双轴回转工作台设计

双轴回转工作台摘要在现有的三坐标联动数控机床的工作台上再增加一个具有两个旋转自由度的数控回转工作台，将其安装在原有的工作台上，与原有的工作台成为一个整体，成为一个多自由度的回转工作台，即双轴回转工作台。再通过对数控系统的升级（不属于此题范畴），使该机床成为五坐标联动的数控机床。这样的双回转数控工作台不仅可以沿X、Y、Z方向作平行移动，在A、B两轴能同时运动，且能随时停止，在A轴上能够在一定角度内连续旋转，在B轴上可以做360度的连续旋转。不仅可以加工简单的直线、斜线弧，还可适应更复杂的曲面和球形零件的加工。关键词：双轴，回转工作台，五坐标联动，设计，机床Thedoubleturnsroundrotaryworktable

ABSTRACTAtcurrentthreesitthemarkconnectthenumberthatmovetheworkonthestagecontrolsthemachinebedincreasesanumberforhavingtworevolvefreedegreecontrolstheturn-overworkset,willitsgearingisintheoriginalworkonthestage,withoriginallypossessedoftheworksetbecomesathewhole,becomingtheturn-overworksetofamanyfreedegrees,namelythedoubleturnsroundthenumbercontrolstheworkset.Passagainthegradecreep(donotbelongtothiscategory)thatlogarithmscontrolsystem,makethemachine'sbedbecomefivesitthemarkconnectthedynamicnumbercontrolsthemachinebed.Suchaturn-overnumbercontrolstheworksetcannotonlymaketheparallelambulationalongtheX,Y,thedirectionofZ,continuingtorevolveinA,Btwostalkscanatthesametimeexercise,andcanatanytimestop,ontheAstalkcaninthecertainangle,canningthe360degreesofrevolvingcontinuouslyontheBstalk.Cannotonlyprocessthesimplestraightline,obliqueline,arc,canbutalsoadapttothemorecomplicatedcurvedfacetoprocesseswiththespheroidspareparts.Keywords:Thedoubleturnsround,rotaryworktable,Fivesitthemark;Connecttomove,design,Machinebed第1章绪论11.1本课题的研究范围及应解决的主要问题11.2本课题的研究目的和现实意义.11.3国内外现有数控发展状况21.4当代数控发展的主要趋势31.5数控机床的升级（五轴联动）11第2章电动机的选择122.1步进电动机的特点与种类122.1.1步进电动机的特点122.1.2步进电动机的种类122.2步进电动机的选择14第3章工作台方案的选定243.1分度工作台243.2数控回转工作台253.2.1开环数控转台263.2.2闭环数控回转工作台273.3调隙结构273.3.1双螺距蜗杆传动3.3.2双蜗杆传动3.4 闭环结构方案设计第4章双轴回转工作台结构设计30第5章蜗轮蜗杆设计计算345.1蜗杆传动输入参数345.2接触疲劳强度计算345.3确定蜗轮蜗杆主要尺寸365.4蜗杆的传动效率375.5蜗杆蜗轮的精度等级的选择375.6蜗杆传动的热平衡计算38第6章齿轮设计计算396.1齿轮设计输入参数396.2齿轮传动结构形式和布置形式396.3材料及热处理396.4初步确定齿轮基本参数406.5齿面接触疲劳强度的校核436.6齿根弯曲强度的校核446.7齿轮基本参数第7章结论71参考文献72英文原文：73中文译文：78致谢82第1章绪论本课题的研究范围及应解决的主要问题本课题内容为双轴回转工作台的结构设计，那么其研究范围则包括：双轴回转工作台的工作原理、功能结构及重要功能部件的结构设计与计算。由此可知，本课题主要解决的问题有：1.熟悉并掌握双轴回转工作台的工作原理；2.初步定下其功能结构；3.完成相关（传动、锁紧、密封、润滑等）结构设计；4.进行尺寸计算和校核运算；5.使用SOLIDEDGE完成双轴回转工作台的三维造型设计和工程图。本课题的研究目的和现实意义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。双轴回转工作台是五轴联动的重要功能部件，它能够实现回转轴和摆动轴的两坐标定位。通过第四轴、第五轴驱动转台或分度头完成精密角度的等分、不等分或连续的回转加工，完成复杂曲面加工，使机床的加工范围得以扩大。在三轴联动的数控铣床上增加了双轴回转工作台，并通过数控改造使之成为五轴数控铣床，是扩展普通机床使用功能的简捷方式。五轴联动数控机床是一种科技含量高、精密度高专门用于加工复杂曲的机床，这种机床系统对一个国家的航空、航天、军事、科研、精密器械、高精医疗设备等等行业，有着举足轻重的影响力，堪称“制造业之灵魂”。而提高五轴联动数控机床的科技含量、精密度的重要手段之一就是提高双轴回转工作台的精密度。需要不断提高双轴回转工作台工作性能，才能在实质上提高我国五轴联动数控机床的整体水平，使我国装备制造业得到长足发展。国内外现有数控发展状况五轴联动数控机床是近几年才发展起来的技术，标志着一个国家的工业技术水平。数控转台是数控机床的重要功能部件之一，国内外将对其的研发和改进视为重中之重。只是国外研发步伐比较早，像美国，德国，日本这样的发达国家在数控转台方面已经有了较为成熟的技术，其表现为：具有较好的可靠性，耐用度和精度保持性等。我国的数控研发企业虽然起步很晚，但也奋起直追，在研发层面上已与国外企业水平相持平，只是苦于国内加工企业其持设施较差，无法完成较高精度零件的加工，使得国产数控转台在可靠性，精度保持性上与国外有较大差距。当代数控发展的主要趋势在规格上向两头延伸，即开发小规格和大规格的数控转台；在性能上进一步提高刹紧力矩、提高主轴转速及可靠性；在蜗杆副传动方面，大幅度提高工作台转速和转台的承载能力；在转台形式方面，继续开发研制两轴联动和多轴并联回转的数控转台。在我国，数控机床与装备的发展亦得到了高度重视，近年来取得了相当大的进步，特别是在通用数控领域，以PC为平台的国产数控系统，已经逐步缩短了与世界先进水平的差距。作为机床的主要组成部分，分度类机床附件（转台、分度头、刀架）对机床的性能、质量、可靠性起着至关重要的作用，作为数控转台的研发和生产企业，在近期的主要任务是进一步开发研制高精度、高刚性、高回转速度的多功能数控转台。数控机床的升级（五轴联动）数控机床加工某些零件时,除需要有沿X、Y、Z三个坐标轴的直线进给运动之外,还需要有绕X、Y、Z三个坐标轴的圆周进给运动,分别称为A、B、C轴。五轴联动机床也称五坐标机床,它是在三个平动轴（沿X、Y、Z轴的直线运动）的基础上增加了两个转动轴（能实现绕X轴、Z轴旋转运动，即A轴和C轴），不仅可使刀具相对于工件的位置任意可控,而且刀具轴线相对于工件的方向也在一定范围内任意可控,由此使五坐标加工工具有以下特点:图五坐标加工的特点（1） .可避免刀具干涉,加工普通三坐标机床难以加工的复杂零件,加工适应性广，如图1（a）所示。（2） .对于直纹面类零件,可采用侧铣方式一刀成型,加工质量好、效率高，如图1（b）所示。（3） .对一般立体型面特别是较为平坦的大型表面，可用大直径端铣刀端面逼近表面进行加工，走刀次数少，残余高度小，可大大提高加工效率与表面质量，如图1（c）所示。（4） .对工件上的多个空间表面可一次装夹进行多面、多工序加工，加工效率咼并有利于提咼各表面的相互位置精度，如图1（d）所示。（5） .五轴加工时，刀具相对于工件表面可处于最有效的切削状态。例如使用球头刀时可避免球头底部切削，如图1（e）所示，利于提高加工效率。同时，由于切削状态可保持不变，刀具受力情况一致，变形一致，可使整个零件表面上的误差分布比较均匀，这对于保证某些高速回转零件的平衡性能具有重要作用。（6） .在某些加工场合，如空间受到限制的通道加工或组合曲面的过渡区域加工，可采用较大尺寸的刀具避开干涉，刀具刚性好，有利于提高加工效率与精度，如图1（f）所示。现在,大家普遍认为,五轴联动数控机床系统是解决叶轮、叶片、船用螺旋桨、重型发电机转子、汽轮机转子、大型柴油机曲轴等加工的唯一手段。所以,每当人们在设计、研制复杂曲面遇到无法解决的难题时,往往转向求助于五轴数控系统。因此在传统的三轴联动机床上安装一个双轴回转工作台，即在X、Y、Z三个直线运动轴之外增加了一个回转轴和可倾轴，就完成了五周联动的硬件设计。双轴回转工作台是三轴联动与五轴联动的主要区别之一。第2章电动机的选择步进电动机的特点与种类步进电动机的特点步进电动机是一种同步电动机，定子磁场在空间旋转时，转子跟随定子磁场同步旋转。定子磁场的激磁磁势为脉冲式，使磁场以一定频率步进式旋转，转子也就一步一步旋转。可见，步进电动机是一种将电脉冲信号转换成角位移（或直线位移）的执行元件。给步进电动机供电的电源是脉冲电源，而不是直流电源或正弦交流电源。步进电动机的特点是：（1） 步进电动机转子的转速主要取决于脉冲的频率，转子总的角位移取决于总的脉冲数，转子的转向取决于分配脉冲的相序。其步距值不受各种干扰因素的影响。（2） 步进电动机每走一步所转过的角度（实际步距值）与理论步距值之间总有一定的误差。从某一步到任何一步，即走任意步数后，也总会有一定的累积误差，但每转一圈的累积误差为零，亦即步距误差不长期积累。一般步进电机的精度为步进角的3%-5%。（3） 步进电机外表允许的最高温度。步进电机温度过高首先会使电机的磁性材料退磁，从而导致力矩下降乃至于失步，因此电机外表允许的最高温度应取决于不同电机磁性材料的退磁点；一般来讲，磁性材料的退磁点都在摄氏130度以上，有的甚至高达摄氏200度以上，所以步进电机外表温度在摄氏80-90度完全正常。（4） 步进电机的力矩会随转速的升高而下降。当步进电机转动时，电机各相绕组的电感将形成一个反向电动势；频率越高，反向电动势越大。在它的作用下，电机随频率（或速度）的增大而相电流减小，从而导致力矩下降。（5） 步进电机低速时可以正常运转,但若高于一定速度就无法启动，并伴有啸叫声。步进电机有一个技术参数：空载启动频率，即步进电机在空载情况下能够正常启动的脉冲频率，如果脉冲频率高于该值，电机不能正常启动，可能发生丢步或堵转。在有负载的情况下，启动频率应更低。如果要使电机达到高速转动，脉冲频率应该有加速过程，即启动频率较低，然后按一定加速度升到所希望的高频（电机转速从低速升到高速）。步进电动机以其显著的特点，在数字化制造时代发挥着重大的用途。伴随着不同的数字化技术的发展以及步进电机本身技术的提高，步进电机将会在更多的领域得到应用。2.1.2步进电动机的种类（一）按力矩产生的原理分反应式步进电机：转子无绕组；定子上有绕组，被激磁后产生反应力矩，实现步进运动。激磁式步进电机：转子有绕组（或用永久磁钢）；定子上有绕组；绕组被激磁后产生电磁力矩，实现步进运动。（二）按输出力矩大小分伺服式步进电机:输出力矩小,只能驱动较小的负载;若要驱动机床工作台等较大的负载,须和液压扭矩放大器配合。功率式步进电机:输出力矩较大,能直接驱动机床工作台等较大的负载。（三）按定子数分单定子式步进电机；双定子式步进电机；三定子式步进电机；多定子式步进电机。（四）按各相绕组分布分:径向分相式:电机各相按圆周依次排列；轴向分相式:电机各相按轴向依次排列。步进电动机的选择根据任务书中的要求：回转轴和可倾轴的总传动比均为1：90，且工作台台面直径为120mm,工作转速2000rpm。我们选定电机为MINASA系列中MDMA系列（中惯量）电机：额定功率1KW,额定转矩4.8NM，最大转矩14.4NM,额定转速2000rpm。第3章工作台方案的选定分度工作台分度工作台的分度、转位和定位工作,是按照控制系统的指令自动地进行,每次转位回转一定角度（5°、10°、15°、30°、45°、90°、180°）,但实现工作台转位的机构都很难达到分度精度的要求,所以要有专门的定位元件来保证。因此定位元件往往是分度工作台的关键。常用的定位元件有插销定位、反靠定位、钢球定位和齿盘定位等几种。双楔环-钢球定位机构只限制了工作台体的3个自由度,工作台体主定位面的3个自由度由工作台底座环形滑动导轨面限制，双楔环V型沟槽及钢球只承受夹紧力及一部分切削力,不承受夹具、工件的重量以及工作台体自重和撞击力,大部分切削力作用于导轨面上,承载刚性比多齿盘高得多。钢球在内外环的V型沟槽内灵活运动,可以完全消除钢球与内外环V型沟槽斜面的间隙,夹环受力变形后仍然可以通过钢球将夹紧力均匀地施加在内外环上,夹紧刚性较好,并且使用时间越长,钢球与V型沟槽的接触面积越大,接触精度越好,双楔环的精度保持性很好。齿盘定位的分度工作台能达到很高的分度定位精度，一般为土3〃,最咼可达土0.4〃。能承受很大的外载，定位刚度咼，精度保持性好。实际上，由于齿盘啮合、脱开相当于两齿盘对研过程，因此，随着齿盘使用时间的延续，其定位精度还有不断提高的趋势。齿盘定位的分度工作台广泛用于数控机床、组合机床或其他专用机床。数控回转工作台在数控机床上一般由数控回转工作台来实现圆周进给运动。数控回转工作台（简称数控转台）除了可以实现圆周进给运动之外，还可以完成分度运动。数控转台的外形和分度工作台没有多大差别，但在结构上则具有一系列的特点。由于数控转台能实现进给运动，所以它在结构上和数控机床的进给驱动机构有许多共同之处。不同点是驱动机构实现的是直线进给运动，而数控转台实现的是圆周进给运动。数控转台可分为开环和闭环两种。开环数控转台开环数控回转工作是由步进电机按指令脉冲的要求来确定数控转台的回转方向、回转速度、回转角度。数控转台的脉冲当量是指数控转台每个脉冲所回转的角度（度/脉冲），有的小到0.001°/脉冲，有的大到2°/脉冲，设计时可根据加工精度的要求和数控转台直径大小来选定。一般加工精度愈高，脉冲当量应选得愈小;数控转台直径愈大，脉冲当量应选得愈小。但也不能盲目追求过小的脉冲当量。脉冲当量5选定后，根据步进电机的脉冲步距角0就可决定减速齿轮和涡轮副的传动比：ZZ8=幺xZx0ZZ24式中:Z1,Z2—分别为主动、被动齿轮齿数；Z3,Z4—分别为蜗杆头数和蜗轮齿数。在确定Z1,Z2,Z3,Z4时,一方面要满足传动比的要求,同时也要考虑到结构的限制。闭环数控回转工作台闭环数控转台的结构与开环数控转台大致相同,其区别在于:闭环数控转台有转动角度的测量元件（圆光栅或圆感应同步器）。所测量的结果反馈回去与指令值进行比较,按闭环原理进行工作,使转台定位精度更高。有一些数控转台上,采用伺服电机轴端带测速发电机和旋转变压器,或带脉冲编码盘,直接反馈电机轴的转速和角位移,进行半闭环控制。调隙结构在数控机床中,分度工作台、数控回转工作台都广泛采用蜗杆涡轮传动。蜗轮副的啮合侧隙对其分度定位精度影响最大,因此消除蜗轮副的侧隙就成为数控回转工作台的关键问题。常见的蜗杆涡轮消隙方法有双螺距蜗杆传动机构和双蜗杆传动机构。双螺距蜗杆传动一般在要求连续精确分度的机构中（如齿轮加工机床、数控回转工作台等）或为了避免传动机构因承受脉动载荷（如断续铣削）而引起扭转振动的场合往往采用双螺距渐厚蜗杆,以便调整啮合侧隙到最小限度。图双螺距渐厚蜗杆调隙原理双螺距渐厚蜗杆与普通蜗杆的区别是:双螺距渐厚蜗杆齿的左、右两侧面具有不同的齿距（导程）;而同一侧面的齿距（导程）则是相等的（图4）。双螺距渐厚蜗杆副的啮合原理与一般蜗杆副啮合原理相同,蜗杆的轴向截面仍相当于基本齿条,涡轮则相当于同它啮合的齿轮。由于蜗杆齿左、右两侧面具有不同的齿距,即左、右两侧面具有不同的模数m（m=t/n）。因而同一侧面的齿距相同，故没有破坏啮合条件。双螺距渐厚蜗杆传动的公称模数m可看成普通涡轮副的轴向模数,一般等于左、右齿面模数的平均值。此蜗杆齿厚从头到尾逐渐增厚。但由于同一侧的螺距是相同的，所以仍然可以保持正常的啮合。因此，可用轴向移动蜗杆的方法来消除蜗杆与涡轮的齿侧隙。从图5中知道，蜗杆左侧的齿矩为t左,右侧的齿距为t右，中间齿距为t中。当t右〉t左时s1=t左-cls2=t右-cl相邻两齿厚的差值s=s2-s1二t右-t左不难看出，任意两相邻齿厚之差（沿同一轴向截面上）都是s二si+1-si二t右-t左，这样的蜗杆从左到右齿厚渐厚，当蜗杆向左移动时，啮合侧隙将会逐渐减小。同理，当t左〉t右时，从左到右齿厚渐薄，当蜗杆向左移动时，啮合侧隙将会逐渐变大。图5是依靠改变调整环的厚度，即可使蜗杆轴向移动，以便调整蜗杆涡轮啮合侧隙。图双螺距渐厚蜗杆调隙结构图双蜗杆传动另外一种办法就是使用双蜗杆传动机构。它在要求避免因承受脉动载荷（如铣削加工）而引起扭转振动的情况下完成连续精密传动的场合，使得齿侧间隙调整到最小程度。图双蜗杆传动机构如图所示，我们把一个完整的蜗杆做成两个部分（红色为蜗杆1和金色部分为蜗杆2），它们沿着轴线可以进行旋转运动。在它们左端安装了可调整的锁紧装置蜗杆固定座（银色是固定座1、紫色是固定座2）。当我们需要增大齿距时，向外旋转蜗杆1，到达合适位置后，迅速拧紧固定座上的紧定螺钉直到锁死。而减小齿距则往反方向旋转即可。由于后者具有制造成本低、方便操作并能达到比较高的精度等特点，在本设计方案中我们决定使用它作为该回转工作台的涡轮蜗杆消隙机构。闭环结构方案设计考虑到机器性能要求的精密性以及加工的准确性,还要与数控铣床相连成为精密的五轴联动机床。因此要求系统为闭环,即设计一个闭环数

控回转台。所以选用FAGR0公司的两个ENCODERH-90型旋转编码器分别安装在与回转台连接的轴末端和摆动支座轴末端。这样即使在传动过程中有误差或间隙也可在反馈后得到数控系统的补偿。第4章双轴回转工作台结构和原理通过一段时间的学习和了解，整个工作台由几部分构成：可倾轴部分和回转轴部分。图双轴回转工作台结构视图分和回转轴部分。图双轴回转工作台结构视图由于五轴联动数控机床系统价格十分昂贵,加之NC程序制作较难,使五轴系统难以“平民”化。现在很多的工厂使用的是三轴联动的数控机床，即能实现X、Y、Z三个轴方向的同时平动。如果再配上一个双轴回转工作台，能实现绕X轴、Z轴旋转（即A轴和C轴），再完成数控部分的改造,实现同时控制即能实现五轴联动。这样即可减少固定资产的无形磨损，又避免购置新机的大量资金投入。双轴回转工作台的功用第一，使工作台进行圆周进给完成切削工作;第二，使工作台进行分度工作。它按照控制系统的命令，在需要时完成上述务。数控回转工作台由伺服电动机驱动，采用无级变速方式工作，所以定位精度完全由控制系统决定。双轴回转工作台的传动和结构此处引用的工作台属于闭环数控回转工作台，两个旋转编码器分别位于与工作台固接的轴端和支撑座的尾端，能将旋转后的位置准确的反馈回系统。这种数控回转工作台由步进电动机驱动，在它的输出轴接一级齿轮减速器。该数控回转工作台由圆柱齿轮传动系统、涡轮蜗杆传动系统、间隙消除装置及蜗轮轴夹紧装置组成。因为是涡轮蜗杆传动与分度，所以停位不受限，并不像端齿分度盘一样，只能分度固定的角度的整数倍（5°、10°、15°等），而且偏转范围较大（105°〜5°）,能加工任何角度与倾斜度的孔与表面。齿的侧隙是靠齿轮制造精度和安装精度来保持。大齿轮的支撑轴与涡杆轴做成一个轴，这种联结方式能增大连接的刚性和精度，更能减少功率的损耗。其工作原理简述如下:双轴回转工作台的运动由交流侍服电机驱动圆柱齿轮传动，带动涡轮涡杆系统，使工作台旋转。当数控回转工作台接到数控系统的指令后，首先松开圆周运动部分的涡轮夹紧装置，松开涡轮，然后启动步进电机，按数控指令确定工作台的回转方向、回转速度及回转角度大小等参数。摆动部分的工作原理与此相同。需要说明的是,当工作台静止时必须处于锁紧状态,工作台在其传动轴端部安装了夹紧液压缸进行夹紧。当工作台不回转时,夹紧油缸在液压油的作用下向外运动,通过刹车片紧紧顶在涡轮轴表面,从而锁紧工作台。当工作台需要回转时,数控系统发出指令,反向重复上述动作,松开涡轮,使涡轮和回转工作台按照控制系统的指令进行回转运动。锁紧装置及锁紧力计算锁紧的介绍与选用在双轴回转工作台的回转部分，涡轮轴端的刹车片采用的是液压缸直接顶紧，用刹车活塞与涡轮轴端刹车片的摩擦力来锁紧。锁紧力计算过程举例如下：润滑与密封回转部分的润滑与密封因为回转部分有较大的摆动角度（105°-5°），所以虽然蜗轮蜗杆及齿轮传动都是在箱体内，也不能采用常规的甩油润滑。再者箱盖或工作台与箱座或回转下箱之间不可能有很好的密封，在倾斜时会将存于箱底的油倒出没法再甩油。所以回转部分都应选用循环喷油润滑。但在装配时轴承部分要先填好润滑脂，以免长时间得不到润滑而降低使用寿命。喷油润滑的好处非常多，可以冲掉传动过程中齿轮啮合区的磨粒、减少磨损、延长使用寿命、对蜗轮蜗杆进行很好的冷却与润滑等。为防止工作过程中切屑与杂质进入旋转台，回转部分与下箱之间要用防尘圈密封好，这样还能起到存油润滑轴承的作用。为防止传动过程中有杂质存于箱体内，随油进入轴承，影响轴承寿命，应定期对箱体内进行清洗。摆动部分的润滑与密封摆动部分是固定在平动工作台上的，只能随X、Y、Z轴平动，所以选择甩油润滑，当然也可以采用喷油润滑。由于回转部分已采用喷油润滑，无非是多几条支路而已。在左端回转箱内有蜗轮蜗杆，所以轴承能同时得到润滑。而在右端只是起支撑作用，只能用脂润滑。左支撑只需要采用常规的齿轮-蜗杆减速器中的密封方法即可。各轴承端则需采用橡胶密封圈密封。与回转支架相连部分的轴承端用橡胶圈密封，因为左端采用了油润滑。第5章蜗轮蜗杆设计计算5.1蜗杆传动输入参数根据GB/T10085-1988推荐，采用渐开线蜗杆(ZI)。转速n=1000r/min，1扭矩T=0.97x4x2=转速n=1000r/min，11功率p= =1000x7.76=0.812565KW1 9550 95505.5蜗杆蜗轮的材料和精度等级的选择蜗杆选用45钢，因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火,硬度为45〜55HRC。蜗轮选用ZCuAl10Fe3，金属模铸造。加工精度6级。5.2确定蜗轮蜗杆主要尺寸初选几何参数选z=1 z=iz=45x1=45121计算蜗杆输出转矩T粗算传动效率：耳二（100-3.5、i）/100二（100-3.5习5）/100二0.765T=niT=0.765x45x7.76=267N-m21确定许用接触应力bHP由《机械设计手册》（第五版•第三卷）（以下齿轮传动的设计参数均根据《机械设计手册》（第五版•第三卷）查得）图14-4-13查得滑动速度u二2.65m/ss由表14-4-14查得b二190N/mm2HP求载荷系数K由表14-4-12知：K二KKKKKK1 23456式中：K——动载系数1K——啮合质量系数2K——小时载荷率系数3K——环境温度系数4K——工作情况系数5K——风扇系数6u<3m/s，按表14-4-12取K=121查表14-4-15,6级精度时K=0.932由于JC=40/60=66.67%，由图14-4-8得K=0.923由表14-4-16查得K=1.084由表14-4-17查得K=1.05由图14-4-9查得K=0.876所以K=1x0.93x0.92x1.08x1.0x0.87=0.804计算和m和q值m3$>■'(15150)2KT3zb 2: 2HP (15150)2x0.804x267=5.1mm345x190查表14-4-5，取查表14-4-5，取m=2q=17.75主要几何尺寸计算ma= (z+q+2x)222二2(45+17.75+0)二62.75mm圆整中心距，取a=62.75mm导程角 r=arctan(z/q)二arctan(1/17.75)二3。13'10〃分度圆直径 d=mq=2x17.75=35.5mmd=mz22=2x45=90mm齿顶圆直径 d=d+2haad=35.5+2x2=39.5mma1d=90+2x2=94mma2齿根圆直径 d=d-2hffd=35.5-2x1.2x2=30.7mmf1d=90-2x1.2x2=85.2mmf2节圆直径 d'=d=35.5mm11d'=d=90mm225.3接触疲劳强度计算1.齿面接触强度核算验算由表14-4-12得14783KTH〒 j=165.5N/mm2=14783i=165.5N/mm2—90 355__因为C<G，所以齿面接触强度足够。2.HHP2.确定许用弯曲应力cFP

根据表14-4-12g YFPFbPN由表14-4-13查得g二80N/mmFbP2应力循环次数N=60nt10020二60x x50000二3.33x10790由图14-4-7查得Y二0.68N所以g=80x0.68二54.4N/mm2FP3.齿根弯曲强度校核验算由图14-4-6由图14-4-6查得由表14-4-12得Y=0.472 2000TkG= 2F d'dfmYcosr212=48.09N/mm22000x701.892=48.09N/mm2283.5x56x3.15x0.47xcos3°13'10〃因为g<g所以齿根弯曲强度足够。FFP5.6蜗杆传动的热平衡计算蜗杆传动由于效率低，所以工作时发热量大。在闭式传动中，如果产生的热量不能及时散逸，将因油温不断升高而使润滑油稀释，从而增大摩擦损失，甚至发生胶合。所以，必须根据单位时间内的发热量等于同时间内的散热量的条件进行热平衡计算，以保证油温稳定地处于规定的范围内。由于摩擦损耗的功率，则产生的热流量（单位为lW=lJ/s）为H]=1000P（1-nW式中P为蜗杆传递的功率，kW。H1=1000*1*（1-0.776）W=224W以自然冷却方式，从箱体外壁散发到周围空气中去的热流量为均=叫卫『丿W式中:旳-箱体的表面传热系数， ，空气流通良好时，取大值；S-内表面能被润滑油所飞溅到，而外表面又可为周围空气所冷却的箱体表面面积，;

t0--油的工作温度，一般限制在60〜70°C,最高不应超过80r；t--周围空气的温度，常温情况可取为20C；aS二150X225+150x124+225x124=80250mm2=0.08025m2按热平衡条件H]=H2,可求得在既定工作条件下的油温为“ 1000X1X（1-.776）=20+—17.45x0.08025=180°C在t0>80C或有效的散热面积不足时，则必须采取措施，以提高散热能力。通常采取：1） 加散热片以增大散热面积。2） 在蜗杆轴端加装风扇以加速空气的流通。由于在蜗杆轴端加装风扇这就增加了功率损耗为。总的损率损耗为pf=（p-apfX1-^kw式中为风扇消耗的功率，可按下式计算:kWkW此处：vF 风扇叶轮的圆周速度， m/s，F其中Df为风扇叶轮外径，mm；nF 风扇叶轮转速，r/min。F由摩擦消耗的功率所产生的热流量为且］=1000(P-APfX1-7)w散发到空气中的热流量为H2=（知3+函匀）（切+ta）w式中:S］,S2--分别为风冷面积及自然冷却面积，垃'；旳'-风冷时的表面传热系数，按下表<风冷时的表面传热系数旳、选取。风冷时的表面传热系数口d'蜗杆转速（r/min）750100012501550衍［W/（m5c）］27313538从其结构看，选装散热片来降温更为合适。第6章齿轮设计计算齿轮设计输入参数选择齿轮材料齿轮传动结构形式和布置形式1.常用的齿轮结构常见的圆柱齿轮结构如图所示。图a为齿轮轴；图b为腹板式齿轮；图c为轮辐式齿轮。（a） （b）（c）图常用齿轮结构形式根据受力状况和整体结构形式，在此处我决定选用腹板式齿轮结构比较合理。2.布置形式从前面工作台整体结构设计中我们知道：小齿轮是主动轮，动力来自电动机；大齿轮是从动轮，它带动了蜗杆进行转动。因而大小齿轮均采用悬臂布置。材料及热处理选择齿轮材料小齿轮：50SiMn调质，硬度260~290HB+大齿轮：42SiMn调质，硬度200~230HB由《机械设计手册》（第五版•第三卷）（以下齿轮传动的设计参数均根据《机械设计手册》（第五版•第三卷）查得）图14-1-83和图14-1-112按ML级质量求取值，得b =550N/mm2,q=460Hlim1 Hlim2N/mm2和b=210N/mm2，b=190N/mm26.4初步确定齿轮基本参数F"2初步确定主要参数1）接触强度初步确定中心距按直齿轮从表14-1-65选取A=476，取载荷系数K=2.0a按表14-1-69选©=0.6，则d©=d aO.5（U+1）0.6= =0.40.5x（2+1）齿数比u=i=2许用接触应力bHPb 心0・9b =0.9X460=414N/mm2HP Hlim小齿轮传递的转矩T=4N・m1

中心距a3kta^Aa(u+1) i—©UQ2aHP=476X(2+1)X 彳0^! =63.4mm0.4x2x4142取a=66mm2）初步确定模数、齿数、齿宽等几何参数m=(0.007〜0.02)a=(0.007〜0.02)X100=0.7〜2mmn取m=2mmn由公式z 2a由公式i=—cosBm(1+u)n2x2x662x(1+2)=22取z=22z=iz=2X22=44121齿宽 b=©a=0.4X66=26.4mm取b=24mma小齿轮分度圆直径d二mz1n1=2x22=44mm大齿轮分度圆直径d二mz2n2二2x44二88mm齿轮精度等级为6级6.5齿面接触疲劳强度的校核（1）分度圆上名义切向力Ft2000TF=itd=2000xf二182N442）使用系数KA原动机为电动机，均匀平稳，工作机有轻微冲击，查表14-1-71，K=1.25A动载系数K齿轮线速度” 兀dn齿轮线速度V= —60x1000兀x44x2000=4.61m/s60x1000由表14-1-80公式计算传动精度系数CC=—0.50481n(z)-1.1441n(m)+2.8521n(f)+3.32npt小齿轮:z=22 大齿轮:z=4412查表14-1-40可得：f=7.5卩mf=8.5卩mpt1 pt1C=-0.5048ln(22)—1.144ln(2)+2.852ln(7.5)+3.32=6.5091C=-0.5048ln(44)—1.144ln(2)+2.852ln(8.5)+3.32=6.5162取C2=6.516，经圆整后为C=7查图14-1-74K=1.1V螺旋线载荷分布系数KHP由表14-1-88，齿轮装配时对研跑合bbK=1.11+0.18x[1+6.7(—)2](—)2+1.5x10-4bTOC\o"1-5"\h\zH0 dd1 241 24二1.11+0.18x[1+6.7x( )2]x( )2+1.5x10-4x24\o"CurrentDocument"44 44二1.3375)齿间载荷分配系数KHaKF1.255)齿间载荷分配系数KHaKF1.25x182―= =5.625b 40N/mm6)查表14-1-92得：K=1.5Ha节点区域系数ZHx=0 0=0。 查图14-1-76E弹性系数ZEZ=2.47H由表14-1-95由表14-1-95查得Z=189.8*N/mm2E重合度系数Z£纵向重合度纵向重合度nm二40畑8。6'35"二0.898端面重合度z1—1+xz1—1+xzn1233=26.611+0.24=66 =86.841—x 1—0.24n1由图14-1-258=0.80ai8 =0.90a28=(1+X)8 +(1—X)8a n1 a1 n1a2二(1+0.24)x0.80+(1-0.24)x0.90二1.676由图14-1-79查得Z=0.798螺旋角系数z勺pCOS0=Jcos8°6'35〃二0.994小齿轮、大齿轮的单对齿啮合系数Z,ZBD按表14-1-94的判定条件，由于8厂0.898<1.0，则Z=M—8 (M—1)B101Z=M—8(M—1)D202tanaa=a=arctan( n)ttcos0/tan20°、 __=arctan( )=20.19°cos8°6'35〃d二d+2h二d+2(h*+x)ma a annnd=44+2x1x2=48mma1d=88+2x1x2=92mma2

d二dCOSabtd=44xcos20.19°=41.297mmb1d=88xcos20.19°=82.593mmb2tana'tan20.19tana'tan20.19°,'[ 48 -1-还][ 92 -1—(1.676-1)兰]41.2972 22 82.5932 44=1Z=1-0.898x(1-1)=1Btana'tan20.19°tana'tan20.19°=0.9665Z=0.9665-0.898x(0.9665-1)=0.997<1取Z=1DD（11）计算接触应力bH.KKKKZZZZAVHP .KKKKZZZZAVHP HaHE£卩bH1=1xJ1.25x1.1x1.337x1.5x2.47x189.8x0.79x0.994x0.79x0.994x2+1x66.667x40=194.52N/mm2由于Z=Z=1,所以b=q=194.52N/mm2DB H2 H112）寿命系数=194.52N/mm2由于Z=Z=1,所以b=q=194.52N/mm2DB H2 H112）寿命系数ZNT应力循环系数N=60ntLN=60x2000x5000=6.0x109L1 2000N=60xx5000=3.0x109L22由表14-1-96公式计算Z=( )0.0706NTNL109Z—( )0.0706=0.881NT1 6.0x109Z—( 109 )0.0706—0.925NT2 3.0x10913)润滑油膜影响系数ZLZZVR由表14-1-98,经展成法滚、插的齿轮副R>4.0“m,Z10ZZZLVR(14)=0.85齿面工作硬化系数Z由图14-1-90Z=1.12W1Z=1.16W215)尺寸系数ZX由图14-1-991.0X安全系数SHbZ——H4im_NTSH1ZZZZZ—LVRWXbH550x0.881x0.85x1.12x1.0— —2.37194.52SH2460x0.925x0.85x1.16x1.0SH2194.52——2.16194.52由于S,S均达到表14-1-100规定的高可靠度时，最小安H1 H2全系数S =1.50~1.60的要求，齿面接触强度核算通过。Hmin6.6齿根弯曲强度的校核螺旋线载荷分布系数K丹邛K=(K)n

F卩 H卩N= —1+b/h+(b/h)2b=40mmh=2.25m=2.25x2=4.5mmb=40mmn=0.889(40/4.5)2=0.8891+40/4.5+(40/4.5)2K=(1.458)0.889=1.398F0螺旋线载荷分配系数KFaK=K =1.5Fa Ha齿廓系数YFa当量齿数zz=—nCOS3Bzn1COS38zn1COS38。6'35〃=34.01zn266COS38。6'35〃=68.024)Y4)Y=2.38Fa2Y=1.66Sa由图14-1-98Y=2.28Fa1应力修正系数YSa由图14-1-103Y=1.74Sa重合度系数Y£Y=0.25+075££an

8£ =aanCOS2P由表14-1-104知IP=arccosR.1一(sinpcosa)2]TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"b ncosp=v'1-(sinpcosa)2=Jl—(sin8°6'35"cos20°)2=0.9912b n V8 =1.676=1.706an0.99122Y=0.25+^075二0.69£ 1.706螺旋角系数Yp由图14-1-109，根据p，8p查得Yp=0.93计算齿根应力bF因8=1.676<2用表14-1-101中方法二aFb=一YYYYKKKKFbmFaSa8pAVFpFan180b=x2.28x1.74x0.69x0.93x1.25x1.1x1.398x1.5=16.52N/mm2f1 40x2180b=x2.38x1.66x0.69x0.93x1.25x1.1x1.398x1.5=16.45N/mm2F2 40x2试验齿轮的应力修正系数YST见表14-1-101，Y=2.08)ST8)寿命系数YNT由表14-1-108Y=(3x106)0.02NTNLYNT13x1066.0x109)0.02=0.859YNT23x1063.0x109)0.02=0.8719)相对齿根角敏感系数YOrelT由8.4.2(5)①齿根圆角参数qSqS=Fn2pF用表14-1-98知：h/m=1.25fpnp/m=0.38fpnphfp——4p用表14-1-98知：h/m=1.25fpnp/m=0.38fpnphfp——4p+xmmnn二0.38-1.25+0.24=—0.63兀加 T Sn—htana+——p—4 fp ncosanp—(1—sina)fp-ncosan—1.25x2xtan20o+0—(1—sin20。)0.38x2cos20。0.1292兀

H=(iz2

n1H=—^-E兀—)—3m3nx(J凹)-Z=-0.95934.012 2 3H 1 1—2G/z1 n1—0.959S—Fn^=Zmn=— =0.925rad1—2x(—0.63)/34.01/町—91)+⑶角1m

n=34.01xsin(-—0.925)+*3( _. —0.38)=3 cos(0.925)1.674S =1.674x2=3.348Fn1TOC\o"1-5"\h\zpnp 2G2Fn1= fp+ —mmcos9(zcos29—2G)nn 1n1 1 1

二0.38+2x(—0.63)2二0.38+二0.477cos(0.925)x[34.01xcos2(0.925)—2x(—0.63)]二0.477PF1=0.477x2=0.954qS1—Fn12pF1爲=17551.5<q<4S1同样计算可知：1.5<q<4S210)Y二1.0810)Y二1.08relT相对齿根表面状况系数YRrelT由图14-1-118，齿根表面微观不平度10点高度为11)R =12.5卩11)R =12.5卩m时Y二1.0Z10RrelT尺寸系数Y由表14-1-109的公式Y=1.03—0.006mX当m<5时，取m二5

Y=1.03—0.006x5=1X12)弯曲强度的安全系数SY=—FlimSTNT&elTRrelTXSF1210x2.0x0.859x1.0x1.0x1 二21.8416.52SF2190x2.0x0.871x1.0x1.0x1 二20.1216.45由于S，F1S均达到表14-1-100规定的高可靠度时最小安F2全系数SFmin=2.0的要求。轮齿弯曲强度通过。6.7齿轮基本参数m二2mmz=221a=66mmz=442d=44mm1

d=88mm2d二48mm d二92mma1 a2d=d-2h=d-2(h*+c*)mffannnd=44—2x(1+0.25)x2=39mmf1d=88—2x(1+0.25)x2=83mm第7章结论这次设计我完成了双轴回转工作台的结构设计。具体来说，我的工作如下：首先，查找各种相关资料理解课题，整理自己的思路及设计步骤；其次，选择合适的三维设计软件，接着就开始学习solidedge；然后，根据老师提出的设计要求，确定结构方案并进行相关参数计算、校合；最后，完成整个结构的三维造型和装配，进而完成工程图。从最终的结果来看，本设计方案较好的满足了所提出的设计要求，并且在一些部位有了改进和创新。参考文献【1】崔旭芳，周英•数控回转工作台的原理和设计［J］.砖瓦，2008,No.6：25-27；【2】赵群，加工中心回转工作台部件的结构分析［J］，设备设计与维修,2002，N0.5：35—36；【3】杜玉湘，陆启建,刘明灯•五轴联动数控机床的结构和应用［J］.机械制造与自动化,200&No.3；【4】杨坚,刘湖兰，用回转