數控銑床進給軸課程設計

1、<p>　　數控銑床縱向進給軸設計</p><p>　　The Design of the Longitudinal Axis CNC Milling Machine </p><p>　　班 級: </p><p>　　組 員: </p><p>　　指導老師：

2、 </p><p><b>　　2011年7月</b></p><p><b>　　目錄</b></p><p>　　課程設計任務要求……………………………………3</p><p>　　設計計算………………………………………………4</p><p>　　工作臺部件

3、的裝配圖設計……………………………10</p><p>　　滾珠絲杠螺母副的承載能力校驗……………………10</p><p>　　計算機械傳動系統(tǒng)的剛度……………………………11</p><p>　　驅動電動機的選型與計算……………………………13</p><p>　　機械傳動系統(tǒng)的動態(tài)分析……………………………17</p>&

4、lt;p>　　機械傳動系統(tǒng)的誤差計算與分析……………………18</p><p>　　確定滾珠絲杠螺母副的精度等級和規(guī)格型號………19</p><p>　　設計總結………………………………………………</p><p>　　組員分工………………………………………………</p><p>　　參考文獻………………………………………………<

5、/p><p>　　致謝詞…………………………………………………</p><p><b>　　課程設計任務要求</b></p><p><b>　　1.技術要求</b></p><p>　　工作臺、工作和夾具的總質量m=840kg，其中，工作臺的質量m0=440kg；工作臺最大行程LP=550mm；工作臺

6、快速移動速度Vmax=15000mm/min；工作臺采用滾動直線導軌，導軌的動摩擦系數</p><p>　　=0.01、靜摩擦系數0.01；工作臺的定位精度為25μm,重復定位精度為18μm；機床的工作壽命為20000h（即工作時間為10年）。</p><p>　　機床采用主軸電動機，額定功率PE=5kw，機床采用端面銑刀進行強力切削，銑刀直徑D=100mm，主軸轉速n=300r/min，

7、切削狀況如下表所示：</p><p><b>　　2.總體方案設計</b></p><p>　　為了滿足以上技術要求，采用以下技術方案。</p><p>　?。?）工作臺工作面尺寸（寬度×長度）確定為400mm×1200mm。</p><p>　?。?）工作臺導軌采用滾動直線導軌。</p>

8、<p>　?。?）對滾珠絲杠螺母副進行預緊。</p><p>　?。?）采用伺服電動機驅動。</p><p>　?。?）采用錐環(huán)套筒聯軸器將伺服電動機與滾珠絲杠直連。</p><p><b>　　設計計算</b></p><p>　　1．主切削力及其切削分力計算</p><p>　　

9、（1）計算主切削力FZ。</p><p>　　根據已知條件，采用端面銑刀在主軸計算轉速下進行強力切削（銑刀直徑D=100mm），主軸具有最大扭矩并能傳遞主電動機的全部功率，此時銑刀的切削速度為：V==m/s=1.57m/s</p><p>　　若機械效率ηm=0.8，則可以計算主切削力FZ：</p><p>　　FZ=103=103N=2547.77N</p&

10、gt;<p>　　（2）計算各切削分力。</p><p>　　工作臺縱向切削力Fl、橫向切削力Fc和垂直切削力Fv分別為：</p><p>　　Fl=0.4FZ=0.42547.77N=1019.11N</p><p>　　Fc=0.95FZ=0.952547.77N=2420.38N</p><p>　　Fv=0.55FZ=0

11、.552547.77N=1401.27N</p><p>　　2.導軌摩擦力的計算</p><p>　　（1）在切削狀態(tài)下的導軌摩擦力Fμ，此時導軌摩擦系數μ=0.01，查得導軌緊固力fg=75N，則</p><p>　　Fμ=μ（W+fg+Fc+Fv）</p><p>　　=0.01(8200+75+2420.38+1401.27)<

12、/p><p><b>　　=120.27N</b></p><p>　?。?）計算在不切削狀態(tài)下的導軌摩擦力Fμ0和導軌靜摩擦力F0。</p><p>　　Fμ0=μ（W+fg）=0.01(8200+75)N=82.75N</p><p>　　F0=Fμ0=82.75N</p><p>　　3.計算滾

13、珠絲杠螺母副的軸向負載力</p><p>　　（1）計算最大軸向負載力Famax。</p><p>　　Famax=Fl +Fμ=(1019.11+120.97)N=1140.08N</p><p>　　（2）計算最小軸向負載力Famin。</p><p>　　Famin= Fμ0=82.75N</p><p>　　4

14、.滾珠絲杠的動載荷計算與直徑估算</p><p>　　1）確定滾珠絲杠的導程L0</p><p>　　根據已知條件，取電動機的最高轉速nmax=1500~ 4000r/min得：L0==mm=10mm</p><p>　　2)計算滾珠絲杠螺母副的平均轉速和平均載荷</p><p>　?。?）估算在各種切削方式下滾珠絲杠的軸向載荷，見下表：&l

15、t;/p><p>　?。?）計算滾珠絲杠螺母副在各種切削方式下的轉速ni。</p><p>　　n1==r/min=60r/min</p><p>　　n2==r/min=80/ r/min </p><p>　　n3==r/min=100r/min</p><p>　　n4==r/min=1500r/min</p&

16、gt;<p>　?。?）計算滾珠絲杠螺母副的平均轉速nm。</p><p>　　（4）計算滾珠絲杠螺母副的平均載荷Fm。</p><p>　　3）確定滾珠絲杠預期的額定動載荷Cam</p><p>　?。?）由預定工作時間計算。根據載荷性質，有輕微沖擊，取載荷系數fw=1.4根據初步選擇滾珠絲杠的精度等級為2級精度，取精度系數fa=1；一般情況下可靠性

17、應達到97%，故可靠性系數fc=0.44。</p><p><b>　　Cam==N</b></p><p><b>　　=7235.78N</b></p><p>　　2）因對滾珠絲杠螺母副將實施預緊，所以可以估算最大軸向載荷。按預載選取預加載荷系數fe=4.5，則</p><p>　　Cam=f

18、eFamax=4.51140.08N=5130.36N</p><p>　?。?）確定滾珠絲杠預期的額定動載荷Cam。</p><p>　　取以上兩種結果的最大值，即Cam=7235.78N。</p><p>　　4）按精度要求確定允許的滾珠絲杠的最小螺紋底徑d2m</p><p>　　（1）估算允許的滾珠絲杠的最大軸向變形。</p&g

19、t;<p>　　已知工作臺的定位精度為25μm，重復定位精度為18μm，根據公式及定位精度和重復定位精度的要求得</p><p>　　=（1/3~1/2）18μm =（6~9）μm</p><p>　　=（1/5~1/4）25μm=（5~6.25）μm</p><p>　　取上述計算結果的較小值，即=5μm</p><p>　　

20、（2）估算允許的滾珠絲杠的最小螺紋底徑d2m。</p><p>　　本工作臺（縱向進給軸）滾珠絲杠螺母副的安裝方式擬采用兩端固定的支承方式，滾珠絲杠螺母副的兩個固定支承之間的距離為</p><p>　　L=行程+安全行程+2余程+螺母長度+支承長度</p><p>　　≈（1.2~1.4）行程+（25~30）L0</p><p><b&

21、gt;　　?。?lt;/b></p><p>　　L=1.4行程+30L0</p><p>　　=（1.4550+3010）mm=1070mm</p><p>　　又F0=Fμ0=82.75N,</p><p>　　d2m≥mm=5.19mm</p><p>　　5）初步確定滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號</p&

22、gt;<p>　　根據計算所行的L0、Cam、d2m和結構的需要，初步選擇南京工藝裝備公司生產的FFZD型內循環(huán)墊片預緊螺母式滾珠絲杠螺母副，型號為：FFZD4010-3，其公稱直徑d0、基本導程L0、額定動載荷Ca和絲杠底徑d2如下：</p><p>　　d0=40mm，L0=10mm</p><p>　　Ca=30000N>Cam=7235.78N</p>

23、;<p>　　d2=34.3mm>d2m=5.19mm</p><p><b>　　故滿足要求。</b></p><p>　　6）確定滾珠絲杠螺母副的預緊力Fp得：</p><p>　　Fp=Famax=1140.08N=380.03N</p><p>　　計算滾珠絲杠螺母副的目標行程補償值與預緊拉伸

24、力</p><p>　　（1）計算目標行程補償值</p><p>　　已知溫度變化值Δt=2,絲杠的線膨脹系數a=,滾珠絲杠螺母副的有效行程。</p><p>　　Lu=工作行程+安全行程+2余程+螺母長度</p><p>　　=550+50+220+146</p><p><b>　　=786mm</

25、b></p><p><b>　　故=11Lu=</b></p><p>　　計算滾珠絲杠的預緊拉伸力壓</p><p>　　已知滾珠絲杠螺母底徑 滾珠絲杠的溫升變化值 則</p><p>　　8)確定滾珠絲杠螺母副支承用軸承的規(guī)格型號</p><p>　　（1）計算軸承所承受的最大軸向載荷

26、FBmax。</p><p><b>　　FBmax=</b></p><p>　?。?）計算軸承的預緊力FBp</p><p><b>　　FBp=</b></p><p>　?。?）計算軸承的當量軸向載荷FBam。</p><p>　　FBam=FBp+Fm=（1609,

27、。64+349.28）N=1958.92N</p><p>　　（4）計算軸承的基本額定動載荷C。</p><p>　　已知軸承的工作轉速與滾珠絲杠的當量轉速nm相同，取n=nm=230r/min；軸承的基本額定壽命L=20000h，軸承所承受的軸向載荷FBa =FBam=1958.92N。軸承的徑向載荷Fr和軸向載荷Fa分別為</p><p>　　Fr=FBamc

28、os60º=1958.920.5N=979.46N</p><p>　　Fa=FBamsin60º=1958.920.87N=1704.26N</p><p>　　因為==1.73<2.17,查得徑向系數X、軸向系數Y分別為X=1.9，Y=0.54。</p><p><b>　　故</b></p><

29、;p><b>　　P=XFr+YFa</b></p><p>　　=（1.9979.46+0.541704.26）N</p><p><b>　　=2781.27N</b></p><p><b>　　C==N</b></p><p>　　=18108.38N</p

30、><p>　?。?）確定軸承的規(guī)格型號。</p><p>　　因為滾珠絲杠螺母副擬采用預緊拉伸措施，所以將在固定端選用60º角接觸球軸承組背對背安裝組成滾珠絲杠兩端固定的支撐方式。由于滾珠絲杠的螺紋底徑d2為34.3mm，所以選擇軸承的內徑d為30mm，以滿足滾珠絲杠結構的需要。</p><p>　　選擇國產60º角接觸球軸承兩件一組背對背安裝，型號

31、為760306TNI/P4DFB，尺寸（內徑外徑寬度）為30mm72mm19mm，選用油脂潤滑。該軸承的預載荷能力FBp´為4300N，大于計算所得的軸承預緊力FBp =1609.64N在油脂潤滑狀態(tài)下的極限轉速為1900r/min，高于本機床滾珠絲杠的最高轉速nmax=1500r/min，故滿足要求。該軸承的額定動載荷為=34500N，而該軸承在20000h工作壽命下的基本額定動載荷C=18108.38N，故也滿足要求。&l

32、t;/p><p>　　工作臺部件的裝配圖設計</p><p>　　將以上計算結果用于工作臺（X軸）部件的裝配圖設計，其計算簡圖見附圖。</p><p>　　滾珠絲杠螺母副的承載能力校驗</p><p>　　滾珠絲杠螺母副臨界壓縮載荷Fc的校驗</p><p>　　本工作臺得滾珠絲杠支撐方式采用預緊拉伸結構，絲杠始終受拉不受

33、壓。因此不存在鴨肝不穩(wěn)定問題。</p><p>　　2.滾珠絲杠螺母副臨界轉速nc的校驗</p><p>　　由數控銑床工作臺計算簡圖得滾珠絲杠螺母副臨界轉速的計算長度L2=810mm，其彈性模量E=2.1105MPa，已知材料密度ρ=7.8105N/mm3，重力加速度g=9.8103mm/s2，安全系數K1=0.8，查表得與支承有關的系數λ=4.73。</p><p&

34、gt;　　滾珠絲杠的最小慣性矩為：</p><p>　　I==34.34mm4=67909mm4</p><p>　　滾珠絲杠的最小載面積為：</p><p>　　A== 34.32mm2=923.54mm2</p><p><b>　　所以得：</b></p><p><b>　　nc

35、=</b></p><p><b>　　=0.8r/min</b></p><p>　　=11480.08r/min</p><p>　　本工作臺滾珠絲杠螺母副的最高轉速為1500r/min，遠小于其臨界轉速，故滿足要求。</p><p>　　3.滾珠絲杠螺母副額定壽命的校驗</p><p

36、>　　滾珠絲杠螺母的壽命，主要指疲勞壽命，它是指一批尺寸，規(guī)格，精度相同的滾珠絲杠在相同的情況下回轉時，其中90%不發(fā)生疲勞剝落的情況運轉的總轉速。</p><p>　　查表得滾珠絲杠的額定動載荷Ca=30000N，軸向載荷Fa=1140.08N，運轉條件系數=1.2，滾珠絲杠的轉速n=1500r/min，</p><p><b>　　則得：</b></p

37、><p>　　L=106=106r=10.54109r</p><p>　　Lh==h=117111.11h</p><p>　　一般來講，在設計數控機床時，應保證滾珠絲杠螺母副的總工作壽命Lh≥20000h，故滿足要求。</p><p>　　計算機械傳動系統(tǒng)的剛度</p><p>　　1.機械傳動系統(tǒng)的剛度計算</

38、p><p>　?。?）計算滾珠絲杠的拉壓剛度Ks。</p><p>　　本機床工作臺的絲杠支承方式為兩端固定，由數控銑床工作臺計算簡圖可知，滾珠絲杠的螺母中心至固定端支承中心的距離a=時，滾珠絲杠具有最小拉壓剛度Ksmin，得</p><p>　　當a=LJ=260mm時，滾珠絲杠螺母副具有最大拉壓剛度Ksmax，得</p><p>　?。?）計

39、算滾珠絲杠螺母副支承軸承的剛度Kb。</p><p>　　已知軸承接觸角β=60º，滾動體直徑dQ=7.144mm，滾動體個數Z=17，軸承的最大軸向工作載荷FBmax=4828.93N，查表得：</p><p>　　Kb =222.34</p><p>　　=222.34N/μm</p><p>　　=1585.10μm</

40、p><p>　?。?）計算滾珠與滾道的接觸剛度Kc。</p><p>　　查表得滾珠絲杠的剛度K=486N/μm，額定動載荷Ca=30000N，滾珠絲杠上所承受的最大軸向載荷Famax =1140.08N，得</p><p>　　Kc=K=486N/μm=352.03N/μm</p><p>　?。?）計算進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度K。</

41、p><p>　　進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度的最大值為</p><p>　　=++=++=0.0045</p><p>　　故Kmax=222.22N/μm。</p><p>　　進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度的最小值為</p><p>　　=++=++=0.0048</p><p>　　故Kmin=20

42、8.33N/μm。</p><p>　　2.滾珠絲杠螺母副的扭轉剛度計算</p><p>　　由數控銑床工作臺計算簡圖可知，扭矩作用點之間的距離L2=918mm，剪切模量G=8.1104MPa，滾珠絲杠的底徑d2=34.3mm， </p><p><b>　　故得</b></p><p><b>　　KΦ=&l

43、t;/b></p><p><b>　　=N·m/rad</b></p><p>　　=11983.91N·m/rad</p><p>　　驅動電動機的選型與計算</p><p>　　1.計算折算到電動機軸上的負載慣量</p><p>　?。?）計算滾珠絲杠的轉動慣量Jr

44、。</p><p>　　已知滾珠絲杠的密度ρ=7.810-3kg/cm3，</p><p><b>　　故得</b></p><p>　　Jr=0.7810-3</p><p>　　=0.7810-3（3428.9+44100.9+2.545.2）kg·cm2</p><p>　　=21

45、.43kg·cm2</p><p>　　（2）計算聯軸器的轉動慣量J0。</p><p>　　J0=0.7810-3（D4-d4）L</p><p>　　=0.7810-3（6.64-34）8.2kg·cm2</p><p>　　=11.62kg·cm2</p><p>　?。?）計算坐標

46、軸折算到電動機軸上的移動部件的轉動慣量JL。</p><p>　　已知機床執(zhí)行部件（即工作臺、工件和夾具）的總質量m=840kg,電動機每轉一圈機床執(zhí)行部件在軸向移動的距離L=10 m m=0.01 m則：</p><p>　　JL=m=840kg·cm2=21.3kg·cm2</p><p>　?。?）計算加在電動機軸上總的負載轉動慣量Jd。&

47、lt;/p><p>　　Jd=Jr+J0+JL</p><p>　　=（21.43+11.62+21.30）kg·cm2=54.35kg·cm2</p><p>　　2.計算折算到電動機軸上的負載力矩</p><p>　?。?）計算切削負載力矩Tc。</p><p>　　切削狀態(tài)下坐標軸的軸向負載力Fa

48、=Famax=1140.08N，電動機每轉一圈，機床執(zhí)行部件在軸向移動的距離L=10m m = 0.01m，進給傳動系統(tǒng)的總效率η=0.09，則</p><p>　　Tc==N·m=2.02N·m</p><p>　?。?）計算摩擦負載力矩Tμ。</p><p>　　在不切削狀態(tài)下坐標軸的軸向負載力（即為空載時的導軌摩擦力）Fμ0=82.75N，

49、故</p><p>　　Tμ==N·m=0.15N·m</p><p>　?。?）計算由滾珠絲杠的預緊而產生的附加負載力矩Tf。</p><p>　　滾動絲杠螺母副的預力Fp=380.03 N，滾珠絲杠螺母副的基本導程L0=10 m m=0.01 m m，滾珠絲杠螺母副的效率η0=0.94，則</p><p>　　Tf==

50、N·m=0.08N·m</p><p>　　3.計算坐標軸折算到電動機軸上各種所需的力矩</p><p>　?。?）計算線性加速力矩Tal。</p><p>　　已知機床執(zhí)行部件以最快速度運動時電動機的最高轉速nmax=1500r/min，電動機的轉動慣量Jm=62kg·cm2，坐標軸的負載慣量Jb=54.35 kg·cm2。

51、取進給伺服系統(tǒng)的位置環(huán)增益ks=20Hz，則加速時間ta==s=0.15s，</p><p>　　故：Tal =（Jm+Jd）</p><p>　　=（62+54.35 ） kgf·cm=118.09g kgf·cm =11.58N·m</p><p>　　（2）計算階躍加速力矩</p><p>　　加速時間ta

52、==s=0.05s，</p><p><b>　　故：</b></p><p>　　Tap =（Jm+Jd）</p><p>　　=（62+54.3535）kgf·cm</p><p>　　=372.79kgf·cm</p><p><b>　　=36.54N

53、3;m</b></p><p>　?。?）計算坐標軸所需的折算到電動機軸上的各種力矩。</p><p>　?、儆嬎憔€性加速時的空載啟動力矩Tq。</p><p>　　Tq =Tal+（Tμ+Tf）</p><p>　　=（11.58+0.15+0.08）N·m=11.81 N·m</p><

54、p>　?、谟嬎汶A躍加速時的空載啟動力矩Tq´。</p><p>　　Tq´=Tapl+（Tμ+Tf）</p><p>　　=（36.54+0.15+0.08）N·m=36.77N·m</p><p>　?、塾嬎憧蛰d時的快進力矩TKJ。</p><p>　　TKJ=Tμ+Tf=（0.15+0.08）

55、N·m=0.23N·m</p><p>　?、苡嬎闱邢鲿r的工進力矩TGJ。</p><p>　　TGJ=TC+Tf=（2.02+0.08）N·m=2.1N·m</p><p>　　4.選擇驅動電動機的型號</p><p>　　（1）選擇驅動電動機的型號。</p><p>　　根據

56、以上計算和查表，選擇日本FANUC公司生產的α12/3000i型交流伺服電動機為驅動電動機。其主要技術參數如下：額定功率，3kw；最高轉速，3000r/min；額定力矩，12N·m；轉動慣量，62kg·cm2；質量，18kg。</p><p>　　交流伺服電動機的加速力矩一般為額定力矩的5~10倍，若按5倍計算，該電動機的加速力矩為60N·m，均大于本機床工作臺線性加速時的空載啟動力

57、矩Tq=11.81N·m或階躍加速時的空載啟動力矩Tq´=36.77N·m，所以不管采用何種加速方式，本電動機均滿足加速力矩要求。</p><p>　　該電動機的額定力矩為12N·m，均大于本機床工作臺的快進力矩TKJ=0.23N·m或工進力矩TGJ=2.1N·m。因此，不管是快進還是工進，本電機均滿足驅動要求。</p><p>

58、<b>　　（2）慣量匹配驗算</b></p><p>　　為了使機械傳動系統(tǒng)的慣量達到較合理的匹配，系統(tǒng)的負載慣量Jd與伺服電動機的轉動慣量Jm之比一般應滿足要求，即</p><p><b>　　0.25≤≤1</b></p><p>　　在本次設計計算中，==0. 88∈[0.25，1]，故滿足慣量匹配要求。</

59、p><p>　　機械傳動系統(tǒng)的動態(tài)分析</p><p>　　1.計算絲杠-工作臺縱向振動系統(tǒng)的最低固有頻率ωnc</p><p>　　已知滾珠絲械螺母副的綜合拉壓剛度K0=Kmin=208.33106N/m，滾珠絲杠螺母副和機床執(zhí)行部件的等效質量為md=m+ms，其中m、ms分別為機床執(zhí)行部件的質量和滾珠絲杠螺母副的質量，已知m=840kg，則ms=42123.97.8

60、10-3kg=12.14kg</p><p>　　md=m+ms=1111+12.14kg=844.05kg</p><p>　　ωnc==rad/s=496.81rad/s</p><p>　　2.計算扭轉振動系統(tǒng)的最低固有頻率ωnt</p><p>　　折算到滾珠絲杠軸上的系統(tǒng)總當量轉動慣量為</p><p>&l

61、t;b>　　Js=Jr+J0</b></p><p>　　=(21.43+11.62)kg·cm2=33.05kg·cm2</p><p>　　=0.0033kg·m2</p><p>　　又絲杠的扭轉剛度Ks=KΦ=11983.91N·m/rad，則</p><p>　　ωnt==r

62、ad/s=1998.66rad/s</p><p>　　由以上計算可知，絲杠-工作臺縱向振動系統(tǒng)的最低固有頻率ωnc=496.81rad/s、扭轉振動系統(tǒng)的最低固有頻率ωnt=1998.66rad/s都比較高。一般按ωn=300rad/s的要求來設計機械傳動系統(tǒng)的剛度，故滿足要求。</p><p>　　機械傳動系統(tǒng)的誤差計算與分析</p><p>　　1．計算機械傳

63、動系統(tǒng)的反向死區(qū)</p><p>　　已知進給傳動系統(tǒng)的綜合拉壓剛度的最小Kmin=208.33 N/m，導軌的靜摩擦力F0=82.75N,有：</p><p>　　即=0.79μm<10μm,故滿足要求。</p><p>　　2．計算機械傳動系統(tǒng)由綜合拉壓剛度變化引起的定位誤差δmax。</p><p>　　=0.0210-3mm&l

64、t;/p><p>　　即δmax=0.02μm<6μm,故滿足要求。</p><p>　　3．計算滾珠絲桿因扭轉變形產生的誤差</p><p>　?。?）計算由扭矩引起的滾珠絲桿螺母副的變形量</p><p>　　負載力矩T=TKJ=230 N·mm.已知扭矩作用點之間的距離L2=918mm，絲桿底徑d2=34.3mm,則<

65、/p><p>　　（2）由該扭轉變形量引起的軸向移動滯后量δ將影響工作臺的定位精度。</p><p>　　確定滾珠絲杠螺母副的精度等級和規(guī)格型號</p><p>　?。?）確定滾珠絲杠螺母副的精度等級</p><p>　　本機床工作臺采用半閉環(huán)控制系統(tǒng)，V300P、ep 應滿足下列要求：</p><p>　　V300P≤0

66、.8 (定位精度-δmax-δ)</p><p>　　=0.8(25-0.02-0. 31)</p><p><b>　　=19.74μm</b></p><p>　　ep≤0.8(定位精度-δmax-δ)</p><p><b>　　=19.74μm</b></p><p>

67、;　　滾珠絲杠螺母副擬采用的精度等級為2級，查表得V300P=8μm<19.74μm;當螺紋長度為850mm時，ep=15μm<19.74μm，故滿足設計要求。</p><p>　?。?）確定滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號</p><p>　　滾珠絲杠螺母副的規(guī)格型號為FFZD4010-3-P2/1239850，其具體參數如下。公稱直徑與導程：40mm ,10mm;螺紋長度：850m