畢業(yè)設計數控轉臺論文

目 錄第一章 數控轉臺的介紹.11.1 轉臺的介紹.11.2 轉臺分類.31.3 數控轉臺的結構.71.4 新型數控轉臺.81.5 國內外數控轉臺發(fā)展概況.8第二章 數控轉臺的總體設計.142.1 控轉臺工作臺的結構和理.142.2 控轉臺工作臺的方案設計.15第三章 關鍵零部件的設計計算 .163.1聯軸器的選擇.16 3.2渦輪蝸桿傳動的設計.16 3.3分度凸輪傳動的設計計算.203.4軸的設計.323.5滾動軸承的選擇及壽命計算.36第四章 總結.37參考文獻.38附錄翻譯.39第一章 數控轉臺的介紹1.1 轉臺介紹“轉臺”是回轉工作臺的簡稱。在計量工作中又稱為分度臺。廣義而言，具有旋轉工作臺的儀器或設備，都可稱作“轉臺”，如陀螺測試中使用的伺服轉臺、速率轉臺等專用儀器，然而，通常所說的“轉臺”，并非是這些專用儀器，而是指通用性很強的、應用范圍很廣的回轉工作臺而言，它既是機床加工中一種重要的分度附件。用作加工時，轉臺可以與普通鉆、銑床，或者精密銑床、鏜床、磨床、坐標鏜床等配用，對鉆模、分度板、齒輪、凸輪、樣板、多面體、端齒盤，以及航空發(fā)動機的機匣、渦輪盤、復合鉆模等等有精密角度要的零件進行檢測。轉臺在機械、航空、儀表、電子等工業(yè)系統都有廣泛的用途。轉臺的發(fā)展水平，很大程度上標志著一個國家的工藝水平。轉臺的種類和型號雖然繁多，但其基本結構大同小異，主要有四大系統：主軸系統、傳動系統、鎖緊系統、讀數系統；二大零件：工作臺和底座。主軸系統是轉臺的關鍵部件，工作臺和檢測元件就安裝在主軸上，主軸系統的精度直接影響轉臺的分度精度；工作臺和主軸系統依靠傳動系統驅動，當旋轉到所要求的角度時，必須用鎖緊機構固定，然后進行測量或加工；工作臺旋轉的角度數值，是由讀數系統給出的，它除了顯示出檢測元件和主軸系統的整度數之外，還具備一套測微機構，從而給出分、秒數值，使轉臺可以進行任意角度值的分度。典型轉臺見圖1所示光學投影轉臺1-主軸系統 2-傳動系統 3-鎖緊系統 4-讀數系統 5-工作臺 6-底座圖1.1 光學投影轉臺1.2 轉臺分類 由于轉臺型號繁多，品種多樣，使用廣泛，所以其分類方法也是多種多樣的，可以從不同專業(yè)角度來對轉臺進行分類。1.按用途分類圖1.2 正在工作中的光學投影臺加工用轉臺作為機床附件中加工中使用的轉臺。該類轉臺要求有尺寸小、重量輕、剛性打、操作簡單迅速和與加工相適應的精度。計量用轉臺在計量室中作為角度一起用于零件檢測的轉臺。該類轉臺要求較高的分度精度和相應的技術指標，分度誤差一般不大于10角秒。圖1.3 正在檢測的自動轉臺2.按結構形式分類水平轉臺工作臺在水平方向回轉360度的轉臺。該類轉臺型號最多，數量最大使用最普遍。（見圖1.1）立式轉臺工作臺在水平垂直方向回轉360度的轉臺。該類轉臺型號較少，使用不多，它可以代替分度頭，并可以與其他形式的轉臺拼配，實現特殊的使用要求。（見圖1.4）雙向轉臺轉臺可以在水平和垂直兩種姿態(tài)下工作，擴大了應用范圍，又稱為立臥式轉臺。（見圖1.5.1，1.5.2）圖1.4 立式轉臺 圖1.5.1雙向轉臺 圖1.5.2 雙向轉臺圖1.6 光學轉臺可傾斜轉臺工作臺面除了水平方向可以回轉360度之外，還可以在90度范圍內實現傾斜運轉，是轉臺具有三個自由度，大大增加了適應能力。（見圖1.6） 圖1.7 機械轉臺 由機械刻度和游標鼓輪讀數分度值得轉臺。該類轉臺分度精度一般比較低，大多作為普通機床的附件用于加工。3.按讀數形式分類：（1）機械轉臺（圖1.7）（2）光學轉臺（圖1.1、1.6、1.8）（3）數顯轉臺(圖1.9)（4）自動轉臺（圖1.10） 圖1.8 光學轉臺 圖1.9數顯轉臺 圖1.10 自動轉臺4.按精度分類 低精度轉臺分度誤差 >60”; 普通精度轉臺分度誤差>10”60” 精密轉臺分度誤差4”10” 高精度轉臺分度誤差<4”1” 超精密轉臺分度誤差<1” 5.按驅動形式分類： （1）手動轉臺（2）電動轉臺、（3）氣動轉臺（4）液壓轉臺（5）自動轉臺等6.按照回轉軸數可以分為單軸轉臺和多軸并聯轉臺。1.3 數控轉臺的結構 數控轉臺從機構上可以分為幾個部分：驅動、傳動、分度定位、剎緊等機構。數控轉臺通過傳動部分。將有系統控制的驅動傳遞到需要轉動角度的工作臺面，實現數控轉臺的分度單位。（1）驅動 液壓轉臺采用液壓驅動齒條或者液壓馬達，通過齒條驅動齒輪或者液壓馬達驅動齒輪的方式進行動力提供；而電動轉臺則采用伺服電動機通過動力。（2）傳動 有齒條齒輪傳動、渦輪蝸桿傳動記者方式。電動轉臺一般是通過一對齒輪（或者是用聯軸器直接與蝸桿相連）將電動機動力傳遞到蝸桿，帶動整體進行分度；液壓轉臺采用液壓馬達驅動的傳動機構，類似于電動轉臺；采用齒輪齒條的，則是通過由活塞驅動的齒條帶動與之嚙合的與臺面相對固定的齒輪進行分度。（3）分度定位 等分轉臺一般采用端盤分度定位，任意分度轉臺一般采用高精度渦輪蝸桿分度定位。采用端齒盤分度定位的轉臺中，又有兩聯齒盤和三聯齒盤之分，兩聯齒盤分度單位，機構相對簡單，動、定兩個齒盤直接嚙合，分度運動時，動定齒盤實現進行脫開 嚙合運動這一運動表現在轉臺臺面上有一定量的抬起運動，臺面的抬起量與定齒盤和動齒盤的相對運動量相一致。三聯齒盤分度定位，從結構上比兩聯齒盤復雜動定齒盤不直接進行嚙合，而是通過一公用齒盤進行嚙合過度，齒盤的嚙合與脫開是通過公用齒盤的移動來完成的，公用齒盤的抬起不表現在在的臺面的運動來完成的，但嚙合剛性比量聯齒盤結稍差。采用端齒盤分度定位的等分轉臺，其分度定位端齒盤包括向心齒、直齒，弧面齒等形式，為達到高精度的分度，端齒盤一般采用淬硬鋼齒面磨削的工藝方法，產品可達到高剛性和高精度的要求。但其分度等分受齒盤齒數的限制。采用渦輪蝸桿分度的轉臺，分度元件為渦輪蝸桿副。一般蝸桿材料選用淬火剛，渦輪材料一般采用耐磨銅合金，其分度等分不受限制分度定位精度直接取決于蝸桿渦輪的加工精度。（4）剎緊機構 等分轉臺的剎緊一般采用液壓，飛相互嚙合的齒盤施加一定的壓力，使端齒盤可靠嚙合定位。任意分度的數控轉臺，較多采用脹緊套或剎緊片用液壓或者氣壓剎緊的方式，剎緊可靠性比較高。1.4 新型數控轉臺的出現隨著機械工業(yè)的發(fā)展，數控轉臺家族的成員在不斷的增加。為了適應現代機床自動夾具的要求，配油式數控轉臺應運而生。它在原有數控轉臺的基礎上增加了配油功能，可以直接向安裝在轉臺臺面的不同夾具提供液壓油，消除了管路或者線路的限制。配油式數控轉臺按照配油對象與轉臺臺面連接方式不同，分為：板式連接和管式連接。板式連接：安裝在臺面上的配油對象不需要再配油管，只需將配油對象的輸入油口與轉臺臺面的輸出油口對應后固定即可。缺點為，位置固定，內部配油管路復雜。管式連接（見圖"）：安裝在臺面上的配油對象，通過油管與轉臺臺面的配油器連接實現配油。管式連接對配油對象沒有位置限制，并且控制油路可以靈活組合，實現自動夾具的復雜動作。1.5 國內外數控轉臺發(fā)展概況由于我國工業(yè)起步比較落后，直到解放后，隨著工業(yè)的發(fā)展，才有了自己的機床附件廠，生產一些機械轉臺。近十多年來由于精密機械、光學技術、電子技術的不斷發(fā)展，逐步出現了光學轉臺、數顯轉臺和數控轉臺，生產廠家也逐漸增多，他們大體可以分為二大系統：民用系統和軍工系統。民用系統以原一機部的機床廠和機床附件為主；軍工則以航空部隊303所和625所為主。國內部分廠家生產的各種轉臺見表1.1表1.1 國內部分轉臺資料 在我國，數控機床與裝備的發(fā)展亦得到了高度重視，近年來取得了相當大的進步，特別是在通用數控領域，以PC為平臺的國產數控系統，已經逐步縮短了與世界先進水平的差距。作為機床的主要部分，分度類機床附件對機床的性能、質量、可靠性起著至關重要的作用，做為數控轉臺的開發(fā)和生產廠家，在近期的任務是進一步開發(fā)研制高精度、高剛性、高回轉速度的多功能轉臺。 在國外，機械轉臺生產和使用的年代都比較久，生產廠家也比較多，其中有代表性的企業(yè)有日本的津田駒工業(yè)公司、西德霍夫曼公司、美國的莫爾（MOORE）專用工具公司等（見圖1.11、1.12）。 圖1.11自動轉臺 圖1.12 超精密轉臺國外部分廠家生產的各種轉臺見表1.2。表1.2國外部分轉臺第二章 數控轉臺的總體設計2.1 數控回轉工作臺的機構和原理（1） 數控回轉工作臺是五軸聯動的基礎，它能夠實現回轉軸與擺動軸的兩坐標定位。分度工作臺的分度、轉位和定位工作，是按照控制系統的指令自動地進行，每次轉位回轉一定角度（6度、10度、15度、30度、45度、90度、180度），但實現工作臺轉位的機構的都很難達到分度精度的要求，所以要有專門的定位元件來保證。因此定位元件往往是分度工作臺的關鍵。常用的定位元件有插銷定位、反靠定位、齒盤定位和鋼球定位等幾種。 在數控機床上一般有數控回轉工作臺來實現圓周進給運動。數控回轉工作臺（簡稱數控轉臺）除了可以實實現圓周進給運動之外，還可以完成分度運動。數控轉臺的外形和分度工作臺沒有多大差別，但在結構上則有一系列的特點。由于數控轉臺能實現進給運動，所以它在結構上和數控機床的進給驅動機構有許多共同之處。不同點是驅動機構實現的是直線進給運動，而數控轉臺實現的是圓周進給運動。數控轉臺可分為開環(huán)和閉環(huán)兩種。在數控機床上一般由數控回轉工作臺來實現圓周進給運動。數控回轉工作臺( 簡稱數控轉臺) 除了可以實現圓周進給運動之外, 還可以完成分度運動。數控轉臺的外形和分度工作臺沒有多大差別, 但在結構上則具有一系列的特點。由于數控轉臺能實現進給運動, 所以它在結構上和數控機床的進給驅動機構有許多共同之處。不同點是驅動機構實現的是直線進給運動, 而數控轉臺實現的是圓周進給運動。數控轉臺可分為開環(huán)和閉環(huán)兩種。（2）其工作原理簡述如下：回轉工作臺的運動由交流侍服電機驅動渦輪蝸桿傳動, 帶動分度凸輪系統, 使工作臺旋轉。當數控回轉工作臺接到數控系統的指令后, 首先松開圓周運動部分的渦輪夾緊裝置, 松開渦輪, 然后啟動交流侍服電機, 按數控指令確定工作臺的回轉方向、回轉速度及回轉角度大小等參數。擺動部分的工作原理與此相同。需要說明的是, 當工作臺靜止時必須處于鎖緊狀態(tài), 工作臺沿其圓周方向均勻分布6 個夾緊液壓缸進行夾緊。當工作臺不回轉時, 夾緊油缸在液壓油的作用下向外運動, 通過鎖緊塊僅僅頂在渦輪內壁, 從而鎖緊工作臺。當工作臺需要回轉時, 數控系統發(fā)出指令, 反向重復上述動作, 松開渦輪, 使渦輪和回轉工作臺按照控制系統的指令進行回轉運動。2.2 數控回轉工作臺的方案設計由圖2.1 可知, 整個數控回轉工作臺按照功用不同可以分為兩個組成部分,即圓周回轉部分和擺動部分, 在圓周回轉部分和擺動部分中, 又可以按照傳動結構分為兩個部分, 即齒輪傳動部分和蝸輪蝸桿傳動部分, 見圖2.1。以下將簡單說明一下計算和設計過程。 圖2.1 回轉部分和擺動部分中渦輪渦桿、分度凸輪傳動示意圖3.其他說明在設計中，要求輸出轉矩為1000NM.第三章 關鍵零部件的設計、選用與計算3.1 聯軸器的選擇1. 根據工作要求，選擇膜片聯軸器2. 轉矩計算 （3.1.1） 即轉矩 T=7.397887NM 查表11-2知 工作系數則聯軸器的計算轉矩 （3.1.2）3.型號選擇 從ZB/TJI19022-1900中查的了M4型膜片聯軸器的許用轉矩為163NM，許用最愛轉速4500r/min，軸徑為24-35之間，故適用。 JM4聯軸器 軸端Y型軸空，A型鍵槽，d=28，L=62 從動端J型軸空，A型鍵槽，d=30，L=603.2 蝸輪蝸桿傳動的設計與計算1.根據GB/T10085-1985的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）2.選擇材料 考慮到蝸桿傳動的規(guī)律不是很大，速度只是偏高，故蝸桿采用45鋼因希望效率高些，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。3.已知的參數：電動機功率P=2.2KW,最高轉速n=2840r/min,蝸桿主動，單向旋轉。4.確定主要參數 取 Z1=1 傳動比 i=28.4 則 Z2=128.4=28.4 （3.2.1）5.按齒面接觸疲勞強度計算 根據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，再校核齒根彎曲疲勞強度。 由 （3.2.2） （1)確定作用在蝸輪上的轉矩 T2 已知 Z1=1 估取效率=0.75 聯軸器=0.99 則 T2 = 9.55 X 10 （3.2.3） =9.55 X 10 X =155999.25Nmm (2)確定載荷系數 因工作載荷穩(wěn)定，故取載荷不均勻系數 差資料，選取使用系數 由于轉速不高，沖擊小，選取動載系數 則 K= （3.2.4） (3) 確定彈性影響系數 由資料查得材料的彈性影響系數 =160MPa。 （4）先假設蝸桿分度圓直徑 和傳動中心距 a 的比值=0.35 （3.2.5） 由圖11-18中可差得 =2.9 （5）確定需用接觸應力=268Mpa 應力循環(huán)次數N N=60j= （3.2.6） 壽命系數 （3.2.7） （6）計算中心距取中心距 a=125,由于 i=28.4，從表11-2中取模數m=6.3蝸桿分度圓直徑此時， 由圖11-18中可查得接觸系數 由于 ，故以上計算結果可用。6. 蝸桿與渦輪的主要參數與幾何尺寸（1）蝸桿 軸向齒距 （3.2.8） 直徑系數（查表） q=10 （3.2.9） 齒頂圓直徑 （3.2.10） 齒跟圓直徑 （3.2.11） 分度圓導程角 （3.2.12） 蝸桿軸向齒厚 （3.2.13） 蝸桿齒底圓直徑 （3.2.14）（2）蝸輪蝸輪齒數 Z=31， 變位系數 （3.2.15） 驗算傳動比 i= （3.2.16） 此時傳動比誤差為 （31-30）/30 （3.2.17）故是可以用的。 蝸輪分度圓直徑 （3.2.18） 蝸輪齒根圓直徑 （3.2.19） 蝸輪喉圓直徑 （3.2.20） 蝸輪喉母圓半徑 （3.2.21） 蝸輪外圓直徑 （3.2.22） 取 6. 校核齒根彎曲疲勞強度 （3.3.23）當量齒數 （3.2.24）由 從圖11-19中查得齒形系數 （3.2.25）螺旋角系數 （3.2.26）許用彎曲應力 （3.2.27）由表11-9中查得ZcuSn10P1制造的渦輪的基本許用彎曲應力壽命系數 （3.2.28） 故彎曲強度是滿足的。7. 驗算效率 （3.2.29）已知 （3.2.30）與滑動速度 有關. （3.2.31）從表11-18中用插值法查得=0.01659 得 （3.2.32）8. 從GB/T10089-1988，選用7級精度9. 結構設計10. 蝸桿有關數據查?。?蝸桿螺旋線公差 軸向齒距地極限偏差 累計公差 齒形公差 齒厚公差: 最小法面?zhèn)认?（g等級） 3.3 分度凸輪傳動的設計計算 （1）主要運動參數及幾何尺寸的計算 初始條件：弧面分度凸輪 轉速n=100r/min （3.3.1）從動轉盤8個工位，中心距設置為180mm。 凸輪角速度 （3.3.2） 凸輪分度期轉角 （3.3.3） 凸輪停歇期轉角 （3.3.4） 凸輪角位移Q Q=0開始 計算步長為12 凸輪和托盤的分度期時間 t= （3.3.5） 凸輪和托盤的停歇期的時間 （3.3.6） 凸輪分度輪廓線旋向及旋向系數P 左旋L P=+1 凸輪分度廓線頭數H 單頭 H=1 轉盤分度數 I I=8 轉盤滾子數Z Z= （3.3.7） 轉盤分度期運動規(guī)律 選用改進正弦加速度 轉盤分度期轉位角 （3.3.8） 轉盤分度期角位移 S為所選運動規(guī)律的的無因次位移 （3.3.9）轉盤分度期角速度 V為所選運動規(guī)律的無因次速度 （3.3.10） 轉盤與凸輪在分度期的角速比 （3.3.11） 最大角速度比 轉盤分度期的角位移、角速度和角躍度與凸輪轉角的曲線圖 （3.3.12） 為所選運動規(guī)律的無因次速度最大值 （3.3.13）對改進正弦加速度規(guī)律 （3.3.14）曲線圖見圖3.2圖3.2 凸輪轉角的曲線圖 （3.3.15）動停比k，運動系數 ， （3.3.16）重疊系數 （3.3.17） 圖3.3 轉盤幾何尺寸中心距 C 給定C=180許用壓力角 取 （3.3.18）轉盤節(jié)圓半徑或 （3.3.19）取 =102 （3.3.20）凸輪節(jié)圓半徑 =C-=180-102=78 （3.3.21）滾子中心角 （3.3.22）滾子半徑 =（0.50.7）102sin =19.5227.32 取=22 （3.3.23）滾子寬度b b=(11.4)=(11.4) 22=(2230.8)取 b=26 （3.3.24）間隙e=(0.20.3)b 且e510 e=(0.20.3) 26=5.27.8 取e=6 （3.3.25） （3.3.26） （3.3.27） 凸輪定位環(huán)面兩側夾角 （3.3.28）凸輪定位環(huán)面兩側面長度 h h=b+e h=26+6=32 （3.3.29）凸輪的頂弧面半徑 （3.3.30）凸輪定位環(huán)面外圓直徑 =13.88 （3.3.31）故 （3.3.32） 凸輪的直徑 （3.3.33）凸輪理論寬度 c （3.3.34）凸輪的寬度l的范圍 故 取 =100 （3.3.35）凸輪理論的端面直徑 （3.3.36）凸輪的實際端面直徑D （3.3.37）凸輪的理論端面外徑 （3.3.39）（2） 凸輪的工作曲面設計及其計算1.選取坐標系 均用右手直角坐標系（1）與機架相連的定坐標系（2）與機架相連的輔助定坐標系，選擇的方向時，應使面對的肩箭頭看，為逆時針方向（3）與凸輪1相連的東坐標系（4）與轉盤2相連的動坐標系2. 轉盤滾子圓柱面在動坐標系中的方程式 =， （3.3.40）式中、滾子圓柱形工作方面的方程參數3. 凸輪與滾子的共軛接觸方程式 （3.3.40）式中滾子的位置角，即與間夾角，由量起，逆時針方向為正凸輪的旋向系數，當凸輪的分度期輪廓線為左旋時，：右旋時，4. 凸輪工作輪廓在動坐標系中的方程式 （3.3.41） 5. 求解凸輪工作輪廓的三維坐標值 凸輪工作輪廓的三維坐標是上述三組非線性方程的聯立求解，用CAD求其數值.具體步驟如下：（1） 按選定的運動規(guī)律由每一凸輪轉角求得轉盤相應的角位移和角速比（），并按下式求得滾子的位置角： （3.3.42） ， （3.3.43） 式中 轉盤分度期轉位角無因次位移恒取絕對值圖所示情況，各個滾子的起始位置角按下表求得滾子代號1233 （2） 選定中心距C后，把求得的和帶入共軛接觸方程式，得到每個時滾子圓柱面上共軛接觸點的曲面參數與間的制約關系（3） 每個時設定一系列值，由上述制約關系式求得相應的，同一有二個，用于凸輪輪廓R，用于凸輪輪廓L（4） 把同一時和的每組對應值代入滾子的方程式中，即可求得滾子圓柱面上共軛接觸點的坐標、（5） 把上述每一時求得的和、代入凸輪的坐標方程式中，即得到相應的凸輪工作輪廓的三維坐標值、，并列出表格（6） 當凸輪轉角時，轉盤停歇，故和時的、即為凸輪定位環(huán)面的三維坐標值（3）弧面分度凸輪機構的動力學計算凸輪（包括凸輪軸）的轉動慣量 （） （3.3.44） 式中 材料密度，凸輪質量（包括軸），轉盤（包括滾子）的轉動慣量 （） （3.3.45） 式中 轉盤質量，工作臺的轉動慣量 （） （3.3.46） 式中 、工作臺的厚度及外徑，工作臺的重量，轉盤與工作臺上在分度期間的慣性力矩、最大慣性力矩（） （3.3.47） （3.3.48）轉盤與工作臺上在分度期間的最大荷載力矩 （）設計時作為已知條件，根據實際工作情況測定轉盤與工作臺上在分度期間的最大荷載力矩 (） （3.3.49） 式中 當量摩擦因數當量摩擦半徑，轉盤與工作臺上的最大荷載，N轉盤與工作臺上在分度期間的最大阻力矩（） + （3.3.50）如和較難計算，在設計時可近似按10% 20%的估算此二項之和凸輪上需要的最大驅動力矩（） （3.3.51）凸輪產生最大驅動力矩所需要的電動機功率 （kw） （3.3.52） 式中 電動機到凸輪間傳動系數的效率凸輪的轉速驗算電動機、傳動系統、凸輪等的轉動慣量是否足夠，即,如 則應增加從電動機到凸輪間傳動系統的轉動慣量來滿足；如無法增加，則電動機功率應按能產生凸輪上最大驅動力矩來計算，公式見（2）,單位 （） （3.3.53）式中 電動機、傳動系數、凸輪等換算到凸輪軸上的等效轉動慣量、凸輪、電動機、第個傳動件的轉動慣量凸輪、電動機、第個傳動件的角速度 （3.3.54）式中 維持機械系統正常工作所需要的換算到凸輪軸上的等效轉動慣量電動機允許的轉差率如電動機傳動系統及凸輪有足夠大的轉動慣量時（即），機構實際所需要的電動機功率（kw） （3.3.55） 式中 工作情況系數，根據電動機的過載特性、凸輪轉速及機構運動規(guī)律特性值等選定，一般=1.52.0電動機傳動系統和凸輪等的轉動慣量可以類似于飛輪儲能的作用，以幫助以幫助電動機克服轉盤在分度期的慣性力矩峰值，因此可用本表式（2）計算電動機功率。但時應驗算傳動系統等的轉動慣量是否足夠凸輪工作曲面上在節(jié)圓半徑處的最大圓周力，轉盤上的最大軸向力（N） （3.3.56）凸輪工作曲面上的最大軸向力，轉盤上在接遠處的最大圓周力= （3.3.57）方向與轉盤在處的圓周速度方向相同凸輪工作曲面上的最大徑向力，轉盤上的最大徑向力= （3.3.58）方向有節(jié)點分別指向凸輪、轉盤旋轉中心。3.4 軸的設計校核1. 輸出軸上的功率、轉速和轉矩查文獻知道：聯軸器的傳動效率為=0.99，單頭蝸輪蝸輪的傳動的傳遞效率的=0.75，滾子軸承傳動效率=0.98，則 =P=kW=1.6kW （3.4.1）又 =12.5 （3.4.2）于是 = （3.4.3）2.求作用在轉盤滾子上的力 因已知軸上轉盤的分度圓直徑為 Rp2=102 mm 而 （3.4.4） （3.4.5）3.初步確定軸的最小直徑先按文獻1中的式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據文獻1中表15-3，取=115，于是得 （3.4.6） 在輸出軸上的最小直徑為60mm，故在尺寸上是滿足要求的。4.軸的結構設計1)擬定軸上零件的裝配方案 經分析比較后擬定方案如圖（3.4）所示。圖3.4 裝配關系圖2)根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足2段的定位要求，1段的右端需制出一軸肩，太同樣，為了滿足2的定位要求，在2的右端需制出一軸肩。經過整體的考慮，對軸的的各段的尺寸進行了分配，起具體的尺寸見上圖。 需要說明的是，為了滿足轉盤的在軸上的位置的穩(wěn)定性，并改善轉盤的受力條件，采用軸上的圓盤托起轉盤的形式，不想要軸上鍵的連接，采用在軸上4直徑為 10mm 的圓柱定位銷加上4個公稱直徑為 10mm 的螺栓進行定位。(2)初步確定滾動軸承 因軸承既受徑向力，也需受軸向力的作用，故選用滾子軸承。參照工作要求并根據=32mm，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度等級的圓錐滾子軸承30314，其尺寸為，考慮到定位的要求，故采用如上圖所示在軸承處的尺寸。由于軸肩的尺寸范圍為 h>(0.070.1)d ，故有如下圖（3.5）所示的軸肩的尺寸梯度。圖3.5 軸肩尺寸圖5.軸上零件的周向定位 在輸出軸上，對工作臺采用鍵對其進行軸向定位，在此，必須對鍵進行校核才能準確地確定鍵的及尺寸。6.鍵的校核工作條件：工作臺按周安裝在僅有兩個軸承支撐的軸上，州的材料為45鋼，用鍵構成靜連接，裝工作臺出的軸頸為 60mm，設計方案中提出其傳遞的轉矩為1000，載荷有輕微的沖擊。根據條件，選用普通平鍵連接，鍵的公稱尺寸 bxh=18x11,鍵、軸、輪轂的材料都是鋼，有機械設計中表6-2 查得許用擠壓應力=100-120 MPa ，取其平均值，取=110MPa,由于工作臺的條件限制，取鍵的長度為 56mm，則鍵的工作長度=L-b=56-18=38mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5x11=5.5mm。 由式子可知 （3.4.7）而=110MPa<159,故不滿足要求。可見連接的擠壓強度不夠?？紤]相差較大，采用雙建，相隔布置。雙建的工作長度，由式子 知道 Mpa （3.4.8）因此 >, 滿足要求7.軸上載荷 首先工具軸的結構做出軸的計算簡圖 軸的受力示意圖(1) 水平面上的彎矩圖(2)垂直面上的彎矩圖（3）總彎矩圖和扭矩圖現計算出的截面處的、及M的值列于下表載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩TT=11984.3N.m7.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（即危險截面）的強度。根據文獻1中式（15-5）及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力式中: -軸的計算應力，單位MPaM-軸所受的彎矩，單位T-軸所受的扭矩，單位W-軸的抗彎截面系數，單位，由文獻1表15-4可以查得W=-對稱循環(huán)變應力是的許用彎曲應力,由文獻1表15-1可查得 =60MPa-折合系數,當扭轉切應力為對稱循環(huán)式,取=0.6，則，前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由文獻1中表15-1查得。因此，故安全。3.5 滾動軸承的選擇及壽命計算1.齒輪箱內所用軸承的選擇與壽命計算根據軸的結構設計,根據載荷方向知,受軸向載荷,所以可以選擇圓錐滾子軸承,對于輸出軸的小端，選用了選用了30209的軸承，其基本額定動載荷C=67.8KN,e=0.35 Y=1.7,Yo=1，大端的軸承為30314，當所受的當量動載荷為P時，其壽命計算公式為 式中：的單位為 -是基本額定動載荷，單位為可KN，查文獻3可知C=67.8N -為指數，對于滾子軸承，對于球軸承， -是軸的轉速，=12.5-是當量動載荷 單位為，式中是載荷系數，由文獻1表13-6查得=101.2，選取=1.2，是軸向載荷，是徑向載荷。，則 ，由文獻1表13-5查得滾子軸承最大e值為0.4，故，所以派生軸向力的值為 =1421/2x1.7=41.5顯然，小端的軸承被壓緊，大端的軸承被放松因而對于小軸承Fa1=Fae1+Fd1 對于大軸承Fa2=Fae2-Fd2 因此，校核小軸承就可以了故 所以滾動軸承的壽命為 =故在軸承的正常工作條件下能滿足生產實際要求。第四章 總 結 本設計就是提出一種設計目前社會正在普遍使用的弧面凸輪的方案，通過計算相關參數，完成了弧面分度機的重要參數計算，并初步對其結構的布局進行了設計。 本課題完成了以下方面的工作: 1.完成了實驗臺整體設計的工作； 2.完成了裝配圖及其他零件圖的繪制； 3.對軸、齒輪、軸承等關鍵零件進行了校核； 4.學會了對一些因素的考慮。 在這幾月的畢業(yè)設計，感受頗多。在開始拿到設計課題的時候，感覺無從下手，經過對驗室的模型的觀看及老師的講解及自己查閱資料，漸漸才有了眉目。在進行CAD繪圖時，發(fā)現自己原來的學得那點東西遠不夠，于是請教同學，慢慢的學會了制圖及一些注意事項。 畢業(yè)設計使我學到了很多東西，查閱文獻，綜合應用知識，和同學之間的合作即團隊精神，以及CAD繪圖等方面的能力。我同時也體會到，作學問就得踏踏實實的，一絲不茍的。 當然，我學到的東西還遠遠不夠，還存在很多的問題需要向老師們請教，還有很多的東西沒有考慮到實際。 最后，感謝我敬佩的譚老師及梁老師。參考文獻1 西北工業(yè)工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室編著.濮良貴,紀名剛.機械設計M.第八版.北京:高等教育出版社,2005:186213;307325;361382.2 成大先.機械設計手冊.單行本.減(變)速器電機與電器M.北京:化學工業(yè)出版社,2004:16-116-56.3 吳宗澤,羅圣國.機械設計課程設計手冊M.北京:高等教育出版社,2006:1285.4 廖念釗,古瑩菴,莫雨松,李碩根,楊興駿.互換性與技術測量M.第四版.北京:中國計量出版社, 2000:130;64124.5 孫桓,陳作模.機械原理M.第六版.北京:高等教育出版社,2002:114126;292351.6 周良德.朱泗芳.現代工程圖學M.長沙:湖南科學技術出版社.2000:147204.7 周增文.機械加工工藝基礎M.長沙:中南大學出版社.2003:8495.8 劉鴻文.材料力學M.北京:高等教育出版社.2004:73127.9 J.伏爾黙等.機械工業(yè)出版社.10吳宗澤.機械設計師手冊：上冊，下冊M.北京：機械工業(yè)出版社，2002.附錄:1 多軸全數控機床該模型ms22c由指數公司，推出于 2006年9月，是最新加入該公司的系列多軸數控機。一個完全多軸數控機有6個完全獨立的數控機床主軸，每個有能力的速度，以10000每分鐘轉速。發(fā)達國家的中等復雜工件的市場，有關數據數表示，至今一直占據著凸輪軸重要地位，而對啟閉自動變速器，這臺機器是專為生產精密零件的不同特點在于一個單步運行。作為一個提供模塊化系統，機器可以配備多達62軸， 12數控復合幻燈片，和Y軸，還有一個可選的兩個紗錠和后臺工作工具，其中4個可生活的工具。在每一個主軸的立場，交流， X和Z軸可用。備用的也可以做三個固定的工具使用其開放的統一戰(zhàn)線工作方面允許一個以上的工具，每個數控化合物（的x ， y坐標）幻燈片從事一次，同時也提供了一個可以自由進出的工作領域和不受限制的芯片流。V形排列刀架主軸的位置在每一個手段，只有刀柄確定加工的類型，所以外部和內部的加工可以做固此外，機器還可以配置為雙三個主軸機。定或驅動工具，在每個車站。在C軸，適用于所有主軸位置，使完整的加工工件的短周期。與現有的Y軸，偏心加工也可以進行。模塊化設計允許建設的計算機，選擇合適的范圍廣泛的要求，包括多邊形轉折點/銑/鉆孔/滾齒機。機器采用了相同的功能軸科技上看到的其余指數機范圍。在主軸的核心是主軸鼓，有六個主軸驅動個別風冷交流電動機。三個環(huán)面齒耦合機制鎖定軸鼓到啟閉。所有六種備用工具， 在之間的切斷位置和出口傳送帶，可以是固定的驅動 。推動主軸自動包含y軸，使偏離中心功能，可以加工的截止一側的工件與C軸的皮卡主軸。這一新的設計可以非?？熘芷跁r間-約2秒，取決于工件。指數公司的總裁兼首席執(zhí)行官奧拉夫表示， ms22c使機器商店過渡到數控幻燈片。在ms22c是一個全系列的數控多功能系統，所有基于同樣的設計概念。其他型號包括反主軸版本ms32p和ms42 ，從而使加工時間更長，工序更復雜，以及ms32g和ms52g與另外六個反對紗錠的最復雜的部分，這需要廣泛的備用工具。根據指數， ms22c可以為自己承受的相當5000件的載荷。附錄:2 直接驅動旋轉系統直接-驅動器，超精密技術哈?。ò栠~拉，紐約）的目的是提供該公司的快速更換回轉系統增強功能。直接-驅動器，快速更換回轉系統采用了直接驅動，永磁力矩電機，沒有機械傳動裝置。在無框電機環(huán)繞主軸，不再需要一個單獨的電動機延長，導致足跡小得多。液體冷卻環(huán)繞的電機定子不斷增加扭矩輸出的38-100 時，用嚴格的占空比和重切削。熱絕緣安裝武器和鑄鐵基地啟用統一的散熱，它持有的主軸中心線不斷在超精密素A2 - 5主軸安裝設計。在 0.077弧秒做出響應， 2.19弧秒精度編碼器是直接安裝在主軸，以確保精確的定位。 直驅設計消除反彈，導致伺服剛度高，快速，準確的雙向反應，和可重復性為0.01弧/秒。當命令是停止在某個角度的位置，它停止在某個角度的位置，停止在該確切位置沒有超調，并會重復完全相同。哈丁認為，當作為一個綜合軸高速使用的外觀規(guī)劃，直接驅動系統的結合反彈，高伺服增益，并迅速加快將使用戶可以在機器的最大能力。這些直接驅動系統比傳統的齒輪驅動系統有更少的零件磨損。永久潤滑交叉滾子軸承用于高負荷時刻超剛性。但主軸鉗/制動可如果有必要，固有的高伺服剛度沖銷需要鉗對于大多數應用，。像該公司現有齒輪傳動系統的，這兩種新的直接驅動模型設計，拉桿器接受多重加工設備。各種直徑的面板，夾具 ，一步夾頭，電力夾頭，或滾動夾頭可以利用，并迅速改變。附錄:3運動型7速離合器變速器系統ZF公司的7速離合器變速器是一款創(chuàng)新型的、適用于運動車輛的變速器。精密的速度比和自然擁有的極好駕駛性能使得它成為運動型車輛理想的變速裝置。這里對該變速器緊湊的齒輪結構、可改善效率和提高發(fā)動機速度強度的直接噴射潤滑系統，雙離合器系統基于預先控制原理的液壓控制單元件等做了詳細介紹。在出現故障時液壓控制系統可選用液壓循環(huán)模式。另外，變速器設計、功能特性等也體現了變速器的鮮明的運動特