单臂摇篮式工作台设计说明书.docx

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1、机械装备设计设计说明书课题名称：二 O一四年十二月第一章.课题简介 2第二章工作原理与主要参数 32.1 工作原理分析 32.2 主要技术参数 4第三章.工作台的结构设计 43.1 传动方案及分析 43.2 电动机的选择 53.2.1 A轴伺服电机选择 53.2.2 B轴伺服电机选择 73.3 齿轮传动设计 83.3.1 齿轮的校核 83.3.2 确定齿轮传动精度 123.4 蜗杆传动类型 163.4.1 材料选择 163.4.2 设计与校核 163.5 轴承 203.5.1 1轴承的选型 203.5.2 轴承寿命校核 213.6 主轴 233.6.1 轴的材料 233.6.2 确定轴的结构尺

2、寸 243.6.3 校核轴的强度 253.7 联接、支撑件的设计 263.7.1 键的选择包括类型选才I和尺寸选择。 263.7.2 键联接白类型 273.7.3 键的强度校核 283.8 轴承 283.8.1 轴承的预紧 283.8.2 滚动轴承的配合 283.8.3 滚动轴承的润滑 293.8.4 滚动轴承的密封装置 293.8.5 转台轴承 293.9 联轴器 30第四章工作台设计 31第一章.课题简介为了提高数控设备对复杂零件加工的精度和效率，五轴机床等复合机床的研 发和创新也越来越重要，而摇篮式工作台是五轴机床的一个重要的部件， 五轴加 工中心一般是由三个直线轴加两个回转轴来组成，厅

3、P工作台直 径(mm工作 台承 重水 平(Kg)工作台 承重垂 直(Kg)转减比 旋轴倾斜轴 减速比其他参数14002001301: 901: 90自定机械制造装备课程设计主要容了解该部件的功能，机械装置的总体方案设计，电机功率选择，功能部件的计算选择，运动和动力计算。绘制装配图，标注装配尺寸和配合代号及其他技术要求主要零部件强度校核，绘制主要零件的零件图，标注零件的结构尺寸、尺寸公差 和形位公差、表面粗糙度及技术要求。编写计算说明书(包括该部件的现状概况，计算过程)装配图1、主要零件图不少于6。第二章 工作原理与主要参数2.1工作原理分析单臂摇篮式工作台是五轴机床的一个重要组成部件，五轴加工

4、中心一般是 由三个直线轴加两个回转轴来组成。单臂摇篮式工作台即为两轴回转工作台。它 主要安装在数控键床和铳床上，通用情况下，其外形和其他工作台几乎一样，不同的是它的是通过伺服系统的驱动方式来工作的。它也可以与其他的伺服进给轴联动，实现一体化。它的驱动主要是靠伺服电机，伺服电机的精度高，操作方便。其中分度转位和定 位都是通过给定的指令来进行控制的。 工作台的运动是由交流伺服电动机， 经过 齿轮传动后由蜗杆传给蜗轮，最后再由涡轮通过键的联接来带动主轴的转动， 或 者是直接由蜗杆、蜗轮传动，直接带动另一方向的旋转。也可以同时控制两轴的 运动，实现联动。蜗杆副的传动存在间隙，为了消除蜗杆副的传动间隙，

5、采用了双螺距渐厚蜗杆， 通过移动蜗杆的轴向位置来调整间隙。这种蜗杆的左右两侧面具有不同的螺距， 因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。回转工作台的导轨面由转台轴承支撑， 该型轴承具有高轴向和径向承载能力， 高 清斜度和极高的精度，同时保持准确的回转中心。数控回转工作台的定位精度主 要取决于蜗杆副的传动精度，因而必须采用高精度蜗杆副。在闭环控制系统中， 由高精度的圆光栅发出工作台精确到位信号，反馈给数控装置进行控制。工作台设有零点，由圆光栅或编码器发出零位信号，使工作台准确地停在零位2.2主要技术参数工作台直径：400mm工作台承重水平：200

6、Kg工作台承重垂直：130Kg旋转轴减速比：1:90倾斜轴减速比：1:90最高转速20r/min旋转精度0.001 o第三章.工作台的结构设计3.1 传动方案及分析单臂摇篮式工作台由原动机，传动装置和工作台构成。因为单臂摇篮式工作台 是五周机床的重要组成部分，旋转精度要求很高，我们选用伺服电机作为原动机 来驱动，控制系统为闭环控制系统。旋转轴减速比：1:90,倾斜轴减速比：1:90, 两个减速比比较的大，如果仅用齿轮传动，需要很多级转速，同时齿轮直径比较 庞大，我们选用二级减速，一级齿轮减速，二级蜗轮蜗杆减速。由涡轮通过主传 动轴带着工作台旋转运动。齿轮传动承受载能力较高，传递运动准确、平稳，

7、传递功率和圆周速度围很大，传动效率高，结构紧凑。蜗杆传动有以下特点：（1）传动比大（2）传动平稳（3）可以自锁（4）效率低、制造成本较高。通过以上分析可得：齿轮传动要放在传动系统的高速级，蜗杆传动要放在传动系统的低速级，传动方案较合理。3.2 电动机的选择传动方案如图1所示。计算传动装置的运动和动力参数3.2.1 A轴伺服电机选择初步选定回转工作台的材料为铸钢，具密度查机械手册可知=7.85 X103kg/m3。由给定的设计参数可知工作台的尺寸为直径为400mm假设工作台厚度为80mm则有工作台质量 m= V =7.85 X 103X3.14 X2002X 80X l0-9=78.88kg转动

8、惯量 J 1 mR2 1 (m1 m2) R2 =5.58kg m2假设工作台在启动之后0.5秒达到最大转速20 %in则角加速度=(10*3.14*2 ) / (60*0.5) =21啖2那么驱动力矩Td J =11.16N.m考虑回转台与导轨之间由于轴向压力产生的摩擦，工作台的承载工件重量为m=200kg回车专台78.88kg ,则工件和回转台在导轨上的的压力为G = (200+78.88) X 9.8=2733.024N查机械设计手册得钢与铸铁之间油润滑时滑动摩擦因数f =0.15工作台工作时的摩擦力为：Ff =f G得 Ff =0.15 X 2733.024=409.95N轴向摩擦转矩

9、：Tfo = Ff X r=409.95 X 200X 10-3=81.9Nm同时考虑其他未考虑的次要因素取安全系数为1.2,则Tf=1.2Tfo=98.38Nm贝1 T4 = Tf Td =98.38+11.16=109.54Nm则蜗轮上的功率 P4 = Tn1 =229W 9550同时交流伺服电机拖动负载所需扭矩 T=4 =1.88Nm i 1 2初定蜗轮蜗杆传动效率1为0.7 ,齿轮传动2为0.97所需功率P10=P4/ (12)=337W同时考虑功率储备取 P1=600W传动比的确定初选齿轮传动比i1=2;蜗杆传动比i2=45则根据传动比可得各级零件转速：i2=30,工作台(蜗轮)转速

10、 3=20/小齿轮、蜗杆n2=n3=600mini1 =3,小带轮转速5=1800 rmin交流伺服电机的选择根据初定的输出扭矩为T=： =1.88Nm,驱动小齿轮所需转速转速i 1 2nmax=1800r/.功率 R=337W min为降低电机的重量和价格，选取常用的转速为2000r/min的130系列电机型号为SM130-077-20 LFB,其满载转速nm=2000r/min,此外，电机的安装和外形尺寸可查表伺服电机选型手册。如图3-2电机型号W 130-WC-25LFB5M13D-35O25LF6SM 13CI-3&3-25LFE5MBC-Q77-20LFBW 1JD-077-30LF

11、3功率1面101.3L5l.fi24题定帏矩456117.7额定技速：Rpm250C2550祝02000aoa翻定电流4.05j0七069.0悬子惯量保/）0.65 X101J06X10-51.25 X1311.5SXKT1LSS x :十机械时间冷电地3.75107Z器2.U2州期制君越耻（C1）2500 C/T肌小 九l V,电机晓缴插座就引我UVw鼻擂座疆号2341位 号5VovA+A*E+e*E+2-U+L-V+V-W+w-插座编号23475g69ID131114n131失电制动器插座编号123电 越24VDC f-15X、+lC%J基本小盛T作里流上0砧却动转国12Nm利动M盘：工阴

12、X1o2电机量款等级使用环境坏埴温击Q551c 就度；小十m【无蒂群】防护等戢IP65电机重量M7.47.9品59.59.5限定稗矩西i4567.71015戳71阿163 209)171(213)131 (223)195 ：23口219 1 26H257 (313)0(mm)ao85图112ne1S43.2.2 B轴伺服电机选择塔由伺服电机的计算与 传由相似，塔由电机带动整个席由工作台旋转，应选功率 比传由电机稍大的伺服电机。选取常用的额定功率2.4KW4n30系列电机型号为SM130-077-30 LFB ,转速为3000r/min,具体尺寸参数如上表。3.3 齿轮传动设计根据齿轮的失效形式

13、可知，齿轮材料的主要应满足的要：在循环或冲击载荷下，首先要有足够的弯曲强度；其次齿轮表面硬度和耐磨性要好；最后进过热处理后和各种加工后要达到一定的精度要求。小齿轮用40Cr,调质处理，硬度241HB286HBz均取为260HB大齿轮用45钢，调制处理，硬度229286HB平均 取 240HB3.3.1 齿轮的校核先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。按齿面接触疲劳强度进行设计(1)初步计算传递转矩 T1T1=9.55 X 106P1/N1= (9.55X106X1.6/2000 ) =7640 N mm齿宽系数 d 查表12.13 d =0.6接触疲接触疲劳极限H由表12.17

14、c Hlim1 =710MPalimHlm2=580MPa0.9 Hlm1初步计算的许用接触应力H 20.9 H lim 2HHm1=710MPaHHm2=580MPaH1 =639MPa =522MPa376403 1 0.6 5222 3=33.6mAd值由表12.16取Ad =85初步计算齿轮直径dAd 3；T1 2 u 1 =85 d H u取 d=40mm初步齿宽 b b=0.640=24mm(2)校核计算圆周速度vv=dn40 2000精度等级60 100060 1000由表12.3选8级等级=4.18 m s齿数z和模数m初选齿数z=20 m= d/z =2 取m=2贝 IJZ产

15、di/m=40/2=202=i - zi=60使用系数Ka由表 12.9Ka =1.25动载系数Kv由图 12.9 Kv=1.18齿间载荷分配系数Kh由表12.10 先求F，=382NKaFj1.25 38240=11.9 N mm 100 N mm齿向载荷分布系数Kh载荷系数KK=弹性系数ZE节点区域系数Zh接触最小安全系数SHmin1a 1.88-3.2 Zi11.88-3.2 20Z2160由此得KhKh A1.11Ka Kv Kh由表12.12由图12.16coscos 0，=1.664 1.660.8831 =1.29 0.882Bd0.16Kh由表12.142Ci0 3b0.6 2

16、 0.471|10 3(24 1.18=1.25 X1.18 X1.64 X 1.18=2.85ZE =189.8 MPaZh =2.0SHmin=1.50两班制，预计使用寿命10年，每年300个工作日。工作时间占0.1总工作时间 thth=10 3 0 0 8 0.1 2=4800 h由表12.15估计工作应力循环次数 10 7 N,109,则指数m=8.78应力循环次数 Nl NL1 =60 X 2000 X 4800 X(1 8.78*0.2+0.5 8.78*0.5+0.2 8.78*0.3)=1.152 X 108原估计应力循环次数正确。NL2 = NL1/i=5.79 X107接触

17、寿命系数Zn由图12.18 Zni=1.15 Zn2=1.23许用接触应力5H 1HlimZN1 710 1.15Sh min1.25653.2MPa验算H lim Z N2SH min580 1.231.25570.7MPa2KT u-1H ZEZbHZbd2 u189.8 2.0 0.882 7640 2.85 3 124 4023=410.8 MPa故合格(3)确定传动基本尺寸实际分度圆直径d 因模数取标准值时，齿数已重新确定，但并未圆整，固分度圆直径不会改变，即d 2=mz=3X 40=120 mm中心距a a=齿宽b b=m z1 z22 20 60=80 mm22dd =0.6 4

18、0=24 mm重合度系数Y0.250.750.250.751.660.70齿间载荷分配系数KFa由表 12.101. Y1 0.70 1.42齿向载荷分布系数 Kfb/h 40/ 2.25 28.9 由图12.14 Kf=1.12载荷系数KK= Ka Kv KFa Kf =1.25 1.18 1.42 1.12=2.34齿形系数YFa由图12.21应力修正系数YSa由图12.22弯曲疲劳极限 Flm 由图12.23cYFa 1=2.8工a 2=2.4YSa1=1.54YSa1=1.63Flim=600MPa Flim=450MPa按齿根弯曲疲劳强度进行校核弯曲最小安全系数SFmin由表12.1

19、4SFmin=1.25应力循环次数Nl又表12.15,估计3 X106 M1010则指数m=49.918 788 788 78aNl1=60X 2000X 4800X (1 . *0.2+0.5 . *0.5+0.2 . *0.3)=1.152 X108NL2 = NL1/i=3.84 X 107原估计应力循环次数正确弯曲寿命系数Yn图12.24YN1=0.92Yn2=0.95尺寸系数Yx图12.25Yx=1许用弯曲应力F1F2F lim1YN1YXSF min600 0.92 11.25441.6MPaF lim2 YN 2YXSFmin450 0.95 11.25342MPaH 1=639

20、MPa验算F1答 YFa1Ysa1Y bd1m2 7640 2 34 一_ _2.8 1.54 0.7? 56.2MPa F124 40 2YFa2Ysa2F2F1YFaYsa12.4 1.63 56.2 50.98MPa2.81.54F2故合理，传动3.3.2确定齿轮传动精度圆周速度vdm60 100040 2000 4.2m/s,由表12.6确定齿轮传动精度60 1000等级为8级小齿轮直径d1 40mm齿根圆直径di -2h fm =36mm齿根圆直径di +2ham =44mm大齿轮直径d2120mm齿根圆直径di -2h fm =116mm齿根圆直径d1 +2h am =124mm齿

21、宽b 24mmB轴传动齿轮设计按齿面接触疲劳强度进行设计按齿面接触疲劳强度进行设计(1)初步计算传递转矩 T1 T1=9.55X 106P1/N1= (9.55X106 X 2.4/3000 ) =7640 N mm齿宽系数d查表12.13d=0.6接触疲接触疲劳极限Hlim由表12.17cHlim1 =710MPa初步计算的许用接触应力HHlim2=580MfaH 10.9 H lim1Hiim1=710MPa0.9 Hlim2H“m2=580MPaH2 =522MPaAd值 由表12.16取Ad=85初步计算齿轮直径d工 u 176403 1 ,1 2=8532=33.6md h 2 u

22、0.6 5222 3取 d=40mm初步齿宽 b b=0.640=24mm(2)校核计算圆周速度v v=虹=一40 2000=4.18 m s60 100060 1000精度等级 由表12.3 选8级等级 齿数z和模数m 初选齿数z=20 m= d/z =2 取m=2贝 IJZ产d1/m=40/2=20Z2=i zi=60使用系数Ka由表12.9Ka =1.25动载系数Kv由图12.9Kv=1.18齿间载荷分配系数Kh 由表12.10 先求Ft 二2 764040=382N4 Z4 1.66100 NmmKA5J25 382=11.9 N. mmb 4011a 1.88-3.2 一 cosZi

23、z211=1.88-3.2 cos 0,=1.660.88由止匕得Kh = =1.29Z0.882齿向载荷分布系数KhKh A2C10 3b载荷系数kk=1.11 0.16 0.6 2 0.47l0 3|24 1.18Ka Kv Kh Kh =1.25 X1.18 X1.64 X 1.18=2.85弹性系数Ze由表12.12Ze=189.8JMP节点区域系数Zh 由图12.16Zh =2.0接触最小安全系数SHmin由表12.14SHmin=1.50两班制，预计使用寿命10年，每年300个工作日。工作时间占0.1总工作时间 thth=10 3 0 0 8 0.1 2 =4800 h由表12.1

24、5估计工作应力循环次数 10 7 N, FM10752 29532 3142N(2)轴承所受的轴向力如图4-5所示；图4-5计算附加轴向力S查表 9-8, FS Fr/2Y查手册，32010轴承的 e 0.42 Y 1.4 Cr 61knFs1= 1006NFs2 1122N求轴承的轴向载荷A由结构知，FA Fa 81NFs1 1006 81 1122 Fs2所以：1.压紧2放松(3)求轴承当量动载荷P由Al J9L 0.067 0.37 eR12818查表 9-6 X1 =1Y =0A21197R231420.38 0.37 e查表 9-6 X2 =0.44Y2 =1.3因轴承运转中有中等冲

25、击载荷，按表 9-7 ,取fd 1.4Pfd(XR YAi) 1.4 (1 2818 0 1197) 3945NP2fd(X2R2 Y2A2) 1.4 (0.44 3142 1.3 191) 2283N(4)验算轴承寿命因P P2 ,所以按P2验算查表9-4 , ft 1部)1061 61 103 360 2000 ( 394530808h Lh 4800h(3-7)故所选轴承满足寿命要求。3.6 主轴3.6.1 轴的材料轴的材料主要是合金钢和碳素钢，在价格上，碳素钢要比合金钢便宜，在 性能上，碳素钢比合金钢应力集中的敏感性小，所以通常情况下选用碳素钢。常用的碳素钢一般有30-50钢，其中最常

26、用的是45钢。一般轴的受力比较复杂，为了保证它的力学性能，一般要进行正火或者是调制处理。综合考虑，主轴材料选用45钢，调制处理。3.6.2 确定轴的结构尺寸(1)主轴上的P ,转速n和转矩T查表得：齿轮传动的效率为4w=0.97; 一对滚动轴承的效率4w=0.99;蜗轮 蜗杆传动的效率4w=0.79RP| J 2| 3 1.6 0.97 0.99 0.79 1.21KWn 20r / minT 672320N|mm求作用在涡轮上的力图4-6涡轮受力图Ft2Fr2Fa22T22 672320d2240Ft2 tan20；=2039N5602N2Td12 764080191N(3)初步确定轴的最小

27、直径选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表16.2得A 112,于是得图4-7主轴结构图dI II55mmLiII100mmd60mmLiiIII15mmdIII IV70mmLiiiIV100mmdIV V60mmLIVV60mmdv vi50mmLvVI100mm(4)据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，如图4-8所小。(5)确定轴上圆角和倒角尺寸参考表16-2,取轴端倒角为1.5 45：,各轴肩处的圆角半径见零件图。3.6.3 校核轴的强度按弯扭合成应力校核轴的强度通常在进行校核时，只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面) 的强度。根据表中的数据，以及轴双向旋转，扭矩切应力为

28、脉动循环变应力，根据许用弯曲应力计算时，由于回转主轴选用45钢调制处理，取 -ib=60Mpa则轴的最小直径d 3,工 = 3f445640=19.51mm :0.1 -ib 1 0.1 60设计轴最小直径d=50mm19.51mm综上分析计算回转主轴设计合理。3.7 联接、支撑件的设计3.7.1 键的选择包括类型选择和尺寸选择。选择键的类型：应考虑所需传递转矩的大小；轴上零件是否需要沿轴向滑移 及滑移距离的长短；对中性的要求；键在轴的中部还是端部选择键的尺寸：键的尺寸有剖面尺寸（键宽 b键高h）和长度L。键的剖面 尺寸b*h按键所在轴段长直径d由标准选定。键的长度L根据轮毂的宽度确定。 一般键长略短于轮毂宽度并符合标准的规定。3.7.2 键联接的类型键联接类型分为平键联接、半圆键连联接、楔键联接、切向键联接等。其中 平键连接按用途分为普通平键、导向件、滑键。而普通平键用于静联接，即轴 与轮毂之间无相对移动。按键的端部形状可分为A型（圆头）、B型（方头）、C型（单边圆头）。圆头键的优点是轴向固定较好，缺点是键的头部不能充分利用， 而且键槽端部对引起的应力集中较大。 方头键可避免上述缺点，但键在键槽中固 定不好。单 圆头平键常用于轴端部与轴上零件的联接。普通平键联接如图5-1图5-1键的结构图3.7