(完整版)五坐标机床用两座回转联动工作台的设计毕业论文.doc

1、目录113455.1 55.2 55.3 55.4 65.5 7 76.176.1.176.1.286.1.386.1.486.1.596.1.696.2116.2.1116.2.2126.3126.4136.4.1136.4.2136.4.3136.4.4136.4.5156.4.6156.5176.5.1176.5.2176.618192022第一章前言在机械加工行业有许多种加工方法，其中，机床加工可以算是占到主要部分。目前我国机床有多种类型，其功能各异， 对于工件的加工起到了便捷的作用。但能够实现多方位可旋转式加工并不多见，这样就不易实现一次性成形加工的操作。因此， 要使加工成形效率更高

2、，就需要设计出能够完成多轴移动可回转式的加工设备。对于经济性及空间性的考虑，如若设计出较大型的加工设备，虽然在功能上可以满足需求，但对其可行性方面就会较差，由此，可以说要设计出一种即能尽可能有较完善的功能，又能让设计者和使用者都对其接受，这就是五坐标机床用两坐标回转联动工作台的设计任务要求。 由于其只作为机床的附件而被设计使用，这既可使之实现可回转性功能，又不至使结构尺寸过于庞大，因而能很好的满足人们的需要，并具有较好的可操作性。五坐标机床两坐标回转联动工作台的设计，其主要功能是能够实现沿水平轴和竖直轴的回转操作。因为其可与其它机床配合使用，所以要有较好的精度要求和较合适的结构设计尺寸。在了解

3、其它一些机床的工作原理后，需要对两坐标回转联动工作台的设计结构加以整体性考虑，从而能较好地实现其主要功能，并能够与其它机床配合使用。综上所述， 要完成其设计功能需要有较好的传动件紧密联接性，还要能够承受一定的工作载荷，并尽量使其结构简捷，具有良好的经济性。从整体性考虑， 其实现的主要功能是两坐标回转运动，因此需要在水平方向和竖直方向上分别有主轴传动。考虑到传动件间需要紧密性联接，以提高精度， 在传动件与电机相连处选用膜片式联轴器联接可以有效提高紧密性。另外，各传动件间通过用胀紧套来联接以减小间隙的产生。由于在操作过程中，其转速较低， 因此可以在不高的功率下即可承受较大载荷，这样可使两坐标回动工

4、作台能够满足承载能力要求。在传动方式上选用蜗杆传动，这样可以降低工作转速并可承受一定载荷，同时所选蜗杆传动还有自锁功能，这样可以减少一些其它零部件的使用，从而达到优化结构尺寸的目的。再有，因其实用性较强，结构尺寸不大，成本又不是太高，从而有较好的经济性。在本设计论文中，第一章主要介绍论文选题及主要设计工作任务。第二章是阐述五坐标机床两坐标回转联动工作台的发展状况及其发展趋势。第三章则说明了两坐标回转工作台的用途及技术性能特点。第四章从总体结构上确定了布局方案及设计比较。第五章是对上转台的具体参数确定及结构设计。第六章是对下转台的参数确定及结构设计，并且通过分析确定上转台与下转台的联接方式和支撑

5、结构。第七章是对五坐标机床两坐标回转联动工作台的技术经济性分析。第八章为本论文的结束语。第二章文献综述两坐标回转联动工作台作为五面体或五坐标加工中心的主要组成部分，其性能和可靠性的高低对加工中心的加工效率有决定性的影响，作为高效机床的典型代表，各国机床设计者和使用者都已对此给与了高度重视。由此，在对两坐标回转联动工作台的开始发展之时，我对相关资料做了了解和整理，通过所学专业知识，试行来对五坐标机床两坐标回转联动工作台进行设计。两坐标回转联动工作台，能作为一个功能部件，安装在现有的立式或卧式加工中心上的工作台上，使其成为五面体或五坐标加工中心。数控转台为加工中心和数控铣床提供了回转坐标，通过第四

6、轴、 第五轴驱动转台或分度头完成等分、不等分或连续的回转加工，完成复杂曲面加工，使机床原有的加工范围得以扩大。对于五坐标机床，不管是哪种类型，它们具有两个回转坐标。相对于静止的工件来说，其运动合成可使刀具轴线的方向在一定的空间内任意控制，从而具有保持最佳切削状态及有效避免刀具干涉的能力。因此，五坐标加工又可以获得比四坐标加工更广的工艺范围和更好的加工效果，特别适宜于三维曲面零件的高效高质量加工以及异型复杂零件的加工。采用五轴联动对三维曲面零件的加工，可用刀具最佳几何形状进行切削，不仅加工表面粗糙度低，而且效率也大幅度提高。加工中心一般分为立式加工中心和卧式加工中心，立式加工中心 （三轴） 最有

7、效的加工面仅为工件的顶面， 卧式加工中心借助回转工作台，也只能完成工件的四面加工。目前高档的加工中心正朝着五轴控制的方向发展，五轴联动加工中心有高效率、高精度的特点， 工件一次装夹就可完成五面体的加工。如配置上五轴联动的高档数控系统， 还可以对复杂的空间曲面进行高精度加工，更能够适宜像汽车零部件、飞机结构件等现代模具的加工。 立式五轴加工中心的回转轴有两种方式，其一就是工作台回转轴。设置在床身上的工作台可以环绕X 轴回转，定义为 A 轴，A 轴一般工作范围 +30度至 -120 度。工作台的中间还设有一个回转台, 环绕 Z 轴回转，定义为C 轴， C轴都是 360 度回转。这样通过 A轴与 C

8、 轴的组合，固定在工作台上的工件除了底面之外，其余的五个面都可以由立式主轴进行加工。A 轴和 C轴最小分度值一般为0.001 度，这样又可以把工件细分成任意角度，加工出倾斜面、倾斜孔等。A 轴和 C 轴与 XYZ三直线轴实现联动， 就可加工出复杂的空间曲面，当然这需要高档的数控系统、伺服系统以及软件的支持。这种设置方式的优点是主轴的结构比较简单，主轴刚性非常好，制造成本比较低。 但一般工作台不能设计太大，承重也较小， 特别是当 A 轴回转大于等于 90 度时，工件切削时会对工作台带来很大的承载力矩。为了达到回转的高精度，高档的回转轴还配置了圆光栅尺反馈，分度精度都在几秒以内，当然这类主轴的回转

9、结构比较复杂，制造成本也较高。近年来， 用户对金属加工机床的技术要求越来越高，市场对机床生产厂家的压力也越来越大。 机床生产企业必须在尽可能短的时间内为用户提供高质量的机床，以经济性的价格占领市场。 为机床用户提供高质量、经济性的加工设备是机床生产企业在当前和未来的发展目标，只有通过增加生产能力和提高产品质量才能达到这一目的。因此，要求数控钻 - 铣机床和数控加工中心必须能在一次装夹中完成从粗加工到精加工直到抛光加工的全部加工工序。 五轴数控加工中心可以在一次装夹中完成工件的全部机械加工工序， 满足从粗加工到精加工的全部加工要求，即适用于单件小批量生产也适用于大批量生产， 减少了加工时间和生产

10、费用，提高了数控设备的生产能力和经济性。国外五轴联动数控机床是为适应多面体和曲零件加工而出现的。随着机床复合化技术的新发展，在数控车床的基础上，又很快生产出了能进行铣削加工的车铣中心。五轴联动数控机床的应用，其加工效率相当于两台三轴机床，甚至可以完全省去某些大型自动化生产线的投资，大大节约了占地空间和工作在不同制造单元之间的周转运输时间及费用。市场的需求推动了我国五轴联动数控机床的发展，CIMT99 展会上，国产五轴联动数控机床登上机床市场的舞台。自江苏多棱数控机床股份有限公司展出第一台五轴联动龙门加工中心以后，北京机电研究院、 北京第一机床厂、 桂林机床股份有限公司、 济南二机床集团有限公司

11、等企业，相继开发了五轴联动数控机床。目前我国数控转台市场主要被大陆和台湾地区的生产厂家所占领，少量高端产品由日本公司占领， 国内产品主要以中档产品为主。烟台环球机床附件集团有限公司有丰富的设计制造经验，是中国生产机床附件产品的骨干企业。主要生产各种型号的数控刀架、数控分度头、数控转台、数控自定心中心架、机械分度头、机械转台等机床附件及多种数控专用机床。其产品TK13 系列数控立卧回转工作台，填补了国内此领域先进产品的空白。还有，武汉重型机床厂为发电设备制造业提供了一大批重型关键加工设备，为上海电机厂的主机配备了数控回转工作台，面积为 4 8m，承重 140t ，这是国内目前承重最大的数控回转工

12、作台。随着人们使用的需要，对机械加工的精度要求会越来越高，在使用上也要求越来越智能化， 这就好比原先用尺丈来衡量的，今天已小到纳米级了。通过计算机设备的精确计算功能，可以使人们免去繁琐的数据计算过程，并且能使加工结果更加可靠。对于回转工作台的操作就是要通过计算机数控技术使精确加工更方便、更准确。此外，在数控回转工作台应用中还广泛引进了液压技术和电子设备，这样便可在操作控制方面更容易实现。液压技术被引入工业领域已经有一百多年的历史了，随着工业的迅猛发展，液压技术更日新月异。伴随着数学、控制理论、计算机、电子器件和液压流体学的发展， 出现了液压伺服系统，并作为一门应用科学已经发展成熟，形成自己的体

13、系和一套行之有效的分析和设计方法。不仅如此， 当前的液压技术及其设备已能够完成许多以前不可能完成的任务，为机械加工业的发展开辟了新篇章。另外，通过数模转化实现了电子电路控制功能，并且对数控技术的使用是相当大的支持。近年来像 AutoCAD、 Pro/E 等绘图软件的普遍使用，更是大大方便了人们对机械的设计加工。再有，随着回转工作台功能的不断完备，人们对回转工作台的设计和操作更多的开始考虑环保因素和使之更加人性化、系统化， 并由此转化成为一种设计思路，从而使设备在整体结构上的配置更加细致、更加符合人们的需要。现在的机械设备是越来越实用化，对人们所需进行的加工任务更是实现的淋漓尽致。由于对设备的要

14、求越来越苛刻，因此也促使今后所设计生产的设备更加完善，更符合先进化要求。伺服系统的应用已十分广泛，其组成及性能特点也各不相同，工程上对伺服系统的技术要求也有差别。伺服系统的主要技术指标包括两个方面，一是对系统基础性能的要求， 包括对系统稳态性能和动态性能两方面的要求；二是对一般系统的要求，包括工作方式、可靠性、使用寿命、工作环境、外形、重量以及经济性等。但是，目前两坐标数控回转工作台的性能水平和可靠性都不很高，并且工艺水平也较为滞后。一般工作台不能设计太大，承重也较小，特别是当A 轴回转大于等于90 度时，工件切削时会对工作台带来很大的承载力矩。编程复杂、难度大。因为有两个旋转运动参与， 其所

15、形成的合成运动的空间轨迹非常复杂和抽象，一般难以想象和理解。 如为了加工出所需的空间自由曲面，往往需通过多次坐标变换和复杂的空间几何运算，同时还要考虑各轴运动的协调性，避免干涉、冲撞，以及插补运动要适时适量等， 以保证所要求的加工精度和表面质量，编程难度就更大了。对数控及伺服控制系统的要求也较高。由于合成运动中有旋转运动的加入，这不仅增加了插补运算的工作量， 而且由于旋转运动的微小误差有可能被放大从而大大影响加工的精度，因此要求数控系统要有较高的运算速度和精度。由此看出， 数控转台的未来发展趋势是：在规格上向两头延伸，即开发小型和大型转台； 在性能上将研制以钢为材料的蜗轮，大幅度提高工作台转速

16、和转台的承载能力；在形式上继续研制两轴联动和多轴并联回转的数控转台。对两个回转部件，既要求其结构紧凑，又要具有足够大的力矩和运动的灵敏性及精度。第三章两坐标回转工作台的用途及其功能设计在生产制造过程中， 多以标准件为选材， 这样既可使设计生产简单易行， 又可在各环节上都能满足国家设计标准。不仅如此，这样也能节省生产总时间及经济成本。对关键性环节的设计，通过比较分析， 以较高精度标准制造出来，这样便可在整体上达到较高精度要求。在结构设计上也力求简单，这样可以减小装配难度和检修难度。对于在设计时已考虑到结构尺寸要求，这样可以使生产中不需用较大型的设备。因此生产过程有良好的时效性。在销售环节上， 由

17、于五坐标机床两坐标回转联动工作台的结构尺寸不大，这便于厂商的批量运输。另外，对于有技术条件的厂商，由于个零部件都拆装灵活，则完全可以拆卸成小件， 这样可以节省较大的占用空间。对于全国各地的需要， 以个小件的运输及存储，这样使销售有灵活通畅。因为大量选用标准件，使其制造成本较低，则销售的效益空间就会很大，这也能促使其在全国范围内的畅销。在使用方面上， 五坐标机床两坐标回转联动工作台的工作环境要求不是很高，因而对使用者在其维护、保养上都更为简单。 由两坐标回转工作台可独立完成加工任务，也可与其它机床配合起来共同完成加工操作， 这样就使其既可以加工小型工件， 又可与较大机床配合起来加工较大些的工件，

18、 从而可以满足不同使用者的需求， 实现了多功能化。第四章两坐标回转工作台的总体结构设计在五坐标机床两坐标回转联动工作台的总体结构设计，可以有两种设计方案。其一，是水平轴在上方，竖直轴在下方；其二；是数值轴在上方，水平轴在下方。在第一种设计方案中，与上主轴通过轴承连接的箱体称为上箱体。实现加工操作的工作台是通过胀紧套与上主轴相连接的。在工作台面上放置被加工的工件，因而工作台面要承受一定的载荷， 再通过胀紧套而传至上主轴。上主轴与电机间的传动方式可选为蜗杆传动。通过上主轴上所受的载荷计算，而确定蜗轮蜗杆的结构尺寸大小。当蜗轮蜗杆的结构尺寸确定后，上相体的外观尺寸便也可基本确定。考虑到蜗轮蜗杆的安装

19、问题， 在蜗轮外端设置一端盖， 此端盖通过螺纹连接固定在箱体端面上。在上箱体中设有蜗杆传动的一侧，只需在轴承外加一端盖， 通过螺纹连接固定在上箱体上，以顶住轴承使之紧固。 轴承所放置的位置也是很重要的。当轴承对称线与上箱体壁厚中线重合时，则上主轴可以承受更大的载荷，因此使两者尽可能相重合。再有，由于上箱体的结构尺寸不宜过大，则使与上箱体中的蜗杆传动相连的电机至于上箱体内，并使其结构尽量紧凑。由于两坐标回转工作台要实现两个方向的旋转，因而，下主轴既需要与上箱体相连，又需与下箱体相连， 所以下主轴被设计为竖直放置的。上箱体与下主轴的连接是通过在下主轴的上顶端加套一个胀紧套而与上箱体实现紧密连接的。

20、由于上箱体需要以中间箱体为支撑， 因此，上箱体的质量不能太大，这就必须使上箱体的壁厚不能过大。中间箱体是为了放置和固定轴承而用的。上箱体是放在置于中间箱体的推力球轴承上的。 在上箱体与中间箱体之间的靠周边位置相隔90角放置了4 个辅助支撑座。这 4 个辅助支撑座是为了承受上箱体向下的载荷，从而把上箱体的载荷传递到中间箱体。而推力球轴承的作用是使上箱体能够有较平稳的转动。在下主轴上有上下两个圆锥滚子轴承。 上边的圆锥滚子轴承被固定在中间箱体上，下边的圆锥滚子轴承被固定在下箱体上， 两个滚子轴承共同实现对下主轴的水平支撑作用。中间箱体是通过螺栓固定连接在下箱体上的。 中间箱体由下箱体实现支撑作用。

21、下主轴是靠蜗杆传动方式传递动力的。在下箱体中放置蜗轮蜗杆，蜗轮是靠胀紧套与下主轴实现紧密连接的。由于下箱体也不易尺寸太大，因而在下箱体中放置的电机要安放紧凑。通过下箱体中的电机可以向蜗杆、 蜗轮和主轴输送动力。在下箱体中的电机与蜗杆连接时，需要通过用膜片式连轴器以确保连接的紧密性。最下面是底盖， 底盖通过螺纹连接与下箱体相连，当打开底盖后，便可轻松取下蜗轮蜗杆。从而是拆卸容易实现。在另一方案中， 由于上主轴要实现在水平面上的旋转，因此，轴的尺寸需要很短，但为了下主轴能实现纵向旋转，对两轴的动力传递就较为难实现，因而在本设计中不宜选取第二方案。图 4-1 回转工作台外观图第五章两坐标回转工作台的

22、主要传动部件及电机的选择5.1主要传动部件的选择由于工作台的转动要实现转动平稳，且精度要求高， 可以考虑选用滚动丝杠副传动方式，或选用蜗杆传动。（ 1）当选用滚动丝杠副传动方式时滚珠丝杠副传动精度较高，传动稳定， 可重复定为， 可采用多种预紧方式，其传动效率较高，可实现降速。但其经济性差，不可以自锁。（ 2）当选用蜗杆传动时蜗杆传动精度较高，可重复定位，能实现预紧，传动效率较低，降速效果较好，并且其经济性好，可实现自锁。综合考虑，选用蜗杆传动方式较为适宜。并且各参数计算不十分复杂。5.2电机的选择由于要求能够控制工作台转速的快慢，并能实现连续的正反向转动，可以考虑选用直流伺服电机或交流伺服电机

23、。（ 1）当选用交流伺服电机时电源与电机间不需要电流转换装置，只需计算交流伺服电机的内部参数即可。在一定程度上减小了设备的空间尺寸。（ 2）当选用直流伺服电机时其便于调速， 机械性能较好， 但其输出转距较小， 电机尺寸较大， 且特性参数易变，一般在使用时须在电机与电源间加装电流转换装置。综合考虑， 由于交流外接电源一般较多， 因此考虑使用方便性， 选用交流伺服电机较为适宜， 且经济实用。 目前，交流伺服电机在调速性能方面已逐步接近直流伺服电机，并且整体可靠性高，具有高性能、大容量等特点。5.3联轴器的选择由于回转工作台要传递较大的转矩，并且需要具有一定的位移补偿能力，工作可靠性要求要高， 还需

24、要能够正反转多变频繁的转动，因此可选用的联轴器有齿式联轴器或膜片联轴器。（ 1）当选用齿式联轴器时其承载能力大，补偿两轴相对位移性能好，工作可靠， 能够用于正反转多变起动频繁的传动轴系，具有一定的缓冲吸振性能，但其制造困难，工作时需良好的润滑。（ 3） 当选用膜片联轴器时其工作时不需润滑，易平衡，对环境适应性强，且结构简单，装拆方便，工作可靠，无噪声，并具有一定的补偿性能和缓冲性能。膜片联轴器已做成标准件，可按实际要求进行选用。综合考虑， 由于受工作台结构尺寸所限， 选用膜片式联轴器不需要进行润滑， 便可免去润滑部分所占的空间， 由此可减小回转工作台的结构尺寸， 而要用齿式联轴器则需要润滑，

25、还需要考虑润滑空间所要占的尺寸， 因此不能满足工作台设计短小轻便的要求。经分析，选用膜片联轴器较为合适。图 5-1膜片联轴器外观图图 5-2膜片联轴器结构图5.4主传动件间联接的选择由于回转工作台加工精度要求较高，因此在选择传动联接方式上要选用紧密联接件，一般情况下可以选用花键联接或胀紧联接。（ 1）当选用花键联接时其联接受力较为均匀，可承受较大的载荷，轴上零件与轴的对中性好，且导向性好。但其齿根仍有应力集中，成本也较高。（ 2）当选用胀紧联接时胀紧联接是在毂孔与轴之间装入胀紧联接套，可装一个或几个， 在轴向力作用下，同时胀紧轴与毂而构成的一种联接。 工作时， 利用压紧力所引起的摩擦力来传递转

26、距或轴向力。各型胀紧套已标准化， 选用时只需根据轴和轮毂的尺寸及传递载荷的大小，查阅手册选择合适的型号和尺寸，使传递的载荷在许用范围内即可。胀紧联接的定心性好， 装拆方便， 引起的应力集中较小， 承载能力高， 并且有安全保护作用。但由于要在轴与毂孔之间安装，应用时要受到结构尺寸限制。综合考虑， 由于回转工作台要求短小轻便， 对精度要求较高， 且需要承受一定的载荷能力， 因此选用胀紧套联接较为适宜。 由于有标准件可以选用， 这样即方便又经济。5.5与上工作台中心轴联接的轴承的选择由于工作台上的径向载荷较大，并有轴向载荷， 可考虑选用角接触球轴承或圆锥滚子轴承。（ 1） 当选用角接触球轴承时角接触

27、球轴承可以同时承受径向载荷及轴向载荷，且能够在较高转速下正常工作，可实现预紧作用。（ 2）当选用圆锥滚子轴承时圆锥滚子轴承可以同时承受径向载荷及轴向载荷，一般转速不高， 可承受较大轴向载荷，可实现预紧作用。根据操作需要，工作台转速较低，但需受较大轴向载荷，因此， 滚子类轴承要比球轴承的承载能力强，此处宜选用圆锥滚子轴承。第六章主要零件的材料选用及其几何尺寸的计算6.1上回转台中蜗杆传动的参数确定及几何尺寸计算6.1.1上回转台蜗杆传动的初步效率计算上转台工作台面最大载荷：F = 1000N上转台工作台面最大转速：n = 4r/min根据公式：Pw =(6-1)其中，工作台面转速V = 0.20

28、 m/s，工作台面载荷F = 1000N,则，上工作台功率为P = = 0.2kW与上转台电机相连的联轴器选为膜片式联轴器，估取其效率m = 0.98 ，支撑蜗杆的轴承选为圆锥滚子轴承，其传动效率g = 0.98 ，蜗杆传动选为单头蜗杆，其传动效率w =0.7 ，与上主轴相连的轴承选为角接触球轴承，其传动效率为q = 0.99，因此上工作台的 总 传 动 效 率 根 据 公 式z=mgqw（ 6-2 ）则z = 0.980.980.990.74 =0.70以上数据选取根据机械设计课程设计表8-2 。根据公式=123：上工作台实际总传动效率；1：啮合摩擦损耗时的效率，1= tg/tg(+)VV

29、：当量摩擦角V = f V查机械设计 （第七版）表11-18 ，取 V = 4 04，则2：轴承摩擦损耗时效率3：溅油损耗时的效率一般取23 =0.96，则=123 = 0.960.74 =0.71说明设计计算条件是符合要求的。为便于加工，蜗杆和蜗轮旋线方向取为右旋。根据蜗杆分度圆直径公式（ 6-3 ）1 =0.74dg=(6-4)则dg = 0.0225m由于 V 45m/s ，则选用蜗杆下置。6.1.2选择蜗杆传动类型根据 GB/T 100851988 的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI ）。6.1.3材料选择考虑蜗杆传动传递的功率不大，速度较低， 故蜗杆用45 钢 ；因希望提高些效率，耐磨性好

30、些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属膜铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮心则用灰铸铁HT100制造。6.1.4按齿面接触疲劳强度进行尺寸设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，在校核齿根弯曲疲劳强度。由传动中心距公式(6-5)6.1.4.1确定作用在蜗杆上的转距T2按Z1=1，估取效率= 0.7 ，根据公式T =9.55（6-6 ）则 T 2 = 9.55 = 9.55 = 334250Nmm 6.1.4.2 确定载荷系数 K11-5因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数= 1；由机械设计选取使用系

31、数 = 1.15 ；由于转速不高，冲击不大，可取动载系数（第七版）表= 1.05 ；根据公式K =（6-7 ）则K = 1.1511.051.216.1.4.3确定弹性影响系数ZE因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故ZE=160 。6.1.4.4确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径d1 和传动中心距的比值d1/= 0.35，从机械设计 （第七版）图11-18中可查得= 2.9。6.1.4.5确定许用接触应力根据蜗杆材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造， 蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可从机械设计 （第七版）表11-7中查得蜗杆的基本许用应力= 268MPa 。根据应力循环次数公式N=6

32、0jn2Lh(6-8)则N = 601415000 = 3.6根据寿命系数公式KHN =(6-9)则KHN = = 1.136再根据许用接触应力公式=KHN (6-10)则 = 1.136268 = 305 MPa6.1.4.6计算中心距=3 1.21 334250 (160 2.9)2 = 97.928mm305取中心距= 125mm，因=30，故从机械设计 （第七版）表11-2中取模数m = 6.3，蜗杆分度圆直径d1 = 63mm。这时d1/= 0.504，从机械设计 （第七版）图11-18中可查得接触系数= 2.59 ，因为，因此以上计算结果可用。6.1.5蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺

33、寸6.1.5.1蜗杆轴向齿距Pa = m = 3.146.3 = 19.79mm直径系数q = d1 / m = 63 / 6.3 = 10齿顶圆直径da1 = d1 +2h a1= 75.6mm齿根圆直径df1= d12hf1= 47.25mm分度圆导程角=蜗杆轴向齿厚sa = 9.895mm6.1.5.2蜗轮蜗轮齿数= 31；变位系数= 0.6587；验算传动比= 31，这时传动比误差为= 0.033 = 3.3%，是允许的。蜗轮分度圆直径d2 = m= 6.331 = 195mm蜗轮喉圆直径da2 = d2 + 2ha2= 195 + 22 = 199mm蜗轮齿根圆直径df2= d2 2

34、hf2= 195212 = 171mm6.1.6校核齿根弯曲疲劳强度根据当量齿数公式=（ 6-11 ）则= = 31.466根据 = 0.6587 ， = 31.466，从机械设计 （第七版）图11-19 中可查得齿形系数Y= 3.55 。Fa2根据螺旋角系数公式= 1（ 6-12 ）则= 1= 0.9592根据许用弯曲应力公式=KFN(6-13)从机械设计 （第七版）表11-8 中查得由ZCuSn10P1制造的基本许用弯曲应力= 40MPa。根据寿命系数公式KFN =（ 6-14 ）则KFN = = 0.867因此 = 400.867 = 34.69MPa又根据疲劳强度公式=YFa2（6-1

35、5 ）则=3.550.9592 = 27.183 MPa由于 ，因此弯曲强度是满足的。图 6-1上蜗杆结构图 6-2上蜗轮结构6.2上回转台中主轴与轴承的参数确定及几何尺寸计算6.2.1初步确定轴的最小直径上主轴的功率P = 0.2kW ；上主轴的转速n = 4r/min；根据公式dA0(6-16)初步估算轴的最小直径。选轴的材料为45 钢，调质处理。根据机械设计（第七版）表15-3 ，取 A0 = 112 ，于是得112= 41mm根据公=(6-16)则= = 48.5 MPa根据已选定轴的材料为45 钢，调质处理， 由机械设计（第七版） 表 15-1 查得 =60MPa。因此 ，故计算得到

36、数据可用。考虑安全系数，取= 50mm。6.2.2与上主轴联接轴承的参数确定和几何尺寸计算6.2.2.1选取轴承预期计算寿命根据机械设计 （第七版）表13-3 查得 = 25000h6.2.2.2确定轴承基本额定动载荷取轴肩距离为0.1 倍的轴承内径，则轴肩大径d = 50 + 500.12 = 60mm当量载荷为P = (500 + 100) 10 = 6000N，转速 n = 4r/min。根据基本额定动载荷公式C = P(6-17)则C = 6000=10270N由计算结果选用轴承32912 型圆锥滚子轴程。轴承尺寸为：d = 60mm ；D = 85mm；T = 17mm；B = 17

37、mm；C = 14mm轴承重量为W = 0.28kg6.3联接上主轴与工作台面的胀紧套的尺寸选择此处选择为Z2 型膜片胀紧套，此种胀紧套为圆盘型通过螺纹联接的胀紧套，可以实现紧密联接作用，能够承受较大载荷。所选用的胀紧套尺寸为：d = 70mm ；D = 110mm；l = 24mm ；L = 28mm ；L1 = 39.5mm胀紧套重量为1.26kg 。图 6-3上主轴结构6.4 下回转台中蜗杆传动的参数确定及几何尺寸计算6.4.1下回转台蜗杆传动的初步效率计算下转台工作台面最大转速：n = 4r/min根据公式：Pw =其中，工作台面转速V = 0.60 m/s，工作台面载荷F = 500

38、N,则，下工作台功率为P = = 0.3kW与下转台电机相连的联轴器选为膜片式联轴器，估取其效率m = 0.98，支撑蜗杆的轴承选为圆锥滚子轴承，其传动效率g = 0.98 ，蜗杆传动选为单头蜗杆，其传动效率w =0.7 ，与下主轴相连的轴承选为角接触球轴承，其传动效率为q = 0.99，支撑上转台的轴承选为推力球轴承，其传动效率= 0.99。因此下工作台的总传动效率根据公式z =mgqw则z = 0.980.980.990.700.99 = 0.66为便于加工，蜗杆和蜗轮旋线方向取为右旋。根 据 蜗 杆 分 度 圆 直 径 公 式dg=(6-4)则dg = 0.191m由于 V 45m/s

39、，则选用蜗杆下置。6.4.2选择蜗杆传动类型根据 GB/T 100851988 的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI ）。6.4.3材料选择考虑蜗杆传动传递的功率不大，速度较低， 故蜗杆用45 钢 ；因希望提高些效率，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属膜铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮心则用灰铸铁HT100制造。6.4.4按齿面接触疲劳强度进行尺寸设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，在校核齿根弯曲疲劳强度。由传动中心距公式(6-5)6.4.4.1确定作用在蜗杆上的转距T2按Z1=1，估取效率=

40、 0.7 ，根据公式T =9.55（6-6 ）则 T 2 = 9.55 = 9.55 = 955000Nmm 6.4.4.2 确定载荷系数 K因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数= 1；由机械设计 （第七版）表11-5 选取使用系数 = 1.15 ；由于转速不高，冲击不大，可取动载系数= 1.05 。根据公式K =（6-7）则K = 1.1511.051.216.4.4.3E确定弹性影响系数 Z因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故ZE=160 。6.4.4.4确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径d1 和传动中心距的比值d1/= 0.35，从机械设计 （第七版）图11-18中可查得= 2.9

41、。6.4.4.5确定许用接触应力根据蜗杆材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造， 蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可从机械设计 （第七版）表11-7中查得蜗杆的基本许用应力= 268MPa 。根据应力循环次数公式N=60jn2Lh(6-8)则N = 601215000 = 1.8根据寿命系数公式KHN =(6-9)则KHN = = 1.239再根据许用接触应力公式=KHN (6-10)则 = 1.239268 = 332 MPa6.4.4.6计算中心距= 3 1.21(160 2.9) 2= 131.175mm332取中心距 = 160mm，因 =30，故从机械设计 （第七版）表11-2 中取模数 m = 8，蜗杆分度圆直径 d1 = 80mm。这时 d1/= 0.5 ，从机械设计 （第七版）图11-18 中可查得接触系数 = 2.61 ，因为，因此以上计算结果可用。6.4.5蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸6.4.5.1 蜗杆轴向齿距Pa = m = 3.148 = 25.133mm直径系数