超环面行星蜗杆传动数控转台的设计—机械部分.doc

超环面行星蜗杆传动数控转台的设计摘要：多年以来国产的数控转台都有着刚性不足，在旋转过程中承载能力差的弱点。主要是因为传动链的最后一环的蜗杆蜗轮机构品质低劣，与国际上高品质的蜗杆蜗轮副相去甚远。本文以超环面行星蜗杆传动作为传动的最后一环，它的传动比大，传动效率高，结构紧凑。从而在输出相同扭矩和传动比的情况下体积小，同时通过大的传动比来提高数控转台的刚度和承载能力。通过此设计我们发现数控转台所能承载的扭矩大大提高。关键词：超环面行星蜗杆传动，廓面方程，传动效率，The design of Super-toroidal drive NC rotary tableAbstract：Over the years, the NC rotary table has insufficient rigidity of the bearing during rotation of the weakness of poor. Mainly because the transmission chain of the last part of the worm gear institutions of inferior quality, and high-quality international vice far cry from the Worm.In this paper, super-toroidal drive as part of the final drive, and its transmission ratio, transmission efficiency, compact structure. Thus the output torque and gear ratio the same case of small size, while driving through the large NC rotary table than to increase the stiffness and load capacity. With this design we found that the NC rotary table bearing torque can be greatly increased.Key words：Super-toroidal drive；Profile equation；Transmission efficiency； 目录摘要1Abstract1第一章 引言21.1概述21.2超环面行星蜗杆传动的发展概况21.3本文主要研究的内容3第二章 减速器的方案设计42.1三级齿轮传动42.2蜗杆传动42.3行星齿轮传动42.4超环面行星蜗杆传动5 2.5 电动机的选择5第三章 超环面行星蜗杆传动的基本原理、结构分析与计算93.1超环面行星蜗杆传动机构的传动比计算93.2超环面行星蜗杆传动各计算圆直径的确定93.3超环面行星蜗杆传动中各传动轮齿数与喉径螺旋升角的确定103.4超环面行星蜗杆传动的行星个数的确定113.5与设计相关的技术参数13第四章 超环面行星蜗杆传动传动效率的研究计算154.1概述154.2啮合效率154.3 摩擦系数的计算16第五章超环面行星蜗杆传动的啮合原理研究195.1坐标系的建立195.2坐标变换205.21 滚动体与行星蜗轮205.22行星蜗轮与中心蜗杆啮合205.23行星蜗轮与内超环面齿轮啮合215.3啮合方程225.31行星蜗轮齿面方程225.32啮合方程225.33 行星蜗轮齿面(2)（母面）上的瞬时接触线方程245.34中心蜗杆齿面(1)和内超环面齿轮齿面(3)方程255.4 中心蜗杆和内超环面齿轮的螺旋线方程25第六章 滚动轴承寿命的校核276.1基本概念276.2寿命的计算方法276.21轴向力的计算286.3超环面行星蜗杆传动力的分析286.31输入与输出的力矩关系296.32行星蜗轮与中心蜗杆里的关系296.33行星蜗轮与内超环面齿轮之间的力的关系306.4角接触轴承的寿命计算：316.5圆柱滚子轴承寿命的计算326.6轴及其滚子的校核326.61中心蜗杆刚度条件326.62中心蜗杆轴许用应力条件326.63滚动体的接触强度条件33结论与展望34参考文献：35致谢：36附录一：英文翻译37附录二: 英文翻译原文47第一章 引言1.1概述随着我国制造业的发展，加工中心的需求也在增加，特别是四轴、五轴联动的加工中心。作为数控机床的主要功能部件，数控转台在整个机床工具行业中的作用越来越重要。我湘潭大学机械工程学院近期够买的一台国产4轴4联动数控铣床配置的作为机床第四轴的数控转台就是TK13系列中的TK13250型号。在使用中已经充分暴露其刚性不足，在旋转过程中承载能力差的弱点。这几乎是国产数控转台的通病。生产厂家在其说明书已经明确的规定，转台处于非刹紧状态时只能承受较低的切削扭矩的零件加工。因此，数控机床虽有多轴联动的功能，却很难再转台参与联动的过程中进行实质性的切削加工，极大地限制了数控机床的使用范围。上述弊端的存在，主要是因为传动链的最后一环的蜗杆蜗轮机构品质低劣，与国际上高品质的蜗杆蜗轮副相去甚远。精度、强度、寿命等均不在一个档次，所以要突破传统的蜗杆蜗轮传动模式，以环面蜗杆、行星滚子齿轮为传动链来改进1.2超环面行星蜗杆传动的发展概况超环面行星蜗杆传动(Tropical Drive)，是1966年由美国later系统公司的M .R .Kushner提出的发明专利，它由中心蜗杆、行星蜗轮、面内齿轮、行星架以及滚动体等组成。该机构工作时，动由中心蜗杆轴并带动行星蜗轮旋转，当超环面内齿轮不动时，行星蜗轮作环状的螺旋运动的结构优化设计、承载能力、啮合强度和加工工艺等，并成功地制造出这种传动的减速器，传动效率为90%左右，最高时可达95%。对这种传动的关键技术，即传动结构中的关键部件内齿蜗轮（超环面内齿轮）的加工方法与加工工艺，亚琛工业大学的学者们提出了采用烧结、电塑、精铸和旋风铣削等方法来实现。但结果表明，除了旋风铣削比较容易实现外，其它几种方法费用昂贵而且工艺性较差。我国从八十年代中期也陆续出现了对超环面行星蜗杆传动的研究报告，主要研究工作可分为两个方面，一是对这种传动的啮合理论研究，另一方面是对传动的结构、加工工艺、效率、载荷计算和实验等的研究。早期的啮合理论研究只停留在繁杂的公式上，没有从理论上探讨各个啮合参数对超环面行星蜗杆传动特性的影响，也没有进行数值计算和分析。20世纪末，福州大学姚立纲对传动的啮合理论进行了比较深入的研究，通过在转化机构中的啮合分析，论证了当行星轮轮齿为球体时，行星轮与超环面内齿轮、行星轮与蜗杆的接触线是过球面顶点的大圆，齿面没有根切界线，二界曲线退化为滚珠的顶点。同时还探讨了不同滚动体形状对超环面行星蜗杆传动啮合特性的影响。对超环面行星蜗杆传动的设计、制造和载荷计算等方面的研究，一般都集中在对超环面内齿轮的加工方法与加工工艺的研究。陈定方等人通过对滚齿机的改装，加工出了这种传动的超环面内齿轮并完成了样机的制造，但由于加工精度等原因，样机“工作原理无误，惜于制造精度不高，而未进行任何台架实验”。姚立纲提出了采用飞刀粗切超环面内齿轮齿形，然后再精确磨削的包络加工方法，采用两片超环面内齿轮同时切齿，保证了加工与装配精度，并成功地制造出了样机，经实验，传动效率可达85%。姚立纲还对这种传动结构参数选法，经实际安装和运行表明均载效果良好。燕山大学的许立忠等人在国家自然科学基金的资助下对超环面行星蜗杆传动的效率和承载情况进行了研究，证明了这种传动的啮合由于以滚动摩擦为主而具有较高的啮合效率，一般可达97%以上，而且，啮合效率的高低与结构参数的选取有直接关系，这也和德国学者研制的减速器的效率相一致，同时他们也对超环面蜗杆传动的摩擦理论以及接触应力进行了研究，使得该传动在理论上不断完善。哈尔滨工业大学的徐晓俊和张春丽等人在重庆大学国家重点实验室的资助下提出了用内斜齿轮近似代替螺旋超环面内齿轮的方法，通过优化设计和计算机代数系统计算，证明传动机构连续接触，并制造出减速器样机，但实验结果表明“样机传动平稳，载荷不大时噪音较低，而当载荷逐渐增大时温升较快、噪音较大。这导致齿面磨损加重，并在加载至实际承载能力的70%以上时，超环面行星蜗杆传动的关键技术研究噪音加剧，不得不中断实验的继续进行”。超环面行星蜗杆传动在国内的研究尚未成熟，因此在不少领域存在理论和实践空白，本文力争在已有研究的基础上解决一些关键技术问题。1.3本文主要研究的内容在给定的设计要求的前提下，设计一个高精度数控转台的减速器，重点是解决其蜗轮蜗杆的廓面方程、关键零件的廓面方程求解以及传动效率的研究，并对其滚动轴承和其它零件进行寿命和强度的校核。第二章 减速器的方案设计根据题目的设计要求，我们知道要实现较大的减速比，而一般的形式有多级齿轮传动，蜗杆传动以及行星齿轮传动，另外还有近几年被研究较多的超环面行星蜗杆传动。下面对这几种传动方式一一介绍。2.1三级齿轮传动由于题目的设计要求传动比较大，而圆柱齿轮传动每级的传动比闭式的为3-5，开式的为4-7，故使用齿轮传动的话就要涉及成三级传动。齿轮传动虽然结构简单，但齿轮相对于轴的结构不对称，因此要求轴要有较大的刚度。同时采用多级齿轮传动时，会使结构的尺寸变大，相互尺寸不协调，成本高，制造和安装不方便。而且不能兼顾到每一个齿轮的强度，不能很好的发挥每一个齿轮的全部承受能力，这样就极大地浪费材料。特别是多级齿轮传动的结构尺寸大，这样就给润滑带来了麻烦，不能集中润滑；而且大的结构尺寸带来的直接后果是重量很大，这样运输和装卸都很不方便。2.2蜗杆传动蜗杆传动是在空间交错的两轴间传递运动和动力的一种传动机构，能实现较大的传动比，一般为5-80 。由于传动比大，零件数目又少，因而结构很紧凑。在蜗杆传动中，由于蜗杆齿是连续不断的螺旋齿，它的蜗轮齿是不断进入啮合有逐渐退出啮合的，同时啮合的齿数又较多，顾冲击载荷小，传动平稳，噪声低。但蜗杆传动在啮合处有相对滑动，当速度很大时，工作条件不够良好时候会产生较严重的摩擦与磨损，从而引起过分发热，使润滑情况恶化。因此摩擦损失大，效率低；当蜗杆的螺旋线升角小于啮合面的当量摩擦角时候，蜗杆传动便具有自锁性，此时效率只有0.4左右。同时由于摩擦与磨损严重，常需要有色金属制造蜗轮。综上所述，蜗杆传动虽然有传动平稳和结构紧凑等优点，但它传动效率低，摩擦与磨损严重，发热量大，特别是在功率大的情况下不利于润滑，会使工作环境更加恶化2.3行星齿轮传动行星齿轮传动与普通定轴齿轮传动比较，具有质量小，体积小，传动比大，承载能力强以及传动平稳和传动效率高等优点；这些已被我国越来越多的机械工程技术人员所了解和重视。由于在行星齿轮传动中有效地利用了功率分流的特点和输入输出的同轴性以及合理的采用了内啮合，才使得其具有上述诸多优点。行星齿轮传动不仅适用于高速，大功率，而且适用于低速，大转矩的机械传动装置上，可以用来减速，增速和变速传动，运动的分解和合成，以及一些特殊的应用中。行星齿轮的特性要求行星齿轮使用有色金属的贵重材料，结构设计乜比较复杂，制造和安装角困难，对装配的精度要求较高，样就要求素质较高的人员来安装和维修，增加了成本。2.4超环面行星蜗杆传动超环面行星蜗杆传动(Tropical Drive)的结构如图1所示,它由中心杆、行星蜗轮、内超环面齿轮、行星架和行星蜗轮齿(滚动体)组成。该机构运动时,运动由中心蜗杆输入带动行星蜗轮旋转,当内超环面齿轮固定不动时,行星蜗轮作环状的螺旋运动,并通过行星架实现运动的输出,超环面行星蜗杆传动减速器与其他类型传动的减速器比较,在输入功率,材料相同和传动比不变的情况下,重量减少50%以上,而且最多啮合点可达到30以上,是其它齿轮传动(摆线针轮传动、行星传动、蜗杆传动和圆柱齿轮传动)的3-20倍。图2-1 超环面行星蜗杆传动减速器结构图综上所述，虽然每种传动装置都有自己的优点和缺点，也都可以用来完成设计任务，但是超环面行星蜗杆传动较好的综合了其他传动方案的优点，使其传动性能更加优越，能够狠好的满足设计的要求，故在本次毕业设计中我们采用超环面行星蜗杆传动来做减速器2.5电动机的选择由设计条件可知：M2=3000Nm又由公式，已知=180 得到=16.7Nm由减速器的要求，选用交流伺服电机，选用韩国迈克彼恩Mecapion 品牌的交流伺服电机。由图2-1得到型号为 AMP-SB40GDK1G2180.图2-2 型号选择图转速-扭矩特性：图2-3转速-扭矩特性图外形尺寸由图2-4：图2-4外形尺寸参数如下表2-1表2-1 电动机参数伺服电机型号（APM-）SB40G伺服驱动器型号（APD-）VS35法兰规格（）220额定功率KW4额定扭矩N.m16.7kgf.cm170.5最大扭矩N.m50.1kgf.cm511.5额定转速r/min1500最大转速r/min3,000惯量 10-480.35gf cm s281.99允许负载惯量5倍电机惯量额定功率响应率KW/s34.75速度、位置、检测型号标准型号（注1）增量型3000(P/R) 选择型号绝对值,曼切斯特通信速度、位置、检测型号标准型号（注1）增量型3000(P/R) 选择型号绝对值,曼切斯特通信重量kg21.95第三章 超环面行星蜗杆传动的基本原理、结构分析超环面行星蜗杆传动中，中心蜗杆轴为运动输入轴，其上有于行星轮轮齿想啮合的滚道，滚道是由行星轮上的轮齿包络而形成的。行星轮上均匀的分布着滚动体，这些滚动体可以自由转动并分别与中心蜗杆和内超环面齿轮上的滚道相啮合。滚动体有圆锥体，圆柱体，球形体和鼓行齿等，本文以球形滚动体为研究对象。内超环面齿轮相当于一般行星传动的内齿轮，其齿形为均匀分布在内圆环面上的螺旋齿，乜是由行星轮上的轮齿包络形成。行星架上装有行星轮，与该机构的输出轴相固连。啮合过程中，行星轮分别为内超环面齿轮和中心蜗杆的环面所包围，工作时同时接触点数多，是一种新型的传动形式。3.1超环面行星蜗杆传动机构的传动比计算超环面行星蜗杆传动的主要优点之一是传动比范围广且能实现较大传动比，该传动的传动比计算同一般行星传动相类似。假设中心蜗杆的旋转角速度为1，头数为z1；行星蜗轮的角速度为2，齿数为z2；内超环面齿轮的角速度为3(实际工作时3=0)，齿数为3z；行星架的角速度为h。应用转化机构的方法，给整个轮系加上一公共角速度-h，则该机构变为定轴轮系，此时传动比为： 当中心蜗杆和内超环面齿轮的螺旋方向相同时，取“+”号，反之取“-”。由上式得：上式为超环面行星蜗杆传动的传动比计算公式，由于通常较小，而z3较大固可以实现较大的传动比。由设计要求的传动比为1/180，且由上述公式得可以取Z1的头数为1Z2的滚子数目为10Z3的齿数为1793.2超环面行星蜗杆传动各计算圆直径的确定超环面行星蜗杆传动各传动轮之间的几何关系如右图所示： 图3-1 邻接关系图中d1中心蜗杆喉部节圆直径d2行星蜗轮轮齿滚动体几何中心所在圆周直径d3内超环面齿轮节圆直径由图可知，d1，d2，d3之间应有如下关系式：d3=d1+2d2所以由分析计算得取d1=114，d2=130，d3=3743.3超环面行星蜗杆传动中各传动轮齿数与喉径螺旋升角的确定将中心蜗杆和内超环面齿轮分别以喉部节圆和节圆为直径的圆柱体展开，如图下图所示：图3-2 各零件升角关系图中，1中心蜗杆喉部计算圆螺旋升角3内超环面齿轮计算圆螺旋升角t1中心蜗杆端面周节t2行星蜗轮周节t3内超环面齿轮端面周节设中心蜗杆、内超环面齿轮均为右旋，由上图可得：又由于：同理：所以由上面式子有：此即为为超环面行星蜗杆传动中各传动轮齿数与螺旋升角之间的关系。应为z1=1， Z2=10，Z3=179 且有：所以得各螺旋升角如下表二中。3.4超环面行星蜗杆传动的行星个数的确定为使行星传动功率分流的优点充分体现，除了采用环面蜗杆与内超环面齿轮包容行星蜗轮而增加多点啮合外，应尽量采用多个行星蜗轮。因此，在装配这些行星蜗轮时，应考虑它们必须满足一定的条件即超环面行星蜗杆传动的装配条件。如图下图所示，设k为均匀分布的行星蜗轮个数，则各行星蜗轮齿辐平面间的中心角 图3-3 装配关系为2/k，设行星蜗轮A在-位置能与内超环面齿轮啮合，同时也与中心蜗杆啮合，如果行星蜗轮的齿数Z2为偶数，则在-位置时，中心蜗杆的凹槽与内超环面齿轮的凹槽相对应。如果行星轮的齿数Z2为奇数，两中心轮在-位置其齿为一凸一凹对应。在装上第一个行星蜗轮后，它们之间的运动关系即被确定而不能随意调整。设内超环面齿轮不动，将行星架沿顺时针方向转过为：,则行星架上放置行星轮的-位置转到了-位置，此时中心蜗杆转过角度，中心蜗杆端面原来在-位置时的D点，此时旋转到D，可由下式算得：式中符号的意义同前现空出的-位置即可将第二个行星蜗轮装入。设行星蜗轮B的齿数为Z2偶数，则要求蜗杆转过的角度刚好使凹齿与内超环面齿轮凹齿相对应，即应为t1的整数倍。若行星蜗轮的齿数Z2为奇数，则必有中心蜗杆的凸齿与内超环面齿轮凹齿相对应，在行星蜗轮转过2/k角度后，空出的-位置也同样是凸齿与内超环面齿轮的凹齿对应，因此中心蜗杆转过角，也应满足其对应的弧长为t1的整数倍，有：其中i为正整数，为中心蜗杆喉部计算圆半径。由于 所以有：由上两式可得：kFs2，轴有向右移动的趋势，使轴承压紧，轴的右端将通过轴承受一平衡反力Fs2，由此可求出轴承的轴向力为：Fa2=Fs2+Fs2=Fs1+FA因轴承只受附加轴向力，故：Fa1=FS1如果FS1+FAFs2 轴有向左移动的趋势，使轴承压紧，此时轴的左端将通过轴承受一平衡反力Fs1，由此可求出两轴承上的轴向力分别为：Fa1=Fs1+FS1=Fs2-FA Fa2=Fs2 计算角接触轴承轴向力的方法可归纳如下：1）判明轴上全部轴向力（包括外载荷和轴承的附加轴向力）合力的指向，确定压紧端轴承；2）压紧端轴承的轴向力等于除本身的附加轴向力外其他所有轴向力的代数和；3）另一端轴承的轴向力等于它本身的附加轴向力。6.3超环面行星蜗杆传动力的分析本节引用符号表示的意义如下：M1输入轴扭矩M2输出轴扭矩m行星蜗轮与中心蜗杆间的啮合点数n行星蜗轮与内超环面齿轮间的啮合点数6.31输入与输出的力矩关系不考虑摩擦时，输出扭矩为输入扭矩乘以机构的传动比：考虑摩擦时，则还应乘以机构的传动效率：由设计条件和前面设计计算可知 =3000Nm =0.926从而计算出M1=17.998Nm6.32行星蜗轮与中心蜗杆里的关系假设中心蜗杆驱动行星蜗轮上各啮合点的驱动力P t1作用在蜗杆喉部节圆半径r1上。如下图所示：图6-1 受力分析图不考虑传动效率和摩擦，而且各行星轮上的载荷均匀分配时，有下列关系存在:即：从上图可知：M1为输入轴扭矩Pt1为中心蜗杆驱动行星轮上各啮合点的驱动力，即蜗杆的圆周力r1为中心蜗杆的计算圆半径为59k为行星轮个数，k=4m为行星轮与中心蜗杆的啮合点，m=120/360x10根据功率和扭矩的关系，有M1=9550P/nP：是输入轴的功率n：是输入轴转速 已知M1=63.66Nm从而可以得出Pt1=42.9Nm又从前图可知：Pn1为蜗杆的轴向力为喉部计算圆螺旋角，tan=0.175带入数据得Pn1=245.14Nm蜗杆的径向力Pr1=Pt1tanaa为齿面压力角，取标准值a=20代入数据得Pr1=15.62Nm6.33行星蜗轮与内超环面齿轮之间的力的关系由前图可知： 即： Pt3为内超环面的圆周力n为行星蜗轮与内超环面齿轮件的啮合点数，n=110/360*10 为内超环面螺旋角，tan =2.292带入数据得：Pt3=68.65Nm内超环面轴向力Pr3=Pt3tanaa为齿面压力角，取标准值a=20带入数据得：Pr3=24.99Nm由蜗杆和超环面齿轮对行星架施加的受力图可知由于力的方向相反，则：轴向载荷Fa=Fn3-Fn1径向载荷Fr=Fr1-Fr3带入数据得：Fa=25.85Nm Fr=9.37Nm由于行星轮围绕蜗杆对称分布，顾径向载荷全部抵消，而轴向载荷Fa=25.85Nm。6.4角接触轴承的寿命计算：当Fa/Fre，Pr=Fr当Fa/Fre，Pr=0.41Fr+0.87Fae是判断系数，e=0.68由上面的分析可知，蜗杆上的轴承所受的径向力为Pr1=15.62Nm，而所受的轴向力很小由于输出轴上有2对轴承，顾角接触轴承的径向力Fr=Pr1/4轴向力Fa很小，顾Fa/Fre，Pr=Fr代入计算的Pr=3.905Nm根据轴承寿命的计算公式Lh轴承的寿命，单位为（h）n-输出轴的转速，n=8.33r/minC-基本额定动载荷带入计算，得Lh=92120h，转化成以年为单位为12.83年。6.5圆柱滚子轴承寿命的计算设计说明： 1.轴向承载：当量动负载Pr=Fr 2.对于1012系列 当0Fa/Fr0.12时，Pr=Fr+0.3Fa 当0.12Fa/Fr0.3时，Pr=0.94Fr+0.8Fa此圆柱滚子轴承承受轴向载荷，顾Pr=Fr同角接触轴承一样，径向力为Fr=Pr1/4，得Pr=3.905Nm由寿命计算公式得Lh=7225400转化为年可知，此寿命远远大于十年依据设计计算，轴承的寿命一般都在十年左右，这样就为集中保养与更换轴承提供了方便。6.6轴及其滚子的校核6.61中心蜗杆刚度条件 式中：Y=0.0025d1，d1为蜗杆的分度圆直径(mm)， F t1为中心蜗杆所受的圆周力F，r1为中心蜗杆所受的径向力， L1为蜗杆的跨距， L1=0 .9d2， d2为行星蜗轮的分度圆直径，E为中心蜗杆材料的弹性模量， 为中心蜗杆危险部分的转动惯量，df1为中心蜗杆齿根圆直径。由前面计算知d1=114mm，d2=130从而得出Y=0.285，L1=117mm查表的E=645Mpa带入数据可知中心蜗杆刚度符合。6.62中心蜗杆轴许用应力条件式中：d3为中心蜗杆轴的直径，查表得许用应力为25-45mpa代入计算可知所设计的中心蜗杆符合条件。6.63滚动体的接触强度条件式中：为材料许用接触应力，为材料弹性系数，为接触半角系数，为结构系数，为啮合点数。每个行星蜗轮与中心蜗杆同时啮合点数的计算如下：由前面计算数据可知=90，差表知25-45mpa，=0.833，=0.62，=0.94带入可知滚动体满足接触强度要求。结论与展望本文对超环面行星蜗杆传动一些关键技术问题进行了研究，获得了一些成果与结论。我们求出了超环面行星蜗杆传动系统中环面蜗杆、内超环面齿轮的廓面方程利用制图软件胜利的将超环面行星蜗杆传动减速器的装配图和零件图绘出，现已经能够熟练的操作制图软件。同时我们得出影响超环面行星蜗杆传动系统的传动效率包括行星轮的转角、系统的润滑状态、行星轮的齿形、传动比以及a/R等参数，超环面行星蜗杆传动减速器与其他类型传动的减速器比较,在输入功率,材料相同和传动比不变的情况下,重量减少50%以上,而且最多啮合点可达到30以上,是其它齿轮传动(摆线针轮传动、行星传动、蜗杆传动和圆柱齿轮传动)的3-20倍，这对减小数控转台系统的体积和重量有很大的意义。通过将超环面行星蜗杆传动作为数控转台传动的最后一级大大提高了数控转台的定位精度和重复定位精度以及工作中的切削和承受扭矩的能力。随着我国制造业的发展，加工中心的需求也在增加，特别是四轴、五轴联动的加工中心。作为数控机床的主要功能部件，数控转台在整个机床工具行业中的作用越来越重要。这样就对数空转台各方面的性能要求越来越高，通过本文的研究分析得出的结论我们有理由相信：在不久的将来超环面行星蜗杆传动传统将会广泛运用于数控转台中，数控转台的性能进而数控是数控机床的性能将大大提高。参考文献1杨贺来.数控机床M.北京:清华大学出版社,2009.2罗学科.数控机床M.北京:中央广播电视大学出版社,2008.3张龙.机械设计课程设计手册M.北京：国防工业出版社,2006.5.4胡宗武等. 非标准机械设备设计手册M.北京:机械工业出版社,2005.5方建军，刘仕良.机械动态仿真与工程分析M.北京:化学工业出版社,20046王建江，胡仁喜.ANSYS结构与热力学有限元分析M.北京:机械工业出版社,2008.7秦大同机械传动科学与技术M北京：清华大学出版社，20038齿轮手册编委会齿轮手册M北京：机械工业出版社，1990.9付则绍新型蜗杆传动M北京：石油工业出版社，1992.10濮良贵，纪名刚.机械设计M.北京:高等教育出版社，2002.11姚立纲,郑建祥,李尚信,徐晓俊,李华敏.超环面行星蜗杆传动的啮合分析，大庆石油学院学报,1996，20（3）12姚立纲,李尚信.超环面行星减速器的设计与制造研究J.机械传动, 2001.13姚立纲.超环面行星蜗杆传动的啮合分析和加工研究D.哈尔滨:哈尔滨工业大学,1996.14许立忠,曲继方,赵永生.超环面行星蜗杆传动效率研究J.机械工程学报, 1998.致谢这次毕业设计历时4个月时间, 虽然每学期都安排了课程设计或者实习，但是没有一次像这样的课程设计能与此次相比，设计时间长，而且是一人一个课题要求更为严格，任务更加繁多、细致、要求更加严格、设计要求的独立性更加高。要我们充分利用在校期间所学的课程的专业知识理解、掌握和实际运用的灵活度。在对设计的态度上的态度上是认真的积极的。通过近一学期毕业设计的学习，给我最深的感受就是我的设计思维得到了很大的锻炼与提高。作为一名设计人员要设计出有创意而功能齐全的产品，就必须做一个生活的有心人。多留心观察思考我们身边的每一个机械产品，只有这样感性认识丰富了，才能使我们的设计思路具有创造性。通过本次设计我学到的不仅仅是超环面行星蜗杆传动这单一方面的了解，让我熟悉了设计的各个方面的流程，学会了把自己大学四年所学的知识运用到实际工作中的方法。从以前感觉学的许多科目没有实际意义，到现在觉得以前的专业知识不够扎实，给自己的设计过程带来了很大的麻烦。这次毕业设计培养了自己的综合能力、自学能力，从而适应未来社会的需要与科学技术的发展需要。培养了自己综合的、灵活的运用的发挥所学的知识。 特别感谢我的导师胡自化老师给我的悉心指导，我觉得通过这次设计，让我懂的怎样去设计一个产品，培养了我的一种设计思维,让我在以后的学习和工作中做的更好。附录一：英文翻译对于不同的环形滚子的啮合传动特性的分析（姚立纲，戴建绅，魏国武，蔡英杰）摘要：本文研究了不同形态特征滚动体的啮合特性，考察了影响滚动体的形状特征的因素，并进行一个全面的比较研究。基于坐标转移介绍了啮合特性的一般模式和特点的同时介绍啮合方程和啮合曲线。该文件进一步研究滚动体的啮合功能以及不同的滚动体类型。这要求对每个不同的滚动体功能的全面的分析研究。此文比较研究的重点是接触曲线，齿，削弱，接触曲线和啮合的诱导法曲率。这有助于研究中心蜗杆的齿面方程，蜗杆传动啮合限制曲线特征,不同形状和识别滚子形状以及最小的面诱导法曲率。这项研究，然后扩展到接触应力的比较和验证了最小的接触应力形式，这自然导致了对于不同类型的滚子可制造性检