精密机械课程设计螺旋传动示数装置学校：专业：班级：姓名：学号：指导教师：目录一、功能及原理二、给定的技术条件和要求三、结构方案的分析和选择四、示数零件的设计与参数的选择和计算五、限动部分的结构参数的选择与计算六、齿轮副传动参数和结构尺寸的选择与计算七、误差分析与估算八、强度与刚度校核九、运动部分摩擦和效率的分析与计算十、制造、安装、调试和使用中的注意事项十一、参考资料螺旋传动示数装置一、功能及原理运动通过齿轮副1和齿轮副2输入，使螺杆5转动，从而使螺母7移动。
螺母7受滑块4的限制，只能沿螺杆进行轴向运动，从而通过示值尺6和移动螺母7上的指标线实现读数。
移动螺母7、左挡环3和右挡环8和螺杆5组成螺旋限动器，以限制螺旋副的移动范围。
该示数装置为一封闭的独立部件。
二、给定的技术条件和要求1．示数范围为0~30mm，示值精度为0.02mm。
2．输入转动齿轮副的传动比i=2，中心距为a=24mm。
3．示数装置需设计限动器来限制其运动范围，要求限动装置限动可靠。
4．部件外形尺寸不得大于120(mm)×80(mm)×50(mm)5．本部件与主机连接尺寸如下图所示，主机联接部分为6个M510的螺孔。
6．螺杆轴线距本部件底面高度尺寸为25±0.05mm7．按单件生产设计。
三、结构方案的分析和选择3.1螺旋传动示数的原理在本设计方案中，我们采用滑动传动方式，主要基于以下几点考虑：1.降速比传动比大。
螺距一般很小，故在转角很大的情况下，能获得很小的直线位移量，可明显缩短机构的链传动，所以传动结构简单、紧凑，传动精度高，工作平稳。
2.具有增力作用。
自主动件输入一个较小的转矩，从动件上即能得到较大的轴向力。
3.效率低，磨损快。
因螺旋工作面为滑动摩擦，故其传动效率低（一般为30%—40%），磨损快，不适用于高速和大功率传动。
由于本装置处于低速运行状态，工作台行程短，无寿命要求且要求精度高、运行平稳，综合以上几点分析，选用滑动螺旋传动。
装置基于螺旋传动的原理，利用螺杆与螺母的相对运动，将旋转运动转变为直线运动，实现运动的传递和转换功能。
螺旋传动是精密机械中常用的一种运动形式，将螺旋运动变为直线运动。
其运动关系式为l=P h 2πφ式中：l——螺杆（或螺母）的位移（mm）；P h——导程（mm）；φ——螺杆和螺母间的相对转角（rad）。
根据此原理，装置示数部分采用螺杆转动，螺母移动的运动方式，通过螺母上的指标线以及固定在机架上的示值尺进行示数。
3.2示数装置的改进方法螺杆与螺纹之间的配合精度不高，无法实现技术要求中0.02mm的示值精度，因此我们对装置进行改进。
从曾经使用过的游标卡尺和螺旋测微器中得到启发，将本装置中的示数功能分成两部分实现：其一为固定在机架上的示值尺，最小刻度为1mm，示数范围是0~30mm；其二为固定在螺杆上同步转动的细微读数盘，其精度达到0.02mm，示数范围是0~1.00mm。
通过两次配合读数从而达到设计的精度要求。
细微读数盘一周分为50个刻度，当螺杆转动一圈时，螺母前进或后退1mm，而其中的微小变化可以通过细微读数盘读出，显然细微读数盘的精度为1mm50⁄=0.02mm。
3.3 螺旋传动示数装置的外形设计此装置是具有特定功能的精密测量元件，为保证其测量精度，装置应具备完整的外形结构。
除此之外，在装置的外壳上应留有观察窗，用玻璃制作。
根据设计要求，整个装置外形尺寸按照120(mm)×80(mm)×50(mm)来设计，因此内部零件制作应尽量小巧、配合应尽量紧凑，不空余过多无用空间。
四、示数零件的设计与参数的选择和计算4.1对示数零件的要求1．示值尺的示数范围为0~30mm，最小分度为1mm；细微读数盘的示数范围为0~1mm，最小分度为0.02mm。
2．结构简单，易于读数。
3．保证零点位置方便进行调零。
4.2细微读数盘的设计细微读数盘在工作时，要能够与螺杆同步转动，因此结构中应有一个读数轮与轴固定以实现这一目的。
在工作时，圆形刻度盘和读数轮夹紧固定，实现和轴的同步转动；调零时，读数盘与读数轮分离，独立旋转，即可进行调零工作。
4.3刻线长度与深度示值尺刻线尺寸：根据刻线长度选用原则，当最小刻线间隔为0.8~1.2 mm时，刻线长度为1.8~3.6 mm最佳，则刻度数目为主刻度盘0~30mm等分，0，10，20，30示数线长为3 mm，并标注示数；其他示数线长度为2 mm，不标注示数。
刻线加工方法为刀刻法，深度为0.5mm ；圆形刻度盘刻线尺寸：根据设计，度盘直径为32mm，刻线数目为50（0~49），刻线角度间隔为：360 50=7.2°.最外围刻线间隔:π∗3250=2.01mm,故采用两种长度的刻度线为2mm和4mm,其中当刻度值为5的倍数时为4mm刻线；刻线深度为0.5mm。
4.4示数零件的材料和表面处理为了防腐和美观以及读数的方便，示数装置应进行表面处理。
常用的表面处理方法是喷砂、镀铬和喷漆。
本装置中采用镀铬的方式保护零件，刻线为黑色，使读数方便可靠。
五、限动部分的结构参数的选择与计算螺旋限动器安装于轴上位于螺母两端，用来给螺母精确定位，确保螺母初始值与最大值符合要求范围。
挡块的设计要求比较简单，主要考虑其外形尺寸和强度，因为没有大的力接触，因此设计时要适当地节约空间，减轻重量，以减少轴的负载，设计如下：中心的定位螺孔用于初始的定位以及后期的维修调节，销钉孔用于固定挡块。
轴在转动时，当螺母移动到左边界或右边界，突起的小块将阻止螺母的进一步移动，达到定位的目的。
六、齿轮副传动参数和结构尺寸的选择与计算6.1齿轮副设计要求设计要求中中心距a=24mm，传动比i=2。
6.2齿轮副的设计计算a=r1+r2=m2(z1+z2)=24i=z2z1=r2r1=2由此可以计算得出主动轮与从动轮的直径分别为d1=16mm，d2=32mm。
主动轮已知，故只需要设计从动轮各项参数。
根据标准齿轮设计标准，两齿轮传动不发生根切的最小齿数为17，在保证主动轮齿数不小于17的情况下，选定模数m=0.4。
由公式d=mz得，z1=40，z2=80接下来对从动轮尺寸进行计算（取齿顶高系数ℎa∗=1,顶隙系数为c∗=0.25）。
齿顶高：h a=h a∗m=0.4 mm齿根高：h f=(h a∗+c∗)m=(1+0.25)∗0.4=0.5 mm齿全高：h=h a+h f=(2h a∗+c∗)m=(2+0.25)∗0.4=0.9 mm齿顶圆直径：d a=d+2h a=(z+2h a∗)m=(80+2)0.4=32.8 mm齿根圆直径：d f=d−2h f=(z−2h a∗−2c∗)m=(80−2−2∗0.25)∗0.4=31 mm分度圆直径：d=mz=80∗0.4=32 mm基圆直径：d b=d cosθ=32∗cos20°=30.07 mm 周节：p=πm=1.26 mm齿厚：s=πm2=0.63 mm齿间宽:e=πm2=0.63 mm中心距：a=12(d1+d2)=m2(z1+z2)=24 mm顶隙：c=c∗m=0.1 mm为了保证一定的高度和较高的承载能力，齿轮选用45号钢材制作，示意图如下：七、误差分析与估算装置的误差主要分为三个方面：运动误差、空回误差、视觉误差。
示数装置采用螺旋传动方式，其误差主要是运动误差和空回误差，与螺纹参数误差和相关零件的综合误差有关，分析如下：7.1螺距误差对运动误差的影响在理想状态下，螺杆旋转，螺母将随之作线性移动；但实际情况却并非如此。
对于理想螺旋传动，螺杆旋动，螺母移动的关系为：x0=φ2πnt0式中：x0—理想状态下螺母的位移量；φ—螺杆转角；n—螺纹头数；t0—理想螺纹的螺距。
此装置中螺旋传动采用单头螺纹，n=1,则：x0=φ2πt0螺母应该转过30个螺距，则：x0=∑(t0)i30i=1若螺距误差为∆t i，则螺母的实际位移为：x=∑(t0+∆t i)i30i=1故螺母的运动误差∆x1为：∆x1=x−x0=∑(t0+∆t i)i30i=1−∑(t0)i=∑∆t i30i=130i=1即螺母的运动误差为螺杆各螺距误差之和。
7.2螺纹参数误差对运动误差的影响（1）螺纹中径误差理论上，螺母和螺杆的正常啮合，螺杆中径偏差上限∆d a1和螺母中径偏差下限∆d b1为0，但是由于制造误差，偏差必定存在，有可能造成螺杆和螺母螺纹表面之间的间隙，并表现为中径间隙，形成轴向间隙，此时的轴向间隙即螺纹中径误差引起的运动误差，为：∆x2=(∆d b1−∆d a1)tan β2式中β为：螺纹角（2）螺母和螺杆啮合范围内的螺距累积误差螺杆与螺母啮合范围内的螺距累积误差，不管正负均会引起传动的运动误差，若螺杆在啮合范围内的螺距累积误差为∆t∑a，螺母在啮合范围内的螺距累计误差为∆t∑b，则可能引起的运动误差∆x3为∆x3=|∆t∑b−∆t∑a|（3）螺纹牙半角误差由于螺杆螺纹牙和螺母螺纹牙两侧存在误差，从而使轴向间隙改变。
轴向间隙的改变不仅影响了传动误差，还是造成空回误差的根本原因。
7.3相关结构的影响轴向位移误差螺杆止推面的轴向跳动误差如果螺杆止推轴肩和支架的外壳与理想轴线不垂直，倾斜角为α1和α2，且α1>α2，则螺旋传动时会引起轴向位移，值为：∆x4=2R tanα2移动件移动轴线与螺杆轴线不重合实际导轨移动方向与理论移动方向的夹角为γ，则由此产生的轴向位移为：∆x5=L(1−cosγ)螺纹间接触不良，螺母磨损较快，也会对示数造成很大的误差。
此外，由于该装置输入过程中还采用了齿轮传动，齿轮传动不可避免的带来了许多误差，比如固有误差（偏心误差，基节误差等），装配误差。
读数时，若读数方法不当，或者调零不准确，则会造成视觉误差。
八、强度与刚度校核8.1螺杆的强度验算给轴施加F的负荷，相当于引入螺旋传动时，因摩擦阻力应起的扭转剪应力。
将F 增大1.3~1.4倍，作为计算负荷F c，许用拉应力为[σt]，则有：F c=14πd12[σt]由于采用的45号淬火钢，屈服极限为σs=355MP a，抗拉强度为σb=600MP a，且[σt]≈0.8σs此外，螺纹小径为d1=10.917mm故可计算得F c=14π×10.9172×0.8×355=26583 N，即可承受最大轴向负荷为26583N。
即如果按照强度较核的话，螺杆达到使用要求。
8.2刚度验算：螺杆在轴向负荷F的作用下会产生变形，并引起螺距的改变，故需要进行刚度计算，以限制其改变量。
单位螺距产生的改变量即它的拉伸变形量λF为:λF=±Ft EAE—螺杆材料的弹性模量，对于刚，E=2.0×105(MP a);螺杆小径截面面积当受的轴向力为200N时，λF=±2.67×10−6mm，扭矩未知无法计算，螺杆在扭矩作用下的螺距改变量。
