毕业设计论文-CA6140车床经济型数控改装的设计 精品推荐

1 绪论
1 绪论
1.1课题背景
1946年诞生了世界上第一台电子计算机，这表明人类创造了可增强和部分代替脑力劳动的工具。

它与人类在农业、工业社会中创造的那些只是增强体力劳动的工具相比，起了质的飞跃，为人类进入信息社会奠定了基础。

6年后，即在1952年，计算机技术应用到了机床上，在美国诞生了第一台数控机床。

我国目前机床总量380余万台，而其中数控机床总数只有11.34万台，即我国机床数控化率不到3％。

近10年来，我国数控机床年产量约为0.6～0.8万台，年产值约为18亿元。

机床的年产量数控化率为6％。

我国机床役龄10年以上的占60％以上；10年以下的机床中，自动/半自动机床不到20％，FMC/FMS等自动化生产线更屈指可数（美国和日本自动和半自动机床占60％以上）。

可见我们的大多数制造行业和企业的生产、加工装备绝大数是传统的机床，而且半数以上是役龄在10年以上的旧机床。

用这种装备加工出来的产品普遍存在质量差、品种少、档次低、成本高、供货期长，从而在国际、国内市场上缺乏竞争力，直接影响一个企业的产品、市场、效益，影响企业的生存和发展。

所以必须大力提高机床的数控化率。

在美国、日本和德国等发达国家，它们的机床改造作为新的经济增长行业，生意盎然，正处在黄金时代。

由于机床以及技术的不断进步，机床改造是个"永恒"的课题。

我国的机床改造业，也从老的行业进入到以数控技术为主的新的行业。

在美国、日本、德国，用数控技术改造机床和生产线具有广阔的市场，已形成了机床和生产线数控改造的新的行业。

在美国，机床改造业称为机床再生（Remanufacturing）业。

从事再生业的著名公司有：Bertsche工程公司、ayton机床公司、Devlieg-Bullavd（得宝）服务集团、US设备公司等。

美国得宝公司已在中国开办公司。

在日本，机床改造业称为机床改装（Retrofitting）业。

从事改装业的著名公司有：大隈工程集团、岗三机械公司、千代田
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工机公司、野崎工程公司、滨田工程公司、山本工程公司等。

1.2机床改造的内容及意义
1.2.1研究意义
企业要在当前市场需求多变，竞争激烈的环境中生存和发展就需要迅速地更新和开发出新产品，以最低价格、最好的质量、最短的时间去满足市场需求的不断变化。

而普通机床已不适应多品种、小批量生产要求，数控机床则综合了数控技术、微电子技术、自动检测技术等先进技术，最适宜加工小批量、高精度、形状复杂、生产周期要求短的零件。

当变更加工对象时只需要换零件加工程序，无需对机床作任何调整，因此能很好地满足产品频繁变化的加工要求。

普通车床经过多次大修后，其零部件相互连接尺寸变化较大，主要传动零件几经更换和调整，故障率仍然较高，采用传统的修理方案很难达到大修验收标准，而且费用较高。

因此合理选择数控系统是改造得以成功的主要环节。

数控机床在机械加工行业中的应用越来越广泛。

数控机床的发展，一方面是全功能、高性能；另一方面是简单实用的经济型数控机床，具有自动加工的基本功能，操作维修方便。

经济型数控系统通常用的是开环步进控制系统，功率步进电机为驱动元件，无检测反馈机构，系统的定位精度一般可达±0.01至0.02mm，已能满足CW6140车床改造后加工零件的精度要求。

1.2.2主要研究内容及技术路线
(1)纵向和横向滚珠丝杠的选型及校核。

(2)纵向和横向步进电机的选择。

(3)主轴交流伺服电机的选择与校核。

(4)其他元件的选择。

1.3 机床的经济型数控化改造主要解决的问题
(1) 恢复原功能，对机床、生产线存在的故障部分进行诊断并恢复。

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(2) NC化，在普通机床上加数显装置，或加数控系统，改造成NC 机床、CNC机床。

(3) 翻新，为提高精度、效率和自动化程度，对机械、电气部分进行翻新，对机械部分重新装配加工，恢复原精度；对其不满足生产要求的CNC系统以最新CNC进行更新。

(4) 技术更新或技术创新，为提高性能或档次，或为了使用新工艺、新技术，在原有基础上进行较大规模的技术更新或技术创新，较大幅度地提高水平和档次的更新改造。

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2 数控系统的选择
2 数控系统的选择
数控系统主要有三种类型，改造时，应根据具体情况进行选择。

2.1步进电机拖动的开环系统
系统的伺服驱动装置主要是步进电机、功率步进电机、电液脉冲马达等。

由数控系统送出的进给指令脉冲，经驱动电路控制和功率放大后，使步进电机转动，通过齿轮副与滚珠丝杠副驱动执行部件。

只要控制指令脉冲的数量、频率以及通电顺序，便可控制执行部件运动的位移量、速度和运动方向。

这种系统不需要将所测得的实际位置和速度反馈到输入端，故称该之为开环系统，该系统的位移精度主要决定于步进电机的角位移精度，齿轮丝杠等传动元件的节距精度，所以系统的位移精度较低。

该系统结构简单，调试维修方便，工作可靠，成本低，易改装成功。

2.2异步电动机或直流电机拖动，光栅测量反馈的闭环数控系统
该系统与开环系统的区别是：由光栅、感应同步器等位置检测装置测得的实际位置反馈信号，随时与给定值进行比较，将两者的差值放大和变换，驱动执行机构，以给定的速度向着消除偏差的方向运动，直到给定位置与反馈的实际位置的差值等于零为止。

闭环进给系统在结构上比开环进给系统复杂，成本也高，对环境室温要求严。

设计和调试都比开环系统难。

但是可以获得比开环进给系统更高的精度，更快的速度，驱动功率更大的特性指标。

可根据产品技术要求，决定是否采用这种系统。

2.3交/直流伺服电机拖动，编码器反馈的半闭环数控系统
半闭环系统检测元件安装在中间传动件上，间接测量执行部件的位置。

它只能补偿系统环路内部部分元件的误差，因此，它的精度比闭环
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系统的精度低，但是它的结构与调试都较闭环系统简单。

在将角位移检测元件与速度检测元件和伺服电机作成一个整体时则无需考虑位置检测装置的安装问题。

当前生产数控系统的公司厂家比较多，国外著名公司的如德国SIEMENS公司、日本FANUC公司；国内公司如中国珠峰公司、北京航天机床数控系统集团公司、华中数控公司和沈阳高档数控国家工程研究中心。

选择数控系统时主要是根据数控改造后机床要达到的各种精度、驱动电机的功率和用户的要求,所以依据改造的具体要求选用上海通用数控公司KT400-T经济型车床数控系统和KT300步进驱动装置.
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3 机械部分的改造
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3 机械部分的改造
为了充分发挥数控系统的技术性能，保证改造后的车床在系统控制
下重复定位精度，微机进给无爬行，使用寿命长、外型美观，机械部分
作了如下改动。

(1) 床身 为了使改造后的机床有较高的开动率和精度保持性，除尽可
能地减少电器和机械故障的同时，应充分考虑机床零件、部件的耐磨性，
尤其是机床导轨的耐磨性。

增加耐磨性的方法有1，增加导轨的表面强
度如：淬火；2，降低摩擦系数μ等。

当前国内外数控机床的床身等大件多采用普通铸铁。

而导轨则采用
淬硬的合金钢材料，其耐磨性比普通铸铁导轨高5至10倍。

据此，在
改造中利用旧床身，采用淬火制成导轨，贴塑用螺钉和粘剂固定在铸铁
床身上。

粘接前的导轨工作表面采用磨削加工，表面粗糙度Ra0.8mm ，以提
高粘接强度。

(2) 主轴变速箱 选用数控系统,主运动方式和传统机床一样都要求有
十分宽广的变速范围（1～16）来保证加工时选择合理的切速，从而获
得较高的生产率和表面质量,所以要根据具体情况对主轴边速箱进行改
造。

(3) 拖板 拖板是数控系统直接控制的对象，不论是点位控制还是连续
控制，对被加工零件的最后坐标精度将受拖板运动精度、灵敏度和稳定
性的影响。

对于应用步进电机作拖动元件的开环系统尤其是这样。

因为
数控系统发出的指令仅使拖板运动而没有位置检测和信号反馈，故实际
移动值和系统指令值如果有差别就会造成加工误差。

因此，除了拖板及
其配件精度要求较高外，还应采取以下措施来满足传动精度和灵敏度要
求。

①在传动装置的布局上采用减速齿轮箱来提高传动扭矩和传动精度
(分辨率为0.01mm)。

传动比计算公式为：
i=θb L 0/360δp
（3-1）
式中：θ为步进电机的步距角(度)；L 0为丝杠螺距，mm ；δ为脉
冲当量，即要求的分辨率，mm 。

②在齿轮传动中，为提高正、反传动精
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度必须尽可能的消除配对齿轮之间的传动间隙，其方法有两种，柔性调整法和刚性调整法。

柔性调整法是指调整之后的齿轮侧隙可以自动补偿的方法，在齿轮的齿厚和齿距有差异的情况下，仍可始终保持无侧隙啮合。

但将影响其传动平稳性，而且这种调整法的结构比较复杂，传动刚度低。

刚性调整法是指调整之后齿轮侧隙不能自动补偿的调整方法，它要求严格控制齿轮的齿厚及齿距误差，否则传动的灵活性将受到影响。

但用这种方法调整的齿轮传动有较好的传动刚度，而且结构比较简单。

在设备改造中应用的配对齿轮侧隙方法是刚性调整法。

③采用滚珠丝杠代替原滑动丝杠，提高传动灵敏性和降低功率、步进电机力矩损失。

(4) 自动换刀装置为了满足在一台机床上一次装夹完成多工序加工，可采用自动刀架。

自动刀架不但可代替普通车床手动刀架，还可用作数控机床微机控制元件。

刀架体积小，重复定位精度高，适用于强力车削并安全可靠。

(5) 拖板箱采用数控系统控制。

拆除原拖板箱，利用此位置安装新拖板箱，新拖板箱除固定在滚珠丝杠的螺母上。

挂轮箱、走刀箱拆除，在此两个位置分别装控制螺纹加工的主轴脉冲编码器和拖板轴向伺服元件功率步进电机及减速箱。

使改造后的机床外型美观、合理。

改造后机床的启动、停机均由数控系统完成，故拆除原机床操纵杆，变向杠、立轴等杠杆零件。

3.1 滚珠丝杠的选择
3.1.1滚珠丝杠副的特点
滚珠丝杠副具有与滚动轴承相似的特征。

与滑动丝杠副或液压缸传动相比，有以下主要特点：
（1）传动效率高滚珠丝杠的传动效率可达85%~98%，为滑动丝杠副的2~4倍，由于滚珠丝杠副的传动效率高，对机械小型化，减
少启动后的颤动和滞后时间以及节约能源等方面，都具有重要
意义。

（2）运动平稳滚珠丝杠副在工作过程中摩擦阻力小，灵敏度高，而且摩擦系数几乎与运动速度无关，启动摩擦力矩与运动时的
摩擦力矩的差别很小。

所以滚珠丝杠副运动平稳，启动时无颤
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动，低速时无爬行。

（3） 传动可逆性 与滑动丝杠副相比，滚动丝杠副突出的特点是具
有运动的可逆性。

正逆传动的效率几乎可高达98%。

滚珠丝杠副
具有运动的可逆性，但是没有象滑动丝杠副那样运动具有自锁
性。

因此，在某些机构中，特别是垂直升降机构中使用滚珠丝
杠副时，必须设置防止逆转的装置。

（4） 可以预紧 通过对螺母施加预紧力能消除滚珠丝杠副的间隙，
提高轴向接触刚度，但摩擦力矩却增加不大。

（5） 定位精度和重复定位精度高 由于滚珠丝杠副具有传动效率
高，运动平稳，可以预紧等特点，所以滚珠丝杠副在工作过程
中温升较小，无爬行。

并可消除轴向间隙和对丝杠进行预紧拉
伸以补偿热膨胀，能获得较高的定位精度和重复定位精度。

（6） 同步性好 用几套相同的滚珠丝杠副同时驱动相同的部件和装
置时，由于反应灵敏，无阻滞，无滑移，其启动的同时性，运
行中的速度和位移等，都具有准确的一致性，这就是所谓同步
性好。

（7） jmax M 使用寿命长 滚珠丝杠和螺母的材料均为合金钢，螺纹滚
道经过热处理，并淬硬至HRC58-62,经磨削达到所需的精度和表
面粗糙度。

实践证明，滚珠丝杠副的使用寿命比普通滑动丝杠
副高5~6倍。

（8） 使用可靠，润滑简单，维修方便 与液压传动相比，滚珠丝杠
副在正常使用条件下故障率低，维修保养也极为方便；通常只
需进行一般的润滑与防尘。

在特殊使用场合，如核反应堆中的
滚珠丝杠副，可在无润滑状态下正常工作。

3.1.2. 纵向滚珠丝杠螺母副的型号选择与校核步骤
(1)最大工作载荷计算 滚珠丝杠上的工作载荷Fm (N) 是指滚珠丝
杠副的在驱动工作台时滚珠丝杠所承受的轴向力，也叫做进给牵引力。

它包括滚珠丝杠的走刀抗力及与移动体重力和作用在导轨上的其他切
削分力相关的摩擦力。

由于原普通CA6140车床的纵向导轨是三角形导轨，则用公式3-2
计算工作载荷的大小。

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)('G Fv f KFl Fm ++=
（3-2）
1）车削抗力分析 车削外圆时的切削抗力有Fx 、Fy 、Fz ，主切削力
Fz 与切削速度方向一致，垂直向下，是计算车床主轴电机切削功率的主
要依据。

且深抗力Fy 与纵向进给方向垂直，影响加工精度或已加工表
面质量。

进给抗力Fx 与进给方向平行且相反指向，设计或校核进给系
统是要用它。

纵切外圆时，车床的主切削力Fz 可以用下式计算：
F F z z Fz z X y n z F p Fz F C f αν=K
（3-3）
=5360(N)
由<<金属切削原理>>知:
Fz:Fx:Fy=1:0.25:0.4
(3-4)
得 Fx=1340(N)
Fy=2144(N)
因为车刀装夹在拖板上的刀架内，车刀受到的车削抗力将传递到进
给拖板和导轨上，车削作业时作用在进给拖板上的载荷Fl 、Fv 和Fc 与
车刀所受到的车削抗力有对应关系，因此，作用在进给拖板上的载荷可
以按下式求出：
拖板上的进给方向载荷 Fl=Fx=1340(N)
拖板上的垂直方向载荷 Fv=Fz=5360(N)
拖板上的横向载荷 Fc=Fy=2144(N)
因此，最大工作载荷 )('G Fv f KFl Fm ++=
=1.15⨯1340+0.04⨯(5360+90⨯9.8)
=1790.68(N)
对于三角形导轨 K=1.15 ，f ′=0.03~0.05,选f ′=0.04(因为
是贴塑导轨)，G 是纵向、横向溜板箱和刀架的重量，选纵向、横向溜板
箱的重量为75kg,刀架重量为15kg.
(2) 最大动载荷C 的计算 滚珠丝杠应根据额定动载荷Ca 选用，
可用式3-5计算：
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10 C=
fm Fm L 3
(3-5)
L 为工作寿命，单位为106r,L=60nt/106;n 为丝杠转速（r/min ）,n=。

L v 1000;v 为最大切削力条件下的进给速度（m/min ）,可取最高进给速度的1/2~1/3;L0为丝杠的基本导程，查资料得L 。

=12mm ；
fm 为运转状态系数，因为此时是有冲击振动，所以取fm=1.5。

V 纵向=1.59mm/r ⨯1400r/min=2226mm/min
n 纵向=v 纵向⨯1/2 /L 。

=2226⨯1/2 /12=92.75r/min
∴ L=60nt/106=60⨯92.75⨯15000 /106=83.5
则 C= fmFm L 3=35.83⨯1.5⨯1790.68=11740(N)
初选滚珠丝杆副的尺寸规格，相应的额定动载荷Ca 不得小于最大
动载荷C:因此有
Ca>C=11740N.
另外假如滚珠丝杠副有可能在静态或低速运转下工作并受载，那么
还需考虑其另
一种失效形式-滚珠接触面上的塑性变形。

即要考虑滚珠丝杠的额定静
载荷Coa 是否充分地超过了滚珠丝杠的工作载荷Fm,一般使
Coa/Fm=2~3.
初选滚珠丝杠为：外循环，因为内循环较外循环丝杠贵，并且较难
安装。

考虑到简易经济改装，所以采用外循环。

因此初选滚珠丝杠的型号为CD63×8-3.5-E 型，主要参数为
Dw=4.763mm,L 。

=8mm,dm=63mm,λ=2º19´，圈数⨯列数3.5⨯1
(3) 纵向滚珠丝杠的校核
1)传动效率计算 滚珠丝杠螺母副的传动效率为η
η
=tg λ/tg(λ+φ)=tg2º19´/tg(2º19´+10´)=92%
(3-6)
2)刚度验算 滚珠丝杠副的轴向变形将引起导程发生变化，从而
影响其定位精度和运动平稳性，滚珠丝杠副的轴向变形包括丝杠的拉压
变形，丝杠与螺母之间滚道的接触变形，丝杠的扭转变形引起的纵向变
形以及螺母座的变形和滚珠丝杠轴承的轴向接触变形。

1丝杠的拉压变形量δ1
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δ1=±FmL / EA
(3-7)
=±1790.68⨯2280 / 20.6⨯10⨯π⨯(31.5)² = 0.0064mm
2 滚珠与螺纹滚道间的接触变形量δ2 采用有预紧的方式，
因此用公式 δ2= 0.0013⨯
3
2
∑
DwFyjZ Fm
(3-8)
=3
2
36.1453
68
.1790763.468
.17900013.0⨯⨯⨯
=0.0028mm
在这里 yj F =1/3Fm=1/3⨯1790.68=597N
Z=π dm/Dw=3.14⨯63/4.763=41.53
Z Σ=41.53⨯3.5⨯1=145.36
丝杠的总变形量δ=δ1+δ2=0.0064+0.0028=0.0092mm<0.015mm 查表知E 级精度丝杠允许的螺距误差为0.015mm,故所选丝杠合格。

3)压杆稳定性验算
滚珠丝杠通常属于受轴向力的细长杆，若轴向工作负载过大，将使丝杠失去稳定而产生纵向屈曲，即失稳。

失稳时的临界载荷为Fk
k F =fz π2EI/L 2 （3-9）
式中：E 为丝杠材料弹性模量，对钢E=20.6⨯10 4Mpa; I 为截面惯性矩，对丝杠圆截面I=πd14/64（mm 4）(d1为丝杠的底径)；L 为丝杠的最大工作长度（mm ）;fz 为丝杠的支撑方式系数由表3-1查得。

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由k F =fz π2EI/L 2 且 fz=2.0 ， E=20.6⨯104
Mpa ，
I=πd14/644m m ,
L=2800mm 为丝杠的长度
由于 I =πd14/64 =π(63-5.953)4/64
=3.14⨯57.0474/64=517903mm 4
k F =2⨯3.142⨯20.6⨯10 4⨯517903/(2800)2 =727959
k N =727959/1857 =392>>4
所以丝杠很稳定。

3.1.3．横向滚珠丝杠螺母副的型号选择与校核步骤
(1)型号选择
1) 最大工作载荷计算 由于导向为贴塑导轨，则：k=1.4 f ′
=0.05 ，Fl 为工作台进给方向载荷， Fl=2144N ， Fv=5360N ， Fc=1340N ，G=60kg ， t=15000h ，最大工作载荷：F m=kFl+ f ′(Fv+2Fc+G)
=1.4⨯2144+0.05(5360+2⨯1340+9.8⨯75) =3452.6N
2)最大动负载的计算 v 横=1400r/min ⨯0.79mm/r = 1106
mm/min
n 横丝= v 横⨯1/2 / L 。

纵=1106⨯1/2 / 5 =110.6r/min L=60nt/106=1106⨯110.6⨯15000 /106=99.54 C =3L fm ⨯Fm=99.54⨯1.5⨯3352.6=23283.8N
∴初选滚珠丝杠型号为:CD50×6-3.5-E 其基本参数为 Dw =3.969mm ，λ=2°11´，L 。

=6mm ，dm=50mm ，圈数⨯列数3.5⨯1
(2)横向滚珠丝杠的校核 1)传动效率η计算
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η=tg λ/tg (λ+φ)=tg2°11´/tg(2°11´+10´)=93% 2)刚度验算
1丝杠的拉压变形量
δ1=±Fm ⨯L/EA = ±3352.6⨯320/20.6⨯104⨯π⨯25² =±
0.0026mm
2滚珠与螺纹滚道间的接触变形量
δ2=0.0013⨯
3
2
∑
DwFyjZ Fm
=0.0013⨯
3
2
48.1383
6
.3352969.36
.3352⨯⨯
= 0.0099mm
在这里 Fyj=3Fm =3
6
.3352=1118N
Z=dm/Dw=3.14⨯50/3.969=39.56 Z Σ=39.56⨯3.5⨯1=138.48
丝杠的总变形量
δ=δ1+δ2=0.0026+0.0099=0.0125mm<0.015mm 查表知E 级精度丝杠允许的螺距误差为0.015mm,故所选丝杠合格。

3.2 减速器箱体的设计
一般机床数控改造后，经济型数控车床的脉冲当量是一不可改变的值，为了实现多脉冲当量的任意选择，我们可在步进电机与滚珠丝杠间加一个减速机构，下面即是对减速机构的设计过程。

由任务书中可知纵向和横向的脉冲当量分别为： 纵向 0.01 0.008 0.005 横向 0.005 0.004 0.0025
为减少减速机构的体积设定中心距A=(z1+z2)m/2=67.5 其中m=1.5 z1+z2=90(齿) 则以横向脉冲计算为例
i=z1/z2=45/45时，则脉冲当量为0.005mm
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i=z1/z2=40/50时，则脉冲当量为0.004mm i=z1/z2=30/60时，则脉冲当量为0.0025mm
因此纵向与横向的减速机构可以相同，为了降低成本将横纵减速器结构设置为一样。

3.2.1．轴的计算：（纵向输入轴）
由公式：
d ≥3
]
[5τT
=A 3n p （3-10）
可初选轴的直径
由于T=5N.m,由于采用的是45号钢，正火硬度[τ]为170-217HBS,扭曲疲劳极限τ-1=124，轴材料的许用切应力为45MPa 则对于纵向输入轴： D 输=3
][5τT
（3-11） =3
45
5000
5⨯ =8.2mm
在这里，d 为轴的直径(mm),T 为轴传递的转矩（N.mm ）, [τ]为轴材料的许用切应力（MPa ）,则纵向输入轴轴径取18mm,输出轴轴径取25mm 对于横向输入轴： D 输入=3
][5τT
（3-12） =3
45
16000
5⨯ =12mm
横向输入轴轴径可取18mm ，输出轴轴径可取25mm 。

综上可知：纵向与横向可用一种减速机构。

轴材料为45号钢，精度5级。

3.2.2．减速器箱体尺寸
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a=67.5mm
∴ 下箱体壁厚δ δ=0.025a+3≥8 则δ=8
上箱盖壁厚1δ 1δ=0.03a+3≥8 则1δ=8 地角螺钉数目n 由于a ≤250mm n=4 地角螺钉直径 df=0.036a+12 取df=M8 齿轮端面与内箱壁最小距离 ∆2=δ=8mm 3.2.3 减速齿轮
第一对齿n45与n45啮合
计算公式为：
1D =1.6d
0D =0.5(D2+D1) L=(1.2~1.5)d 一般取l=b
C=0.2b 但是不小于10 R=0.5l
N=0.5mn mn 为模数
δ。

=（2.5~4）mn 但是不小于8mm
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图3-1 齿轮结构图
因此输入轴齿轮d=18mm
1D =1.6d=28.8mm
2D =67.5-3-7.5=57mm 0D =0.5(57+28.8)=42.9mm 0δ=3.75mm da=67.5mm
d 。

=0.25（
57-28.8）=7.05mm l =1.2d=21.6mm
c=0.2⨯21.6=4.32mm r=0.5l =2.16mm n=0.5⨯1.5=0.75
为了更好得使输入轴与输出轴啮合且因D1=28.8〉d=18的原因会导致齿轮的刚度下降，采用图3-2形状，以下输出轴与输入轴均采用这种图B 结构。

图3-2 齿轮结构图
则由上列数据可知
l =21.6mm da=67.5mm d=18mm
ha=mn=1.5mm
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hf=1.2mn=1.8mm 输出轴用图3-2结构 则由公式得
d=25mm
1D =1.6d=40mm
0D =0.5(57+40)=48.5mm 0δ=2.5 ⨯1.5=3.75mm da=67.5mm
d 。

=0.25(57-40)=4.25mm l =1.2⨯25=30mm
c=0.2b ⨯30=10mm r=0.5c=5mm
n=0.5⨯1.5=0.75mm
第二对齿n=40与n=50啮合 则输出齿轮
d=25mm
1D =1.5d=40mm
2D =da-2mn-2δ。

=75-2⨯1.5-2⨯3.75=64.5mm
0D =0.5(D2+D1)=0.5⨯(64.5+40)=52.25mm 0δ=(2.5-4)mn =2.5⨯1.5=3.75mm da=mn Z=1.5⨯50=75mm l =1.2⨯d=1.2⨯25=30mm r=0.5c=5
c=0.2b l =10(不小于10) n=0.5⨯1.5=0.75
输入齿轮
d=18mm ha=1.5mm
hf=1.8l =1.2d=21.6
da=mn ⨯2=1.5⨯40=60
第三对齿n=30与n=60啮合时，输出齿轮
d=25
D1=1.6d=40
Da=mn Z=60⨯1.5=90
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D2=Da-1.5⨯2-2δ。

=90-3-7.5=79.5mm
δ。

=2.5⨯1.5=3.75
D。

=0.5(D2+D1)=0.5(40+79.5)=59.75mm
d。

=0.25(D2-D1)=(79.5-40)⨯0.25=9.875mm
l=1.2d=1.2⨯25=30
c=0.2b=0.2⨯30=10(不小于10)
r=0.5c=5
n=0.5mn=0.5⨯1.5=0.75
输入齿轮
d=18mm
ha=1.5
hf=1.8
l=1.2d=21.6
da=mn⨯Z=1.5⨯30=45mm
齿轮精度按：GB10095-88 6级精度，其适应于高速度下平稳回转并要求有最高效率和低噪音，传动效率为99%。

减速器简图
图3-3 减速器简图
3.3 轴承的选择
3.3.1．选型
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深沟球轴承GB276-82
图3-4 深沟球轴承
（1）减速器输入端的轴承选择：
（2）减速器输出端的轴承选择：
3.3.2 校核
由于减速器轴的轴向载荷是经过60度推力轴承才输入减速器的所以轴向载荷Fa很小径向载荷基本也是由于安装方面误差所导致所以也很小。

轴承合乎要求。

3.4 轴承盖的设计
3.4.1 闷盖
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计算公式：
图3-5 闷盖
D 0=D+(2~2.5)d3+2S2 （3-13）
2D =0D +(2.5~3)d3 4D =(0.85~0.9)D
d 。

=d3+（1~2）mm D ≤100mm 时n=4 D>100mm 时n=6
m 由结构确定，在这里均取3,d3为螺钉直径.
（1）D=26时的尺寸
3d =n-d3-1 则d3=2.5 取M4的螺钉
0D =26+2.5⨯2.5=32.25
2D =32.25+3⨯2.5=39.254D =0.9D=0.9⨯26=23.4
m=3mm
（2）D=37d3=2.5mm 取M4的螺钉 0D =37+6.25=43.25mm 2D =43.25+7.5=50.75mm 4D =0.9⨯37=33.3mm m=3mm
3.4.2 通盖
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图3-6 通盖 0D =D+(2~2.5)d3+2S2(有套环)
2D =D 。

+(2.5~3)d3 4D =(0.85~0.9)D d 。

=d3+（1~2） D ≤100mm 时n=4 D>100mm 时n=6
m 由结构确定，在这里均取3mm,d3为螺钉直径. （1）D=6通盖尺寸，内加密封圈
d3取M4螺钉 0D =32.5 2D =39.75mm 4D =23.4 d=18mm m=3mm
（2）D=37通盖尺寸 d3取M4螺钉
0D =43.25 2D =50.75mm 4D =33.3 d=25mm m=3mm
3.5 丝轴承的选型与校核
3.5.1滚珠丝杠用轴承的选型
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选用型号 7602025TVP的60゜推力角接触轴承
轴径 d=25mm
外径d=52mm
宽度B=15mm
球径Dw=6.35mm
球数Z=16
动载荷Ca=22000N
静载荷Coa=44000N
预加载荷500N
极限转速2600r/min
3.5.2 校核
大部分滚动轴承是由于疲劳点蚀而失效的。

轴承中任一元件出现疲劳步剥落扩展迹象前院运转的总转数或一定转速下的工作小时数称为轴承寿命（指的是两个套圈间的相对转数或相对转速）。

同样的一批轴承载相同工作条件下运转，各轴承的实际寿命大不相同，最高和最低的可能相差数十倍。

对一个具体轴承很难预知其确切寿命，但是一批轴承则服从一定的概率分布规律，用数理统计的方法处理数据可分析计算一定可靠度R或失效概率n下的轴承寿命。

实际选择轴承时常以基本额定寿命为标准。

轴承的基本额定寿命是指90%可靠度，常用材料和加工质量，常规运转条件下的寿命，以符号L10(r)或L10h(h)表示。

不同可靠度，特殊轴承性能和运转条件时其寿命可对基本额定寿命进行修正，称为修正额定寿命。

标准中规定将基本额定寿命一百万转（106r）时轴承所能承受的恒定载荷取为基本额定动载荷C。

也就是说，在基本额定动载荷作用下，轴承可以工作106r而不发生点蚀失效，其可靠度为90%。

基本额定动载荷大，轴承抗疲劳的承载能力相应较强。

径向基本额定动载荷Cr对向心轴承（角接触轴承除外）是指径向载荷，对角接触轴承则是指引起轴承套圈间产生相对径向位移时的载荷径向分量。

对推力轴承，轴向基本额定动载荷Ca是指中心轴向载荷。

(1) 当量载荷滚动轴承若同时承受径向和轴向联合载荷，为了计算轴承寿命时在相同条件下比较，需将实际工作载荷转化为当量动载荷。

在当量动载荷作用下，轴承寿命与实际联合载荷下轴承的寿命相同。

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当量动载荷P 的计算公式是：
P=r a F yf + （3-14）
当量动载荷式中Fr 为径向载荷，N ；Fa 为轴向载荷，N ；X ，Y 分别为径向动载荷系数和轴向动载荷系数，可由上表查出。

上表中，e 是一个判断系数，它是适用于各种X,Y 系数值的Fa/Fr 极限值。

试验证明，轴承Fa/Fr ≤e 或 Fa/Fr>e 时其X,Y 值是不同的。

单列向心轴承或角接触轴承当Fa/Fr ≤e 时，Y=0,P=Fr,即轴向载荷对当量动载荷的影响可以不计。

深沟球轴承和角接触球轴承的e 值随Fa/Cor 的增大而增大。

Fa/Cor 反映轴向载荷的相对大小，它通过接触角的变化而影响e 值。

α=0°的圆柱滚子轴承与滚针轴承只能承受径向力，当量动载荷Pr=Fr;而α=90°的推力轴承只能承受轴向力，其当量动载荷Pa=Fa 。

由于机械工作时常具有振动和冲击，为此，轴承的当量动载荷应按下式计算：
P=fd(XFr+Yfa) 冲击载荷系数fd 由表3.3选取。