《自動換刀數(shù)控鏜床的回轉(zhuǎn)工作臺設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《自動換刀數(shù)控鏜床的回轉(zhuǎn)工作臺設計（35頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。
1、數(shù)控技術(shù)專業(yè) 畢業(yè)設計 數(shù)控技術(shù)專業(yè)畢業(yè)設計報告畢業(yè)設計題目：數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺設計 指導教師：學生姓名：學 號：畢業(yè)時間：2機電工程系數(shù)控技術(shù)專業(yè)數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺設計1、 引言數(shù)控機床的圓周進給由回轉(zhuǎn)工作臺完成，稱為數(shù)控機床的第四軸：回轉(zhuǎn)工作臺可以與X、Y、Z三個坐標軸聯(lián)動，從而加工出各種球、圓弧曲線等?；剞D(zhuǎn)工作臺可以實現(xiàn)精確的自動分度，擴大了數(shù)控機床加工范圍。目前數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺已廣泛應用于數(shù)控機床和加工中心上，它的總的發(fā)展趨勢為：1在規(guī)格上將向兩頭延伸，即開發(fā)小型和大型轉(zhuǎn)臺；2在性能上將研制以鋼為材料的蝸輪，大幅度提高工作臺轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)臺的承載能力；3在形式上繼續(xù)研制兩軸聯(lián)動和多軸并聯(lián)回轉(zhuǎn)的數(shù)控轉(zhuǎn)臺
2、。 數(shù)控轉(zhuǎn)臺的市場分析：隨著我國制造業(yè)的發(fā)展，加工中心將會越來越多地被要求配備第四軸或第五軸，以擴大加工范圍。2、 數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺的原理與應用（一）數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺的原理數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺主要用于數(shù)控鏜床和銑床，其外形和通用工作臺幾乎一樣，但它的驅(qū)動是伺服系統(tǒng)的驅(qū)動方式。它可以與其他伺服進給軸聯(lián)動。圖2.1為自動換刀數(shù)控鏜床的回轉(zhuǎn)工作臺。它的進給、分度轉(zhuǎn)位和定位鎖緊都是由給定的指令進行控制的。工作臺的運動是由伺服電動機，經(jīng)齒輪減速后由蝸桿-蝸輪帶動。為了消除蝸桿副的傳動間隙，采用了雙螺距漸厚蝸桿，通過移動蝸桿的軸向位置來調(diào)整間隙。這種蝸桿的左右兩側(cè)面具有不同的螺距，因此蝸桿齒厚從頭到尾逐漸增厚。但由
3、于同一側(cè)的螺距是相同的，所以仍然可以保持正常的嚙合。圖2.1 自動換刀數(shù)控鏜床的回轉(zhuǎn)工作臺1工作臺 2滾柱導軌 3、4夾緊瓦 5小液壓缸 6活塞 7彈簧8鋼球 9圓光柵 10雙列圓柱滾子軸承 11圓錐滾子軸承當工作臺靜止時，必須處于鎖緊狀態(tài)。為此，在蝸輪底部的輻射方向裝有8對夾緊瓦4和3，并在底座上均布同樣數(shù)量的小液壓缸5。當小液壓缸的上腔接通壓力油時，活塞6便壓向鋼球8，撐開夾緊瓦，并夾緊蝸輪。在工作臺需要回轉(zhuǎn)時，先使小液壓缸的上腔接通回油路，在彈簧7的作用下，鋼球8抬起，夾緊瓦將蝸輪松開?；剞D(zhuǎn)工作臺的導軌面由大型滾動軸承支承，并由圓錐滾柱軸承11及雙列向心圓柱滾子軸承10保持準確的回轉(zhuǎn)中心
4、。數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺的定位精度主要取決于蝸桿副的傳動精度，因而必須采用高精度蝸桿副。在半閉環(huán)控制系統(tǒng)中，可以在實際測量工作臺靜態(tài)定位誤差之后，確定需要補償角度的位置和補償?shù)闹担洃浽谘a償回路中，由數(shù)控裝置進行誤差補償。在全閉環(huán)控制系統(tǒng)中，由高精度的圓光柵10發(fā)出工作臺精確到位信號，反饋給數(shù)控裝置進行控制?；剞D(zhuǎn)工作臺設有零點，當它作回零運動時，先用擋鐵壓下限位開關(guān)，使工作臺降速，然后由圓光柵或編碼器發(fā)出零位信號，使工作臺準確地停在零位。數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺可以作任意角度的回轉(zhuǎn)和分度，也可以作連續(xù)回轉(zhuǎn)進給運動。（2） 設計準則1創(chuàng)造性的利用所需要的物理性能2分析原理和性能3判別功能載荷及其意義4預測意外載荷
5、5創(chuàng)造有利的載荷條件6提高合理的應力分布和剛度7重量要適宜8應用基本公式求相稱尺寸和最佳尺寸9根據(jù)性能組合選擇材料10零件與整體零件之間精度的進行選擇11功能設計應適應制造工藝和降低成本的要求（三）主要技術(shù)參數(shù)1最大回轉(zhuǎn)半徑：200mm2回轉(zhuǎn)角度：0-360度3回轉(zhuǎn)精度：0.01度4回轉(zhuǎn)速度：6-20r/min5最大承重：200KG三、數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺的結(jié)構(gòu)設計（一）傳動方案的確定1. 驅(qū)動方式選擇由于數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺的控制精度要求較高且工作功率不大，動力源應選擇步進電機或伺服電機。由于本工作臺設計為閉環(huán)控制，故開環(huán)的步進電機不合適，選用用于閉環(huán)控制中的，廣泛使用的交流伺服電動機。2. 傳動方案傳
6、動時應滿足的要求數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺一般由原動機、傳動裝置和工作臺組成，傳動裝置在原動機和工作臺之間傳遞運動和動力，并可實現(xiàn)分度運動。原動機采用交流伺服電動機，工作臺為T形槽工作臺，傳動裝置由齒輪傳動和蝸桿傳動組成。合理的傳動方案主要滿足以下要求：（1）機械的功能要求：應滿足工作臺的功率、轉(zhuǎn)速和運動形式的要求。（2）工作條件的要求：例如工作環(huán)境、場地、工作制度等。（3）工作性能要求：保證工作可靠、傳動效率高等。（4）結(jié)構(gòu)工藝性要求：如結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、使用維護便利、工藝性和經(jīng)濟合理等。（二）傳動方案及其分析數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺傳動方案為：伺服電機齒輪傳動蝸桿傳動工作臺傳動方案分析如下：齒輪傳動承受載能力
7、較高，傳遞運動準確、平穩(wěn)，傳遞功率和圓周速度范圍很大，傳動效率高，結(jié)構(gòu)緊湊。蝸桿傳動的特點：1傳動比大：在分度機構(gòu)中可達1000以上。與其他傳動形式相比，傳動比相同時，機構(gòu)尺寸小，因而結(jié)構(gòu)緊湊。2傳動平穩(wěn)：蝸桿齒是連續(xù)的螺旋齒，與蝸輪的嚙合是連續(xù)的，因此，傳動平穩(wěn)，噪聲低。3可以自鎖：當蝸桿的導程角小于齒輪間的當量摩擦角時，若蝸桿為主動件，機構(gòu)將自鎖。這種蝸桿傳動常用于起重裝置中。4效率低、制造成本較高：蝸桿傳動是，齒面上具有較大的滑動速度，摩擦磨損大，故效率約為0.7-0.8，具有自鎖的蝸桿傳動效率僅為0.4左右。為了提高減摩擦性和耐磨性，蝸輪通常采用價格較貴的有色金屬制造。由以上分析可得：
8、將齒輪傳動放在傳動系統(tǒng)的高速級，蝸桿傳動放在傳動系統(tǒng)的低速級，傳動方案較合理。數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺兩種型式：開環(huán)回轉(zhuǎn)工作臺、閉環(huán)回轉(zhuǎn)工作臺。開環(huán)回轉(zhuǎn)工作臺：開環(huán)回轉(zhuǎn)工作臺和開環(huán)直線進給機構(gòu)一樣，都可以用電液脈沖馬達、功率步進電機來驅(qū)動。閉環(huán)回轉(zhuǎn)工作臺：閉環(huán)回轉(zhuǎn)工作臺和開環(huán)回轉(zhuǎn)工作臺大致相同，其區(qū)別在于：閉環(huán)回轉(zhuǎn)工作臺有轉(zhuǎn)動角度的測量元件。所測量的結(jié)果經(jīng)反饋與指令值進行比較，按閉環(huán)原理進行工作，使轉(zhuǎn)臺分度定位精度更高。由圖3.1所示，數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺的傳動方案為一級齒輪傳動，二級蝸桿傳動：圖3.1 傳動方案（3） 齒輪傳動的設計1. 選擇材料考慮到齒輪傳動效率不大，速度只是中等，選擇小齒輪材料為40Cr
9、（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。2. 按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算公式進行計算，即d1t2.323KT1du1u(ZEH)23.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1）選用直齒圓柱齒輪傳動。（2）選小齒輪齒數(shù)z1=22，大齒輪齒數(shù)z2=322=66。（3）試選載荷系數(shù)Kt=1.3。（4）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T=9.55106P1n1=9.551061.51200=11937.5Nmm。4計算（1）試算小齒輪的分度圓直徑d1t，代入H較小的值d1t2.323KT1du+1u(ZEH)2=2.3231.311937.5143(189.8
10、522.5)2=32.426mm（2）計算周轉(zhuǎn)速度vv=d1tn1601000=32.4261200601000m/s=2.04m/s（3）計算齒寬bb=dd1t=132.426mm=32.426mm（4）計算齒寬與齒高之比b/h模數(shù) mt=d1tz1=32.42622=1.47mm齒高 h=2.25mt=2.251.47mm=3.3mmbh=32.4263.3=9.83（5）計算載荷系數(shù)根據(jù)v=2.04m/s，7級精度，查得動載荷系數(shù)Kv=1.1；直齒輪，KH=KF=1；由表查得使用系數(shù)KA=1；由表用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時；KH=1.411。由b/h=9.83、KH
11、=1.411查圖得KF=1.2；故載荷系數(shù)：K=KAKvKHKH=11.111.411=1.552（6）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式得：d1=d1t3KKt=32.42631.5521.3=34.4mm（7）計算模數(shù)mm=d1z1=34.422mm=1.56mm5.按齒根彎曲強度設計彎曲強度的設計公式為：m32KT1dz12(YFaYSaF)（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=380MPa。查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85，KFN2=0.88。（2）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù),由式得：F1
12、=KFN1FE1S=0.855001.4MPa=303.57MPaF2=KFN2FE2S=0.883801.4MPa=238.86MPa（3）計算載荷系數(shù)KK=KAKvKFKF=11.111.2=1.32（4）查取齒形系數(shù)由表查得 YFa1=2.72 YFa2=2.28（5）查取應力校正系數(shù)由表查得 YSa1=1.57 YSa2=1.73（6）計算大、小齒輪的并加以比較YFa1YSa1F1=2.721.57303.57=0.01407 YFa2YSa2F2=2.281.73238.86=0.016516.設計計算m32KT1dz12(YFaYSaF)=321.3211937.512220.01
13、651=1.02mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強度算得到模數(shù)m=1.02,并就近圓整為標準值m=3mm,按接觸強度算的的分度圓直徑d=34.4mm，算出小齒輪齒數(shù)z1=d1m=34.41.523。大齒輪齒數(shù)z2=323=69。7.計算齒輪幾何尺寸（1）計算分度圓直徑d1=z1m=233mm=69mmd2=z2m=693mm=207mm（2）中心距a=d1+d22=69+2072=138mm（3） 計算齒輪寬度b=dd1=16
14、9mm取B2=69mm，B1=64mm 8.結(jié)構(gòu)設計如圖3.2，3.3所示，小齒輪為實心結(jié)構(gòu)，大齒輪采用腹板式結(jié)構(gòu)，齒輪與軸采用單鍵連接：圖3.2 小齒輪結(jié)構(gòu) 圖3.3 大齒輪結(jié)構(gòu)（4） 渦輪及蝸桿的選用與校核1.選擇材料蝸桿傳動效率不大，速度只是中等，故蝸桿用45號鋼；為達到更高的效率和更好的耐磨性，要求蝸桿螺旋齒面淬火，硬度為45-55HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn0P1，金屬鑄造。齒圈用青銅制造，輪芯用灰鑄鐵HT100制造。2.按齒面接觸疲勞強度設計根據(jù)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，在校核齒根彎曲疲勞強度。傳動中心距：a3KT2(ZEZH)2（1）確定作用在蝸
15、輪上的轉(zhuǎn)距T2按z1=2，估取效率=0.8，則T2=9.55106P2n2=9.55106Pn2=9.551061.50.820Nmm=573000Nmm（2）確定載荷系數(shù)T因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數(shù)K=1；由表選取使用系數(shù)KA=1.15；由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動載系數(shù)KV=1.05；則K=KAKKV=1.1511.051.21（3）確定彈性影響系數(shù)ZE因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和蝸桿相配，故ZE=160MPa12。（4）確定接觸系數(shù)Z先假設蝸桿分度圓直徑d1和傳動中心距a的比值d1a=0.35，從而可查得Z=2.9。（5）確定許用應力H根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10P
16、1，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度45HRC，從而可查得蝸輪的基本許用應力H=268MPa。應力循環(huán)次數(shù)： N=60njLh=602012830010=5.76107因為電動刀架中蝸輪蝸桿的傳動為間隙性的，故初步定位、其壽命系數(shù)：KHN=81075.76107=0.8034 則 H=KHNH=0.8034268MPa=215MPa（6）計算中心距a3KT2(ZEZH)2=31.21573000(1602.9215)2mm=147.809mm取中心距a=200mm，因i=20，故從表中取模數(shù)m=8mm，蝸桿分度圓直徑d1=80mm，這時=d1a=0.4，從而可查得接觸系數(shù)Z=2.74，因為ZZ，因
17、此以上計算結(jié)果可用。（5） 渦輪與蝸桿的主要參數(shù)與幾何尺寸1. 渦輪蝸輪齒數(shù) z2=41；變位系數(shù) x2=-0.5；驗算傳動比 i=41/2=20.5，這時傳動比誤差為 (20.5-20)/20=2.5%,是允許的；蝸輪分度圓直徑 d2=mz2=841mm=328mm；蝸輪喉圓直徑 da2=d2+2ha2=328+28mm=344mm；蝸輪齒根圓直徑 df2=d2-2hf2=328-21.28mm=308.8mm；蝸輪咽喉母圓直徑 rg2=a-12da2=200-12344mm=28mm；2. 蝸桿 蝸桿分度圓直徑 d1=80mm；蝸桿軸向齒距 pa=m=25.133mm；直徑系數(shù) q=10；
18、齒頂圓直徑 da1=d1+2ha1=96mm；齒根圓直徑 df1=d1-2ha1+c=60.8mm；分度圓導程角 =111836；蝸桿軸向齒厚 sa=2m=12.5664mm3. 校核齒根彎曲疲勞強度F=1.53KT2d1d2mYFa2YF當量齒數(shù) zv2=z2cos3=41(cos11.31)3=43.48根據(jù)x2=-0.5，zv2=43.48，可查得齒形系數(shù)YFa2=2.87。螺旋角系數(shù) Y=1-140=1-11.31140=0.9192許用彎曲應力 F=FKFN從表中查得由ZCuSn0P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力F=56MPa。壽命系數(shù) KHN=91065.76107=0.823 F
19、=560.823MPa=46.088MPa F=1.531.215730008032882.870.9192MPa=13.33MPa所以彎曲強度是滿足要求的。4. 結(jié)構(gòu)設計如圖3.4所示，渦輪采用連體式結(jié)構(gòu)：圖3.4 渦輪結(jié)構(gòu)（6） 軸的校核與計算1. 軸的設計傳動軸及蝸桿軸的形狀如圖3.6，3.7所示：圖3.6 傳動軸結(jié)構(gòu)圖3.7 蝸桿軸結(jié)構(gòu) 2. 按許用切應力計算（1）求兩軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩：傳動軸：取軸承傳動效率1=0.99；聯(lián)軸器傳動效率2=0.99P1=Pm12=1.50.990.99=1.47kWn1=1200r/minT1=9550P1n1Nm=95501.471200=11
20、.699Nm蝸桿軸：取齒輪傳動效率為3=0.97；軸承傳動效率為4=0.99P2=P112=1.470.970.99=1.41kWn2=400r/minT2=9550P2n2Nm=95501.41400=33.664Nm（2）初步確定兩軸的最小直徑：由材料力學可知，實心圓軸的抗扭強度條件為T=TWT=9.55106Pn0.2d3T由此得到軸的基本直徑為d39.55106P0.2Tn=C3Pn選取兩軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表查得T=35MPa，C=112MPa；于是得d1C3P1n1=11231.471200=11.98mmd2C3P2n2=11231.41400=17.05mm取輸入軸
21、的直徑為安裝聯(lián)軸器處軸的直徑與聯(lián)軸器的直徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT1=1.511699=17548.5Nmm按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，在標準GB/T5843-2003，選用YL5型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為63000Nmm。半聯(lián)軸器的孔徑d=30mm，故取半聯(lián)軸器長度64mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=40mm。3.按許用彎曲應力計算（1）求齒輪及蝸輪作用在傳動軸及蝸桿軸上的力：傳動軸：已知小齒輪的分度圓直徑為69mm傳動軸所受的力如圖3.8所示：圖3.8 傳動軸受力圖Ft=2T1d1=211699Nmm69mm=339.1NFr
22、=Fttan20=123.42NFa=0N蝸桿軸：已知大齒輪的分度圓直徑為207mm，蝸輪分度圓直徑為328mm蝸輪軸所受的力如圖3.9所示：圖3.9 蝸桿軸受力圖（2）作出兩軸的空間受力圖及彎矩MH、MV、Me圖和T圖：傳動軸： 圖3.10 傳動軸應力分析圖渦輪軸：圖3.11 渦輪軸應力分析圖（4） 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的強度。根據(jù)式:ca=Me2+(T2)W=Me2+(T2)0.1d3及圖中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭矩切應力為脈動循環(huán)變應力取=0.6；計算軸的應力：傳動軸：ca1=Me12+(T12)W=11367.152+(0.61
23、16992)0.1303=5.38MPa蝸輪軸：ca2=Me22+(T22)W=131174.5792+(0.6336642)0.1803=2.61MPa前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表查得-1=60MPa，因此cat左時，s1=t左-c1,s2=t右-c1相鄰兩齒厚的差值 s=s2-s1=t右-t左不難看出，任意兩相鄰齒厚之差（沿同一軸向截面上）都是s=s2-s1=t右-t左，這樣的蝸桿從左到右齒厚漸厚，當蝸桿向左移動時，嚙合側(cè)隙將會逐漸減小。同理，當時t右t左，從左到右齒厚漸薄，當蝸桿向左移動時，嚙合側(cè)隙將會逐漸變大。2. 蝸桿副側(cè)隙的調(diào)整過程如圖3.13，通過調(diào)整調(diào)整套1和調(diào)整套
24、2的長度是蝸桿軸向移動，從而達到調(diào)整蝸桿渦輪嚙合側(cè)隙的目的，這種調(diào)整方式結(jié)構(gòu)簡單，調(diào)整方便。圖3.13 間隙消除示意圖1調(diào)整套 2雙螺距漸厚蝸桿 3渦輪 4調(diào)整套2（11） 液壓張緊機構(gòu)1. 液壓張緊機構(gòu)的原理考慮到渦輪的定心與平穩(wěn)運作，定心軸外需加墊塊及液壓缸，夾持張緊保持工作臺在張緊的情況下穩(wěn)定工作。由定心要求可知液壓缸體以定心軸為中心四軸對稱，由箱體底部的油路供油，同時為了保證渦輪蝸桿處接觸的潤滑、在墊塊側(cè)邊開潤滑油口。如圖3.14。圖3.14 液壓原理圖2. 液壓張緊機構(gòu)剖面圖圖3.15 液壓張緊機構(gòu)剖面圖3. 墊塊結(jié)構(gòu)剖面圖圖3.16 墊塊結(jié)構(gòu)剖面圖(十二）三維圖圖3.17 外觀圖圖3.18 齒輪傳動剖面圖3.19 蝸桿傳動剖面圖3.20 聯(lián)軸器剖面35
自動換刀數(shù)控鏜床的回轉(zhuǎn)工作臺設計
