河北工程大学机械手伸缩臂设计Word文档下载推荐.docx
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（为载荷系数，为硬度系数，为精度系数）。
由题中条件，取，取取D级精度，取
丝杠的最大工作载荷:
导向杆所受摩擦力即丝杠最大工作载荷:
Ｆmax=F==120N（2.11）
则：
（3）计算额定动载荷的值：
由式（2-4）
（2.12）
所以
（4）根据选择滚珠丝杠副：
按滚珠丝杠副的额定动载荷等于或稍大于的原则，选用汉江机床厂FC1型滚珠丝杠
汉江机床厂FC1型滚珠丝杠表2-1
丝杠代号
丝杠尺寸/mm
螺旋角
滚珠直径
米制/mm
螺母安装尺寸/mm
额定载荷
中径
大径
导程
动载
静载
d
p
D
E
M
L
Q
h
4006-3
40
39.5
8
3.969
50
118
75
15
6
4
48
M6
9
21379
69825
FC1-5006-3，FC1-52008-2.5
考虑各种因素选用FC1-5006-3。
由表2-9得丝杠副数据：
公称直径导程p=8mm螺旋角
滚珠直径
按表2-1中尺寸计算：
滚道半径（2.13）
偏心距（2.14）
丝杠径（2.15）
（5）稳定性验算
1）由于一端轴向固定的长丝杠在工作时可能发生失稳，所以在设计时应验算其安全系数S，其值应大于丝杠副传动结构允许安全系数[S]（见表2-10）。
丝杠不会发生失稳的最大载荷称为临界载荷（N）按下式计算：
（2.16）
式中E为丝杠材料的弹性模量，对于钢，E=206Mpa;
l为丝杠工作长度（m）L=450mm；
为丝杠危险截面的惯性矩；
u为长度系数，见表2-10。
依题意：
（2.17）
取，则
（2.18）
安全系数。
查表2-10，[S]=3～4。
S>
[S]，丝杠是安全的，不会失稳。
（6）刚度验算:
滚珠丝杠在工作负载F（N）和转矩T（N·
m）共同作用下引起每个导程的变形量:
（2.19）
其中A——丝杠截面积
——丝杠极惯性矩
G——丝杠的切变模量，对于钢
T——转矩
式中：
ρ为摩擦角，其正切函数值为摩擦系数，为工作载荷，取摩擦系数，则ρ=8′40″则
T=（2.20）
按最不利情况取（其中F=）
（2.21）
则:
丝杠在工作长度上的弹性变形引起的导程误差为：
（2.22）
通常要求丝杠的导程误差应小于其传动精度（）的1/2，即
（2.23）
该丝杠的满足上式，所以其刚度可满足要求。
（7）效率验算：
滚珠丝杠副的传动效率为
（2.24）
要求在90%～95%之间，所以该丝杠副合格。
经上述计算：
Fa—5006—3各项性能均符合题目要求，可选用。
2.3.2.2滚珠丝杠螺距的选择：
P=8mm
2.3.2.3滚珠丝杠的有效长度：
根据结构的设计确定，要保证有300mm的伸缩长度，先对丝杠螺母进行选择。
丝杠螺母选用外循环螺旋槽式：
滚珠螺母可得到其结构尺寸总长为L=61mm。
根据其传动的特点，要保证螺母不脱离滚珠丝杠，又要有300mm移动距离，则丝杠的有效传动长度为L=430mm。
2.3.2.4滚珠丝杠的安装结构：
采用双推简支式安装，一端安装支推轴承与深沟球轴承的组合，另一端安装深沟球轴承，其轴向刚度较低，双推端可预拉伸安装，预紧力小，轴承寿命较高，适用于中速传动精度较高的长丝杠传动系统。
由此可知：
丝杠转速：
Pn=L/2所以（2.25）
2.3.2.5丝杠安装轴承的选择
由于滚珠丝杠副的支承形式采用的是一端固定一端游动（F-S），而又避免丝杠受压，所以丝杠的固定端（承重端）为左端，右端为游动端。
因此为了满足使用要求，左端的轴承选取双向推力球轴承与深沟球轴承的组合形式。
推力轴承的特点是只能承受单向轴向载荷。
为了限制左端的径向位移，同时又要限制向右的轴向位移，故选用角接触球轴承。
此类轴承的特点是能同时承受径向轴向联合载荷。
1）双向推力球轴承的选择
2）初步选定为51000型代号为51306d=30mmD=60mmT=21mm
校核基本额定载荷
通过所要求轴承寿命（等于丝杠的寿命）算基本额定载荷
在实际工程计算中，轴承寿命常用小时表示
（2.26）
=2338N（2.27）
其中，C——基本额定动载荷（N）
P——当量动载荷（N）
——寿命指数球轴承
n——轴承的转速（r/min）
在使用寿命为15000小时的要求下，双向推力球轴承应承受的基本额定动载荷为2338N。
初步选用的轴承的额定载荷=27KN，即＞C所以满足使用要求。
此类单向推力球轴承的数据如下表
球轴承表2-2
基本尺寸
安装尺寸
基本额定载荷
极限转速
重量
轴承代号
dDT
minmaxmax
脂油
W
≈
51000型
mm
KN
r/min
kg
——
306020
57530.6
36.266.8
32004500
0.14
51306
4）深沟球轴承的选择
选用的轴承型号为6007c（）,具体数据见下表
深沟球轴承表2-3
dDB
A
70000C型
Mm
457516
1651691
25.820.5
750010000
0.28
7009C
5）深沟球轴承的选择：
下端的轴承只起游动和限制径向位移的作用，所以采用深沟球轴承。
选择60000型，具体数据见下表
球轴承数据表2-4
60000型
30427
32.439.60.3
4.003.15
1200016000
0.026
61806
2.3.3减速齿轮的有关计算
2.3.3.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数：
（1）确定传动比i==1.25故此次设计采用一级减速
（2）按照工作要求，此次设计齿轮传动采用直齿圆柱齿轮开式传动。
轮齿的主要失效形式为齿面磨损，故此次设计采用硬齿面。
（3）选择齿轮材料及确定许用应力：
由表10-1选小齿轮材料为40MnB（调质）、硬度260HBS；
大齿轮材料35SiMn（调质）、硬度230HB，制造精度系数为8级。
（4）估计丝杆功率:
摩擦功率P摩=QV/60000f
Q—摩擦力（N），Q=Fmax=120N；
V—直线传动中的速度（m/min）；
V==9m/min；
（2.28）
f—直线传动机械效率f=螺母*导向杆=92%*75%=69%;
故P摩==0.028KW（2.29）
参考卧式车床Pf=（0.03~0.04）Pi，
故取P摩=0.04P快故P快=0.028KW/0.04=0.7KW
故P丝杆=P快*齿轮=0.7KW*0.95=0.67KW
（5）选小齿轮齿数大齿轮齿数。
2.3.3.2按齿面接触强度设计
由设计计算公式（10-9a）进行计算，即
（2.30）
1）确定公式的各计算值
（1）试选载荷系数
（2）计算小齿轮传递的转矩
=0.67/1125=N·
mm（2.31）
（3）由表10-7选取齿宽系数
（4）由表10-6查得材料的弹性模量
（5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳
大齿轮的接触疲劳强度极限；
（6）由式10-13计算应力循环次数：
（2.32）
（7）由图10-19查得接触疲劳寿命系数
（8）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得
（2.33）
2）计算：
（１）计算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值
（2.34）
（2）计算圆周速度v
（2.35）
（3）计算齿宽b：
（2.36）
（4）计算齿宽与齿高之比b/h
模数（2.37）
齿高h=2.25×
2.46mm=5.53mm
b/h=49.132/5.53=8.89（2.38）
（5）计算载荷系数
根据，8级精度，由图10-8查得动载系数
直齿轮，假设。
由表10-3查得；
由表10-3查得使用系数；
由表10-4查得:
（2.40）
将数据代入
（2.41）
由b/h=34.87/3.92=8.89
查图10-13得；
故载荷系数:
（2.42）
（6）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由（10-10a）得
（2.43）
（7）计算模数m
取标准模数m=4（2.44）
2.3.3.3校核齿根弯曲疲劳强度:
由式10-4得校核式为：
1）计算圆周力：
（2.45）
2）齿形系数及应力校正系数：
由表10-5得：
3）齿形系数
4）应力校正系数
5）计算弯曲疲劳许用应力（2.46）
（1）弯曲疲劳安全系数S=1.4
（2）由图10-20c按齿面硬度查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；
大齿轮的弯曲疲劳强度极限；
（3）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数；
（2.47）
6）校核计算:
（1）由前知载荷系数
则：
（2.48）
（2）校核：
满足要求。
取（2.49）
所以取（2.50）
2.3.3.4几何尺寸计算
1）分度圆直径：
（2.51）
2）中心距：
（
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