數(shù)控回轉工作臺設計

1、 數(shù)控回轉工作臺的原理與應用2.1 數(shù)控回轉工作臺的原理數(shù)控回轉工作臺主要用于數(shù)控鏜床和銑床，其外形和通用工作臺幾乎一樣，但它的驅動是伺服系統(tǒng)的驅動方式。它可以與其他伺服進給軸聯(lián)動。圖2.1為自動換刀數(shù)控鏜床的回轉工作臺。它的進給、分度轉位和定位鎖緊都是由給定的指令進行控制的。工作臺的運動是由伺服電動機，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整間隙。這種蝸桿的左右兩側面具有不同的螺距，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)控鏜床的回轉工作臺1工作臺 2滾柱導軌

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圓錐滾子軸承當工作臺靜止時，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。當小液壓缸的上腔接通壓力油時，活塞6便壓向鋼球8，撐開夾緊瓦，并夾緊蝸輪。在工作臺需要回轉時，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工作臺的導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保持準確的回轉中心。數(shù)控回轉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，可以在實際測

3、量工作臺靜態(tài)定位誤差之后，確定需要補償角度的位置和補償?shù)闹?，記憶在補償回路中，由數(shù)控裝置進行誤差補償。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)控裝置進行控制?；剞D工作臺設有零點，當它作回零運動時，先用擋鐵壓下限位開關，使工作臺降速，然后由圓光柵或編碼器發(fā)出零位信號，使工作臺準確地停在零位。數(shù)控回轉工作臺可以作任意角度的回轉和分度，也可以作連續(xù)回轉進給運動。2.2 設計準則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預測意外載荷5創(chuàng)造有利的載荷條件6提高合理的應力分布和剛度7重量要適宜8應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行選擇11功能設計應適應制造工藝和降低成本的要求2.3 主要技術參數(shù)1最大回轉半徑：200mm2回轉角度：0-360度3回轉精度：0.01度4回轉速度：6-20r/min5最大承重：200KG3 數(shù)控回轉工作臺的結構設計3.1 傳動方案的確定3.1.1 驅動方式選擇由于數(shù)控回轉工作臺的控制精度要求較高且工作功率不大，動力源應選擇步進電機或伺服電機。由于本工作臺設計為閉環(huán)控制，故開環(huán)的步進電機不合適，選用用于閉環(huán)控制中的，廣泛使用的交流伺服電動機。3.1.2 傳動方案傳動時應滿足的要求數(shù)控回轉工作臺一般由原動機、傳動裝置和工作臺組成，傳動裝置在原動機和工作臺之間傳

5、遞運動和動力，并可實現(xiàn)分度運動。在本課題中，原動機采用交流伺服電動機，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機械的功能要求：應滿足工作臺的功率、轉速和運動形式的要求。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結構工藝性要求：如結構簡單、尺寸緊湊、使用維護便利、工藝性和經(jīng)濟合理等。3.1.3 傳動方案及其分析數(shù)控回轉工作臺傳動方案為：伺服電機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，傳遞運動準確、平穩(wěn)，傳遞功率和圓周速度范圍很大，傳動效率高，結構緊湊。蝸桿傳動有以下特

6、點：1傳動比大：在分度機構中可達1000以上。與其他傳動形式相比，傳動比相同時，機構尺寸小，因而結構緊湊。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：當蝸桿的導程角小于齒輪間的當量摩擦角時，若蝸桿為主動件，機構將自鎖。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，對于

7、數(shù)控回轉工作臺，結構簡單，它有兩種型式：開環(huán)回轉工作臺、閉環(huán)回轉工作臺。兩種型式各有特點：開環(huán)回轉工作臺：開環(huán)回轉工作臺和開環(huán)直線進給機構一樣，都可以用電液脈沖馬達、功率步進電機來驅動。閉環(huán)回轉工作臺：閉環(huán)回轉工作臺和開環(huán)回轉工作臺大致相同，其區(qū)別在于：閉環(huán)回轉工作臺有轉動角度的測量元件（圓光柵）。所測量的結果經(jīng)反饋與指令值進行比較，按閉環(huán)原理進行工作，使轉臺分度定位精度更高。由圖3.1所示，數(shù)控回轉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 齒輪傳動的設計由所選電機可知P=1.5kW傳動比設定為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，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（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 3.2.2 按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算公式進行計算，即d1t2.323KT1du1u(ZEH)21確定公式內(nèi)的各計算數(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=322=66。3）試選載荷系數(shù)Kt=1.3。4）小齒輪傳遞的轉矩T=9.55106P1n1=9.551061.51200=11937.5Nmm。5）齒寬系數(shù)d=1。6）由文獻查得材

9、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度極限Hlim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度Hlim2=550MPa。8）由下式計算應力循環(huán)次數(shù)： N1=60n1jLh=60120012830010=3.46109 N2=3.461093.2=1.081099）取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90；KHN2=0.95。10）計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式得H1=KHN1Hlim1S=0.9600MPa=540MPaH2=KHN2Hlim2S=0.95600MPa=522.5MPa2計算1）試算小齒輪的分度圓直徑d1t，代入H

10、較小的值。d1t2.323KT1du+1u(ZEH)2=2.3231.311937.5143(189.8522.5)2=32.426mm2）計算周轉速度v。v=d1tn1601000=32.4261200601000m/s=2.04m/s3）計算齒寬b。b=dd1t=132.426mm=32.426mm4）計算齒寬與齒高之比b/h。模數(shù) mt=d1tz1=32.42622=1.47mm齒高 h=2.25mt=2.251.47mm=3.3mmbh=32.4263.3=9.835）計算載荷系數(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)K

11、A=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；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=11.111.411=1.5526）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式得：d1=d1t3KKt=32.42631.5521.3=34.4mm7）計算模數(shù)m。m=d1z1=34.422mm=1.56mm3.2.3 按齒根彎曲強度設計彎曲強度的設計公式為：m32KT1dz12(YFaYSaF)1確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值。1）查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=380MPa。2）查

12、得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85，KFN2=0.88。3）計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù),由式得：F1=KFN1FE1S=0.855001.4MPa=303.57MPaF2=KFN2FE2S=0.883801.4MPa=238.86MPa4）計算載荷系數(shù)K。K=KAKvKFKF=11.111.2=1.325）查取齒形系數(shù)。由表查得 YFa1=2.72 YFa2=2.286）查取應力校正系數(shù)。由表查得 YSa1=1.57 YSa2=1.737）計算大、小齒輪的并加以比較。YFa1YSa1F1=2.721.57303.57=0.01407 YFa2YSa2F2=2.281.73238

13、.86=0.016512設計計算m32KT1dz12(YFaYSaF)=321.3211937.512220.01651=1.02mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲強度算得到模數(shù)m=1.02,并就近圓整為標準值m=3mm,按接觸強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=323=69。這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊

14、，避免浪費。3.2.4 計算齒輪幾何尺寸1計算分度圓直徑d1=z1m=233mm=69mmd2=z2m=693mm=207mm2中心距a=d1+d22=69+2072=138mm3計算齒輪寬度b=dd1=169mm取B2=69mm，B1=64mm 3.2.5 結構設計如圖3.2，3.3所示，小齒輪為實心結構，大齒輪采用腹板式結構，齒輪與軸采用單鍵連接：圖3.2 小齒輪結構圖3.3 大齒輪結構3.3 蝸輪及蝸桿的選用與校核由于前述所選電機可知P=1.5kW，傳動比設定為i=20，效率=0.8工作日安排每年300工作日計，壽命為10年。3.3.1 選擇蝸桿傳動類型根據(jù)GB/T100851988的推

15、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；為達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 按齒面接觸疲勞強度設計根據(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。傳動中心距：a3KT2(ZEZH)21確定作用在蝸輪上的轉距T2。按z1=2，估取效率=0.8，則T2=9.55106P2n2=9.55106Pn2=9.551061.50.820Nmm=57

16、3000Nmm2確定載荷系數(shù)T因工作載荷較穩(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；由于轉速不高，沖擊不大，可取動載系數(shù)KV=1.05；則K=KAKKV=1.1511.051.213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力H=268MPa。應力循環(huán)次數(shù)： N=60njLh=602012830010=5.7

17、6107因為電動刀架中蝸輪蝸桿的傳動為間隙性的，故初步定位、其壽命系數(shù)：KHN=81075.76107=0.8034 則 H=KHNH=0.8034268MPa=215MPa6計算中心距a3KT2(ZEZH)2=31.21573000(1602.9215)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=d1a=0.4，從而可查得接觸系數(shù)Z=2.74，因為ZZ，因此以上計算結果可用。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

18、=10；齒頂圓直徑 da1=d1+2ha1=96mm；齒根圓直徑 df1=d1-2ha1+c=60.8mm；分度圓導程角 =111836；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；驗算傳動比 i=41/2=20.5，這時傳動比誤差為 (20.5-20)/20=2.5%,是允許的。蝸輪分度圓直徑 d2=mz2=841mm=328mm蝸輪喉圓直徑 da2=d2+2ha2=328+28mm=344mm蝸輪齒根圓直徑 df2=d2-2hf2=328-21.28mm=308.8mm蝸輪咽喉母圓直徑 rg2=a-12da2=200-123

19、44mm=28mm3.4.3 校核齒根彎曲疲勞強度F=1.53KT2d1d2mYFa2YF當量齒數(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=1-11.31140=0.9192許用彎曲應力 F=FKFN從表中查得由ZCuSn0P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力F=56MPa。壽命系數(shù) KHN=91065.76107=0.823 F=560.823MPa=46.088MPa F=1.531.215730008032882.870.9192MPa=13.33MPa所以彎曲強度是滿足

20、要求的。3.4.4 結構設計如圖3.4所示，渦輪采用連體式結構：圖3.4 渦輪結構3.5 伺服電機的選擇及運動參數(shù)的計算3.5.1 計算負載折算到電機軸上的轉動慣量1計算小齒輪的轉動慣量 J1=0.77d14b110-12kgm2=0.776946910-12kgm2=1.210-3kgm22計算大齒輪的轉動慣量 J2=0.77d24b210-12kgm2=0.7720746410-12kgm2=9.0510-2kgm23計算蝸桿軸的轉動慣量 J3=0.77d34b310-12kgm2=0.77804354+504110+704226+9042010-12kgm2=1.6910-2kgm24計

21、算蝸輪的轉動慣量 J4=0.77d44b410-12kgm2=0.773284-240417810-12kgm2=1.13kgm25計算工作臺包括工件的轉動慣量 J5=0.77d54b510-12kgm2+18MD2=0.774004-10046410-12kgm2+182004002=1.26kgm26查表可知，聯(lián)軸器的轉動慣量為J6=0.013kgm2；7負載折算到電機軸上的轉動慣量： Jr=J1+1i12J2+J3+1i22J4+J5+J6=9.0510-2+1329.0510-2+1.6910-2+12021.13+1.26+0.013=0.121kgm23.5.2 確定電機功率工作所

22、需功率為： Pw=Tnw9550wkW 式中T=450Nm，nw=620r/min,電機工作效率w=0.97，Pw=0.971kW電機所需的輸出功率為：P0=Pw ( 式中為電機至工作臺之間的總效率)。查相關手冊可得：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，=1233=0.75。所以，電機的輸出功率為：P0=1.29kW。一般電機的額定功率為Pm=11.3P0=1.291.63kW,取電機的額定功率為： Pm=1.5kW。3.5.3 確定電機轉速整個傳動系統(tǒng)的總傳動比為i=60，由技術參數(shù)可知，回轉工作臺的轉速為620r/min。所以，電機

23、的轉速范圍為N=inw=60620r/min=3601200r/min。3.5.4 選擇電機類型根據(jù)電機軸上的負載慣量，電機的額定功率以及電機轉速，選擇松下A5系列的交流伺服電機，電機的型號為MDDHT3420，其外形如下：圖3.5 松下A5系列MDDHT3420型交流伺服電動機3.6 軸的校核與計算3.6.1 軸的設計傳動軸及蝸桿軸的形狀如圖3.6，3.7所示： 圖3.6 傳動軸結構圖3.7 蝸桿軸結構3.6.2 按許用切應力計算1.求兩軸上的功率，轉速和轉矩：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=1.50.990.99=1.47kWn1=1200r

24、/minT1=9550P1n1Nm=95501.471200=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=1.470.970.99=1.41kWn2=400r/minT2=9550P2n2Nm=95501.41400=33.664Nm2.初步確定兩軸的最小直徑：由材料力學可知，實心圓軸的抗扭強度條件為T=TWT=9.55106Pn0.2d3T由此得到軸的基本直徑為d39.55106P0.2Tn=C3Pn選取兩軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表查得T=35MPa，C=112MPa；于是得d1C3P1n1=11231.471200=11.98m

25、md2C3P2n2=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，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉矩Tca=KAT1=1.511699=17548.5Nmm按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，在標準GB/T5843-2003，選用YL5型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為63000Nmm。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 按許用彎曲應力計算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

26、軸受力圖Ft=2T1d1=211699Nmm69mm=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蝸輪軸所受的力如圖3.9所示：圖3.9 蝸桿軸受力圖Ft1=2T1d1=233664Nmm207mm=325.26NFa2=2T2d2=2539575Nmm328mm=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

27、軸：圖3.10 傳動軸應力分析圖渦輪軸：圖3.11 渦輪軸應力分析圖3. 按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。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，扭矩切應力為脈動循環(huán)變應力取=0.6；計算軸的應力：傳動軸：ca1=Me12+(T12)W=11367.152+(0.6116992)0.1303=5.38MPa蝸輪軸：ca2=Me22+(T22)W=131174.5792+(0.6336642)0.1803=2.61MPa前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表查得-1=60MPa，因此ca-1，

28、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是傳遞扭矩，應用平鍵連接即可。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

29、得：p=2000Tkld=6.96MPap，可見滿足要求。此鍵的標記為：鍵B1240 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。此鍵的標記為：鍵B1450 GB/T 10961979。3.8 軸承的選用滾動軸承是現(xiàn)代機器中廣泛應用的部件之一。它是依靠主要元件的滾動接觸來支撐轉動零件的。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。并且常用的滾動軸承絕大多數(shù)已經(jīng)標準化，因此使用滾動軸承時，只要根據(jù)具體工作條件正確選擇軸承的類型和

30、尺寸。驗算軸承的承載能力。以及與軸承的安裝、調整、潤滑、密封等有關的“軸承裝置設計”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的加工誤差，因此選用調心性能比較好的圓錐滾子軸承。此類軸承可以同時承受徑向載荷及軸向載荷，外圈可分離，安裝時可調整軸承的游隙。其機構代碼為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配軸承的游隙和欲緊時靠端蓋下的墊片來調整的，這樣比較方便。3.8.3 滾動軸承的配合滾動軸承是標準件，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；軸承外徑與外殼的

31、配合采用基軸制，即以軸承的外徑尺寸為基準。3.8.4 滾動軸承的潤滑考慮到電動刀架工作時轉速很高，并且是不間斷工作，溫度也很高。故采用油潤滑，轉速越高，應采用粘度越低的潤滑油；載荷越大，應選用粘度越高的。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，酸氣和其他雜物進入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┝魇ФO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，密封唇應朝內(nèi)；如果主要是為了防止外物浸入，密封唇應朝外。3.9

32、潤滑與密封3.9.1 傳動副的潤滑計算蝸桿傳動的由于蝸桿傳動效率不高，產(chǎn)熱量比較大，因此，蝸桿傳動應用油浴潤滑。下面熱平衡問題，算出潤滑油的溫度，看看是否需要采用強化散熱裝置。在單位時間內(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； 畏蝸桿傳動效率； K散熱系數(shù)，K=1017W/m2,當周圍空氣流通良好時取大值； 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，。在本次設計中，電機的輸入功率為P0

33、=1.5kW，電機的工作效率w=0.97，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=0.77，因此蝸桿的輸入功率為P=P0w122=1.50.970.970.992kW=1.383kW通過估算，散熱面積A=0.3m2；t0=20，取K=17W/m2。代入公式，計算可得： t=20+10001.3831-0.77170.3=82.37t左時，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，當蝸桿向左移動時，嚙合側隙將會逐漸

34、減小。同理，當時t右t左，從左到右齒厚漸薄，當蝸桿向左移動時，嚙合側隙將會逐漸變大。3.10.2 本設計中蝸桿副側隙的調整過程圖3.13 間隙消除示意圖1調整套 2雙螺距漸厚蝸桿 3渦輪 4調整套2如上圖所示，通過調整調整套1和調整套2的長度是蝸桿軸向移動，從而達到調整蝸桿渦輪嚙合側隙的目的，這種調整方式結構簡單，調整方便。3.11 液壓張緊機構3.11.1 液壓張緊機構的原理考慮到渦輪的定心與平穩(wěn)運作，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，同時為了保證渦輪蝸桿處接觸的潤滑、在墊塊側邊開潤滑油口。

35、3.11.2 液壓原理圖圖3.14 液壓原理圖3.11.3 液壓張緊機構剖面圖圖3.15 液壓張緊機構剖面圖圖3.16 墊塊結構剖面圖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 論畢業(yè)設計是我們在學完四年教學計劃所規(guī)定的全部課之后，綜合運用所學過的全部理論知識與實踐相結合的實踐性數(shù)學環(huán)節(jié)。它培養(yǎng)我們進行綜合分析和提高解決實際問題的能力，從而達到鞏固，擴大，深化所學知識的目的，它培養(yǎng)我們調查研究熟悉有關技術政策，運用國家標準，規(guī)范，手冊，圖冊等工具書，進行設計計算，數(shù)據(jù)處理，編寫技術文件的獨立工作能力。通過我學到了很多，初步的讓我認識到理論和實踐相結合的重要。除了鞏固了所學的理論知識外，還學到不少的新知識和新方法。通過深入了解一個機械產(chǎn)品的整個設計過程，我將自己所學的專業(yè)知識重新收拾一遍，為以后走向工作崗位打下扎實的基礎；同時通過本次的設計使我對AutoCAD操作更熟練，能夠完整的畫出簡單零件的設計圖紙。記得剛開始接觸到畢業(yè)設計題目時，對于這個題目覺得無從下手，幸好在老師同學的指導和自己不斷