數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺設(shè)計(jì)

1、 數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺的原理與應(yīng)用2.1 數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺的原理數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺主要用于數(shù)控鏜床和銑床，其外形和通用工作臺幾乎一樣，但它的驅(qū)動是伺服系統(tǒng)的驅(qū)動方式。它可以與其他伺服進(jìn)給軸聯(lián)動。圖2.1為自動換刀數(shù)控鏜床的回轉(zhuǎn)工作臺。它的進(jìn)給、分度轉(zhuǎn)位和定位鎖緊都是由給定的指令進(jìn)行控制的。工作臺的運(yùn)動是由伺服電動機(jī)，經(jīng)齒輪減速后由蝸桿-蝸輪帶動。為了消除蝸桿副的傳動間隙，采用了雙螺距漸厚蝸桿，通過移動蝸桿的軸向位置來調(diào)整間隙。這種蝸桿的左右兩側(cè)面具有不同的螺距，因此蝸桿齒厚從頭到尾逐漸增厚。但由于同一側(cè)的螺距是相同的，所以仍然可以保持正常的嚙合。圖2.1 自動換刀數(shù)控鏜床的回轉(zhuǎn)工作臺1工作臺 2滾柱導(dǎo)軌

2、3、4夾緊瓦 5小液壓缸 6活塞 7彈簧8鋼球 9圓光柵 10雙列圓柱滾子軸承 11圓錐滾子軸承當(dāng)工作臺靜止時(shí)，必須處于鎖緊狀態(tài)。為此，在蝸輪底部的輻射方向裝有8對夾緊瓦4和3，并在底座上均布同樣數(shù)量的小液壓缸5。當(dāng)小液壓缸的上腔接通壓力油時(shí)，活塞6便壓向鋼球8，撐開夾緊瓦，并夾緊蝸輪。在工作臺需要回轉(zhuǎn)時(shí)，先使小液壓缸的上腔接通回油路，在彈簧7的作用下，鋼球8抬起，夾緊瓦將蝸輪松開?；剞D(zhuǎn)工作臺的導(dǎo)軌面由大型滾動軸承支承，并由圓錐滾柱軸承11及雙列向心圓柱滾子軸承10保持準(zhǔn)確的回轉(zhuǎn)中心。數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺的定位精度主要取決于蝸桿副的傳動精度，因而必須采用高精度蝸桿副。在半閉環(huán)控制系統(tǒng)中，可以在實(shí)際測

3、量工作臺靜態(tài)定位誤差之后，確定需要補(bǔ)償角度的位置和補(bǔ)償?shù)闹?，記憶在補(bǔ)償回路中，由數(shù)控裝置進(jìn)行誤差補(bǔ)償。在全閉環(huán)控制系統(tǒng)中，由高精度的圓光柵10發(fā)出工作臺精確到位信號，反饋給數(shù)控裝置進(jìn)行控制?；剞D(zhuǎn)工作臺設(shè)有零點(diǎn)，當(dāng)它作回零運(yùn)動時(shí)，先用擋鐵壓下限位開關(guān)，使工作臺降速，然后由圓光柵或編碼器發(fā)出零位信號，使工作臺準(zhǔn)確地停在零位。數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺可以作任意角度的回轉(zhuǎn)和分度，也可以作連續(xù)回轉(zhuǎn)進(jìn)給運(yùn)動。2.2 設(shè)計(jì)準(zhǔn)則1創(chuàng)造性的利用所需要的物理性能2分析原理和性能3判別功能載荷及其意義4預(yù)測意外載荷5創(chuàng)造有利的載荷條件6提高合理的應(yīng)力分布和剛度7重量要適宜8應(yīng)用基本公式求相稱尺寸和最佳尺寸9根據(jù)性能組合選擇材

4、料10零件與整體零件之間精度的進(jìn)行選擇11功能設(shè)計(jì)應(yīng)適應(yīng)制造工藝和降低成本的要求2.3 主要技術(shù)參數(shù)1最大回轉(zhuǎn)半徑：200mm2回轉(zhuǎn)角度：0-360度3回轉(zhuǎn)精度：0.01度4回轉(zhuǎn)速度：6-20r/min5最大承重：200KG3 數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)3.1 傳動方案的確定3.1.1 驅(qū)動方式選擇由于數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺的控制精度要求較高且工作功率不大，動力源應(yīng)選擇步進(jìn)電機(jī)或伺服電機(jī)。由于本工作臺設(shè)計(jì)為閉環(huán)控制，故開環(huán)的步進(jìn)電機(jī)不合適，選用用于閉環(huán)控制中的，廣泛使用的交流伺服電動機(jī)。3.1.2 傳動方案傳動時(shí)應(yīng)滿足的要求數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺一般由原動機(jī)、傳動裝置和工作臺組成，傳動裝置在原動機(jī)和工作臺之間傳

5、遞運(yùn)動和動力，并可實(shí)現(xiàn)分度運(yùn)動。在本課題中，原動機(jī)采用交流伺服電動機(jī)，工作臺為T形槽工作臺，傳動裝置由齒輪傳動和蝸桿傳動組成。合理的傳動方案主要滿足以下要求：1機(jī)械的功能要求：應(yīng)滿足工作臺的功率、轉(zhuǎn)速和運(yùn)動形式的要求。2工作條件的要求：例如工作環(huán)境、場地、工作制度等。3工作性能要求：保證工作可靠、傳動效率高等。4結(jié)構(gòu)工藝性要求：如結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、使用維護(hù)便利、工藝性和經(jīng)濟(jì)合理等。3.1.3 傳動方案及其分析數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺傳動方案為：伺服電機(jī)齒輪傳動蝸桿傳動工作臺該傳動方案分析如下：齒輪傳動承受載能力較高，傳遞運(yùn)動準(zhǔn)確、平穩(wěn)，傳遞功率和圓周速度范圍很大，傳動效率高，結(jié)構(gòu)緊湊。蝸桿傳動有以下特

6、點(diǎn)：1傳動比大：在分度機(jī)構(gòu)中可達(dá)1000以上。與其他傳動形式相比，傳動比相同時(shí)，機(jī)構(gòu)尺寸小，因而結(jié)構(gòu)緊湊。2傳動平穩(wěn)：蝸桿齒是連續(xù)的螺旋齒，與蝸輪的嚙合是連續(xù)的，因此，傳動平穩(wěn)，噪聲低。3可以自鎖：當(dāng)蝸桿的導(dǎo)程角小于齒輪間的當(dāng)量摩擦角時(shí)，若蝸桿為主動件，機(jī)構(gòu)將自鎖。這種蝸桿傳動常用于起重裝置中。4效率低、制造成本較高：蝸桿傳動是，齒面上具有較大的滑動速度，摩擦磨損大，故效率約為0.7-0.8，具有自鎖的蝸桿傳動效率僅為0.4左右。為了提高減摩擦性和耐磨性，蝸輪通常采用價(jià)格較貴的有色金屬制造。由以上分析可得：將齒輪傳動放在傳動系統(tǒng)的高速級，蝸桿傳動放在傳動系統(tǒng)的低速級，傳動方案較合理。同時(shí)，對于

7、數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺，結(jié)構(gòu)簡單，它有兩種型式：開環(huán)回轉(zhuǎn)工作臺、閉環(huán)回轉(zhuǎn)工作臺。兩種型式各有特點(diǎn)：開環(huán)回轉(zhuǎn)工作臺：開環(huán)回轉(zhuǎn)工作臺和開環(huán)直線進(jìn)給機(jī)構(gòu)一樣，都可以用電液脈沖馬達(dá)、功率步進(jìn)電機(jī)來驅(qū)動。閉環(huán)回轉(zhuǎn)工作臺：閉環(huán)回轉(zhuǎn)工作臺和開環(huán)回轉(zhuǎn)工作臺大致相同，其區(qū)別在于：閉環(huán)回轉(zhuǎn)工作臺有轉(zhuǎn)動角度的測量元件（圓光柵）。所測量的結(jié)果經(jīng)反饋與指令值進(jìn)行比較，按閉環(huán)原理進(jìn)行工作，使轉(zhuǎn)臺分度定位精度更高。由圖3.1所示，數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺的傳動方案為一級齒輪傳動，二級蝸桿傳動：圖3.1 傳動方案3.2 齒輪傳動的設(shè)計(jì)由所選電機(jī)可知P=1.5kW傳動比設(shè)定為i=3，選用7級精度（GB1009588），效率=0.97工作日安排每

8、年300工作日計(jì)，壽命為10年。3.2.1 選擇材料考慮到齒輪傳動效率不大，速度只是中等，選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 3.2.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行計(jì)算，即d1t2.323KT1du±1u(ZEH)21確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值。1）選用直齒圓柱齒輪傳動。2）選小齒輪齒數(shù)z1=22，大齒輪齒數(shù)z2=3×22=66。3）試選載荷系數(shù)Kt=1.3。4）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T=9.55×106P1n1=9.55×106×1.51200

9、=11937.5Nmm。5）齒寬系數(shù)d=1。6）由文獻(xiàn)查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa12。7）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度Hlim2=550MPa。8）由下式計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N1=60n1jLh=60×1200×1×2×8×300×10=3.46×109 N2=3.46×1093.2=1.08×1099）取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90；KHN2=0.95。10）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式得H1

10、=KHN1Hlim1S=0.9×600MPa=540MPaH2=KHN2Hlim2S=0.95×600MPa=522.5MPa2計(jì)算1）試算小齒輪的分度圓直徑d1t，代入H較小的值。d1t2.323KT1du+1u(ZEH)2=2.3231.3×11937.5143(189.8522.5)2=32.426mm2）計(jì)算周轉(zhuǎn)速度v。v=d1tn160×1000=×32.426×120060×1000m/s=2.04m/s3）計(jì)算齒寬b。b=dd1t=1×32.426mm=32.426mm4）計(jì)算齒寬與齒高之比b/h。模

11、數(shù) mt=d1tz1=32.42622=1.47mm齒高 h=2.25mt=2.25×1.47mm=3.3mmbh=32.4263.3=9.835）計(jì)算載荷系數(shù)。根據(jù)v=2.04m/s，7級精度，查得動載荷系數(shù)Kv=1.1；直齒輪，KH=KF=1；由表查得使用系數(shù)KA=1；由表用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時(shí)；KH=1.411。由b/h=9.83、KH=1.411查圖得KF=1.2；故載荷系數(shù)：K=KAKvKHKH=1×1.1×1×1.411=1.5526）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式得：d1=d1t3KKt=32.426&

12、#215;31.5521.3=34.4mm7）計(jì)算模數(shù)m。m=d1z1=34.422mm=1.56mm3.2.3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為：m32KT1dz12(YFaYSaF)1確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值。1）查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE1=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE1=380MPa。2）查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85，KFN2=0.88。3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù),由式得：F1=KFN1FE1S=0.85×5001.4MPa=303.57MPaF2=KFN2FE2S=0.88×3801.4MPa=238.86MPa

13、4）計(jì)算載荷系數(shù)K。K=KAKvKFKF=1×1.1×1×1.2=1.325）查取齒形系數(shù)。由表查得 YFa1=2.72 YFa2=2.286）查取應(yīng)力校正系數(shù)。由表查得 YSa1=1.57 YSa2=1.737）計(jì)算大、小齒輪的并加以比較。YFa1YSa1F1=2.72×1.57303.57=0.01407 YFa2YSa2F2=2.28×1.73238.86=0.016512設(shè)計(jì)計(jì)算m32KT1dz12(YFaYSaF)=32×1.32×11937.51×222×0.01651=1.02mm對比計(jì)算結(jié)

14、果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得到模數(shù)m=1.02,并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=3mm,按接觸強(qiáng)度算的的分度圓直徑d=34.4mm，算出小齒輪齒數(shù)z1=d1m=34.41.523。大齒輪齒數(shù)z2=3×23=69。這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。3.2.4 計(jì)算齒輪幾何尺寸1計(jì)算分度圓直徑d1=z1m=23×3mm=69mmd2=z2m=69×

15、3mm=207mm2中心距a=d1+d22=69+2072=138mm3計(jì)算齒輪寬度b=dd1=1×69mm取B2=69mm，B1=64mm 3.2.5 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)如圖3.2，3.3所示，小齒輪為實(shí)心結(jié)構(gòu)，大齒輪采用腹板式結(jié)構(gòu)，齒輪與軸采用單鍵連接：圖3.2 小齒輪結(jié)構(gòu)圖3.3 大齒輪結(jié)構(gòu)3.3 蝸輪及蝸桿的選用與校核由于前述所選電機(jī)可知P=1.5kW，傳動比設(shè)定為i=20，效率=0.8工作日安排每年300工作日計(jì)，壽命為10年。3.3.1 選擇蝸桿傳動類型根據(jù)GB/T100851988的推薦，采用漸開線蝸桿。3.3.2 選擇材料考慮到蝸桿傳動效率不大，速度只是中等，故蝸桿用45號鋼；

16、為達(dá)到更高的效率和更好的耐磨性，要求蝸桿螺旋齒面淬火，硬度為45-55HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。3.3.3 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)，在校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。傳動中心距：a3KT2(ZEZH)21確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)距T2。按z1=2，估取效率=0.8，則T2=9.55×106P2n2=9.55×106Pn2=9.55×106×1.5×0.820Nmm=573000Nmm2確定載荷系數(shù)T因工作

17、載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數(shù)K=1；由表選取使用系數(shù)KA=1.15；由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動載系數(shù)KV=1.05；則K=KAKKV=1.15×1×1.051.213確定彈性影響系數(shù)ZE因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和蝸桿相配，故ZE=160MPa12。4確定接觸系數(shù)Z先假設(shè)蝸桿分度圓直徑d1和傳動中心距a的比值d1a=0.35，從而可查得Z=2.9。5確定許用應(yīng)力H根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC，從而可查得蝸輪的基本許用應(yīng)力H'=268MPa。應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： N=60njLh=60×20

18、15;1×2×8×300×10=5.76×107因?yàn)殡妱拥都苤形佪單仐U的傳動為間隙性的，故初步定位、其壽命系數(shù)：KHN=81075.76×107=0.8034 則 H=KHNH'=0.8034×268MPa=215MPa6計(jì)算中心距a3KT2(ZEZH)2=31.21×573000(160×2.9215)2mm=147.809mm取中心距a=200mm，因i=20，故從表中取模數(shù)m=8mm，蝸桿分度圓直徑d1=80mm，這時(shí)=d1a=0.4，從而可查得接觸系數(shù)Z'=2.74，因?yàn)閆'

19、;<Z，因此以上計(jì)算結(jié)果可用。3.4 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸3.4.1 蝸桿蝸桿分度圓直徑 d1=80mm；蝸桿軸向齒距 pa=m=25.133mm；直徑系數(shù) q=10；齒頂圓直徑 da1=d1+2ha1=96mm；齒根圓直徑 df1=d1-2ha1+c=60.8mm；分度圓導(dǎo)程角 =11°18'36''；蝸桿軸向齒厚 sa=2m=12.5664mm。3.4.2 蝸輪蝸輪齒數(shù) z2=41；變位系數(shù) x2=-0.5；驗(yàn)算傳動比 i=41/2=20.5，這時(shí)傳動比誤差為 (20.5-20)/20=2.5%,是允許的。蝸輪分度圓直徑 d2=mz2=8&

20、#215;41mm=328mm蝸輪喉圓直徑 da2=d2+2ha2=328+2×8mm=344mm蝸輪齒根圓直徑 df2=d2-2hf2=328-2×1.2×8mm=308.8mm蝸輪咽喉母圓直徑 rg2=a-12da2=200-12×344mm=28mm3.4.3 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度F=1.53KT2d1d2mYFa2YF當(dāng)量齒數(shù) zv2=z2cos3=41(cos11.31°)3=43.48根據(jù)x2=-0.5，zv2=43.48，可查得齒形系數(shù)YFa2=2.87。螺旋角系數(shù) Y=1-140°=1-11.31°140&#

21、176;=0.9192許用彎曲應(yīng)力 F=F'KFN從表中查得由ZCuSn0P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力F'=56MPa。壽命系數(shù) KHN=91065.76×107=0.823 F=56×0.823MPa=46.088MPa F=1.53×1.21×57300080×328×8×2.87×0.9192MPa=13.33MPa所以彎曲強(qiáng)度是滿足要求的。3.4.4 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)如圖3.4所示，渦輪采用連體式結(jié)構(gòu)：圖3.4 渦輪結(jié)構(gòu)3.5 伺服電機(jī)的選擇及運(yùn)動參數(shù)的計(jì)算3.5.1 計(jì)算負(fù)載折算到電機(jī)軸上的轉(zhuǎn)

22、動慣量1計(jì)算小齒輪的轉(zhuǎn)動慣量 J1=0.77d14b1×10-12kgm2=0.77×694×69×10-12kgm2=1.2×10-3kgm22計(jì)算大齒輪的轉(zhuǎn)動慣量 J2=0.77d24b2×10-12kgm2=0.77×2074×64×10-12kgm2=9.05×10-2kgm23計(jì)算蝸桿軸的轉(zhuǎn)動慣量 J3=0.77d34b3×10-12kgm2=0.77×804×354+504×110+704×226+904×20×1

23、0-12kgm2=1.69×10-2kgm24計(jì)算蝸輪的轉(zhuǎn)動慣量 J4=0.77d44b4×10-12kgm2=0.77×3284-2404×178×10-12kgm2=1.13kgm25計(jì)算工作臺包括工件的轉(zhuǎn)動慣量 J5=0.77d54b5×10-12kgm2+18MD2=0.77×4004-1004×64×10-12kgm2+18200×4002=1.26kgm26查表可知，聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)動慣量為J6=0.013kgm2；7負(fù)載折算到電機(jī)軸上的轉(zhuǎn)動慣量： Jr=J1+1i12J2+J3+1i22

24、J4+J5+J6=9.05×10-2+1329.05×10-2+1.69×10-2+12021.13+1.26+0.013=0.121kgm23.5.2 確定電機(jī)功率工作所需功率為： Pw=Tnw9550wkW 式中T=450Nm，nw=620r/min,電機(jī)工作效率w=0.97，Pw=0.971kW電機(jī)所需的輸出功率為：P0=Pw ( 式中為電機(jī)至工作臺之間的總效率)。查相關(guān)手冊可得：齒輪傳動效率為1=0.97；一對滾動軸承的效率為2=0.99；蝸桿傳動效率為3=0.8。因此，=1×23×3=0.75。所以，電機(jī)的輸出功率為：P0=1.29k

25、W。一般電機(jī)的額定功率為Pm=11.3P0=1.291.63kW,取電機(jī)的額定功率為： Pm=1.5kW。3.5.3 確定電機(jī)轉(zhuǎn)速整個傳動系統(tǒng)的總傳動比為i=60，由技術(shù)參數(shù)可知，回轉(zhuǎn)工作臺的轉(zhuǎn)速為620r/min。所以，電機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍為N=inw=60×620r/min=3601200r/min。3.5.4 選擇電機(jī)類型根據(jù)電機(jī)軸上的負(fù)載慣量，電機(jī)的額定功率以及電機(jī)轉(zhuǎn)速，選擇松下A5系列的交流伺服電機(jī)，電機(jī)的型號為MDDHT3420，其外形如下：圖3.5 松下A5系列MDDHT3420型交流伺服電動機(jī)3.6 軸的校核與計(jì)算3.6.1 軸的設(shè)計(jì)傳動軸及蝸桿軸的形狀如圖3.6，3.7所

26、示： 圖3.6 傳動軸結(jié)構(gòu)圖3.7 蝸桿軸結(jié)構(gòu)3.6.2 按許用切應(yīng)力計(jì)算1.求兩軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩：傳動軸：取軸承傳動效率1=0.99；聯(lián)軸器傳動效率2=0.99：P1=Pm12=1.5×0.99×0.99=1.47kWn1=1200r/minT1=9550×P1n1Nm=9550×1.471200=11.699Nm蝸桿軸：取齒輪傳動效率為3=0.97；軸承傳動效率為4=0.99：P2=P112=1.47×0.97×0.99=1.41kWn2=400r/minT2=9550×P2n2Nm=9550×1.414

27、00=33.664Nm2.初步確定兩軸的最小直徑：由材料力學(xué)可知，實(shí)心圓軸的抗扭強(qiáng)度條件為T=TWT=9.55×106Pn0.2d3T由此得到軸的基本直徑為d39.55×106P0.2Tn=C3Pn選取兩軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表查得T=35MPa，C=112MPa；于是得d1C3P1n1=11231.471200=11.98mmd2C3P2n2=11231.41400=17.05mm取輸入軸的直徑為安裝聯(lián)軸器處軸的直徑與聯(lián)軸器的直徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT1=1.5×11699=17548.5Nmm按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tc

28、a應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，在標(biāo)準(zhǔn)GB/T5843-2003，選用YL5型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為63000N·mm。半聯(lián)軸器的孔徑d=30mm，故取半聯(lián)軸器長度64mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=40mm。3.6.2 按許用彎曲應(yīng)力計(jì)算1求齒輪及蝸輪作用在傳動軸及蝸桿軸上的力：傳動軸：已知小齒輪的分度圓直徑為69mm傳動軸所受的力如圖3.8所示：圖3.8 傳動軸受力圖Ft=2T1d1=2×11699Nmm69mm=339.1NFr=Fttan20°=123.42NFa=0N蝸桿軸：已知大齒輪的分度圓直徑為207mm，蝸輪分度圓直徑為328mm蝸輪軸所受的

29、力如圖3.9所示：圖3.9 蝸桿軸受力圖Ft1=2T1d1=2×33664Nmm207mm=325.26NFa2=2T2d2=2×539575Nmm328mm=3290.1NFt1r1=Ft2r2Ft2=Ft1r1r2=325.26N103.5mm40mm=841.61NFr1=Ft1tan20°=118.38NFr2=Ft2tan20°=306.32N2作出兩軸的空間受力圖及彎矩MH、MV、Me圖和T圖：傳動軸：圖3.10 傳動軸應(yīng)力分析圖渦輪軸：圖3.11 渦輪軸應(yīng)力分析圖3. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的

30、截面的強(qiáng)度。根據(jù)式:ca=Me2+(T2)W=Me2+(T2)0.1d3及圖中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭矩切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力取=0.6；計(jì)算軸的應(yīng)力：傳動軸：ca1=Me12+(T12)W=11367.152+(0.6×116992)0.1×303=5.38MPa蝸輪軸：ca2=Me22+(T22)W=131174.5792+(0.6×336642)0.1×803=2.61MPa前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表查得-1=60MPa，因此ca<-1，故兩軸都安全。3.7 齒輪上鍵的選取與校核3.7.1 取鍵連接的類型及尺寸因其軸上鍵的作用

31、是傳遞扭矩，應(yīng)用平鍵連接即可。在此用平鍵。由資料可查出傳動軸鍵的截面尺寸為：寬度b=12mm，高度h=8mm，由連軸器的寬度并參考鍵的長度系列，從而取鍵長L=40mm；蝸輪軸鍵的截面尺寸為：寬度b=14mm，高度h=9mm，由大齒輪的寬度并參考鍵的長度系列，從而取鍵長L=50mm。3.7.2 鍵連接的強(qiáng)度鍵、軸和連軸器的材料都是鋼，因而可查得許用擠壓力p=50160MPa，取其平均值p=135MPa。傳動軸鍵的工作長度l=L-b=40-12=28mm，鍵與連軸器的鍵槽的接觸高度k=0.5h=4mm，從而可得：p=2000Tkld=6.96MPap，可見滿足要求。此鍵的標(biāo)記為：鍵B12×

32、;40 GB/T 10961979。傳動軸鍵的工作長度l=L-b=50-12=38mm，鍵與連軸器的鍵槽的接觸高度k=0.5h=4.5mm，從而可得：p=2000Tkld=4.92MPap，可見滿足要求。此鍵的標(biāo)記為：鍵B14×50 GB/T 10961979。3.8 軸承的選用滾動軸承是現(xiàn)代機(jī)器中廣泛應(yīng)用的部件之一。它是依靠主要元件的滾動接觸來支撐轉(zhuǎn)動零件的。與滑動軸承相比，滾動軸承摩擦力小，功率消耗少，啟動容易等優(yōu)點(diǎn)。并且常用的滾動軸承絕大多數(shù)已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，因此使用滾動軸承時(shí)，只要根據(jù)具體工作條件正確選擇軸承的類型和尺寸。驗(yàn)算軸承的承載能力。以及與軸承的安裝、調(diào)整、潤滑、密封等有關(guān)

33、的“軸承裝置設(shè)計(jì)”問題。3.8.1 軸承的類型考慮到軸各個方面的誤差會直接傳遞給加工工件時(shí)的加工誤差，因此選用調(diào)心性能比較好的圓錐滾子軸承。此類軸承可以同時(shí)承受徑向載荷及軸向載荷，外圈可分離，安裝時(shí)可調(diào)整軸承的游隙。其機(jī)構(gòu)代碼為30000，然后根據(jù)安裝尺寸和使用壽命選出軸承的型號為：30216。3.8.2 軸承的游隙及軸上零件的調(diào)配軸承的游隙和欲緊時(shí)靠端蓋下的墊片來調(diào)整的，這樣比較方便。3.8.3 滾動軸承的配合滾動軸承是標(biāo)準(zhǔn)件，為使軸承便于互換和大量生產(chǎn)，軸承內(nèi)孔于軸的配合采用基孔制，即以軸承內(nèi)孔的尺寸為基準(zhǔn)；軸承外徑與外殼的配合采用基軸制，即以軸承的外徑尺寸為基準(zhǔn)。3.8.4 滾動軸承的潤

34、滑考慮到電動刀架工作時(shí)轉(zhuǎn)速很高，并且是不間斷工作，溫度也很高。故采用油潤滑，轉(zhuǎn)速越高，應(yīng)采用粘度越低的潤滑油；載荷越大，應(yīng)選用粘度越高的。3.8.5 滾動軸承的密封裝置軸承的密封裝置是為了阻止灰塵，水，酸氣和其他雜物進(jìn)入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┝魇ФO(shè)置的。密封裝置可分為接觸式及非接觸式兩大類。此處，采用接觸式密封，唇形密封圈。唇形密封圈靠彎折了的橡膠的彈性力和附加的環(huán)行螺旋彈簧的緊扣作用而套緊在軸上，以便起密封作用。唇形密封圈封唇的方向要緊密封的部位。即如果是為了油封，密封唇應(yīng)朝內(nèi)；如果主要是為了防止外物浸入，密封唇應(yīng)朝外。3.9 潤滑與密封3.9.1 傳動副的潤滑計(jì)算蝸桿傳動的由于蝸桿傳動效率不

35、高，產(chǎn)熱量比較大，因此，蝸桿傳動應(yīng)用油浴潤滑。下面熱平衡問題，算出潤滑油的溫度，看看是否需要采用強(qiáng)化散熱裝置。在單位時(shí)間內(nèi)，蝸桿傳動由摩擦損耗產(chǎn)生的熱量為Q1則Q1=1000P1- 從箱體外表面散逸到空氣中的熱量為Q2則Q2=KAt-t0 根據(jù)平衡條件可求出潤滑油的工作溫度tt=t0+1000P1-KA 式中 P蝸桿輸入功率，kW； 蝸桿傳動效率； K散熱系數(shù)，K=1017W/m2,當(dāng)周圍空氣流通良好時(shí)取大值； A散熱面積，m2，指內(nèi)壁被油所濺及而外壁與空氣接觸的表面積； t0周圍環(huán)境溫度，。在本次設(shè)計(jì)中，電機(jī)的輸入功率為P0=1.5kW，電機(jī)的工作效率w=0.97，齒輪傳動效率為1=0.97

36、；一對滾動軸承的效率為2=0.99；蝸桿傳動效率為3=0.77，因此蝸桿的輸入功率為P=P0w122=1.5×0.97×0.97×0.992kW=1.383kW通過估算，散熱面積A=0.3m2；t0=20，取K=17W/m2。代入公式，計(jì)算可得： t=20+1000×1.3831-0.7717×0.3=82.37<90所以不需要采取強(qiáng)化散熱裝置。由于齒輪傳動的速度不是很高，傳動比不大，因此，齒輪傳動就不必采取專門的潤滑方式，只需要在裝配時(shí)，給齒輪涂上合適的潤滑油即可。3.9.2 軸承的潤滑軸承一般采用脂潤滑，在一些特殊情況下，也可以采用油

37、潤滑。在本次設(shè)計(jì)中，蝸桿軸上的兩個圓錐滾子軸承就應(yīng)該采用油潤滑，而且潤滑油與蝸桿傳動的潤滑油是同一種潤滑油。這樣，在傳動過程中，潤滑油由于蝸桿的回轉(zhuǎn)就可以飛濺到軸承上，而且潤滑方便?；剞D(zhuǎn)工作臺的其他軸承應(yīng)該用脂潤滑，而且為了防止?jié)櫥瓦M(jìn)入軸承，從而破壞了脂潤滑，需要在相應(yīng)的部位安裝上擋油盤。3.9.3 密封為了防止外界飛塵進(jìn)入回轉(zhuǎn)臺的內(nèi)部以及防止?jié)櫥蜐B出箱體，需要在工作臺于箱體的接觸面、以及軸承端蓋與箱體的接觸面上布置相應(yīng)的密封件。經(jīng)過設(shè)計(jì)與選擇，在工作臺與箱體的接觸面上采用氈圈密封，另外，在傳動軸的伸出的相關(guān)部位，我們也采用氈圈密封。軸承端蓋與箱體的接觸面上，我們采用O形圈密封。此外，還有

38、一個重要的密封，就是為了防止蝸桿傳動的潤滑油進(jìn)入齒輪傳動的部位，我們采用旋轉(zhuǎn)軸唇形式密封圈。3.10 間隙消除設(shè)計(jì)本設(shè)計(jì)中，齒輪傳動的傳動精度主要依靠齒輪的加工制造精度和安裝定位精度。在這一章中主要介紹渦輪蝸桿的間隙消除問題。3.10.1 雙螺距漸厚蝸桿的介紹在數(shù)控機(jī)床中，分度工作臺、數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺都廣泛采用蝸桿渦輪傳動。渦輪副的嚙合側(cè)隙對其分度定位精度影響最大，因此消除渦輪副的側(cè)隙就成為數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺的關(guān)鍵問題。一般在要求連續(xù)精確分度的機(jī)構(gòu)中（如齒輪加工機(jī)床、數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺等）或?yàn)榱吮苊鈧鲃訖C(jī)構(gòu)因承受脈動載荷（如斷續(xù)銑削）而引起扭轉(zhuǎn)震動的場合往往采用雙螺距漸厚蝸桿，以便調(diào)整側(cè)隙到最小限度。圖

39、3.12 雙螺距漸厚蝸桿調(diào)隙原理雙螺距漸厚蝸桿與普通蝸桿的區(qū)別是：雙螺距漸厚蝸桿齒的左、右兩側(cè)面具有不同的齒距（導(dǎo)程）；而同一側(cè)面的齒距（導(dǎo)程）則是相等的（如上圖）。雙螺距漸厚蝸桿副的嚙合原理與一般的蝸桿副嚙合原理相同，蝸桿的軸向截面仍相當(dāng)于基本齒條，渦輪則相當(dāng)于同它嚙合的齒輪。由于蝸桿齒左、右梁側(cè)面具有不同的齒距，即左、右兩側(cè)面具有不同的模數(shù)m(m=t/)。因而同一側(cè)面的齒距相同，故沒有破壞嚙合條件。雙螺距漸厚蝸桿傳動的公稱模數(shù)可以看成普通蝸桿副的軸向模數(shù)，一般等于左、右齒面模數(shù)的平均值。此蝸桿齒厚從頭到尾逐漸增厚。但由于同一側(cè)的螺距是相同的，所以仍然可以保持正常的嚙合。因此，可用軸向移動蝸

40、桿的方法來消除蝸桿與渦輪的齒側(cè)隙。從上圖中知道，蝸桿左側(cè)的齒距為t左，右側(cè)的齒距為t右，中間齒距為t中。當(dāng)t右>t左時(shí)，s1=t左-c1,s2=t右-c1相鄰兩齒厚的差值 s=s2-s1=t右-t左不難看出，任意兩相鄰齒厚之差（沿同一軸向截面上）都是s=s2-s1=t右-t左，這樣的蝸桿從左到右齒厚漸厚，當(dāng)蝸桿向左移動時(shí)，嚙合側(cè)隙將會逐漸減小。同理，當(dāng)時(shí)t右<t左，從左到右齒厚漸薄，當(dāng)蝸桿向左移動時(shí)，嚙合側(cè)隙將會逐漸變大。3.10.2 本設(shè)計(jì)中蝸桿副側(cè)隙的調(diào)整過程圖3.13 間隙消除示意圖1調(diào)整套 2雙螺距漸厚蝸桿 3渦輪 4調(diào)整套2如上圖所示，通過調(diào)整調(diào)整套1和調(diào)整套2的長度是蝸

41、桿軸向移動，從而達(dá)到調(diào)整蝸桿渦輪嚙合側(cè)隙的目的，這種調(diào)整方式結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整方便。3.11 液壓張緊機(jī)構(gòu)3.11.1 液壓張緊機(jī)構(gòu)的原理考慮到渦輪的定心與平穩(wěn)運(yùn)作，定心軸外需加墊塊及液壓缸，夾持張緊保持工作臺在張緊的情況下穩(wěn)定工作。由定心要求可知液壓缸體以定心軸為中心四軸對稱，由箱體底部的油路供油，同時(shí)為了保證渦輪蝸桿處接觸的潤滑、在墊塊側(cè)邊開潤滑油口。3.11.2 液壓原理圖圖3.14 液壓原理圖3.11.3 液壓張緊機(jī)構(gòu)剖面圖圖3.15 液壓張緊機(jī)構(gòu)剖面圖圖3.16 墊塊結(jié)構(gòu)剖面圖3.12 三維圖圖3.17 外觀圖圖3.18 齒輪傳動剖面圖3.19 蝸桿傳動剖面圖3.20 聯(lián)軸器剖面結(jié) 論畢業(yè)設(shè)計(jì)是我們在學(xué)完四年教學(xué)計(jì)劃所規(guī)定的全部課之后，綜合運(yùn)用所學(xué)過的全部理論知識與實(shí)踐相結(jié)合的實(shí)踐性數(shù)學(xué)環(huán)節(jié)。它培養(yǎng)我們進(jìn)行綜合分析和提高解決實(shí)際問題的能力，從而達(dá)到鞏固，擴(kuò)大，深化所學(xué)知識的目的，它培養(yǎng)我們調(diào)查研究熟悉有關(guān)技術(shù)政策，運(yùn)用國家標(biāo)準(zhǔn)，規(guī)范，手冊，圖冊等工具書，進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，數(shù)據(jù)處理，編寫技術(shù)文件的獨(dú)立工作能力。通