单臂摇篮式工作台设计说明书.pdf-淘文阁

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1、.机械装备设计设计说明书设计说明书课题名称：二 O 一四年十二月第一章课题简介第一章课题简介 2第二章工作原理与主要参数第二章工作原理与主要参数 42.12.1 工作原理分析工作原理分析 42.22.2 主要技术参数主要技术参数 5第三章第三章.工作台的构造设计工作台的构造设计 53.13.1 传动方案及分析传动方案及分析 53.23.2 电动机的选择电动机的选择 63.2.1A3.2.1A 轴伺服电机选择轴伺服电机选择 63.2.2 B3.2.2 B 轴伺服电机选择轴伺服电机选择 93.33.3 齿轮传动设计齿轮传动设计 93.3.13.3.1 齿轮的校核齿轮的校核 9-优选.3.3.23.

2、3.2 确定齿轮传动精度确定齿轮传动精度 143.43.4 蜗杆传动类型蜗杆传动类型 183.4.13.4.1 材料选择材料选择 183.4.23.4.2 设计与校核设计与校核 183.53.5 轴承轴承 223.5.13.5.1 轴承的选型轴承的选型 223.5.23.5.2 轴承寿命校核轴承寿命校核 243.63.6 主轴主轴 263.6.13.6.1 轴的材料轴的材料 273.6.23.6.2 确定轴的构造尺寸确定轴的构造尺寸 273.6.33.6.3 校核轴的强度校核轴的强度 293.73.7 联接、支撑件的设计联接、支撑件的设计 303.7.13.7.1 键的选择包括类型选择和尺寸选

3、择。键的选择包括类型选择和尺寸选择。303.7.23.7.2 键联接的类型键联接的类型 303.7.33.7.3 键的强度校核键的强度校核 323.83.8 轴承轴承 323.8.13.8.1 轴承的预紧轴承的预紧 323.8.23.8.2 滚动轴承的配合滚动轴承的配合 323.8.33.8.3 滚动轴承的润滑滚动轴承的润滑 333.8.43.8.4 滚动轴承的密封装置滚动轴承的密封装置 333.8.53.8.5 转台轴承转台轴承 343.93.9 联轴器联轴器 34第四章工作台设计第四章工作台设计 35第一章课题简介第一章课题简介-优选.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

4、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，序号工作台工作工作台旋转倾斜轴其他参数直径台承承重垂轴减减速比重水直 Kg 速比平Kg14002001301：901：90自定mm机械制造装备课程设计主要内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。-优选.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，标注零件的构造尺寸、尺寸公差和形位公差、外表粗糙度及技术要求。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张、

5、主要零件图不少于6张。第二章第二章工作原理与主要参数工作原理与主要参数2.12.1 工作原理分析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。它主要安装在数控镗床和铣床上，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展控制的。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

6、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，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一样的，所以仍然可以-优选.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准确到位信号，反应给数控装置进展控

7、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。2.22.2 主要技术参数主要技术参数工作台直径：400mm工作台承重水平：200Kg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第三章第三章.工作台的构造设计工作台的构造设计3.13.1 传动方案及分析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局部，旋转精度要求很高，我们选用伺服电机作为原动机-优选.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

8、拟的大，如果仅用齿轮传动，需要很多级转速，同时齿轮直径比拟庞大，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，传递功率和圆周速度范围很大，传动效率高，构造紧凑。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、制造本钱较高。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。3.23.2 电动机的选择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3.2.1A3.2.1A 轴伺服电机选择轴伺服电机选择初步选定回转工作台的材料为铸钢，其密

9、度查机械手册可知=7.85103kg/m3。由给定的设计参数可知工作台的尺寸为直径为 400mm-优选.假设工作台厚度为 80mm那么有工作台质量 m=V=7.851033.1420028010-9=78.88kg转动惯量J 11mR2（m1m2）R2=5.58kg22假设工作台在启动之后 0.5 秒内到达最大转速 20r那么角加速度=min=10*3.14*2/60*0.5=2rad2st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，回转台 78.88kg，那么工件和回转台在导轨上的的压力为G=200+78.889.

10、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=fG得Ff=0.152733.024=409.95N轴向摩擦转矩：Tf0=Ffr=409.9520010-3=81.9Nm同时考虑其他未考虑的次要因素取平安系数为 1.2，那么 Tf=1.2Tf0=98.38Nm那么T4=TfTd=98.38+11.16=109.54Nm那么蜗轮上的功率P4=T4n4=229W9550同时交流伺服电机拖动负载所需扭矩 T=T4i12=1.88Nm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

11、功率储藏取 P1=600W传动比确实定-优选.初选齿轮传动比i1=2；蜗杆传动比i2=45那么根据传动比可得各级零件转速：i2=30，工作台蜗轮转速n4=20ri1=3，小带轮转速n1=1800r交流伺服电机的选择根据初定的输出扭矩为 T=min齿轮、蜗杆 n2=n3=600rminminT4i12=1.88Nm，驱动小齿轮所需转速转速nmax=1800rmin功率 P1=337W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SM 130-077-20 LFB，其满载转速nm=2000r/min,此外，电机的安装和外形尺寸

12、可查表伺服电机选型手册。如图3-2-优选.3.2.2 B3.2.2 B 轴伺服电机选择轴伺服电机选择B轴伺服电机的计算与A轴相似，B轴电机带动整个A轴工作台旋转，应选功率比A轴电机稍大的伺服电机。选取常用的额定功率2.4KW的130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。3.33.3 齿轮传动设计齿轮传动设计根据齿轮的失效形式可知，齿轮材料的主要应满足的要求是：在循环或冲击载荷下，首先要有足够的弯曲强度；其次齿轮外表硬度和耐磨性要好；最后进过热处理后和各种加工后要到达一定的精度要求。小齿轮用40Cr,调质处理，硬度241HB286HB,平均

13、取为260HB，大齿轮用45钢，调制处理，硬度229286HB，平均取240HB。3.3.13.3.1 齿轮的校核齿轮的校核先按齿面接触疲劳强度进展设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。按齿面接触疲劳强度进展设计按齿面接触疲劳强度进展设计(1)初步计算传递转矩T1 T1=9.55106P1/N1=9.55X1061.6/2000=7640 Nmm-优选.齿宽系数查表12.13=0.6dd接触疲接触疲劳极限Hlim由表12.17c初步计算的许用接触应力HH10.9H lim1H lim1=710MPaH lim1=710MPaH lim2=580MPaH 20.9H lim2H lim2=580MPaH

14、1=639MPaH 2=522MPaAd值由表12.16取Ad=85初步计算齿轮直径 d Ad3T1dH2u 1=85u3764031=33.6m0.652223取d=40mm初步齿宽b b=0.640=24mm(2)校核计算圆周速度v v=dn601000=402000601000=4.18m s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那么Z1=d1/m=40/2=20Z2=iz1=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=27640=382N40-优选.KAFt1.

15、25b=38240=11.9N mm100N mm1a1.88-3.2z1 cos1z2 =1 1.88-3.212060cos0=1.66Z4Z41.6633 0.88由此得KH=11Z0.882=1.292齿向载荷分布系数KHK A BbHC 103db =1.110.160.620.47 10324 1.18载荷系数K K=KAKvKHKH=1.251.181.641.18=2.85弹性系数ZE由表12.12ZE=189.8MPa节点区域系数ZH由图12.16ZH=2.0接触最小平安系数SH min由表12.14SH min=1.50两班制，预计使用寿命10年，每年300个工作日。工作时

16、间占0.1总工作时间thth=1030080.12=4800 h由表12.15 估计工作应力循环次数 107N9L10，那么指数 m=8.78应力循环次数NLNL1=6020004800(18.78*0.2+0.58.78*0.5+0.28.78*0.3)=1.152108原估计应力循环次数正确。NL2=NL1/i=5.79107接触寿命系数ZN由图12.18ZN1=1.15ZN 2=1.23-优选.H limZN17101.15 653.2MPa许用接触应力=H1 H1SH min1.25H limZN25801.23 570.7MPa=H2SH min1.25验算H ZEZbHZ2KT u

17、 12bdu189.82.00.88276402.85 31244023=410.8 MPa H2故合格(3)确定传动根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 1=mz=220=40mmd 2=mz=340=120 mm中心距a a=mz1 z222060=80 mm22齿宽b b=dd=0.640=24 mm按齿根弯曲疲劳强度进展校核-优选.重合度系数YY 0.250.75a 0.250.75 0.701.66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 402.2528.9由图 12.1

18、4KF=1.12载荷系数 K K=KAKvKFaKF=1.251.181.421.12=2.34齿形系数YFa由图 12.21YFa1=2.8YFa2=2.4应力修正系数YSa由图 12.22YSa1=1.54YSa1=1.63弯曲疲劳极限Flim由图 12.23cFlim=600MPaFlim=450MPa弯曲最小平安系数SF min由表 12.14SF min=1.25应力循环次数NL又表12.15，估计3106NL1010那么指数 m=49.91NL1=6020004800(18.78*0.2+0.58.78*0.5+0.28.78*0.3)=1.152108NL2=NL1/i=3.84

19、107原估计应力循环次数正确弯曲寿命系数YN图12.24YN1=0.92YN 2=0.95尺寸系数YX图12.25YX=1许用弯曲应力F1=F lim1YN1YXSF min6000.921 441.6MPa1.25F2=F lim2YN2YXSF min4500.951 342MPa1.252KT1YFa1YSa1Ybd1m验算F1276402.342.81.540.7?56.2MPaF124402YFa2YSa2F1YFa1YSa1F22.41.6356.2 50.98MPaF22.81.54-优选.故合理,传动3.3.23.3.2确定齿轮传动精度确定齿轮传动精度圆周速度v d1n1601

20、000402000601000 4.2m/s，由表 12.6 确定齿轮传动精度等级为 8 级小齿轮直径d140mm齿根圆直径 d1-2hfm=36mm齿根圆直径 d1+2ham=44mm大齿轮直径d2120mm齿根圆直径 d1-2hfm=116mm齿根圆直径 d1+2ham=124mm齿宽b 24mmB B 轴传动齿轮设计轴传动齿轮设计按齿面接触疲劳强度进展设计按齿面接触疲劳强度进展设计按齿面接触疲劳强度进展设计(1)初步计算传递转矩T1 T1=9.55106P1/N1=9.55X1062.4/3000=7640 Nmm齿宽系数查表12.13=0.6dd接触疲接触疲劳极限Hlim由表12.17

21、c初步计算的许用接触应力HH10.9H lim1H lim1=710MPaH lim1=710MPaH lim2=580MPaH 20.9H lim2H lim2=580MPaH1=639MPaH 2=522MPaAd值由表12.16取Ad=85-优选.初步计算齿轮直径 d Ad3T1dH2u 1=85u3764031=33.6m0.652223取d=40mm初步齿宽b b=0.640=24mm(2)校核计算圆周速度v v=dn601000=402000601000=4.18m s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那么Z1=d1/m=40/2=

22、20Z2=iz1=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27640=382N40KAFt1.25382=11.9N mm100N mm40bFt=a1.88-3.2 11 cosz1z21 1 =1.88-3.2cos0=1.662060Z4Z341.66 0.883由此得KH=11=1.29Z0.882-优选.2齿向载荷分布系数KHKH b A BC 103bd23 =1.110.160.60.47 1024 1.18载荷系数K K=KAKvKHKH=1.251.181.641.18=2.85弹性系数ZE由表12

23、.12ZE=189.8MPa节点区域系数ZH由图12.16ZH=2.0接触最小平安系数SH min由表12.14SH min=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=1030080.12=4800 h由表12.15 估计工作应力循环次数 107NL109，那么指数 m=8.78应力循环次数NLNL1=6020004800(18.78*0.2+0.58.78*0.5+0.28.78*0.3)=1.152108原估计应力循环次数正确。NL2=NL1/i=5.79107接触寿命系数ZN由图12.18ZN1=1.15ZN 2=1.23许用接触应力H1

24、H1=H limZN1S7101.15 653.2MPaH min1.25H2=H limZN25801.23S1.25 570.7MPaH min验算KT u 1H Z2EZbHZbd2u189.82.00.88276402.85 31244023-优选.=410.8 MPa H2故合格(3)确定传动根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 1=mz=220=40mmd 2=mz=340=120 mmmz1 z222060中心距a a=80 mm22齿宽b b=dd=0.640=24 mm圆周速度v d1n160100040200060

25、1000 4.2m/s，由表 12.6 确定齿轮传动精度等级为 8 级小齿轮直径d140mm齿根圆直径 d1-2hfm=36mm齿根圆直径 d1+2ham=44mm大齿轮直径d2120mm齿根圆直径 d1-2hfm=116mm齿根圆直径 d1+2ham=124mm齿宽b 24mm齿轮构造设计-优选.齿轮的构造形式主要由几何尺寸、毛培材料、加工工艺、生产批量、经济因素等影响，个局部尺寸由经历公式可求的。一般按照外形来分可分为实心式、腹板式、轮辐式等。由于用的齿轮直径小，也没有特殊的工作要求，所以两齿轮均为实心构造的齿轮，齿轮与轴采用单键连接。3.43.4 蜗杆传动类型蜗杆传动类型根据GB/T10

26、0851988的推荐，采用渐开线蜗杆。3.4.13.4.1材料选择材料选择考虑到蜗杆传动效率不大，速度只是中等，故蜗杆用45号钢；为到达更高的效率和更好的耐磨性，要求蜗杆螺旋齿面淬火，硬度为45-55HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，砂型铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT200制造。3.4.23.4.2设计与校核设计与校核根据闭式蜗杆传动的设计准那么，先按齿面接触疲劳强度进展设计，再按齿根弯曲疲劳强度进展校核。初选d1a值设vs=4ms=0.03，=1.72根据传动比i2=45 查表 13.11 取d1a=0.40，=5z1=1，蜗杆传动啮合效率1=0

27、.68中心距计算涡轮转矩T2T2=672320 Nmm使用系数KA查表12.9KA=1.18*1.1=1.298-优选.1 81 8 n转速系数ZnZn=2185018=0.86弹性系数ZE查表13.2ZE=147MPa寿命系数ZhZh=625000625000=1.321.6Lh4800接触系数Z查图13.2Z=2.7接触疲劳极限查表13.2H lim 265MPa接触疲劳最小平安系数SH min自定SH min=1.2 Z ZS中心距a 3KAT2EH minZnZhH lim 1472.71.2 31.3672320129.87取a=160mm0.861.3226522传动根本尺寸蜗杆头

28、数z1式13.22z1 72.4 a/u 72.4 160/40 0.93取z1=1涡轮齿数z2z2=z1i=130 30模数m m=(1.41.7)a/z2=(1.41.7)160/30=7.49.0取m=8蜗杆分度圆直径d1d1 0.68a0.875 0.681600.875=57.7mm 取d1=80mm涡轮分度圆直径d2d2=mz2=830=240mm蜗杆导程角 tan=z1m/d1=18/80=0.1求得=5.7d1涡轮宽度b2b2=2m0.5m180 280.51 61.0取b2=65mm8-优选.蜗杆圆周速度v1v1=d1n1601000 =802000601000=8.3m/s

29、相对滑动速度vsvs v1/cos v1/cos5.7=8.3m/s当量摩擦系数由表13.6uv 0.028v1 35按齿面接触疲劳强度验算按齿面接触疲劳强度验算许用接触应力HH ZnZhH limSH min 0.861.32265 250.7MPa1.2KAT2a3最大接触应力HH ZEZ1472.71.3672320183.3MPa H3160故合格按轮齿弯曲疲劳强度验算按轮齿弯曲疲劳强度验算齿根弯曲疲劳极限FlimFlim=115MPa许用弯曲疲劳应力FF=F limSF min11582MPa1.4齿根最大弯曲应力FF2KAT2mb2d2=21.3672320 30.34MPaF64

30、0240故合格蜗杆轴挠度验算蜗杆轴挠度验算轴惯性矩II d14/64804/64=2.01106mm4-优选.允许蜗杆挠度=0.004m=0.0048=0.032mm22tan 20 tan5.7 1.35276403240 蜗杆轴挠度=160482061036.35105 =0.000087mm故合格温度计算传动啮合效率31 tan/tan(v)=tan5.71/tan(5.711.35)=0.81搅油效率32=0.99轴承效率33=0.99总效率3313233=0.810.990.99=0.79散热面积估算A 910-5a1.88=910-51601.88=1.25m2箱体工作温度t110

31、001.61-0.791000P31-3 t0=20=37.92C80CwA151.25此处取15W/m2C合理润滑油黏度和润滑方法2mm润滑油黏度根据vs=6.3m，取润滑油黏度40C=220ss(mm2/s)润滑方法采用浸油润滑由此可以确定蜗轮蜗杆副的一些根本参数：名称蜗杆轴向齿距蜗杆导程角符号pxpz公式Px=mpz=mz1数值25.13mm25.13mm-优选.蜗杆分度圆直径蜗杆齿顶圆直径蜗杆齿根圆直径蜗杆分度圆柱导程角蜗杆齿宽螺纹长度蜗轮分度圆直径蜗轮喉圆直径蜗轮齿根圆直径蜗轮外径蜗轮齿宽D1da1df1B1D2da2df2de2B2D1=z1m/tanda1=d1+2hadf1

32、=d1-2ha+ctan=mz1/d1B1=2mz21D2=mz2da2=d2ha+xmdf2=d2ha-xm+cde2=da2+mB2=2m0.5+80mm96mm60.8mm5.789mm240mm256mmx=0220.8mm264mmd11m取为 61mm蜗轮齿宽角中心距蜗轮咽喉母圆半径arg4=2arcsinb2/d11/2(d3+d4)rg4=a-da2/299.3160mm32mm齿顶高 ha=m，径向间隙 c=0.2m。蜗杆长度280mm,各段长度如图3.53.5 轴承轴承3.5.13.5.1轴承的选型轴承的选型由于在工作中，轴承即受到径向力又受到轴向力，并且转速不高。所示蜗杆

35、2755602130 0Fr1 2649NM1 056022452649100Fr2375 0Fr2 2953N合成支座反力2Fr1Fr1 Fr2964226492 2818N11Fr2 F F2r22r22 1075 2953 3142N222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-优选.查表 9-8，FS Fr2Y查手册，32010 轴承的e 0.42 Y 1.4Cr 61KNFs1=1006NFs21122N求轴承的轴向载荷 A由构造知，FA Fa81NFA Fs11006811122 Fs2所以：1.压紧 2 放松(3)求轴承担量动载荷P由A1R191 0.0

36、67 0.37 e12818查表 9-6X1=1Y1=0A2R1197 0.38 0.37 e23142查表 9-6X2=0.44Y2=1.3因轴承运转中有中等冲击载荷，按表 9-7，取fd1.4P1 fd(X1R1Y1A1)1.4(1281801197)3945NP2 fd(X2R2Y2A2)1.4(0.4431421.3191)2283N(4)验算轴承寿命因P1P2，所以按P2验算查表 9-4，ft1L106ftc10610h60nP2000(161103()3945)330808h Lh 4800h (3-7)260故所选轴承满足寿命要求。3.63.6 主轴主轴-优选.3.6.13.6.

37、1 轴的材料轴的材料轴的材料主要是合金钢和碳素钢，在价格上，碳素钢要比合金钢廉价，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，其中最常用的是 45 钢。一般轴的受力比拟复杂，为了保证它的力学性能，一般要进展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。3.6.23.6.2 确定轴的构造尺寸确定轴的构造尺寸(1)主轴上的P1，转速 n 和转矩T查表得：齿轮传动的效率为w=0.97；一对滚动轴承的效率w=0.99；蜗轮蜗杆传动的效率w=0.79P1 P1231.60.970.99 0.79 1.21KWn 20r/mi

38、nT 672320N mm(2)求作用在涡轮上的力涡轮所受的力如图 4-7 所示；图 4-6 涡轮受力图-优选.Ft22T22672320 5602Nd2240Fr2 Ft2tan20=2039NFa22T127640191Nd180(3)初步确定轴的最小直径选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表 16.2 得A0112,于是得dP1.21 A31123=44mm0nmin20(4)据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，如图 4-8 所示。图 4-7 主轴构造图dIII 55mmLIII100mmdIIIII 60mmLIIIII15mmdIIIIV 70mmL100mmdIVV 60m

39、mdVVI50mm5确定轴上圆角和倒角尺寸IIIIVLIVV60mmLVVI100mm参考表 16-2，取轴端倒角为1.545，各轴肩处的圆角半径见零件图。-优选.3.6.33.6.3 校核轴的强度校核轴的强度按弯扭合成应力校核轴的强度通常在进展校核时，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，扭矩切应力为脉动循环变应力，-优选.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-1b=60MpaM445640那么轴的最小直径d 3=3=19.51mm0.1-1b0.160设计轴最小直径 d=50mm19.51mm。综上分析计算回转主轴设计

40、合理。3.73.7 联接、支撑件的设计联接、支撑件的设计3.7.13.7.1 键的选择包括类型选择和尺寸选择。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。3.7.23.7.2 键联接的类型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

41、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。方头键可防止上述缺点，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-优选.图 5-1 键的构造图3.7.23.7.2 键的选型键的选型8 级精度的直齿圆柱齿轮要有一定的定心性，因此选用平键，由于是静联接，选用普通平键，圆头。键长度小于轮毂长度5mm 10mm且键长不宜超过1.6 1.8d查手册得齿轮、涡轮、联轴器与轴的同向定位一般都采用平键联接

43、所选的键尺寸为bhl 10823mm齿轮轴的轴颈为 60mm,所选的键尺寸为bhl 181123mm3.7.33.7.3 键的强度校核键的强度校核联接涡轮的键bhl 14960mm，由公式p4T pMPa得dhl4T47640p 4.0MPadhl14960查表 2-10 得材料为钢的键静联接的p=130MPap故强度足够3.83.8 轴承轴承3.8.13.8.1 轴承的预紧轴承的预紧预紧可以提高轴承的旋转精度，增加轴承组合的刚度性、减少振动和噪声。常用的预紧方法有：1外圈或内圈间加金属垫片2在一对轴承之间装入长短不等的套筒实现轴承的预紧，预紧力的大小可以通过长度差控制，这种方法刚度较大。3用

44、弹簧预紧，可得到稳定的预紧力。3.8.23.8.2 滚动轴承的配合滚动轴承的配合滚动轴承的配合是指内圈与轴颈、外圈与轴承座孔的配合。这些配合的松紧-优选.直接影响轴承游隙的大小，而游隙的大小关系到轴承的运转精度和寿命。轴承是标准件，所以轴承内孔与轴颈的配合按基孔制；外圈与轴承座空的配合按基轴制。装配图上标注滚动轴承配合时，对内圈和轴的配合只标轴的公差带，对外圈与轴承座孔的配合只标注孔的公差代号。但有一点要特别说明的是，因为轴承内孔的基准公差带在零线以下，但一般情况下，圆柱孔的基准公差带在零线以上，所以轴承的配合要比一半圆柱体在一样配合情况下，要紧的多。综合考虑选用H7/k6和K7/h6。3.8

45、.33.8.3滚动轴承的润滑滚动轴承的润滑主要目的是减少摩擦和磨损，同时期冷却、吸振、防锈和减少噪声等作用。滚动轴承中使用的润滑剂，主要是润滑脂和润滑油。润滑剂和润滑方法的选择可按轴承速度因数dn值来确定。常用的润滑方式有：（1）油浴润滑油面不高于最低滚动体的中心。这种方法不适合高速。（2）飞溅润滑闭式齿轮传动装置中轴承常用的润滑方法。（3）喷油润滑该方法适用于转速高，载荷大，要求润滑可靠的轴承。；另外还有滴油润滑和油雾润滑等。在本设计中，传动轴上使用的轴承型号为32010，转速为2000r/min，选用脂润滑。3.8.43.8.4滚动轴承的密封装置滚动轴承的密封装置密封的作用主要是阻止灰尘、

46、水、酸气等其他杂物进入轴承，并阻止润滑剂流失。密封方法的选择主要与润滑剂的种类、使用环境、温度及密封的圆周速度等因素有关，密封装置可分为接触式及非接触式两大类。接触式密封分为毡圈密封、皮碗密封、密封环密封。非接触式密封分为油沟式密封、迷宫式密封、甩油环与油沟组合。-优选.在该设计中，由于轴的转速不高，轴的硬度也符合要求，所以选用接触式密封就可以。其中传动轴的圆周速度为v 手册知，选用毡圈密封。3.8.53.8.5转台轴承转台轴承轴向/径向轴承YRT：YRT轴承由一个推力/向心座圈，一个推力/向心座圈，一个推力垫圈，两个滚针保持架组件和一组向心圆柱滚子组成。座圈和轴圈有均布的安装螺纹孔。该

47、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。适于高精度回转工作台，卡盘以及测量试验中的轴承装置，该型轴承对与之配合的设备零件的要求也较高。安装时需控制安装螺钉的扭紧力矩工件台竖直承重200Kg,工作台的质量约为80Kg,竖直方向承重280 Kg，转台所受转矩为672320Nmm,Fr2 Ft2tan 20=2039N,径向力为2039N。Fa=280 9.8=2744N我们选择 YRT80，具体参数如上表。3.93.9 联轴器联轴器dn601000302000601000 3.14m s，由-优选.联轴器是联接两轴使之同时回转并传递转矩的部件。数控机床的进给机构中，采用伺服电

48、机与传动轴联接，一般采用联轴器直连、齿形同步带连接或运用齿轮相连。但因数控铣床用双摆轴工作台要求精度较高，联轴器直连便成为伺服电机与传动轴连接的最正确方法。联轴器主要分为刚性联轴器和挠性联轴器 1.刚性联轴器刚性联轴器目前主要采用联轴套加锥销的联接方法，而且大多进给电机轴上都备有平键。如果载荷较大，这种连接经过一段时间使用，圆锥销会逐渐松动，键槽侧面间隙逐渐增大，严重时引起锥销脱落，造成零件加工尺寸不稳定。2.挠性联接器挠性联接器是目前数控机床广泛采用的一类联轴器，它能补偿因同轴度及垂直度误差引起的干预现象。但挠性联轴器需要挠性元件，造成其径向尺寸相对加大，使空间加大，而且本钱较高。综上所述，

49、采用套筒联轴器。套筒联轴器的构造简单，制造方便，本钱较低，径向尺寸小。第四章工作台设计第四章工作台设计查机械设计手册，壁厚80mm,直径400mm,T型槽A为10mm,配合M8的螺栓。T型槽T形槽|A|根本尺寸/mm:10T形槽|B|最小尺寸/mm:16T形槽|B|最大尺寸/mm:18-优选.T形槽|C|最小尺寸/mm:7T形槽|C|最大尺寸/mm:8T形槽|H|最小尺寸/mm:17T形槽|H|最大尺寸/mm:21T形槽|E|最大尺寸/mm:1T形槽|F|最大尺寸/mm:0.6T形槽|G|最大尺寸/mm:1螺栓头部|d|公称尺寸/mm:M8螺栓头部|S|最大尺寸/mm:15螺栓头部|K|最大尺寸/mm:6机架的设计机架的设计机架零件支撑着机器中的全部零件，保证组成机器的各零件处于正确的工作位置，承受各零件的作用力，并传递到根底上。每台机器都有各自的特殊功能，因而，为满足这些特殊要求，机架零件具有各自的构造形状。由于机架零件形状复杂，一般多采用铸件。铸铁因具有铸造性能好、价廉、吸收振动能力强及刚度高等特点，在机架零件中应用最广。受载情况严重的机架零件，可用铸钢。参考文献参考文献1邱宣怀主编.机械设计第四版 M.：高等教育，2007.2成大先主编.机械设计手册.：化学工业，2008.3陈秀宁施高义编著.机械设计课程设计.：*大学，2012.-优选.-优选.-优选

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