五坐標機床用兩座回轉聯(lián)動工作臺的設計畢業(yè)論文

1、目錄第一章 前言 1第二章 文獻綜述 1第三章 兩坐標回轉工作臺的用途及其功能設計 3第四章 兩坐標回轉工作臺的總體結構設計 4第五章 兩坐標回轉工作臺的主要傳動部件及電機的選擇 55.1 主要傳動部件的選擇 55.2 電機的選擇 55.3 聯(lián)軸器的選擇 55.4 主傳動件間聯(lián)接的選擇 65.5 與上工作臺中心軸聯(lián)接的軸承的選擇 7第六章 主要零件的材料選用及其幾何尺寸的計算 76.1 上回轉臺中蝸桿傳動的參數(shù)確定及幾何尺寸計算 76.1.1 上回轉臺蝸桿傳動的初步效率計算 76.1.2 選擇蝸桿傳動類型 86.1.3 材料選擇 86.1.4 按齒面接觸疲勞強度進行尺寸設計 86.1.5 蝸桿

2、與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 96.1.6 校核齒根彎曲疲勞強度 96.2 上回轉臺中主軸與軸承的參數(shù)確定及幾何尺寸計算 116.2.1 初步確定軸的最小直徑 116.2.2 與上主軸聯(lián)接軸承的參數(shù)確定和幾何尺寸計算 126.3 聯(lián)接上主軸與工作臺面的脹緊套的尺寸選擇 126.4 下回轉臺中蝸桿傳動的參數(shù)確定及幾何尺寸計算 136.4.1 下回轉臺蝸桿傳動的初步效率計算 136.4.2 選擇蝸桿傳動類型 136.4.3 材料選擇 136.4.4 按齒面接觸疲勞強度進行尺寸設計 136.4.5 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 156.4.6 校核齒根彎曲疲勞強度 156.5 下回轉臺中主軸與軸承的

3、參數(shù)確定及幾何尺寸計算 176.5.1 初步確定軸的最小直徑 176.5.2 與下主軸聯(lián)接軸承的參數(shù)確定和幾何尺寸計算 176.6 聯(lián)接下主軸與工作臺面的脹緊套的尺寸選擇 18第六章 技術經(jīng)濟分析 19第七章 結束語 20參考文獻 22第一章 前言 在機械加工行業(yè)有許多種加工方法，其中，機床加工可以算是占到主要部分。目前我國機床有多種類型，其功能各異，對于工件的加工起到了便捷的作用。但能夠實現(xiàn)多方位可旋轉式加工并不多見，這樣就不易實現(xiàn)一次性成形加工的操作。因此，要使加工成形效率更高，就需要設計出能夠完成多軸移動可回轉式的加工設備。對于經(jīng)濟性及空間性的考慮，如若設計出較大型的加工設備，雖然在功能

4、上可以滿足需求，但對其可行性方面就會較差，由此，可以說要設計出一種即能盡可能有較完善的功能，又能讓設計者和使用者都對其接受，這就是五坐標機床用兩坐標回轉聯(lián)動工作臺的設計任務要求。由于其只作為機床的附件而被設計使用，這既可使之實現(xiàn)可回轉性功能，又不至使結構尺寸過于龐大，因而能很好的滿足人們的需要，并具有較好的可操作性。 五坐標機床兩坐標回轉聯(lián)動工作臺的設計，其主要功能是能夠實現(xiàn)沿水平軸和豎直軸的回轉操作。因為其可與其它機床配合使用，所以要有較好的精度要求和較合適的結構設計尺寸。在了解其它一些機床的工作原理后，需要對兩坐標回轉聯(lián)動工作臺的設計結構加以整體性考慮，從而能較好地實現(xiàn)其主要功能，并能夠與

5、其它機床配合使用。 綜上所述，要完成其設計功能需要有較好的傳動件緊密聯(lián)接性，還要能夠承受一定的工作載荷，并盡量使其結構簡捷，具有良好的經(jīng)濟性。 從整體性考慮，其實現(xiàn)的主要功能是兩坐標回轉運動，因此需要在水平方向和豎直方向上分別有主軸傳動?？紤]到傳動件間需要緊密性聯(lián)接，以提高精度，在傳動件與電機相連處選用膜片式聯(lián)軸器聯(lián)接可以有效提高緊密性。另外，各傳動件間通過用脹緊套來聯(lián)接以減小間隙的產(chǎn)生。由于在操作過程中，其轉速較低，因此可以在不高的功率下即可承受較大載荷，這樣可使兩坐標回動工作臺能夠滿足承載能力要求。在傳動方式上選用蝸桿傳動，這樣可以降低工作轉速并可承受一定載荷，同時所選蝸桿傳動還有自鎖功能

6、，這樣可以減少一些其它零部件的使用，從而達到優(yōu)化結構尺寸的目的。再有，因其實用性較強，結構尺寸不大，成本又不是太高，從而有較好的經(jīng)濟性。 在本設計論文中，第一章主要介紹論文選題及主要設計工作任務。第二章是闡述五坐標機床兩坐標回轉聯(lián)動工作臺的發(fā)展狀況及其發(fā)展趨勢。第三章則說明了兩坐標回轉工作臺的用途及技術性能特點。第四章從總體結構上確定了布局方案及設計比較。第五章是對上轉臺的具體參數(shù)確定及結構設計。第六章是對下轉臺的參數(shù)確定及結構設計，并且通過分析確定上轉臺與下轉臺的聯(lián)接方式和支撐結構。第七章是對五坐標機床兩坐標回轉聯(lián)動工作臺的技術經(jīng)濟性分析。第八章為本論文的結束語。第二章 文獻綜述 兩坐標回轉

7、聯(lián)動工作臺作為五面體或五坐標加工中心的主要組成部分，其性能和可靠性的高低對加工中心的加工效率有決定性的影響，作為高效機床的典型代表，各國機床設計者和使用者都已對此給與了高度重視。由此，在對兩坐標回轉聯(lián)動工作臺的開始發(fā)展之時，我對相關資料做了了解和整理，通過所學專業(yè)知識，試行來對五坐標機床兩坐標回轉聯(lián)動工作臺進行設計。 兩坐標回轉聯(lián)動工作臺，能作為一個功能部件，安裝在現(xiàn)有的立式或臥式加工中心上的工作臺上，使其成為五面體或五坐標加工中心。數(shù)控轉臺為加工中心和數(shù)控銑床提供了回轉坐標，通過第四軸、第五軸驅動轉臺或分度頭完成等分、不等分或連續(xù)的回轉加工，完成復雜曲面加工，使機床原有的加工范圍得以擴大。

8、對于五坐標機床，不管是哪種類型，它們具有兩個回轉坐標。相對于靜止的工件來說，其運動合成可使刀具軸線的方向在一定的空間內(nèi)任意控制，從而具有保持最佳切削狀態(tài)及有效避免刀具干涉的能力。因此，五坐標加工又可以獲得比四坐標加工更廣的工藝范圍和更好的加工效果，特別適宜于三維曲面零件的高效高質(zhì)量加工以及異型復雜零件的加工。采用五軸聯(lián)動對三維曲面零件的加工，可用刀具最佳幾何形狀進行切削，不僅加工表面粗糙度低，而且效率也大幅度提高。 加工中心一般分為立式加工中心和臥式加工中心，立式加工中心（三軸）最有效的加工面僅為工件的頂面，臥式加工中心借助回轉工作臺，也只能完成工件的四面加工。目前高檔的加工中心正朝著五軸控制

9、的方向發(fā)展，五軸聯(lián)動加工中心有高效率、高精度的特點，工件一次裝夾就可完成五面體的加工。如配置上五軸聯(lián)動的高檔數(shù)控系統(tǒng)，還可以對復雜的空間曲面進行高精度加工，更能夠適宜像汽車零部件、飛機結構件等現(xiàn)代模具的加工。立式五軸加工中心的回轉軸有兩種方式，其一就是工作臺回轉軸。設置在床身上的工作臺可以環(huán)繞x軸回轉，定義為a軸，a軸一般工作范圍+30度至-120度。工作臺的中間還設有一個回轉臺,環(huán)繞z軸回轉，定義為c軸，c軸都是360度回轉。這樣通過a軸與c軸的組合，固定在工作臺上的工件除了底面之外，其余的五個面都可以由立式主軸進行加工。a軸和c軸最小分度值一般為0.001度，這樣又可以把工件細分成任意角度

10、，加工出傾斜面、傾斜孔等。a軸和c軸與xyz三直線軸實現(xiàn)聯(lián)動，就可加工出復雜的空間曲面，當然這需要高檔的數(shù)控系統(tǒng)、伺服系統(tǒng)以及軟件的支持。這種設置方式的優(yōu)點是主軸的結構比較簡單，主軸剛性非常好，制造成本比較低。但一般工作臺不能設計太大，承重也較小，特別是當a軸回轉大于等于90度時，工件切削時會對工作臺帶來很大的承載力矩。為了達到回轉的高精度，高檔的回轉軸還配置了圓光柵尺反饋，分度精度都在幾秒以內(nèi)，當然這類主軸的回轉結構比較復雜，制造成本也較高。 近年來，用戶對金屬加工機床的技術要求越來越高，市場對機床生產(chǎn)廠家的壓力也越來越大。機床生產(chǎn)企業(yè)必須在盡可能短的時間內(nèi)為用戶提供高質(zhì)量的機床，以經(jīng)濟性的

11、價格占領市場。為機床用戶提供高質(zhì)量、經(jīng)濟性的加工設備是機床生產(chǎn)企業(yè)在當前和未來的發(fā)展目標，只有通過增加生產(chǎn)能力和提高產(chǎn)品質(zhì)量才能達到這一目的。因此，要求數(shù)控鉆-銑機床和數(shù)控加工中心必須能在一次裝夾中完成從粗加工到精加工直到拋光加工的全部加工工序。五軸數(shù)控加工中心可以在一次裝夾中完成工件的全部機械加工工序，滿足從粗加工到精加工的全部加工要求，即適用于單件小批量生產(chǎn)也適用于大批量生產(chǎn)，減少了加工時間和生產(chǎn)費用，提高了數(shù)控設備的生產(chǎn)能力和經(jīng)濟性。 國外五軸聯(lián)動數(shù)控機床是為適應多面體和曲零件加工而出現(xiàn)的。隨著機床復合化技術的新發(fā)展，在數(shù)控車床的基礎上，又很快生產(chǎn)出了能進行銑削加工的車銑中心。五軸聯(lián)動數(shù)

12、控機床的應用，其加工效率相當于兩臺三軸機床，甚至可以完全省去某些大型自動化生產(chǎn)線的投資，大大節(jié)約了占地空間和工作在不同制造單元之間的周轉運輸時間及費用。市場的需求推動了我國五軸聯(lián)動數(shù)控機床的發(fā)展，cimt99展會上，國產(chǎn)五軸聯(lián)動數(shù)控機床登上機床市場的舞臺。自江蘇多棱數(shù)控機床股份有限公司展出第一臺五軸聯(lián)動龍門加工中心以后，北京機電研究院、北京第一機床廠、桂林機床股份有限公司、濟南二機床集團有限公司等企業(yè)，相繼開發(fā)了五軸聯(lián)動數(shù)控機床。目前我國數(shù)控轉臺市場主要被大陸和臺灣地區(qū)的生產(chǎn)廠家所占領，少量高端產(chǎn)品由日本公司占領，國內(nèi)產(chǎn)品主要以中檔產(chǎn)品為主。煙臺環(huán)球機床附件集團有限公司有豐富的設計制造經(jīng)驗，是

13、中國生產(chǎn)機床附件產(chǎn)品的骨干企業(yè)。主要生產(chǎn)各種型號的數(shù)控刀架、數(shù)控分度頭、數(shù)控轉臺、數(shù)控自定心中心架、機械分度頭、機械轉臺等機床附件及多種數(shù)控專用機床。其產(chǎn)品tk13系列數(shù)控立臥回轉工作臺，填補了國內(nèi)此領域先進產(chǎn)品的空白。還有，武漢重型機床廠為發(fā)電設備制造業(yè)提供了一大批重型關鍵加工設備，為上海電機廠的主機配備了數(shù)控回轉工作臺，面積為48m，承重140t，這是國內(nèi)目前承重最大的數(shù)控回轉工作臺。 隨著人們使用的需要，對機械加工的精度要求會越來越高，在使用上也要求越來越智能化，這就好比原先用尺丈來衡量的，今天已小到納米級了。通過計算機設備的精確計算功能，可以使人們免去繁瑣的數(shù)據(jù)計算過程，并且能使加工結

14、果更加可靠。對于回轉工作臺的操作就是要通過計算機數(shù)控技術使精確加工更方便、更準確。 此外，在數(shù)控回轉工作臺應用中還廣泛引進了液壓技術和電子設備，這樣便可在操作控制方面更容易實現(xiàn)。液壓技術被引入工業(yè)領域已經(jīng)有一百多年的歷史了，隨著工業(yè)的迅猛發(fā)展，液壓技術更日新月異。伴隨著數(shù)學、控制理論、計算機、電子器件和液壓流體學的發(fā)展，出現(xiàn)了液壓伺服系統(tǒng)，并作為一門應用科學已經(jīng)發(fā)展成熟，形成自己的體系和一套行之有效的分析和設計方法。不僅如此，當前的液壓技術及其設備已能夠完成許多以前不可能完成的任務，為機械加工業(yè)的發(fā)展開辟了新篇章。另外，通過數(shù)模轉化實現(xiàn)了電子電路控制功能，并且對數(shù)控技術的使用是相當大的支持。近

15、年來像autocad、pro/e等繪圖軟件的普遍使用，更是大大方便了人們對機械的設計加工。 再有，隨著回轉工作臺功能的不斷完備，人們對回轉工作臺的設計和操作更多的開始考慮環(huán)保因素和使之更加人性化、系統(tǒng)化，并由此轉化成為一種設計思路，從而使設備在整體結構上的配置更加細致、更加符合人們的需要。 現(xiàn)在的機械設備是越來越實用化，對人們所需進行的加工任務更是實現(xiàn)的淋漓盡致。由于對設備的要求越來越苛刻，因此也促使今后所設計生產(chǎn)的設備更加完善，更符合先進化要求。 伺服系統(tǒng)的應用已十分廣泛，其組成及性能特點也各不相同，工程上對伺服系統(tǒng)的技術要求也有差別。伺服系統(tǒng)的主要技術指標包括兩個方面，一是對系統(tǒng)基礎性能的

16、要求，包括對系統(tǒng)穩(wěn)態(tài)性能和動態(tài)性能兩方面的要求；二是對一般系統(tǒng)的要求，包括工作方式、可靠性、使用壽命、工作環(huán)境、外形、重量以及經(jīng)濟性等。 但是，目前兩坐標數(shù)控回轉工作臺的性能水平和可靠性都不很高，并且工藝水平也較為滯后。一般工作臺不能設計太大，承重也較小，特別是當a軸回轉大于等于90度時，工件切削時會對工作臺帶來很大的承載力矩。編程復雜、難度大。因為有兩個旋轉運動參與，其所形成的合成運動的空間軌跡非常復雜和抽象，一般難以想象和理解。如為了加工出所需的空間自由曲面，往往需通過多次坐標變換和復雜的空間幾何運算，同時還要考慮各軸運動的協(xié)調(diào)性，避免干涉、沖撞，以及插補運動要適時適量等，以保證所要求的加

17、工精度和表面質(zhì)量，編程難度就更大了。對數(shù)控及伺服控制系統(tǒng)的要求也較高。由于合成運動中有旋轉運動的加入，這不僅增加了插補運算的工作量，而且由于旋轉運動的微小誤差有可能被放大從而大大影響加工的精度， 因此要求數(shù)控系統(tǒng)要有較高的運算速度和精度。 由此看出，數(shù)控轉臺的未來發(fā)展趨勢是：在規(guī)格上向兩頭延伸，即開發(fā)小型和大型轉臺；在性能上將研制以鋼為材料的蝸輪，大幅度提高工作臺轉速和轉臺的承載能力；在形式上繼續(xù)研制兩軸聯(lián)動和多軸并聯(lián)回轉的數(shù)控轉臺。對兩個回轉部件，既要求其結構緊湊，又要具有足夠大的力矩和運動的靈敏性及精度。第三章 兩坐標回轉工作臺的用途及其功能設計 在生產(chǎn)制造過程中，多以標準件為選材，這樣既

18、可使設計生產(chǎn)簡單易行，又可在各環(huán)節(jié)上都能滿足國家設計標準。不僅如此，這樣也能節(jié)省生產(chǎn)總時間及經(jīng)濟成本。對關鍵性環(huán)節(jié)的設計，通過比較分析，以較高精度標準制造出來，這樣便可在整體上達到較高精度要求。在結構設計上也力求簡單，這樣可以減小裝配難度和檢修難度。對于在設計時已考慮到結構尺寸要求，這樣可以使生產(chǎn)中不需用較大型的設備。因此生產(chǎn)過程有良好的時效性。 在銷售環(huán)節(jié)上，由于五坐標機床兩坐標回轉聯(lián)動工作臺的結構尺寸不大，這便于廠商的批量運輸。另外，對于有技術條件的廠商，由于個零部件都拆裝靈活，則完全可以拆卸成小件，這樣可以節(jié)省較大的占用空間。對于全國各地的需要，以個小件的運輸及存儲，這樣使銷售有靈活通暢

19、。因為大量選用標準件，使其制造成本較低，則銷售的效益空間就會很大，這也能促使其在全國范圍內(nèi)的暢銷。 在使用方面上，五坐標機床兩坐標回轉聯(lián)動工作臺的工作環(huán)境要求不是很高，因而對使用者在其維護、保養(yǎng)上都更為簡單。由兩坐標回轉工作臺可獨立完成加工任務，也可與其它機床配合起來共同完成加工操作，這樣就使其既可以加工小型工件，又可與較大機床配合起來加工較大些的工件，從而可以滿足不同使用者的需求，實現(xiàn)了多功能化。第四章 兩坐標回轉工作臺的總體結構設計在五坐標機床兩坐標回轉聯(lián)動工作臺的總體結構設計，可以有兩種設計方案。其一，是水平軸在上方，豎直軸在下方；其二；是數(shù)值軸在上方，水平軸在下方。在第一種設計方案中，

20、與上主軸通過軸承連接的箱體稱為上箱體。實現(xiàn)加工操作的工作臺是通過脹緊套與上主軸相連接的。在工作臺面上放置被加工的工件，因而工作臺面要承受一定的載荷，再通過脹緊套而傳至上主軸。上主軸與電機間的傳動方式可選為蝸桿傳動。通過上主軸上所受的載荷計算，而確定蝸輪蝸桿的結構尺寸大小。當蝸輪蝸桿的結構尺寸確定后，上相體的外觀尺寸便也可基本確定?？紤]到蝸輪蝸桿的安裝問題，在蝸輪外端設置一端蓋，此端蓋通過螺紋連接固定在箱體端面上。在上箱體中設有蝸桿傳動的一側，只需在軸承外加一端蓋，通過螺紋連接固定在上箱體上，以頂住軸承使之緊固。軸承所放置的位置也是很重要的。當軸承對稱線與上箱體壁厚中線重合時，則上主軸可以承受更

21、大的載荷，因此使兩者盡可能相重合。再有，由于上箱體的結構尺寸不宜過大，則使與上箱體中的蝸桿傳動相連的電機至于上箱體內(nèi)，并使其結構盡量緊湊。由于兩坐標回轉工作臺要實現(xiàn)兩個方向的旋轉，因而，下主軸既需要與上箱體相連，又需與下箱體相連，所以下主軸被設計為豎直放置的。上箱體與下主軸的連接是通過在下主軸的上頂端加套一個脹緊套而與上箱體實現(xiàn)緊密連接的。由于上箱體需要以中間箱體為支撐，因此，上箱體的質(zhì)量不能太大，這就必須使上箱體的壁厚不能過大。中間箱體是為了放置和固定軸承而用的。上箱體是放在置于中間箱體的推力球軸承上的。在上箱體與中間箱體之間的靠周邊位置相隔90角放置了4個輔助支撐座。這4個輔助支撐座是為了

22、承受上箱體向下的載荷，從而把上箱體的載荷傳遞到中間箱體。而推力球軸承的作用是使上箱體能夠有較平穩(wěn)的轉動。在下主軸上有上下兩個圓錐滾子軸承。上邊的圓錐滾子軸承被固定在中間箱體上，下邊的圓錐滾子軸承被固定在下箱體上，兩個滾子軸承共同實現(xiàn)對下主軸的水平支撐作用。中間箱體是通過螺栓固定連接在下箱體上的。中間箱體由下箱體實現(xiàn)支撐作用。下主軸是靠蝸桿傳動方式傳遞動力的。在下箱體中放置蝸輪蝸桿，蝸輪是靠脹緊套與下主軸實現(xiàn)緊密連接的。由于下箱體也不易尺寸太大，因而在下箱體中放置的電機要安放緊湊。通過下箱體中的電機可以向蝸桿、蝸輪和主軸輸送動力。在下箱體中的電機與蝸桿連接時，需要通過用膜片式連軸器以確保連接的緊

23、密性。最下面是底蓋，底蓋通過螺紋連接與下箱體相連，當打開底蓋后，便可輕松取下蝸輪蝸桿。從而是拆卸容易實現(xiàn)。在另一方案中，由于上主軸要實現(xiàn)在水平面上的旋轉，因此，軸的尺寸需要很短，但為了下主軸能實現(xiàn)縱向旋轉，對兩軸的動力傳遞就較為難實現(xiàn)，因而在本設計中不宜選取第二方案。 圖4-1 回轉工作臺外觀圖第五章 兩坐標回轉工作臺的主要傳動部件及電機的選擇5.1 主要傳動部件的選擇 由于工作臺的轉動要實現(xiàn)轉動平穩(wěn)，且精度要求高，可以考慮選用滾動絲杠副傳動方式，或選用蝸桿傳動。（1） 當選用滾動絲杠副傳動方式時滾珠絲杠副傳動精度較高，傳動穩(wěn)定，可重復定為，可采用多種預緊方式，其傳動效率較高，可實現(xiàn)降速。但其

24、經(jīng)濟性差，不可以自鎖。（2） 當選用蝸桿傳動時蝸桿傳動精度較高，可重復定位，能實現(xiàn)預緊，傳動效率較低，降速效果較好，并且其經(jīng)濟性好，可實現(xiàn)自鎖。綜合考慮，選用蝸桿傳動方式較為適宜。并且各參數(shù)計算不十分復雜。5.2 電機的選擇由于要求能夠控制工作臺轉速的快慢，并能實現(xiàn)連續(xù)的正反向轉動，可以考慮選用直流伺服電機或交流伺服電機。（1） 當選用交流伺服電機時電源與電機間不需要電流轉換裝置，只需計算交流伺服電機的內(nèi)部參數(shù)即可。在一定程度上減小了設備的空間尺寸。（2） 當選用直流伺服電機時其便于調(diào)速，機械性能較好，但其輸出轉距較小，電機尺寸較大，且特性參數(shù)易變，一般在使用時須在電機與電源間加裝電流轉換裝置

25、。綜合考慮，由于交流外接電源一般較多，因此考慮使用方便性，選用交流伺服電機較為適宜，且經(jīng)濟實用。目前，交流伺服電機在調(diào)速性能方面已逐步接近直流伺服電機，并且整體可靠性高，具有高性能、大容量等特點。5.3 聯(lián)軸器的選擇由于回轉工作臺要傳遞較大的轉矩，并且需要具有一定的位移補償能力，工作可靠性要求要高，還需要能夠正反轉多變頻繁的轉動，因此可選用的聯(lián)軸器有齒式聯(lián)軸器或膜片聯(lián)軸器。（1）當選用齒式聯(lián)軸器時 其承載能力大，補償兩軸相對位移性能好，工作可靠，能夠用于正反轉多變起動頻繁的傳動軸系，具有一定的緩沖吸振性能，但其制造困難，工作時需良好的潤滑。（3） 當選用膜片聯(lián)軸器時其工作時不需潤滑，易平衡，對

26、環(huán)境適應性強，且結構簡單，裝拆方便，工作可靠，無噪聲，并具有一定的補償性能和緩沖性能。膜片聯(lián)軸器已做成標準件，可按實際要求進行選用。 綜合考慮，由于受工作臺結構尺寸所限，選用膜片式聯(lián)軸器不需要進行潤滑，便可免去潤滑部分所占的空間，由此可減小回轉工作臺的結構尺寸，而要用齒式聯(lián)軸器則需要潤滑，還需要考慮潤滑空間所要占的尺寸，因此不能滿足工作臺設計短小輕便的要求。經(jīng)分析，選用膜片聯(lián)軸器較為合適。 圖5-1 膜片聯(lián)軸器外觀圖 圖5-2 膜片聯(lián)軸器結構圖5.4 主傳動件間聯(lián)接的選擇由于回轉工作臺加工精度要求較高，因此在選擇傳動聯(lián)接方式上要選用緊密聯(lián)接件，一般情況下可以選用花鍵聯(lián)接或脹緊聯(lián)接。（1） 當選

27、用花鍵聯(lián)接時其聯(lián)接受力較為均勻，可承受較大的載荷，軸上零件與軸的對中性好，且導向性好。但其齒根仍有應力集中，成本也較高。（2） 當選用脹緊聯(lián)接時脹緊聯(lián)接是在轂孔與軸之間裝入脹緊聯(lián)接套，可裝一個或幾個，在軸向力作用下，同時脹緊軸與轂而構成的一種聯(lián)接。工作時，利用壓緊力所引起的摩擦力來傳遞轉距或軸向力。各型脹緊套已標準化，選用時只需根據(jù)軸和輪轂的尺寸及傳遞載荷的大小，查閱手冊選擇合適的型號和尺寸，使傳遞的載荷在許用范圍內(nèi)即可。脹緊聯(lián)接的定心性好，裝拆方便，引起的應力集中較小，承載能力高，并且有安全保護作用。但由于要在軸與轂孔之間安裝，應用時要受到結構尺寸限制。綜合考慮，由于回轉工作臺要求短小輕便，

28、對精度要求較高，且需要承受一定的載荷能力，因此選用脹緊套聯(lián)接較為適宜。由于有標準件可以選用，這樣即方便又經(jīng)濟。5.5 與上工作臺中心軸聯(lián)接的軸承的選擇由于工作臺上的徑向載荷較大，并有軸向載荷，可考慮選用角接觸球軸承或圓錐滾子軸承。（1） 當選用角接觸球軸承時角接觸球軸承可以同時承受徑向載荷及軸向載荷，且能夠在較高轉速下正常工作，可實現(xiàn)預緊作用。（2） 當選用圓錐滾子軸承時圓錐滾子軸承可以同時承受徑向載荷及軸向載荷，一般轉速不高，可承受較大軸向載荷，可實現(xiàn)預緊作用。根據(jù)操作需要，工作臺轉速較低，但需受較大軸向載荷，因此，滾子類軸承要比球軸承的承載能力強，此處宜選用圓錐滾子軸承。第六章 主要零件的

29、材料選用及其幾何尺寸的計算6.1 上回轉臺中蝸桿傳動的參數(shù)確定及幾何尺寸計算6.1.1上回轉臺蝸桿傳動的初步效率計算上轉臺工作臺面最大載荷：f = 1000n上轉臺工作臺面最大轉速：n = 4r/min 根據(jù)公式： pw = (6-1)其中，工作臺面轉速v = 0.20 m/s，工作臺面載荷f = 1000n,則，上工作臺功率為 p = = 0.2kw與上轉臺電機相連的聯(lián)軸器選為膜片式聯(lián)軸器，估取其效率m = 0.98，支撐蝸桿的軸承選為圓錐滾子軸承，其傳動效率g = 0.98，蝸桿傳動選為單頭蝸桿，其傳動效率w = 0.7，與上主軸相連的軸承選為角接觸球軸承，其傳動效率為q = 0.99，因

30、此上工作臺的總傳動效率根據(jù)公式 z = mgqw （6-2）則 z = 0.980.980.990.74 =0.70以上數(shù)據(jù)選取根據(jù)機械設計課程設計表8-2。根據(jù)公式 = 123 （6-3） ：上工作臺實際總傳動效率；1 ：嚙合摩擦損耗時的效率，1 = tg/tg(+v)v ：當量摩擦角v = fv 查機械設計（第七版）表11-18，取v = 404，則1 =0.742 ：軸承摩擦損耗時效率3 ：濺油損耗時的效率一般取 23 =0.96，則 = 123 = 0.960.74 =0.71說明設計計算條件是符合要求的。為便于加工，蝸桿和蝸輪旋線方向取為右旋。根據(jù)蝸桿分度圓直徑公式 dg = (6-

31、4)則 dg = = 0.0225m由于v 45m/s，則選用蝸桿下置。6.1.2選擇蝸桿傳動類型根據(jù)gb/t 100851988的推薦，采用漸開線蝸桿（zi）。6.1.3 材料選擇考慮蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度較低，故蝸桿用45鋼 ；因希望提高些效率，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為4555hrc。蝸輪用鑄錫磷青銅zcusn10p1，金屬膜鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪心則用灰鑄鐵ht100制造。6.1.4 按齒面接觸疲勞強度進行尺寸設計根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，在校核齒根彎曲疲勞強度。由傳動中心距公式 (6-5)6.1.4.

32、1 確定作用在蝸桿上的轉距t2 按z1 = 1，估取效率= 0.7，根據(jù)公式t =9.55 （6-6）則 t2 = 9.55 = 9.55 = 334250nmm6.1.4.2 確定載荷系數(shù)k因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均勻系數(shù)= 1；由機械設計（第七版）表11-5選取使用系數(shù)= 1.15；由于轉速不高，沖擊不大，可取動載系數(shù)= 1.05；根據(jù)公式 k = （6-7）則 k = 1.1511.051.216.1.4.3 確定彈性影響系數(shù)ze 因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故ze = 160。6.1.4.4 確定接觸系數(shù)先假設蝸桿分度圓直徑d1和傳動中心距的比值d1/= 0.35，從

33、機械設計（第七版）圖11-18中可查得= 2.9。6.1.4.5 確定許用接觸應力根據(jù)蝸桿材料為鑄錫磷青銅zcusn10p1，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度45hrc，可從機械設計（第七版）表11-7中查得蝸桿的基本許用應力= 268mpa。根據(jù)應力循環(huán)次數(shù)公式 n = 60jn2lh (6-8)則 n = 601415000 = 3.6根據(jù)壽命系數(shù)公式 khn = (6-9)則 khn = = 1.136再根據(jù)許用接觸應力公式 = khn (6-10)則 = 1.136268 = 305 mpa6.1.4.6 計算中心距 = = 97.928mm取中心距= 125mm，因=30，故從機械設計（

34、第七版）表11-2中取模數(shù)m = 6.3，蝸桿分度圓直徑d1 = 63mm。這時d1/= 0.504，從機械設計（第七版）圖11-18中可查得接觸系數(shù)= 2.59，因為，因此以上計算結果可用。6.1.5 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸6.1.5.1蝸桿軸向齒距 pa = m = 3.146.3 = 19.79mm直徑系數(shù) q = d1 / m = 63 / 6.3 = 10齒頂圓直徑 da1 = d1 +2ha1 = 75.6mm齒根圓直徑 df1 = d12hf1 = 47.25mm分度圓導程角 =蝸桿軸向齒厚 sa = = 9.895mm6.1.5.2 蝸輪蝸輪齒數(shù)= 31；變位系數(shù)= 0

35、.6587；驗算傳動比= 31，這時傳動比誤差為= 0.033 = 3.3%，是允許的。蝸輪分度圓直徑 d2 = m= 6.331 = 195mm蝸輪喉圓直徑 da2 = d2 + 2ha2 = 195 + 22 = 199mm蝸輪齒根圓直徑 df2 = d2 2hf2 = 195212 = 171mm6.1.6 校核齒根彎曲疲勞強度根據(jù)當量齒數(shù)公式 = （6-11）則 = = 31.466根據(jù)= 0.6587，= 31.466，從機械設計（第七版）圖11-19中可查得齒形系數(shù)yfa2 = 3.55。根據(jù)螺旋角系數(shù)公式 = 1 （6-12）則 = 1= 0.9592根據(jù)許用彎曲應力公式 = k

36、fn (6-13)從機械設計（第七版）表11-8中查得由zcusn10p1制造的基本許用彎曲應力= 40mpa。根據(jù)壽命系數(shù)公式 kfn = （6-14）則 kfn = = 0.867因此 = 400.867 = 34.69mpa又根據(jù)疲勞強度公式 =yfa2 （6-15）則 =3.550.9592 = 27.183 mpa由于 ，因此彎曲強度是滿足的。 圖6-1 上蝸桿結構圖6-2 上蝸輪結構6.2 上回轉臺中主軸與軸承的參數(shù)確定及幾何尺寸計算6.2.1初步確定軸的最小直徑上主軸的功率p = 0.2kw；上主軸的轉速n = 4r/min；上主軸的轉距t = 9550000= 334250nm

37、m；根據(jù)公式 da0 (6-16)初步估算軸的最小直徑。選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設計（第七版）表15-3，取a0 = 112，于是得 112= 41mm根據(jù)公 = (6-16)則 = = 48.5 mpa根據(jù)已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設計（第七版）表15-1查得=60 mpa。因此，故計算得到數(shù)據(jù)可用。考慮安全系數(shù)，取= 50mm。6.2.2 與上主軸聯(lián)接軸承的參數(shù)確定和幾何尺寸計算6.2.2.1 選取軸承預期計算壽命根據(jù)機械設計（第七版）表13-3查得= 25000h6.2.2.2 確定軸承基本額定動載荷 取軸肩距離為0.1倍的軸承內(nèi)徑，則軸肩大徑d = 50 +

38、 500.12 = 60mm當量載荷為p = (500 + 100) 10 = 6000n，轉速n = 4r/min。根據(jù)基本額定動載荷公式 c = p (6-17)則 c = 6000=10270n由計算結果選用軸承32912型圓錐滾子軸程。軸承尺寸為：d = 60mm；d = 85mm；t = 17mm；b = 17mm； c = 14mm軸承重量為w = 0.28kg6.3 聯(lián)接上主軸與工作臺面的脹緊套的尺寸選擇 此處選擇為z2型膜片脹緊套，此種脹緊套為圓盤型通過螺紋聯(lián)接的脹緊套，可以實現(xiàn)緊密聯(lián)接作用，能夠承受較大載荷。所選用的脹緊套尺寸為：d = 70mm； d = 110mm；l =

39、 24mm；l = 28mm；l1 = 39.5mm脹緊套重量為1.26kg。 圖6-3 上主軸結構6.4下回轉臺中蝸桿傳動的參數(shù)確定及幾何尺寸計算6.4.1下回轉臺蝸桿傳動的初步效率計算下轉臺工作臺面最大轉速：n = 4r/min根據(jù)公式： pw = 其中，工作臺面轉速v = 0.60 m/s，工作臺面載荷f = 500n,則，下工作臺功率為 p = = 0.3kw與下轉臺電機相連的聯(lián)軸器選為膜片式聯(lián)軸器，估取其效率m = 0.98，支撐蝸桿的軸承選為圓錐滾子軸承，其傳動效率g = 0.98，蝸桿傳動選為單頭蝸桿，其傳動效率w = 0.7，與下主軸相連的軸承選為角接觸球軸承，其傳動效率為q

40、= 0.99，支撐上轉臺的軸承選為推力球軸承，其傳動效率= 0.99。因此下工作臺的總傳動效率根據(jù)公式 z = mgqw則 z = 0.980.980.990.700.99 = 0.66為便于加工，蝸桿和蝸輪旋線方向取為右旋。根據(jù)蝸桿分度圓直徑公式 dg = (6-4)則 dg = = 0.191m由于v 45m/s，則選用蝸桿下置。6.4.2選擇蝸桿傳動類型根據(jù)gb/t 100851988的推薦，采用漸開線蝸桿（zi）。6.4.3 材料選擇考慮蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度較低，故蝸桿用45鋼 ；因希望提高些效率，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為4555hrc。蝸輪用鑄錫磷青銅zcu

41、sn10p1，金屬膜鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪心則用灰鑄鐵ht100制造。6.4.4 按齒面接觸疲勞強度進行尺寸設計 根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，在校核齒根彎曲疲勞強度。由傳動中心距公式 (6-5)6.4.4.1 確定作用在蝸桿上的轉距t2 按z1 = 1，估取效率= 0.7，根據(jù)公式t =9.55 （6-6）則 t2 = 9.55 = 9.55 = 955000nmm6.4.4.2 確定載荷系數(shù)k因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均勻系數(shù)= 1；由機械設計（第七版）表11-5選取使用系數(shù)= 1.15；由于轉速不高，沖擊不大，可取動載系數(shù)=

42、 1.05。根據(jù)公式 k = （6-7）則 k = 1.1511.051.216.4.4.3 確定彈性影響系數(shù)ze 因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故ze = 160。6.4.4.4 確定接觸系數(shù)先假設蝸桿分度圓直徑d1和傳動中心距的比值d1/= 0.35，從機械設計（第七版）圖11-18中可查得= 2.9。6.4.4.5 確定許用接觸應力根據(jù)蝸桿材料為鑄錫磷青銅zcusn10p1，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度45hrc，可從機械設計（第七版）表11-7中查得蝸桿的基本許用應力= 268mpa。根據(jù)應力循環(huán)次數(shù)公式 n = 60jn2lh (6-8)則 n = 601215000 = 1

43、.8根據(jù)壽命系數(shù)公式 khn = (6-9)則 khn = = 1.239再根據(jù)許用接觸應力公式 = khn (6-10)則 = 1.239268 = 332 mpa6.4.4.6 計算中心距 = = 131.175mm取中心距= 160mm，因=30，故從機械設計（第七版）表11-2中取模數(shù)m = 8，蝸桿分度圓直徑d1 = 80mm。這時d1/= 0.5，從機械設計（第七版）圖11-18中可查得接觸系數(shù)= 2.61，因為，因此以上計算結果可用。6.4.5 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸6.4.5.1蝸桿 軸向齒距 pa = m = 3.148 = 25.133mm直徑系數(shù) q = d1 /

44、 m = 80 / 8 = 10齒頂圓直徑 da1 = d1 +2ha1 = 96mm齒根圓直徑 df1 = d12hf1 = 60.8mm分度圓導程角 =蝸桿軸向齒厚 sa = = 12.6mm6.4.5.2 蝸輪蝸輪齒數(shù)= 31；變位系數(shù)= 0.5；驗算傳動比= 31，這時傳動比誤差為= 0.033 = 3.3%，是允許的。蝸輪分度圓直徑 d2 = m= 831 = 248mm蝸輪喉圓直徑 da2 = d2 + 2ha2 = 248 + 24 = 256mm蝸輪齒根圓直徑 df2 = d2 2hf2 = 24824 = 240mm蝸輪咽喉母圓半徑 rg2 = da2 = 32mm6.4.6

45、 校核齒根彎曲疲勞強度 根據(jù)當量齒數(shù)公式 = （6-11）則 = = 31.466根據(jù)= 0.5，= 31.466，從機械設計（第七版）圖11-19中可查得齒形系數(shù)yfa2 = 3.3。根據(jù)螺旋角系數(shù)公式 = 1 （6-12）則 = 1= 0.9592根據(jù)許用彎曲應力公式 = kfn (6-13)從機械設計（第七版）表11-8中查得由zcusn10p1制造的基本許用彎曲應力= 40mpa。根據(jù)壽命系數(shù)公式 kfn = （6-14）則 kfn = = 0.9368因此 = 400.9368 = 37.471mpa又根據(jù)疲勞強度公式 =yfa2 （6-15）則 =3.30.9592 = 35.25

46、9 mpa由于 ，因此彎曲強度是滿足的。 圖6-4 下蝸桿結構 圖6-5 下蝸輪結構6.5 下回轉臺中主軸與軸承的參數(shù)確定及幾何尺寸計算6.5.1初步確定軸的最小直徑下主軸的功率p = 0.3kw；下主軸的轉速n = 2r/min；下主軸的轉距t = 9550000= 955000nmm；根據(jù)公式 da0 (6-16)初步估算軸的最小直徑。選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設計（第七版）表15-3，取a0 = 112，于是得 112= 52mm考慮安全系數(shù)因此取= 55mm根據(jù)公式 = (6-16)則 = = 57.4mpa根據(jù)已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設計（第七版）表15-

47、1查得=60 mpa。因此，故計算得到數(shù)據(jù)可用。取= 55mm。6.5.2 與下主軸聯(lián)接軸承的參數(shù)確定和幾何尺寸計算6.5.2.1 選取軸承預期計算壽命根據(jù)機械設計（第七版）表13-3查得= 25000h6.5.2.2 確定軸承基本額定動載荷取軸肩距離為0.09倍的軸承內(nèi)徑，則軸肩大徑d = 55 + 550.092 = 65mm當量載荷為p = 8000n，轉速n = 2r/min。根據(jù)基本額定動載荷公式 c = p (6-17)則 c = 8000=13856n由計算結果從機械設計手冊4表39.2-23中選用軸承33013型圓錐滾子軸程。軸承尺寸為：d = 65mm；d = 100mm；t = 27mm；b = 27mm； c = 21mm軸承重量為w = 0.732kg6.6 聯(lián)接下主軸與工作臺面的脹緊套的尺寸選擇 此處選擇為z2型膜片