉速為 高于本機床滾珠NFBp7 31 min 2r 絲杠的最高轉速 故滿足要求 該軸承的額定動載荷為 min 20maxr 而該軸承在 工作壽命下的基本額定動載荷 c260 h NC8 57 故也滿足要求 3 3 工作臺部件的裝配圖設計 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 38 頁 共 76 頁 3 4 滾珠絲杠螺母副的承載能力的校驗 3 4 1 滾珠絲杠螺母副臨界壓縮載荷 的校驗Fc 根據圖得滾珠絲杠螺母副的最長受壓長度 絲杠水平安裝時 mL761 由 公 式 得查 表 得 2 31 K NLdFc 41 5726310763 4210 4521 本工作臺滾珠絲杠螺母副的最大軸向壓縮載荷為 遠小于其 9maxF 臨界壓縮載荷 的值 故滿足要求 c 3 4 2 滾珠絲杠螺母副臨界轉速 的校驗nc 由圖可得滾珠絲杠螺母副臨界轉速的計算長度 其彈性模量L7802 MPaE510 2 已知材料密度 安全 108 9 108 7 2335 smgmNg 重 力 加 速 度 系數 由表得與支承有關的系數 8 01K927 滾珠絲杠的最小慣性矩為 4442603 61 mId 滾珠絲杠的最小截面積為 222 54 93 341 4A 由式得 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 39 頁 共 76 頁 min 853in 54 923108 710862014 32968 026 351 rrAEILKnc 本工作臺滾珠絲杠螺母副的最高轉速為 2000r min 遠小于其臨界轉速 故 滿足要求 3 4 3 滾珠絲杠螺母副額定壽命的校驗 查表得滾珠絲杠螺母的額定動載荷 軸向載荷 NCa30 NFa1 935 運轉條件系數 滾珠絲杠的轉速 由公式得2 1 fw min 2r hnL rfFhwa 15920206 19 10 9 396363 一般來講 在設計數控機床時 應保證滾珠絲杠螺母副的總工作壽命 故滿足要求 20Lh 3 5 計算機械傳動系統(tǒng)的剛度 3 5 1 機械傳動系統(tǒng)的剛度計算 1 計算滾珠絲杠的拉壓剛度 Ks 本機床工作臺的絲杠支承方式為一端固定 一端游動 由圖可知 滾珠絲 杠螺母中心至固定端的距離 時 滾珠絲杠具有最小拉壓剛度 由LYa Ksmin 式得 NmEdKYs 42 53 763 4105 42232min 當 時 滾珠絲杠螺母副具有最大拉壓剛度 由公式aLJ16 smin 得 NEdYs 59 162 163 405 42232max 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 40 頁 共 76 頁 2 計算滾珠絲杠螺母副支承軸承的剛度 Kb 已知軸承接觸角 滾動體直徑 滾動體個數 軸06 md14 7 17 Z 承的最大軸向工作載荷 可得NFB 935maxN mNZdKQb 52 48 60sin 9357 3 2sin3 2222 3 計算滾珠與滾道的接觸剛度 Ks 查表得滾珠絲杠的剛度 額定動載荷 滾珠mN 973 Ca30 絲杠上所承受的最大軸向載荷 又公式得FB1 5ax mNKCas 72 659 30 971 033mx 4 計算進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度 K 由公式得進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度的最大值為 046 72 6591 4859 1621maxax Kcbs 故 N 4 27 由公式得進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度的最小值為 074 2 6591 482 53111minin cbs 故 NK 6 3i 3 5 2 滾珠絲杠螺母副的扭轉剛度計算 由圖可知 扭轉作用點之間的距離 剪切模量mL10482 MPaG410 8 滾珠絲杠的底徑 故由公式得 3 42md 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 41 頁 共 76 頁 radmNradmNGLdK 35 10497 104832 1 323644 3 6 驅動電動機的選型與計算 3 6 1 計算折算到電動機軸上的負載慣量 1 計算滾珠絲杠的轉動慣量 Jr 已知滾珠絲杠的密度 可得33 108 7cmKg 2 24444314384 1 9387 8 52 07cmkg cmkgLDJJnjr 2 計算聯軸器的轉動慣量 0 2243430 39 78 76178 17 ckgckgLdJ 3 由公式計算折算到電動機軸上的移動部件的轉動慣量 JL 已知機床執(zhí)行部件 即工作臺 工件和夾具 的總質量 電動機kgm918 每轉一圈 機床執(zhí)行部件在軸向移動的距離 則 0 1L 222 2 8 34 3918ckgckgLmJ 4 由式計算加在電動機軸上總的負載轉動慣量 Jd 220 5 498 239 784 1 cmkgckgJLrd 3 6 2 計算折算到電動機軸上的負載力矩 1 由式計算切削負載力矩 Tc 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 42 頁 共 76 頁 切削狀態(tài)下坐標軸的軸向負載力 電動機每轉一圈 NFa1 935mx 機床執(zhí)行部件在軸向移動的距離 進給傳動系統(tǒng)的總效率 0 1L 則90 mNTac 6 19 01432 5 2 由式計算摩擦負載力矩 在不切削狀態(tài)下坐標軸的軸向負載力 故 4 0F mNLT 16 9 1432 0 3 由式計算滾珠絲杠的預緊而產生的附加負載力矩 Tf 滾珠絲杠螺母副的預緊力 滾珠絲杠螺母副的基本導程p7 滾珠絲杠螺母副的效率 則 01 mL 94 0 mNFTpf 065 94 01 4327 12200 3 6 3 計算坐標軸折算到電動機軸上各種所需的力矩 1 由公式計算線性加速力矩 Ta1 已知機床執(zhí)行部件以最快速度運動時電動機的最高轉速 電動機的轉動慣量 坐標軸的負載慣量min 20maxr 2 6cmkgJm 取進給伺服系統(tǒng)的位置環(huán)增益 則加速時間251 49ckgJd 0Hzs 故 stsa 03 mNckdf cmkdftk eeJtnTasdaa 78 1485 10 15 49621 09864 32 962 15 02mx 2 計算階躍加速力矩 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 43 頁 共 76 頁 加速時間 故 05 21sktsa mNckdf cmkdfJt nTdaap 69 438 476 51 49621 084 32mx 計算坐標軸所需的折算到電動機軸上的各種力矩 由公式計算線性加速時的空載啟動力矩 Tq mNTfaq 05 1065 1 78 4 1 由公式計算階躍加速時的空載啟動力矩 q fapq 92 46 9 由公式計算空載時的快進力矩力矩 KJ mNTfKJ 25 065 01 由公式計算切削時的工進力矩 GJ mNfcGJ 7 1 6 3 6 4 選擇驅動電動機的型號 1 選擇驅動電動機的型號 根據以上計算和表格 選擇日本 FANUC 公司生產的 a12 3000i 型交流伺服 電動機為驅動電動機 其主要技術參數如下 額定功率 3KW 最高轉速 3000r min 額定力矩 轉動慣量 質量 18kg mN 1226cmkg 交流伺服電動機的加速力矩一般為額定力矩的 5 10 倍 若按 5 倍計算 該電動機的加速力矩為 均大于本機床工作臺線性加速時的空載啟動60 力矩 或階躍加速時的空載啟動力矩 所以 不Tq 78 14 NTq 92 46 管采用何種加速方式 本電動機均滿足加速力矩要求 該電動機的額定力矩為 均大于本機床工作臺的快進力矩mN 12 或工進力矩 因此 不管是快進還是工進 NKJ 25 0TGJ 75 本電動機均滿足驅動力矩的要求 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 44 頁 共 76 頁 2 慣性匹配驗算 為了使機械傳動系統(tǒng)的慣量達到較合理的匹配 系統(tǒng)的負載慣量 與伺服Jd 電動機的轉動慣量 之比一般應滿足下式 即Jm 125 0 Jmd 在本設計中 故滿足要求 861 49 Jmd 3 7 機械傳動系統(tǒng)的動態(tài)分析 3 7 1 計算絲杠 工作臺縱向振動系統(tǒng)的最低固有頻率 nc 已知滾珠絲杠螺母副的綜合拉壓剛度 滾珠絲杠 10356min0NK 螺母副和機床執(zhí)行部件的等效質量為 其中 分別為機sd s 床執(zhí)行部件的質量和滾珠絲杠螺母副的質量 已知 則 98kg kgms 3 108 7510432 ksd 2 93 sradsrJKsnc 378 216 0 3 7 2 計算扭轉振動系統(tǒng)的最低固有頻率 nt 折算到滾珠絲杠軸上的系統(tǒng)的總當量轉動慣量為 2220 06 3 639 784 1 mkgckgcmkgJrs 又絲杠的扭轉剛度 則 5104radNKs ssJsnt 209 6 7 由以上計算可知 絲杠 工作臺縱向振動系統(tǒng)的最低固有頻率 扭轉振動系統(tǒng)的最低固有頻率 都比較高 一sradnc 38 sradnt 般按 的要求來設計機械傳動系統(tǒng)的剛度 故滿足要求 0 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 45 頁 共 76 頁 3 8 機械傳動系統(tǒng)的誤差計算與分析 3 8 1 計算機械傳動系統(tǒng)的反向死區(qū) 已知進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度的最小值 導軌的 10356minNK 靜摩擦力 由公式得NF4 90 K3363min 107 1054 9212 即 故滿足要求 67 3 3 8 2 計算機械傳動系統(tǒng)由綜合拉壓剛度變化引起的定位誤差 maxk 由公式得 mk Fk 33663maxin0max 1027 10271 34 9 即 故滿足要求 k 27 0max 3 8 3 計算滾珠絲杠因扭轉變形產生的誤差 1 由公式計算由扭矩引起的滾珠絲杠螺母副的變形量 負載力矩 由圖得扭矩作用點之間的距離MNTkj 25 絲杠底徑 則mL0482 md3 4 04242 12 3 810 71 7 L 2 由該扭轉變形量 引起的軸向移動滯后量 將影響工作臺的定位精度 由公式得 mm 3 0 3601 0 3 9 確定滾珠絲杠螺母副的精度等級和規(guī)格型號 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 46 頁 共 76 頁 1 確定滾珠絲杠螺母副的精度等級 本機床工作臺采用半閉環(huán)控制系統(tǒng) 應滿足下列要求eVpP 30 mmkpPeV 5 18 0 5 13 028max3 定 位 精 度定 位 精 度 滾珠絲杠螺母副擬采用的精度等級為 2 級 查表得 查 30P 表得 當螺紋長度為 時 故滿足設計要求 50 ep 2 確定滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號 滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號為 FFZD4010 3 P2 1105 850 其具體參數如下 公稱直徑與導程 40mm 10mm 螺紋長度 850mm 絲杠長度 1150mm 類型與 精度 P 類 2 級精度 3 10 滾珠絲桿副的預緊方式 為了消除間隙和提高滾珠絲桿副的剛度 可以預加載荷 使它在過盈的條 件下工作 常用的預緊方式有 雙螺母墊片式預緊 雙螺母螺紋式預緊 雙螺 母齒差式預緊等 預緊后的剛度可提高到無預緊時的 2 倍 但是 預緊載荷過 大 將使壽命下降和摩擦力矩加大 通常 滾珠絲桿在出廠時 就已經由制造 商調好預加載荷 并且預加載荷往往與絲桿副的額定動載荷有一定的比例關系 雙螺母墊片式預緊 調整方法 調整墊片厚度 使螺母產生軸向位移 特點 結構見到 裝卸方便 剛度高 但調整不便 滾道有磨損時 不能隨 時消除間隙和預緊 適用于高剛度重載傳動 雙螺母螺紋式預緊 調整方法 調整端部的圓螺母 使螺母產生軸向位 移 結構緊湊 工作可靠 調整方便 但準確性差 且易于松動 適用于剛 度要求不高或隨時調節(jié)預緊的傳動 雙螺母齒差式預緊 調整方法 兩邊的下螺母的凸緣上有外齒 分別與 緊固的螺母座 4 的內齒圈 兩個螺母向相同方向旋轉 每轉過一個齒 調整軸 向位移 能夠精確地調整預緊力 但結構尺寸較大 裝配調整比較復雜 適 宜用于高度精度的傳動結構 購買后包含有 CAD 圖紙和說明書 咨詢 Q401339828 第 47 頁 共 76 頁 3 11 齒輪傳動消隙 齒輪傳動的間隙也叫側隙 它是指一個齒輪固定不動 另一個齒輪能夠作 出的最大角位移 傳動間隙是不可避免的 其產生的這樣原因有 由于制造及 裝配