螺旋传动工作台_设计计算说明书

设计计算说明书
课题：螺旋传动工作台
时间：2009年6月
目录
一、设计任务 (1)
二、总体设计方案 (2)
三、各零件设计方案 (3)
3.1 丝杆螺纹的设计与校核 (3)
3.2 螺母及配合制的设计与校核 (7)
3.3电机的选择 (8)
3.4其他轴段设计 (8)
3.5 轴承的尺寸与润滑设计 (9)
3.6 直线滚珠导轨的设计与校核 (10)
3.7 端盖、轴承盖与机座 (11)
四、设计心得 (12)
参考资料： (13)
一、设计任务
1.设计课题：螺旋传动工作台的设计
3.设计要求：
设计一个用于传输装置上的螺旋传动工作台。

工作台由电动机驱动，自行选择选择电机各项参数。

在此基础上，计算传动装置的运动参数，完成丝杆传动的设计计算，以及轴承、联轴器、润滑、联接件的选择及校核计算。

最后，绘制出装配工作图及零件工作图，并编写出设计计算说明书。

设计的具体数据要求如下：
（1）工作台水平行程20mm
（2）重复精度0.05mm
（3）承重1.5Kg
（4）运行速度5mm/s
3．学生任务：
（1）螺旋传动工作台装配图一张
（2）零件工作图两张（轴、端盖）
（3）设计计算说明书一份
二、总体设计方案
1.传动工作台的总体工作情况
传动装置基于螺旋传动的原理，利用螺杆与螺母间的相对运动，将旋转运动变为直线运动。

装置位于原动机之后，主要是利用原动机提供的有效转矩，借以实现工作台的精确定位和移动。

2. 装置特点
（1）装置结构紧凑，传动链长度大为缩短。

同时，设计简单、便于制造、维护方便。

（2）介于螺旋传动的特点，可以在传动链中精确的传递相对运动和位移，可以方便的控制螺母的移动速度，传动精度较高。

（3）装置具有有自锁功能，可以实现传动中的“稳定刹车”。

F和转矩T作用下的螺杆变形，以及其引起（4）因为存在载重要求，必须考虑轴向载荷
a
螺距变化对传动精度造成的影响，即必须要进行螺杆的刚度校核。

在设计中，发现这是接影响螺纹精度等级的最主要因素，必须格外注意。

3.装置传动方案确定
初步确定丝杆为滑动螺旋传动模式，主要存在以下两种基本类型。

【1】
（1）螺母固定，螺杆转动并移动（见图1）。

这时螺母本身就起着支撑作用，从而简化了结构。

虽然精度较高，但轴向尺寸往往很大，刚性较差。

（2）螺杆转动，螺母移动（见图2）。

这种传动形式存在独立的支撑件，结构紧凑（所占轴向尺寸取决于螺母高度及行程大小），刚度较大。

图1 图2
综合考虑后，本设计选用后一种方案，即螺杆转动、螺母移动。

传动方案的结构如图3图4所示。

其中所包含主要零部件如下：1--轴承盖，2--调整垫片，3--机座，4--轴承，5--工作台，6--端盖，7--套筒，8--螺杆，9--密封圈，10—滚珠导轨，11--滚珠。

图3 图4
三、各零件设计方案
3.1丝杆螺纹的设计与校核
1.滑动螺旋传动特点
（1）螺杆转动一周，螺母移动一个螺距（弹头螺纹）。

因为螺距一般很小，所以在转角很大的情况下，能获得很小的直线位移量，可大大缩短机构的传动链，故装置结构紧凑。

（2）具有较好的增力作用。

只要给主动件一个较小的转矩，从动件即能获得较大的转矩。

（3）由于工作台采用滑动螺旋设计，存在较大的滑动摩擦，致使其效率偏低，磨损较快。

2.螺杆材料、热处理及精度
所有轴的制造材料均为45号钢。

螺纹部分采用表面淬火处理，保证硬度达到45HRC，
使螺纹具有较好的强度和韧性。

考虑传动工作台的技术要求和安装限制，选取公差等级为h7级的基轴制配合。

3.螺纹数据的初步设计与校核
考虑到实际中轴向力的影响较大，选取梯形螺纹作为基本齿形。

根据GB/T 5796.3-2005，。

试取（外螺纹）公称直径20.000d mm =，对应的中径218.000d mm =，小径115.500d mm =，螺距4P mm =。

由GB/T5796.4-2005，对于h7的梯形外螺纹，中径的极限尺寸2max 18.000d mm =，2min 17.800d mm =。

现实中，滑动螺旋传动的失效性是主要是螺纹的磨损、螺杆的变形或螺纹的断裂等。

因此，滑动螺旋传动的校核通常包括耐磨性、刚度、稳定性及强度等方面。

根据使用需要，还需进行驱动力矩、效率与自锁等其他方面的计算。

（1）螺旋升角γ及诱导摩擦角γρ
2tan /0.07077P d γπ=≈，得43'γ≈。

查表【1】，钢的摩擦系数0.1f μ==，因而arctan
555cos
2
v μ
ρα
=≈。

’
其中，梯形螺纹的牙型半角30α=。

（2）轴向力a F 的确定
根据要求，载重 1.5m kg =。

设计中留出预留量，即考虑径向力r F m δ=，取2δ=，则
23r F m kg ==。

根据力的合成原理，得/tan 879a r F F N γ=≈
（3）耐磨性校核
因为磨损的速度与螺纹工作表面大小有直接关系，所以为了提高螺旋传动寿命，必须限制螺纹工作表面压强，即：220.785a F P N
P mm d hH
π⨯=
≈
这里，取梯形螺纹螺纹工作高度0.52h P mm ==。

试选用整体式螺母( 2.2ξ=)，因而
39.6H h mm ξ==。

这里初步确定螺纹材料为45号钢，为兼顾螺纹的硬度和韧性要求，进行比表面淬火处理，保证HRC 在40～50。

查表
【1】
得45号钢的许用压强 2
[](6~8)p N mm -=•。

显然，有[]p p <成立，合格。

又螺母螺纹扣数9.910H
n P
=
=≤，合格。

（4）驱动力矩T 、传动效率η及自锁性校核
对于单线螺杆，4h P P mm ==。

视螺旋副克服摩擦力的力矩为其驱动力矩，即
2
tan()1390.22a
d T F N mm γγρ=+≈•
传动效率 tan 40.29%tan()
γγ
ηγρ=
≈+
显然，v γρ<，故当驱动力矩去除后，螺旋将会自锁，实现“稳定刹车”。

（5）刚度校核
在长度为1m 的螺纹上，因轴向载荷a F 和转矩T 作用而产生的螺距累计变化量
26224
2
416(
)1017.61a F TP
m d E Gd λμππ=-⨯≈ 查表1【1】可知，67[][]λλλ<<，精度等级合格。

（6）稳定性校核
螺杆在受轴向载荷a F 时，应防止螺杆长度与直径比过大而造成侧向弯曲。

显然，有螺杆最大工作长度>螺纹部分长度 >工作行程+螺母高度>工作行程+旋合长度， 即g g x L L L H L L ω≥≥+>+
螺杆失稳时的临界轴向载荷4
262
/ 6.56110ac F md L N =≈⨯。

其中，支撑状况选定为两端固
定（即轴向和径向均存在载荷作用），取支撑系数424010m N mm -=⨯• 综上，有
4719ac
F a
F S F =>>（安全系数 2.5~4F S =），合格 （7）强度校核
按第四强度理论校核螺杆强度，即
杆所受应力25.672N mm σ-=≈• 查表【1】得45号钢得许用应力2360
[]72~120(3~5)
(3~5)
s
N mm σσ-==
=• 显然，[]σσ<<，合格 （8）重复精度校核
由GC-101-60，查得在h7精度等级下每一螺距的螺距误差为6P m μ∆=±，螺距的累积误差P ∑∆为：0.009/25，0.012/100，0.018/300；牙型半角允差为20’。

因此，由螺杆传动造成的重复精度'20
218.4501000
P P m m λμμ∑∑∆=+∆≈<，合格
至此，所选外螺纹的所有技术指标均已校验完毕，结果在合格范围之内。

因而，最终确定所选外螺纹各技术数据如下：
公称直径20.000d mm =，中径218.000d mm =(2max 18.000d mm =，2min 17.800d mm =)，
小径115.500d mm =，螺距4P mm =，螺旋升角43。

’
内外螺纹精度及配合：
8
7
H h 材料及热处理：45#钢表面淬火处理（HRC=45） 误差分析：
螺距累计误差：0.009/20，0.012/100，0.018/300,工作距离20mm ，全长66mm 。

重复精度被控制在在20m μ内，完全满足设计要求。

3.2 螺母及配合制的设计与校核 1.配合制
由基轴制，确定内螺纹（螺母）的精度等级为H8级。

由GB/T5796.4-2005，对于H8的梯形外螺纹，中径的极限尺寸2max 18.335d mm =，2min 18.000d mm =。

内外螺纹的配合见图5所示。

图5
2.螺母的设计与校核
（1）由于本设计使用整体式螺母，因而将内螺纹设计于工作台之内。

（2）根据GB/T 5796.3-2005，。

取（内螺纹）公称直径20.500D mm =，对应的中径
218.000D mm =，小径116.000D mm =，螺距4P mm =。

介于螺母兼有载物和传动两个作用，考虑将其设计成上大下小的T 形结构：下端内外螺纹啮合传动，上端承载物体。

最终确定工作台上表面尺寸大小68mm ×40mm 。

螺母（工作台）材料使用灰铸铁（HT200）。

（3）螺纹（螺母）强度校核
由于螺杆材料强度高于螺母材料，故只需验证螺母螺纹强度即可。

在忽略径向间隙（令
D d =）时，剪切强度20.544a n F N mm db τπ-=
≈•，弯曲强度2
2
3 1.255a b F h N mm db n
σπ-=≈•。

查表【1】，灰铸铁的许用剪切强度2[]40N mm τ-=•，许用剪切强度2[]50~60b N mm σ-=•。

显然满足[]ττ<<和[]b b σσ<<，合格。

3.3电机的选择
螺旋传动水平行进距离2h P l ϕπ•=
，即满足行进速度260
P Pn
v ωπ==（单线螺纹）。

设计要求5/v mm s =，则转速75/min n r =。

为满足额定转速要求，本设计中使用三相混合式步进电机作为原动机。

选取电动机型号57HS 350A ，额定静转矩0.9N T N m =•，步距角 1.2β=。

又602f n β
π
=
⨯，因而步进电机的脉冲频率* 6.542f Hz =。

3.4其他轴段设计 1.基本设计
所有轴的制造材料均为45号钢。

轴的基本形状如图5所示
图6
其中，有关轴端部倒角的选取遵循JB 5-59，轴肩处倒圆的选取遵循JB 3-59。

砂轮越程槽的设计遵循GBT 6403.5-2008（见图7），螺纹两端退刀槽的设计遵循GB/T 3-1997。

平键尺寸的选取遵循GB 1096-79。

表面粗糙度的选定遵循GB/T 1031-1995。

图7 砂轮越程槽设计 图8 平键设计
有关轴承部的轴段设计，采用基轴制，详见“轴承尺寸设计”。

2.轴径校核
轴的工作能力主要取决于其强度和刚度。

当强度不足时，会因断裂或塑性变形而失效。

这里按材料的许用扭转应力确定最小轴径，在此基础上进行结构设计。

此时，弯曲应力的影响通过降低许用应力来加以考虑。

轴受扭矩作用时的强度条件为扭转应力63
9.5510/[]0.2r T P n
W d
ττ⨯==≤ 本设计中，扭矩即为步进电机的静转矩与传动效率之积，即362.61N T T N mm η==•，轴所传递的功率36
2.84810 2.8489.5510
nT
P kW W -=
≈⨯=⨯，转速75/min n r =。

查表
【1】
，45号钢的许用扭转应力为3
[]35/N mm τ=
，可得110.9c =≈。

因
此，有最小轴径min
3.73d mm ≥=≈。

显然，所有轴段直径均明显大于min d ，合格。

3.5 轴承的尺寸与润滑设计
两轴承的内径均为17d mm =.根据GB 292-64,选取70303 AC 的角接触球轴承。

轴承的宽度系列为0（窄）系列，直径系列为3(中)系列，（内径d=17mm ，外径D=47mm ，厚度
B=14mm ），公称接触角25α=。

【2】
因此，与轴承配合处的轴段直径d 设定为17mm ，采用过盈配合、基孔制，配合公差为H6/k7。

轴极限偏差分别为es=+0.019mm,ei=+0.001mm ；轴承的极限偏差为ES=+0.011mm,EI=0。

此外，本设计中轴承为油润滑，润滑油型号CK220。

3.6 直线滚珠导轨的设计与校核 1.滚动导轨特点：
（1）摩擦系数小，并且静、动摩擦系数之差很小，故运动灵便，不易出现爬行现象。

（2）定位精度高，一般滚动导轨的重复定位误差约为0.1~0.2m m μμ，它与螺杆的螺距累积误差相比可以忽略不计。

因此，当要求运动间产生精确微量的移动时，常采用滚动式导轨。

（3）磨损较小，寿命长，润滑方便。

（4）结构较滑动导轨复杂，成本较高。

综上，本设计中使用自封式直线滚珠导轨支承工作台的运动。

如此一来，可以很好的限制工作台的其他五个自由度，使之只能沿唯一方向运动。

导轨材料选用灰铸铁（HT200）。

2.导轨的设计与校核 （1）运动件长度
在满足最大位移max S 的前提下，应尽可能减小运动件的长度y L 。

这里有
39.6y L H mm ≥=，取40y L mm =；最大位移max 20g S l mm ==；取保险量5e mm =。

因而最边侧两滚珠球心距max 2/220l L e S mm =--= （2）隔离架限动槽长度b
在滚动导轨之上，固定在承导件上的限动销与隔离架上的限动槽构成限动装置，用来限制运动件的位移，以免运动件从承导件上滑脱。

并且，隔离架的速度与滚珠中心的移动速度相同，为运动件移动速度之半。

当运动键移动max S 时，隔离架只移动max /2S 。

因此得限动槽长度max /214sh b d S mm =+=。

（隔离架见图8） 而限动销为直径4sh d mm =，长15.5sh l mm =的圆柱销。

图9
（3）滚珠大小和数量校核
滚动体的大小和数量应根据单位接触面积上的容许压力确定。

在结构允许的条件下，优先选用直径较大的滚珠，这样有利于提高导轨刚度。

但是，滚珠大小会影响其数目，从而影响负载在导轨上的分布。

因此使用经验公式/9.5
≤判断最佳滚珠数目z。

这里取980
z G d
=，有 5.1
d mm
z≤，取4
G N
=，4
z=。

（4）滚动导轨的预紧
本设计中，使用移动导轨板的方法实现合理预紧（参见图4）。

从而有效增大导轨的刚度，降低导轨磨损。

主要是使用2个限动螺钉，达到合理调整两侧导轨体检间距的预紧目的。

具体设计简图见图10所示。

图10
3.7 端盖、轴承盖与机座
关于端盖、轴承盖及机座，设计直接使用铸造件。

这样可以保证较好的刚性，外形美观，便于切削和加工，并且能较好的吸收震动和消除噪声，适于批量生产。

本设计中，它们的材料都是灰铸铁（HT200）。

有关轴承盖上的密封圈，设计中使用非金属材料聚四氟乙烯制造。

有关端盖、轴承盖和机座的具体结构与尺寸详见附录的装配图和零件图。

四、设计心得
亲身经历了这门课程的实验设计，使我真正感受到仪器设计在各业中的广泛应用。

同时，也使我深深体会到：要真正完成一个零部件的设计，不但要掌握仪器设计、互换性、误差理论等多学科的知识，而且还要有继而不舍的钻研精神，要善于学习新的知识，只有将这两方面的知识融会贯通和有机结合，才能设计出合格的装置来。

同时，我对于AutoCAD软件的使用，也在这短短的四个星期里有了质的飞跃。

越是熟悉AutoCAD的使用，我越是惊讶于这款软件的强大和实用，同时也感慨于自己所学还远远不够，-----我想，只有不断的汲取知识、向他人学习，才能做到更加灵活、熟练的掌握这款机械设计人员的“必修软件”。

实验开始时，由于缺乏设计经验，加之对各方面技术标准的不甚了解，我的设计曾一度停滞不前。

但是，通过小组内不断地开会分析，大量查找阅读相关资料，和同学们积极讨论，并经常寻求老师的指导，终于使自己的设计思路愈发清晰、明朗，最终完成了包括装配图、零件图和设计计算说明书在内的所有实验任务。

这一切，使我真正体会到：端正的设计态度和良好的合作意识是所有设计人员所必须具备的素质。

-----同时，经过几个星期时间的不断摸索和设计，令我对仪器设计有了更加深刻的了解，也大大提高了我的动手实践能力，培养了浓厚的科研兴趣，使我在学习的过程中深受其益。

诚然，我的设计中可能还存在种种问题，但我相信：我已经倾尽了自己的最大努力，而这次的实验设计就像是里程碑一样，必将见证我今后的不断成长和进步！
虽然实验时间只有短短四周，但我更觉得它十分的充实、珍贵。

每天认真的画图、计算，有时甚至埋头苦干到凌晨。

在计算校核时，为了弄清一个陌生的知识点，上网搜索、查询手册、求助老师，真是做到了多管齐下，有时更是为了一个概念和其他组员争得面红耳赤。

在AutoCAD做图中，更是一次次的重复着查询、讨论、纠错、复查的繁琐步骤。

可以说，最后的成果里倾注了我的精力与心血。

在这段时间里，我真正将所学和所用结合了起来，做到学以致用，收获是难以估价的。

古人说，千里之行始于足下，一分耕耘一分收获，我坚信，付出的努力总会有回报，以后我会做的更好！
参考资料：
[1]精密仪器设计，庞振基，黄其胜等编，机械工业出版社，2001.7
[2]精密机械设计基础，许贤泽，戴书华编，电子工业出版社，2007.7
[3]机械零件设计手册（第二版）上册、中册，冶金工业出版社，1982
[4]互换性技术与测量（第三版），谢铁邦，李柱，席宏章编，华中科技大学出版社，2003
[5]机械制图，王巍编，高等教育出版社，2005
[6]机械制图（电子、应用理科等专业用）（第四版），汪应凤，许用年，王颂平编，华中
科技大学出版社，2000
[7]AutoCAD中文版机械制图基础培训教程，姜勇编，人民邮电出版社，2006
[8]机械工程图学，胡建国等编，武汉大学出版社，2008
附录：装配图与零件图
装配图与零件图见附录AutoCAD图。