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南昌航空大學科技學院學士學位論文 面向LED封裝的XY二自由度的工作臺的設計 1. 前 言 封裝是指安裝半導體電路外殼，不僅起著安放、固定、密封、保護芯片使之不受外界環(huán)境干擾和腐蝕破壞的作用，而且是溝通內(nèi)部電路與外部電路的橋梁。所謂LED封裝加工是將晶片上的連接點用導線封裝外殼的引腳上，這些引腳又通過導線與其他電路連接，因此，封裝對LED芯片起著重要的作用。而陰險鍵合(Wire blonding)技術仍然是LED封裝連接技術中廣泛使用的靈活形式，焊線機是用鋁線（或其他材料）把電路板上的壓焊點與外殼或引線框架上的外引線引出端通過鍵合連接起來。 近年來，隨著電子技術、計算機技術的發(fā)展，各種形式的封裝樣式越來越多，LED封裝高速、高精度的需求日益緊迫。為進一步提高質(zhì)量和生產(chǎn)率，對該類設備的運動精度和運動速度、加速度等性能提出了更高的要求，也體現(xiàn)了該類作業(yè)裝備向高速、高精度方向發(fā)展的趨勢。這就要求LED的封裝技術不斷的發(fā)展和改良。 目前，大多數(shù)封裝裝備中采用的是電機——滾珠絲杠式的驅(qū)動方式，伺服電機的旋轉(zhuǎn)運動是通過絲杠轉(zhuǎn)為定位平臺的直線運動，其極限加速度可以達到1g。 日本發(fā)明了一種采用直線電磁電機驅(qū)動的XY定位平臺，可以有效地提高定位系統(tǒng)的速度和可靠性。省去了旋轉(zhuǎn)電機驅(qū)動中的傳動環(huán)節(jié)，從而都不痛的提高了 XY定位平臺的性能。但目前存在的問題是，無論用哪種直線電機驅(qū)動方式，動補痛程度的存在滯后、有限響應、有限加速度及速度等問題，且不同程度的限制了定位精度的進一步提高。音圈電機(Yoica Coil Aotuator)是另一種可用于直接驅(qū)動的驅(qū)動元件它是基于安培力原理制造的，除了和直線電機一樣避免了傳動環(huán)節(jié)存在間隙等不足外，在理論上具有無限分辨率，還有無滯后、高響應、高加速度、高速度、體積小、力特性好、控制方便等優(yōu)點使音圈電機更適用于要求高加速度，高頻激勵，快速和高精度定位的控制系統(tǒng)中[ss.}s]將其用于高頻啟動和轉(zhuǎn)向的引線鍵合設備定位機構中，無疑是理想的選擇。 如下圖所示即為音圈電機應用在半導體加工設備中的XY定位平臺上的實例，在該X7定位平臺單方向，即X向采用了傳統(tǒng)結(jié)構的音圈電機驅(qū)動，Y向 則用平面直線電機驅(qū)動.新加坡發(fā)明的雙向都采用音圈電書1來驅(qū)動的XY精密定位平臺，即在該安裝有焊頭的XY定位平臺中，其X向和Y向均采用音圈電機進行驅(qū)動來實現(xiàn)焊頭在水平面的兩自由度運動。又比如美國BEITedmologies公司的音圈電機也有用在XY定位平臺上的成功范例。 近年來，隨著電子技術、計算機技術的發(fā)展，各種形式的封裝樣式越來越多，LED封裝高速、高精度的需求日益緊迫。為進一步提高質(zhì)量和生產(chǎn)率，對該類設備的運動精度和運動速度、加速度等性能提出了更高的要求，也體現(xiàn)了該類作業(yè)裝備向高速、高精度方向發(fā)展的趨勢。這就要求LED的封裝技術不斷的發(fā)展和改良。 本文面向LED封裝的XY二自由度的工作臺的設計為課題，設計一部高速、高精度、可靠的LED封裝設備工作臺。 2 X—Y工作臺的傳動方式 本次設計的工作臺為十字工作臺，為保證一定的傳動精度和平穩(wěn)性以及結(jié)構的緊湊，采用螺旋絲杠螺母傳動副。電機與螺旋絲杠副采取直接連接的方式，即螺旋絲杠轉(zhuǎn)速/電機轉(zhuǎn)速=1。為提高傳動剛度和消除間隙，采用有預加載荷的結(jié)構。采用直線導軌副，從而減小工作臺的摩擦系數(shù)，提高運動平穩(wěn)性。系統(tǒng)總體框圖如下 主要完成的工作有：螺旋絲杠副的選取、電機的選取、軸承的選取、導軌副的選取及工作臺底座尺寸的設計。 3 螺旋絲杠副的選取 3.1導程的選取 根據(jù)任務書選擇行程=400mm，最大速度為0.3m/s作為設計目標進行計算。 因為設計要求分辨率范圍是0.1mm-0.01mm。粗選導程為5mm，計算分辨率： S=Ph*A/B S 最小進給量，mm A 減速比，即滾珠絲杠副轉(zhuǎn)速/電機轉(zhuǎn)速 Ph 滾珠絲杠副的導程，mm B 角度測試儀和驅(qū)動的分辨率，即每轉(zhuǎn)脈沖數(shù)，p/rev 電機與絲杠采取直接連接的方式，所以A=1，伺服馬達每轉(zhuǎn)一周的最小分辨率通常隨著伺服馬達的標準角度測試儀的分辨率（1000p/rev,1500p/rev）而成為 1000p/rev (無倍增) 1500p/rev (無倍增) 2000p/rev (2倍增) 3000p/rev (2倍增) 4000p/rev (4倍增) 6000p/rev (4倍增) 由于分辨率要求達到0.1~0.01mm，先選取1000 p/rev的分辨率和導程5mm代入上式計算得S=0.005mm,所以滿足要求，所以選定導程為5mm。 3.2 螺旋傳動型式的選取 螺旋傳動分為滑動螺旋、滾動螺旋、靜壓螺旋。其中滾動螺旋廣泛用于各種精度的數(shù)控機床、加工中心、FMS柔性制造系統(tǒng)、輕功等機構中，且滾動螺旋有如下許多優(yōu)點： 1. 傳動效率高達0.9~0.98，平均為滑動螺旋的2-3倍，可節(jié)省動力1/2~3/4，有利于主機的小型化及減輕勞動強度。 2. 摩擦力矩小，接觸剛度高，使溫升及熱變形減小，有利于改善主機的動態(tài)特性和提高工作精度。 3. 工作壽命長，平均可達滑動螺旋的10倍左右 4. 傳動無間隙，無爬行，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，傳動精度高 5. 具有良好的高速性能，其臨界轉(zhuǎn)速之dn值（d為軸徑，mm；n為轉(zhuǎn)速，r/min）可達40000以上，可實現(xiàn)線速度120m/min的高速驅(qū)動 6. 已經(jīng)實現(xiàn)系列尺寸標準化，并出現(xiàn)了冷軋滾珠絲杠，提供了多用途的廉價產(chǎn)品 所以本次設計絲杠選用滾珠絲杠 3.3 計算最大速度和各時段的時間 因為行程為400mm，在運行過程中，加速時間與減速時間一般各約為整個運行時間的1/4，設加速度為a a*t1=Vmax 0.5*a*t1+Vmax*t3 -0.5a*t32 +Vmax*t2=400 計算得t1=t3=1.125 秒t2=2.25秒 a=0.27m/s2 滾珠絲桿的最大轉(zhuǎn)速為 Nmax= Vmax/ph=300/5=60 （轉(zhuǎn)/秒）=3600（轉(zhuǎn)/分） 3.4 滾珠絲杠副尺寸選擇計算 3.4.1 計算當量載荷 加速時滾珠絲杠承受最大軸向負荷，減速時承受最小軸向負荷; Fmax=μ*m*g+m*（Vmax/t） Fmin=μ*m*g-m*（Vmax/t） Fmax: 滾珠絲杠副承受最大軸向負荷，N Fmin： 滾珠絲杠副承受最小軸向負荷，N μ： 滾動導軌選取0.005， m： 工作臺質(zhì)量及最大工件（和夾具）質(zhì)量，Kg g： 重力加速度，9.8m/s2 Vmax：最大移動速度，m/s t： 工作臺從靜止加速到Vmax的時間，S 其中工作臺質(zhì)量及最大工件（和夾具）質(zhì)量約為20Kg 代入個數(shù)據(jù)計算得 Fmax=6.4 N Fmin=-4.4N 工作時，載荷在Fmax與Fmin之間周期性變化，所以當量載荷 Fm=1/3（2Fmax+Fmin） Fm=5.7 N 3.4.2 計算當量轉(zhuǎn)速 r/min 工作臺工作時Nmin=0,Nmax=3600（r/min） Nm=[0.5*(Nmax+Nmin)*1.125*2+Nmax*2.25]/4.5= 2700（r/min） 3.4.3計算額定動載荷 C/am=fwFm(60NmLh)1/3/100fa*fc C/am=fwFm(Ls/Ph)1/3/fa*fc 選取其中較大者為預期值C/am fa——精度系數(shù) fc——可靠性系數(shù) fw——載荷性質(zhì)系數(shù) Lh—預期工作壽命 h Ls—預期工作距離 Km 根據(jù)資料，自動控制設備的滾珠絲杠的工作壽命推薦為Lh=15000小時，Ls=（（15000*3600）/4.5）*0.4/1000=480 km 查表 精度等級 1，2，3 4，5 7 10 fa 1.0 0.9 0.8 0.7 可靠性/% 90 95 96 97 98 99 Fc 1 0.62 0.53 0.44 0.33 0.21 載荷性質(zhì) 無沖擊 輕微沖擊 伴有沖擊或振動 Fw 1~1.2 1.2~1.5 1.5~2 得fa=1 Fc =1 Fw=1.2 代入公式計算得 Cam=74.6N 3.4.4估算滾珠絲杠允許最大軸向變形m（μm） m=（1/3~1/4）重復定位精度，任務書重復定位精度為0.003~0.015mm 取重復定位精度為0.015mm=15μm m=*15μm=5μm 3.4.5滾珠絲杠副的支撐方式選擇 滾珠絲杠副的支撐方式有4種情況 1） 固定—自由 2） 支承—游動 3） 固定—游動 4） 固定—固定 安裝方式對滾珠絲杠副的承載能力，剛性，最高轉(zhuǎn)速，使用壽命有至關重要的影響在條件允許的情況下，設計時應盡量避免一端自由的方式。本次設計選用兩端固定的支撐方式，應為其有以下優(yōu)點： 1）絲杠的靜態(tài)穩(wěn)定性和動態(tài)穩(wěn)定性最高，適用于高速回轉(zhuǎn) 2）兩端軸承均調(diào)整預緊，絲杠的溫度變形可轉(zhuǎn)化為軸承的預緊力 3）適用于對剛度和位移精度要求高的滾珠絲杠安裝 4）軸向剛度大 3.4.6 估算滾珠絲杠底徑d2m d2m=a F0=μ0W a——支撐方式系數(shù)，兩端固定時取0.039 F0——導軌靜摩擦力，N μ0——導軌靜摩擦因數(shù) L——滾珠絲杠兩軸承支點間距離，常取1.1行程+（10~14）Ph，mm 其中滾動導軌的靜摩擦因數(shù)為0.005，W=20Kg*9.8Kg/s2，行程為400mm， 計算得L=510mm，F(xiàn)0=0.98 代入公式計算得 d2m=12.3mm 3.4.7 滾珠絲杠副的預緊方式 預緊方式 預緊方式代號 預緊力Fp 適用范圍 備注 雙螺母墊片預緊 D ≤12%Co 一般取≤10%Co 不限 Co值參見滾珠絲杠副的詳細參數(shù) 單螺母變位導程預緊 B ≤%10Co 一般取≤7.5%Co 中小直徑滾珠絲杠副 單螺母增大滾珠直徑預緊 Z ≤5%Co 中小直徑滾珠絲杠 結(jié)合查閱機械設計手冊表1-1-13和表11-1-14選取滾珠絲杠副的預緊方式為單螺母變?yōu)閷С填A緊 確定滾珠絲杠的規(guī)格代號 產(chǎn)品編號 標準行程mm 總長L mm 公稱直徑 mm 公稱導程mm 滾珠直徑mm 滾珠圈數(shù) 絲杠底徑mm 旋向 行程余量mm 軸向間隙 任意300mm行程變動量V300mm 額定動負荷KN 額定靜負荷KN 剛性 N/μm （30%Co） BSG126 400 540 16 5 3.175 3 12.5 右 19 G0~ G1 0.016 4.9 7.6 140 滾珠絲桿副上螺母 3.4.8 計算預緊力Fp （N） Fp=Fmax，其中Fmax為最大軸向載荷，F(xiàn)max=6.4N，所以Fp=2.1N 3.4.9 DN值的驗算 D為滾珠絲杠副滾珠中心處直徑（mm），N為滾珠絲杠副極限轉(zhuǎn)速（rpm） D*N≤70000、 D=16mm，N=3600r/min 16X3600=57600＜70000，所以合格 3.4.10 安裝部精度及其設計 查閱表機械設計手冊表11-1-25 選取精度等級為P4 查閱機械設計手冊表11-1-29 E5= 28μm E8=5μm E6= 20μm E9=16 μm E7= 8μm E10=16μm 3.5 螺旋升角與傳動效率 3.5.1 螺旋升角的計算 tan=Ph/（π*d） ——螺旋升角 π——圓周率，3.14 d——滾珠絲杠副的公稱直徑，mm 由前面數(shù)據(jù)可知，Ph=5mm，d=16mm，代入公式計算得=5.7° 3.5.2 傳動效率的計算 查上圖可得滾珠絲杠副的傳動效率約為0.9 3.6 計算行程補償值C （μm） C=11.8lu10-3 lu=行程+（8~14）Ph t——溫度變化值，2~3°C Lu——滾珠絲杠副有效行程，mm 計算得C=166.3μm 3.7 計算預拉伸力Ft（N） Ft=1.95td22 d2——絲杠螺紋底徑，mm t——溫度變化值，2~3°C 螺紋底徑為12.5mm， 計算得預拉伸力為914（N） 4. 滾動軸承型號選擇計算 4.1 初步選擇軸承的類型 查機械設計手冊表6-2-2選擇深溝球軸承 額定動載荷比 摩擦比 轉(zhuǎn)速比 旋轉(zhuǎn)精度 剛度 1 1.0 1.0 A C 因為軸承主要承受徑向載荷，也可以承受少量的雙向軸向載荷，在轉(zhuǎn)速較高、不宜使用推理軸承時，可承受較輕純軸向載荷，且深溝球軸承能限制軸的雙向軸向移動在軸承的游隙范圍內(nèi)，結(jié)構簡單，使用方便以及使用壽命長，價格低廉。 4.2 計算當量動載荷 軸承的基本額定動載荷是在嘉定的運轉(zhuǎn)條件下確定的。其中載荷條件是：向心軸承只承受純徑向載荷實際上，軸承再大多數(shù)場合，常常同時承受徑向載荷和軸向載荷，因此，再進行軸承計算時，必須把實際載荷轉(zhuǎn)換為與確定動載荷條件相一致的當量動載荷。當量動載荷的一般計算公式為： P=XFr+YFn 式中 P——當量動載荷，N Fr——徑向載荷，N Fa——軸向載荷，N X——徑向動載荷系數(shù) Y——軸向動載荷系數(shù) 其中軸向載荷為5.7N，而徑向載荷約為6Kg*9.8Kg/s2約等于60N， 軸承類型 相對軸向載荷 單列軸承 雙列軸承 e ≤e ＞e ≤e ＞e X Y X Y X Y X Y 深溝球軸承 0.172 0.172 1 0 0.56 2.3 1 0 0.56 2.3 0.19 0.345 0.345 1.99 1.99 0.22 0.689 0.689 1.71 1.71 0.26 1.03 1.03 1.55 1.55 0.28 1.38 1.38 1.45 1.45 0.3 2.07 2.07 1.31 1.31 0.34 3.45 3.45 1.15 1.15 0.38 5.17 5.17 1.04 1.04 0.42 明顯=5.7/60≤e，所以X=1，Y=0 P=XFr+YFa=60*1+5.7*0=60 （N） 4.3 按額定載荷選擇軸承 4.3.1 計算額定動載荷 C=P＜C（或C） C——基本額定動載荷計算值，N； P——當量動載荷，N； f——壽命因數(shù)； f——速度因數(shù)； Fh——壽命因數(shù) Fm——力矩載荷因數(shù)，力矩較小時取fm=1.5 Fd——沖擊載荷因數(shù) Ft——溫度因數(shù) Cr——軸承尺寸及性能表中所列徑向基本額定動載荷，N Ca——軸承尺寸及性能表中所列軸向基本額定動載荷，N 查機械設計手冊表6-2-8~6-2-11得 fm=1.5 fd=1.2 fr=1.0 查閱機械設計手冊表6-2-12，推薦使用壽命為25000h，根據(jù)推薦使用壽命查閱表6-2-8得壽命因數(shù) L10h/h fh 25000 3.68 滾珠絲杠副的最大轉(zhuǎn)速達到3600r/min，查閱機械設計手冊表6-2-9得速度因數(shù) n/r*min fn 3600 0.21 將壽命因數(shù)fh=3.68和速度因數(shù)fn=0.21代入上式可以算得 基本額定動載荷C=1892.6（N）。 4.3.2額定靜載荷的計算 計算軸承時，應分別計算額定動載荷和額定靜載荷，取其中較大者選擇軸承。額定靜載荷的計算公式： C0=S0P0＜C0r或C0a 式中C0——基本額定靜載荷計算值，N； P0——當量靜載荷，N， S0——安全因數(shù)，靜止軸承和緩慢擺動 C0r——軸承尺寸及性能表中所列的徑向基本額定靜載荷，N C0a——軸承尺寸及性能表中所列的軸向基本額定靜載荷，N 因為所選為深溝球軸承，所以P0r=X0Fr+Y0Fa=60（N） 查閱機械設計手冊表6-2-16 使用要求和載荷性質(zhì) S0 球軸承 對旋轉(zhuǎn)精度及平穩(wěn)性質(zhì)高，或承受強大的沖擊載荷 1.5~2 把上列數(shù)據(jù)代入基本靜載荷計算公式可以計算得： C0=S0P0=1.5*60=90 （N） 明顯，基本額定靜載荷C0＜基本額定動載荷C 4.3.3 按基本額定動載荷選取軸承 由于基本額定靜載荷C0＜基本額定動載荷C，選取軸承時按照基本額定動載荷來選取，并且考慮與其他零件的配合，查閱機械設計手冊表6-2-52選取： 基本尺寸/mm 基本額定載荷/KN 極限轉(zhuǎn)速/r/min-1 重量/kg 軸承代號 其他尺寸/mm 安裝尺寸/mm 球徑/mm 球數(shù) d D B Cr C0r 脂 油 W 60000型 d2 D2 r da Da ra Dw Z 12 21 5 1.9 1 24000 32000 0.005 61801 14.6 18.4 0.3 14 19 0.3 2.381 12 （ 深溝球軸承60000型） 5 系統(tǒng)剛度的計算 （N/μm） 5.1滾珠絲杠軸本身的軸向剛性，N/μm 采取兩端固定的形式， Ks=（A*E*L/X*(L-X)）*10-3， A——滾珠絲杠副的截面積，mm2（以滾珠絲杠副螺紋底徑計算） E——滾珠絲杠副軸材料的彈性系數(shù)，2.1*105 N/μm X——負荷作用點到固定或支撐端的距離，mm L——滾珠絲杠副支撐距離，mm 計算得出Ks=808N/μm 5.2滾珠螺母本身的軸向剛度 Kn=0.8*Kc（Fp/（*Co））1/3 （預緊的滾珠絲杠=0.1） Kc——樣本軸向接觸剛度，N/μm Fp——預緊力，N Co——樣本所列額定動載荷，N 查閱前面滾珠絲杠副參數(shù)，代入公式計算得 Kn=137.9 N/μm 5.3計算系統(tǒng)剛度 K——整個滾珠絲杠副傳動系統(tǒng)的軸向剛性 Ks——滾珠絲杠軸本身的軸向剛性，N/μm Kb——軸承剛度 N/μm Kn——滾珠螺母本身的軸向剛度 Kb=Kb1+Kb2 N/μm Kb1，Kb2分別問兩端軸承組的剛度，約為147.8N/μm Kb=2*147.8=295.6，N/μm 將Ks，Kb，Kn數(shù)據(jù)代入計算得 K=2550.7N/μm =Fa/K=（6.4+2.1）/2550.70.003m《5μm，所以剛度驗算合格。 6 電機的選擇 6.1 滾珠絲桿副推力與扭矩的關系公式 Tp=Fa*Ph*A/（2*π*），N*mm Tp——驅(qū)動扭矩，N*mm Fa——工作臺的軸向負荷 M——工作臺的總質(zhì)量，kg μ——工作臺的摩擦系數(shù)，滾動導軌取0.005 9.8——重力加速度,m/s2 Ph——絲杠導程，mm A——減速比，直聯(lián)時為1 π——3.14 ——滾珠絲杠副的傳動效率 查閱前面已經(jīng)計算的數(shù)據(jù)可知Fa=（9.8*20*0.005）+5.7=6.62N，M=20kg，Ph=5mm，=0.9代入上式計算得Tp5.9N*mm 6.2 工作臺加速扭矩的計算 Tg=J**103，，N*mm J——馬達軸上及前方所有運動部件的慣性矩，kg*m2 ——角加速度，rad/ s2 其中J=M*（Ph*2π）2*A2/106+m*D2/（8*106） M——工作臺總質(zhì)量，Kg Ph——絲杠導程，mm A——減速比，直聯(lián)為1 m——絲杠本身，電機齒輪，絲杠上此輪等圓形物體的質(zhì)量，有幾項m則計算相應的慣性矩并加總到慣性矩計算公式中，Kg D——相應的直徑，mm 由于滾珠絲杠和電機為直聯(lián)，所以，計算m*D2/（8*106）總和約等于192/106 J=12.67/106+192/106=0.00021kg*m2 =2π*N/（60t） N——馬達轉(zhuǎn)速，rpm t——加速時間，s N=3600r/min，t=1.125s =335rad/s2 所以Tg=J**103 Tg=0.00021*335*103=70.35 N*mm 6.3 計算滾珠絲杠預壓扭矩Td Td=0.05*Fp*Ph/(2*π（tan）)*A Fp——滾珠絲杠副的預緊力，N Ph——滾珠絲杠副導程，mm ——滾珠絲杠副螺旋升角，即導程角 A——減速比，直聯(lián)時為1 前面已經(jīng)計算得Fp=2.1N，=5.7°，Ph=5mm，計算得Td=0.27N*mm 6.4 滾珠絲杠副驅(qū)動扭矩的計算 計算滾珠絲杠副的驅(qū)動扭矩按下列公式： Ts= Tg+Tp+Td Ts——傳動軸的驅(qū)動扭矩，N*mm Tg——加速扭矩，N*mm Tp——預壓扭矩，N*mm 將Tp，Td, Tg的值代入Ts= Tg+Tp+Td，計算得Ts76.5N*mm 6.5馬達的選定 一般而言，馬達的額定扭矩應為滾珠絲杠副軸計算扭矩的2倍或以上。馬達的慣性矩由馬達和其驅(qū)動器共同決定，一般情況，馬達慣性矩應為滾珠絲杠副傳動軸總慣性矩的1/3~1/10。 根據(jù)所計算的結(jié)果查閱相關生產(chǎn)廠家產(chǎn)品，選用伺服電機：ASM/T02L250 AK 7.聯(lián)軸器的選擇 聯(lián)軸器是機械傳動中常用的部件，它主要用來連接軸與軸（或連接軸與其他回轉(zhuǎn)零件），以傳遞運動與轉(zhuǎn)矩;聯(lián)軸器主要分為剛性聯(lián)軸器（無補償能力）和撓性聯(lián)軸器（有補償能力）。撓性聯(lián)軸器分為有彈性元件的撓性聯(lián)軸器和無彈性元件的撓性聯(lián)軸器，其中有彈性元件的撓性聯(lián)軸器因裝有彈性元件，不僅可以補償兩軸間的相對位移，而且具有緩沖減振能力。我們選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，這種聯(lián)軸器制造容易，裝拆方便，成本低，它適用于連接載荷平穩(wěn)、需正反轉(zhuǎn)或啟動頻繁的傳遞中小轉(zhuǎn)矩的軸。 聯(lián)軸器力矩的計算 T≥T1*K1*K2*K3 T——計算力矩， N*mm T1——電機轉(zhuǎn)矩 ，76.5N*mm K1——負載系數(shù) ，由于本工作臺負載變化小，所以查閱機械設計手冊得K1=1.2 K2——運轉(zhuǎn)時間系數(shù) ，每天運轉(zhuǎn)時間小于16小時，所以取K2=1.18 K3——起、停頻繁度系數(shù)，起、停頻繁，所以取K3=2.0 計算得T216.6N*m，查閱《課程設計》選取聯(lián)軸器型號為GB4323-84-TL2 8 滾動直線導軌的選擇 8.1直線導軌種類選擇 滾動直線導軌副主要的類型包括 滾動直線導軌副，滾動直線導軌套副，滾動花鍵副和滾動導軌塊。 常用的三種直線導軌基本性能比較見下表，滾動直線導軌的運行速度已達200m/min。在歐美各國2/3以上的高速數(shù)控機床都采用了滾動直線導軌。它已再各種現(xiàn)代機械設備中得到越來越廣泛的應用 運動形式 滑動導軌 滾動直線導軌 靜壓導軌 摩擦因數(shù) μ=0.04~0.06 μ=0.003~0.005 μ=0.0005~0.001 運行速度 低速 低速~高速 中速~高速 剛度 高 較高 較低 壽命 三者相近 可靠性 高 較高 較差 滾動體與圓弧溝槽相接觸，與點接觸相比承載能力大，剛性好 摩擦因數(shù)小，一般小于0.005，僅為滑動導軌副的1/20~1/50，節(jié)省動力，可以承受上下左右四個方向的載荷。 磨損小，壽命長，安裝、維修、潤滑簡便。運動靈活、無沖擊，在微量進給時，能很好的控制位置尺寸。 所以選擇滾動直線導軌副 滾動直線導軌副 直線運動系統(tǒng)所承受的載荷受工件重力及重心位置的變化、驅(qū)動力F及工作阻力R作用位置的變化、啟動及停止時加速或減速引起的速度變化等因素的影響而發(fā)生變化。 8.2 滾動導軌的計算 8.2.1 計算導軌的載荷 由于本設計是以滾珠絲杠驅(qū)動的水平工作臺所以查閱機械設計手冊表6-33得 加速時 P1=P4= P2=P3= P1T~P4T= 承受慣性力的水平式導軌 以滾珠絲杠驅(qū)動居多 勻速時 P1~P4= 減速時 P1=P4= P2=P3= P1T~P4T= P1=P4==（20*9.8/4）-（20*9.8/2）*（1/9.8）*（300/1.125）*（71/80） 46.6 N P2=P3==（20*9.8/4）-（20*9.8/2）*（1/9.8）*（300/1.125）*（71/80）=51.4N P1T~P4T==（20*9.8/2）*（1/9.8）*（300/1.125）*（93.5/80）3.1 N 勻速時： P1~P4==49 N 減速時： P1=P4==（20*9.8/4）-（20*9.8/2）*（1/9.8）*（300/1.125）*（71/80）=51.4N P1=P4==（20*9.8/4）-（20*9.8/2）*（1/9.8）*（300/1.125）*（71/80） 46.6 N 所以最大的載荷為51.4N 8.2.2 平均載荷的計算 查閱機械設計手冊表6-3-4得平均載荷Pm0.65Pmax0.65*51.433.4 N。 8.2.3 導軌型號的選取 根據(jù)導程及一根導軌上兩滑塊安裝距離查機械設計手冊表6-3-17選?。? 尺寸參數(shù) 規(guī)格 結(jié)構尺寸 B1 B2 B3 B4 W M1 (AA) H 20 AA 63 5 53 20 21.5 M6 30 結(jié)構尺寸 K T T1 H1 d*D*h L1 L2 L3 L4 F 25 10 10 18 6X9.5X8.5 70 50 40 11 60 結(jié)構尺寸 載荷特性 Lmax G （油杯） C/KN C0/KN MA/N*m MBN*m MCN*m 1200 M6 11.5 14.5 92.4 92.4 154 8.3 防塵措施 1.當滑塊運動時，再滑塊運動方向的后方形成負壓區(qū)域，這樣將吸入灰塵。吸入的塵埃積聚在導軌的固定螺釘內(nèi)及導軌表面上，使?jié)L動直線導軌副的壽命急劇下降。為了保證其使用壽命，必須采取適當?shù)姆缐m措施。 2.本設計在工作臺上加折疊式防塵罩，可以適當?shù)姆乐够覊m雜物進入滑塊內(nèi)部。 3.為防止雜物聚集在導軌固定螺絲釘孔穴而混入滑塊中，可以使用螺孔帽將其封閉。螺孔帽選用耐油及耐磨損的優(yōu)質(zhì)合成橡膠，以保證充分的使用壽命。 9.工作臺支撐底座外形的設計 參考滾珠絲杠副、聯(lián)軸器以及電機尺寸設計了工作臺底座的外形尺寸 （上工作臺） （下工作臺） 結(jié) 論 在設計之初我根據(jù)任務查閱了很多關于工作臺的知識，對其工作原理，總體結(jié)構特點有了一定的了解，同時也通過網(wǎng)絡了解了一些國外在這方面的研究情況，之后就完成了開題報告，隨后我進行的是：總體方案確定、傳動系統(tǒng)確立及尺寸綜合。內(nèi)容有：滾珠絲杠副，驅(qū)動電機，滾動導軌副，軸承及聯(lián)軸器選型的設計。并對工作臺的尺寸進行了初步設計。 我系統(tǒng)地的對傳動系統(tǒng)進行了設計計算，對主要的零部件滾珠絲杠副，驅(qū)動電機，滾動導軌副型號進行了系統(tǒng)地設計。并進行了必要的驗算校核。在此過程中我查閱了相當多相關資料，經(jīng)常在圖書館，有時候為了找到相關的參考數(shù)據(jù)在圖書館經(jīng)常呆上兩三個小時，有時我還經(jīng)常到省圖書館和省新華書店查閱資料?，F(xiàn)在回想起來這些設計過程，我才覺得機械設計的辛苦，同時也很讓自己振奮。緊接著工作轉(zhuǎn)入到圖紙的繪制，圖是工程技術人員之間交流語言。制圖中我以一個真正的工程師的角度去畫好每一根線條、每一個標注，這都是需要細心的揣摩、推敲、計算。 經(jīng)過近這段時間的努力，畢業(yè)設計結(jié)束了。這次畢業(yè)設計讓我知道作為一名工程人員設計過程的艱辛是難以想象的，數(shù)據(jù)資料更可以說成是工程人員的生命。同時畢業(yè)設計的經(jīng)歷對我的大學四年的學習畫上了圓滿的句號，在這里，我將以前的所學用于實際；在這里，我用自己設計思路付諸實踐；在這里，我用雙手把想象變成實際。 畢業(yè)設計的完成讓我明白我自己還有很長的路要走，這才是一個起點，期待著未來。 　　　　　 參考文獻 [1] 璞良貴，紀名剛主編.機械設計.第七版.北京：高等教育出版社，2001 [2] 趙松年，張奇鵬. 機電一體化機械系統(tǒng)設計.北京： 機械工業(yè)出版社，1996 [3] 徐灝主編，機械設計手冊.北京：機械工業(yè)出版社，1995.12 [4] 李克永.化工機械手冊. 天津: 天津大學出版社，1991.5 [5] M F Caggiano, E Barkley, M Sun, J T Kleban, Electrical modeling of the chip scale ball grid array package at radio frequencies, Microelectronics Journal, 2000, 31:701～709 [6].唐順欽 唐忠?guī)?實用鈑金工展開手冊.北京:機械工業(yè)出版社,1991 [7].范祖堯.現(xiàn)代機械設備設計手冊. 北京:機械工業(yè)出版社,1996 [8].陳志平 章序文 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