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湘潭大學興湘學院
畢業(yè)設計說明書
題 目： Y3150E型滾齒機工作臺設計
專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化
學 號： 2010962908
姓 名： 郭洪波
指導教師： 張高峰教授
、
完成日期： 2014.5.20
畢業(yè)論文（設計）任務書
論文（設計）題目： Y3150E滾齒機的轉臺設計
學號： 2010962908 姓名： 郭洪波 專業(yè)： 機械設計制造及其自動化
指導教師： 張高峰教授 系主任： 劉柏希
1、 主要內(nèi)容及基本要求
本課題完成對Y3150E滾齒機轉臺系統(tǒng)的分析設計，主要完成轉臺系統(tǒng)主要技術參數(shù)確定，蝸桿軸承的設計計算。需編寫相應的設計說明書，并用二維軟件繪制總裝配圖以及非標準件零件圖。
二、重點研究的問題
Y3150E滾齒機回轉工作臺的工作原理和機械結構的設計和計算，蝸桿傳動的設計和蝸桿軸的強度校核、軸承的壽命分析計算。
三、進度安排
序號
各階段完成的內(nèi)容
完成時間
1
查閱相關文獻資料
2014年3月中旬
2
通過閱讀文獻資料完成開題報告
2014年4月上旬
3
研究轉臺系統(tǒng)的基本工作原理，完成方案設計、論證
2014年4月中旬
4
完成總體設計，及其設計圖的繪制
2014年4月下旬
5
撰寫畢業(yè)設計說明書，準備論文答辯
2014年5月上中旬
6
答辯
2014年5月下旬
四、應收集的資料及主要參考文獻
[1] 齒輪手冊編委會. 齒輪手冊（第二版）[M]. 北京: 機械工業(yè)出版社, 2000(8).
[2] 楊春林,. 美國芝加哥國際制造技術展覽會(IMTS2006)[M]. 世界制造技術與裝備市場, 2006(5): 45-46.
[3] 沈福金. 日本機床技術的發(fā)展動向[J]. 世界制造技術與裝備市場, 2007(1): 60-68.
[4] 王紅利. 從CIMT2007看齒輪加工機床的發(fā)展趨勢[J]. 世界制造技術與裝備市場, 2007(3): 40-44.
[5] 李先廣, 廖紹華. 從EMO2007看齒輪加工機床的發(fā)展[J]. 世界制造技術與裝備市場, 2008(1): 62-66.
[6] 李先廣. 當代先進制齒及制齒機床技術的發(fā)展趨勢[J].制造技術與機床, 2003(2): 66-68.
[7] 李先廣. 當今制齒技術及制齒機床[J]. 現(xiàn)代制造工程, 2002(11): 66-68.
[8] 莊磊, 王珉, 左敦穩(wěn). 齒輪加工機床的發(fā)展特點及相關技術[J]. 江蘇機械制造與自動化, 2000(5): 9-11.
[9] 濮良貴, 紀名剛. 機械設計（第八版）[M]. 北京: 高等教育出版社, 2006(5).
[10] 吳宗澤. 機械設計師（上冊）[M]. 北京: 機械工業(yè)出版社, 2002(1).
畢業(yè)論文（設計）評閱表
學號 2010962908 姓名 郭洪波 專業(yè) 機械設計制造及其自動化
畢業(yè)論文（設計）題目： Y3150E型滾齒機的轉臺設計
評價項目
評 價 內(nèi) 容
選題
1符合培養(yǎng)目標，體現(xiàn)學科、專業(yè)特點和教學計劃的基本要求，達到綜合訓練的目的；
2.難度、份量適中；
3.與生產(chǎn)、科研、社會等實際相結合。
能力
1.有查閱文獻、綜合歸納資料的能力；
2.有綜合運用知識的能力；
3.具備研究方案的設計能力、研究方法和手段的運用能力；
4.具備一定的外文與計算機應用能力；
5.工科有經(jīng)濟分析能力。
論文
（設計）質(zhì)量
1.立論正確，論述充分，結構嚴謹合理；實驗正確，設計、計算、分析處理科學；技術用語準確，符號統(tǒng)一，圖表圖紙完備、整潔、正確，引文規(guī)范；
2.文字通順，有觀點提煉，綜合概括能力好；
3.有理論價值或實際應用價值，有創(chuàng)新之處。
綜
合
評
價
本設計選題綜合性較強，符合機械專業(yè)培養(yǎng)目標和要求；題目難度適中，與工業(yè)生產(chǎn)實際結合緊密。該生具有較強的查閱文獻和綜合歸納資料的能力，綜合應用本科所學知識能力較強；計算機應用能力較好，英文水平及應用不錯。
論文立論正確，論述比較充分，整體結構尚可；設計與計算科學，技術用語準確，圖紙完備，引文規(guī)范。論文文字通順，該設計具有一定的實際應用價值。同意參加答辨。
評閱人：
年 月 日
目 錄
第1章 緒論 1
1.1 引言 1
1.2 齒輪加工機床的國內(nèi)外發(fā)展概況 1
1.3 論文的主要構成 3
第2章 滾齒機的總體設計 4
2.1 滾齒原理 4
2.2 Y3150E型滾齒機的結構 4
2.3 Y3150E型滾齒機技術規(guī)格 5
2.4 回轉工作臺的方案設計 6
2.5 回轉工作臺的設計結構 6
2.6 本章小結 8
第3章 回轉工作臺傳動部分的設計計算 9
3.1 電動機的選擇 9
3.2 蝸桿傳動的設計 9
3.2.1 選擇蝸桿傳動的類型 9
3.2.2 選擇材料 9
3.2.3 按齒面接觸疲勞強度進行設計 9
3.2.4 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)及幾何尺寸 11
3.2.5 校核齒根彎曲疲勞強度 12
3.2.6 驗算效率η 13
3.3 蝸桿傳動的潤滑 13
3.3.1 潤滑方法的選擇 13
3.3.2 潤滑油的選擇 14
3.4 本章小結 14
第4章 回轉工作臺主要部件的設計計算 15
4.1 蝸桿軸的結構設計 15
4.1.1 蝸桿軸的最小直徑計算 15
4.1.2 蝸桿軸的強度校核 16
4.2 軸承壽命分析 17
4.3 本章小結 20
總結 21
致謝 22
參考文獻 23
Y3150E型滾齒機的轉臺設計
摘要
我國作為一個制造業(yè)的大國，齒輪加工技術水平一直比較落后，要加工高精
度的齒輪具有很大的難度。滾齒機是使用最廣泛的齒輪加工機床，作為加工齒輪的一種重要手段，隨著社會和科學技術水平的發(fā)展，對其加工精度的要求也越來越高?；剞D工作臺作為滾齒機的一個重要的結構大件，它的特性直接關系到機床的加工精度和表面粗糙度。因此，回轉工作臺的設計是滾齒機設計中的一個很重要的環(huán)節(jié)。
本文首先介紹了滾齒原理及Y3150E型滾齒機的總體結構，并對Y3150E型滾齒機的回轉工作臺進行了方案設計，其中重點對帶動回轉工作臺旋轉的蝸桿傳動進行了設計，校核了蝸桿軸的強度，還對安裝在蝸桿軸上的軸承進行了軸承壽命分析。
關鍵詞：滾齒機；滾齒原理；回轉工作臺；蝸桿傳動。
Abstract
China as a great manufacturing eountry the gear manufaeturing teehnology of which is lower than the world’s level. The gear hobbing machine, as one of the most important way to machinegears, is widely used. As the development of seience and teehnology, the maehining preeision beeome higher and higher. In hobbing machine, its rotary table is an important part influencing its machining preeision and stiffess of greatly. Hence, by means of optimizing analysis, strengthening the stiffness of hobbing machine is one effective way to improve its machining precision.
This paper introduced the principle of gear hobbing and the overall structure of Y3150E type hobbing machine, and the Y3150E type hobbing machine rotary table was designed. The worm drive makiing ratory table working is designed. Besides, the worm shaft strength was checked and the bearing installate on this worm shaft was analyed.
Key words: hobbing machine; principle of gear hobbing; rotary table; worm drive
第1章 緒論
1.1 引言
齒輪傳動是傳遞機器運動和動力的一種主要機械元件，它以其恒功率輸出、承載能力大、傳動效率高等優(yōu)點而被廣泛應用于各種機械設備及儀器儀表中，齒輪的質(zhì)量及壽命將直接影響整機的工作性能。隨著現(xiàn)代科學技術和工業(yè)水平的不斷提高，對齒輪的制造質(zhì)量要求也越來越高，齒輪的需求量也日益增加。這就要求機床制造業(yè)生產(chǎn)處高精度、高效率和高自動化程度的齒輪加工設備，以促進生產(chǎn)發(fā)展的需要。
對于齒輪產(chǎn)品，其形狀特點造成了齒輪加工的成型運動復雜、制造難度較大，所以，齒輪制造水平能夠在一定程度上反映一個國家機械工業(yè)的技術水平。制造齒輪的方法有很多，如鑄造、熱軋或沖壓，但精密齒輪的加工仍然主要依靠切削法。按照形成齒形的原理不同，可以分為成形法和展成法兩大類。成形法是用與被切齒輪齒槽形狀完全相符的成型銑刀切出齒輪的方法；而展成法加工齒輪是利用齒輪嚙合的原理，其切齒過程模擬成某種齒輪副（齒條、圓柱齒輪、蝸桿、蝸輪、錐齒輪等）的嚙合過程。
目前，滾齒是國內(nèi)外應用最為廣泛的切齒方法，一些國家滾齒機的擁有量約占所有齒輪機床總量的45%～50%，其加工原理是展成法，即把齒輪嚙合副的齒條制作成刀具。另一個則作為工件，靠內(nèi)聯(lián)傳動鏈強制刀具和工件作嚴格的嚙合運動而展成切出齒廓。滾齒精度一般可以達到7～8級，當采用高精度滾刀和高精度滾齒機時，能夠滾切5級的齒輪。
1.2 齒輪加工機床的國內(nèi)外發(fā)展概況
德國首先創(chuàng)造了滾齒機，美國出現(xiàn)了插齒機，尤其是美國格利森公司研制的刨齒機和銑齒機，使直齒錐齒輪和弧齒錐齒輪的加工機床得到了較大的發(fā)展;瑞士奧利康銑齒機的出現(xiàn)，使等高齒系列的擺線齒錐齒輪得到應用。隨著各行業(yè)對齒輪傳動提出高性能的需求，以磨齒為代表的硬齒面加工技術開始出現(xiàn)。上世紀20年代，瑞士馬格公司創(chuàng)造了磨齒機之后，各類型的磨齒機和磨齒方法相繼出現(xiàn)。40年代，美國創(chuàng)造了剃齒機，為軟齒面的高效精加工作出了貢獻。50年代初，美國首先發(fā)展了晰齒機，作為淬硬齒輪的高效光整加工設備，為齒輪生產(chǎn)行業(yè)廣泛使用。60年代中期，在歐美等國硬齒面制造技術的發(fā)展居主導地位，相應地，硬齒面加工設備的發(fā)展令人目不暇接。齒輪加工機床的數(shù)控，由于技術難度大和其他原因，起步較晚。但計算機數(shù)控給齒輪加工機床帶來了革命性的變化，自80年代初進入實用期以來，進展十分迅速，德國的普法特公司已停止普通滾齒機生產(chǎn)，日本的三菱和瑞士的萊士豪爾公司生產(chǎn)的齒輪機床大部也是CNC型。90年代后隨著電子齒輪箱傳動、誤差補償、參數(shù)化編程等技術在齒輪加工機床上的廣泛應用，數(shù)控機床的發(fā)展更加迅猛。進入21世紀以來，由于采用先進的加工軟件及數(shù)控系統(tǒng)，歐美等國的齒輪加工機床正向著高效、高精度、柔性化、綜合化等方面發(fā)展[l]。2006年9月美國國際制造技術展覽會于芝加哥展覽中心舉辦，2006年11月第23屆日本國際機床展覽會于日本東京舉辦，2007年4月第10屆中國國際機床展覽會在北京成功舉辦，2007年9月歐洲國際機床展覽會于漢諾威國際展覽中心舉辦，通過近幾年的國際四大機床展可以看出國外先進的齒輪加工技術和制齒機床已經(jīng)呈現(xiàn)出全數(shù)控化、高速、高效化、高加工精度化、功能復合化及綠色化等特點[2-5]。
我國的齒輪機床制造業(yè)，始建于50年代初，開始時全面引進前蘇聯(lián)的技術，發(fā)展了我國第一代齒輪加工機床。從60年代起，通過引進、吸收德、英、美等國的先進技術并結合我國國情進行創(chuàng)新，開發(fā)了一系列的齒輪機床新產(chǎn)品，至80年代初，己達到全面更新?lián)Q代。在滾、插、剃、晰、磨、錐齒輪加工、倒棱、倒角等主要齒輪加工機床方面.形成較完整的系列，貫徹了較先進的制造標準，能基本上滿足我國齒輪制造業(yè)的需要，并有少量出口[6]。目前，以齒輪機床制造為主業(yè)的廠家約10家，已成為我國機床工具行業(yè)的一個重要分支。
上世紀70年代以后，由于現(xiàn)代機械設備的功率、速度、噪聲與結構尺寸等工作參數(shù)的提高，以及對工作可靠性的進一步要求，目前齒輪裝置的制造精度和內(nèi)在質(zhì)量都提高了。在很多場合使用的齒輪裝置中，越來越普遍的采用材質(zhì)較好的硬齒面齒輪，尤其在汽車、農(nóng)機等行業(yè)，齒輪性能不斷提高、批量在擴大、規(guī)格品種在增加，對齒輪加工技術在高精度、高效率、自動化與柔性化等方面提出更高的要求。齒輪機床制造廠家，為適應這一新的要求，進行了一系列的基礎研究，同時吸收現(xiàn)代科學技術的相關成果，開發(fā)了新一代的齒輪機床產(chǎn)品[7]。尤其是計算機技術和電子技術的應用，使齒輪機床面目為之一新。齒輪加工機床的數(shù)控，由于技術難度大和其他原因，起步較晚[4]。我國自80年代中期開始研制，通過10多年的努力，己能生產(chǎn)各類CNC型齒輪加工機床。進入2000年以來，我國數(shù)控齒輪加工機床的發(fā)展己由成長期進入成熟期，并正向著高速、高效、高精度、綜合化等方面發(fā)展，但在其網(wǎng)絡化方面與國外仍然有很大差距。從1989年起，中國國際機床展覽會每隔兩年舉辦一次，迄今為止成功舉辦了十屆，CIMT的展會規(guī)模一直居中國各類國際專業(yè)工業(yè)展覽會之首，己成為國際先進制造技術交流與貿(mào)易的重要場所。2007年4月9日第10屆中國國際機床展覽會(CIMT20O7)在北京成功舉行，國內(nèi)齒輪加工機床參展商主要有陜西秦川機床工具集團有限公司、天津第一機床總廠、重慶機床有限責任公司、天津市精誠機床制造有限公司等，他們展出的產(chǎn)品充分展現(xiàn)了國內(nèi)齒輪加工機床的“精密、高效、復合、專用、大型”的特點，與國外技術水平先進的機床相比，國產(chǎn)機床制造商在提高機床的可靠性、穩(wěn)定性、加工效率、加工精度上下功夫，加快新產(chǎn)品研發(fā)力度，縮小與國外先進技術的差距，替代進口并擴大出口，以改變先進的加工技術和加工設備為西方發(fā)達國家所壟斷的現(xiàn)實[8]。
滾齒機是使用最廣泛的齒輪加工機床，其數(shù)量約占整個齒輪加工機床的45%左右。多數(shù)情況下，滾齒機用來加工漸開線齒形的直齒、斜齒和人字齒輪，只要工件的模數(shù)、壓力角與滾刀一致，通過機床的調(diào)整便可以加工不同齒數(shù)和不同螺旋角的齒輪。實際上，只要滾刀與工件齒形共轆，就可以加工其他齒形的工件，如圓弧齒輪、擺線齒輪、鏈輪等。大型滾齒機除按展成法工作外，尚設分度銑齒裝置，用盤銑刀或指狀銑刀作仿形銑齒;或附設內(nèi)齒滾刀架，用特定的螺旋滾刀，按展成法滾切內(nèi)齒輪。
滾齒機既適用于高效率的齒形粗加工，又適用于高精度齒形精加工。由于適應范圍大、調(diào)整簡易、操作方便，因此這種機床不論對于大量生產(chǎn)和成批生產(chǎn)的工廠，或者是小量生產(chǎn)和單件生產(chǎn)的工廠，都是一種比較經(jīng)濟的齒形加工設備。滾齒尺寸規(guī)格范圍寬，直徑從不足1毫米、模數(shù)不足0.1毫米(儀表齒輪)至直徑12米、模數(shù)40毫米的工件都可滾齒。滾齒機適用于加工目前已實際應用的各種齒輪材料。由于滾齒機技術的進步，已生產(chǎn)出多種型號的滾齒機，可以使用硬質(zhì)合金滾刀半精滾或精滾淬過火的硬齒面齒輪，可以減少磨齒余量甚至代替部分磨齒[1]。
由于數(shù)控技術的應用，更加拓展了滾齒機的工藝性能，但仍有其局限性，例如:不能加工窄空刀槽的齒輪塊、中小尺寸的內(nèi)齒輪和齒條，不能加工節(jié)曲線不封閉或凹形節(jié)曲線的非圓齒輪等。
我國作為一個制造業(yè)的大國，各行各業(yè)對齒輪的需求量一直都比較大，但齒輪加工技術水平卻一直比較落后，要加工高精度的齒輪具有很大的難度。
1.3 論文的主要構成
本文是以Y3150E滾齒機為設計對象，主要解決Y3150E滾齒機回轉工作臺的工作原理和機械結構的設計與計算部分。設計計算部分包括蝸桿傳動的設計、蝸桿軸的強度校核及軸承的壽命分析。
31
第2章 滾齒機的總體設計
2.1 滾齒原理
滾齒機主要用于滾切直齒、斜齒圓柱齒輪和蝸輪，還可以用來加工花鍵軸的鍵。滾齒加工是根據(jù)展成法原理來加工齒輪輪齒的。用齒輪滾刀加工齒輪的過程，相當于一對交錯軸斜齒輪副嚙合滾動的過程，如圖2.1（a）所示。將其中的一個齒數(shù)減少到一個或幾個，輪齒的螺旋傾角很大，就成了蝸桿，如圖2.1（b）所示。再將蝸桿開槽并鏟背，就成了齒輪滾刀，如圖2.1（c）所示。因此，滾刀是指就是一個斜齒圓柱齒輪，當機床使?jié)L刀和工件嚴格地按一對斜齒圓柱齒輪的速比關系作選擇運動時，滾刀就可以在工件上連續(xù)不段地切出齒來。
（a） 交錯軸斜齒輪傳動 （b） 蝸桿傳動 （c） 滾齒加工
圖2.1 滾齒原理圖
2.2 Y3150E型滾齒機的結構
Y3150E型滾齒機能夠用于滾切直齒和斜齒圓柱齒輪。此外，還可采用手動徑向進給法滾切蝸輪，也可以加工花鍵軸和鏈輪。
圖2.2是Y3150E型滾齒機床的外形圖。如圖所示，機床由床身1、立柱2、刀架溜板3、刀架5、后立柱8和工作臺9等組成。刀架溜板3帶動滾刀刀架可沿立柱導軌作垂直進給運動和快速移動；安裝滾刀的滾刀桿4裝在刀架5的主軸上；刀架連同滾刀一起可沿刀具溜板的圓形導軌在240°范圍內(nèi)調(diào)整安裝角度。工件安裝在工作臺9的工件心軸7上或直接安裝在工作臺上，隨同工作臺一起作旋轉運動。工作臺安和后立柱裝在同一溜板上，并沿床身的水平導軌作水平調(diào)整移動，以調(diào)整工件的徑向位置或作手動徑向進給運動。后立柱上的支架6可通過軸套或頂尖工件心軸的上端，以提高工件心軸的剛度，使?jié)L切工作平穩(wěn)。
圖2.2 Y3150E滾齒機外形圖
1—床身；2—立柱；3—刀架溜板；4—刀桿；5—滾刀架；
6—支架；7—工件心軸；8—后立柱；9—工作臺
轉臺設計采用了蝸桿傳動，與其他傳動形式比較，在傳動比相同的條件下，蝸桿傳動的機構尺寸小，因而結構更為緊湊；由于蝸桿齒輪是連續(xù)不斷的螺旋齒，它和蝸輪齒是逐漸進入嚙合及逐漸退出嚙合的，同時在工作過程中，蝸桿傳動所參與的嚙合齒對數(shù)又較多，故沖擊載荷小，傳動平穩(wěn)，噪聲也低。因此，本文回轉工作臺的設計方案采用蝸桿傳動形式。
2.3 Y3150E型滾齒機技術規(guī)格
Y3150E型滾齒機的主要計算規(guī)格如下所示：
（1）加工規(guī)范：
①工件最大直徑 500mm
②工件最大模數(shù) 8mm
③最大加工寬度 250mm
④工件最少齒輪
（2）刀架
①刀具最大直徑 160mm
②刀具最大長度 160mm
③刀架最大回轉角度 240
④刀具最大軸向移動量 55mm
⑤刀架垂直快速移動速度 0.5325公尺/分
⑥刀架垂直手移動每轉移動量 0.75mm
（3）工作臺
①工作軸心到刀具軸心間的距離最大 330mm
工作軸心到刀具軸心間的距離最小 30mm
②工作臺面到刀具軸心間的距離最大 535mm
工作臺面到刀具軸心間的距離最小 235mm
③工作臺直徑 510mm
④工作臺液壓快速移動距離 50mm
⑤工作臺水平手移動每轉移動量 2mm
⑥工作臺工件用心軸直徑 30mm
2.4 回轉工作臺的方案設計
此轉臺關鍵需滿足以下幾點要求：
（1）機械的功能要求：應滿足工作臺的功率、轉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）工作性能的要求：保證工作可靠、傳動效率高等。
（4）結構工藝性要求：如結構簡單、尺寸緊湊、使用維護便利、工藝性和經(jīng)濟合理等。
根據(jù)以上要求，滾齒機轉臺的旋轉采用蝸桿傳動，既可實現(xiàn)自鎖，結構又比較緊湊。與其他傳動形式比較，在傳動比相同的條件下，蝸桿傳動的機構尺寸小，因而結構更為緊湊；由于蝸桿齒輪是連續(xù)不斷的螺旋齒，它和蝸輪齒是逐漸進入嚙合及逐漸退出嚙合的，同時在工作過程中，蝸桿傳動所參與的嚙合齒對數(shù)又較多，故沖擊載荷小，傳動平穩(wěn)，噪聲也低。因此，本文回轉工作臺的設計方案采用蝸桿傳動形式是十分合理的。
2.5 回轉工作臺的設計結構
圖2.3為Y3150E型滾齒機的工作臺結構。工作臺采用雙圓環(huán)導軌支承和長錐形滑動軸承定心的結構型式，它的軸向載荷由工作臺底座1是上的圓環(huán)導軌M和N承受，徑向載荷由長錐形滑動軸承17承受。機床長期使用后，滑動軸承17磨損，間隙增大，影響加工的精度，對此必須調(diào)整。調(diào)整方法為：先拆下墊片20（該墊片為兩個半圓），然后根據(jù)軸承間隙的大小，將墊片20磨到一定的厚度再安裝上。這樣便可使得軸承17略為向上移，有利于其內(nèi)孔與工作臺下部的圓錐面配合，從而使間隙得以調(diào)整。
圖2.3 Y3150E滾齒機的工作臺結構圖
1—溜板；2—工作臺；3—分度蝸輪；4—圓錐滾子軸承；5—雙螺母；6—隔套；7—蝸桿；8—角接觸球軸承；9—套筒；10—T形槽；12—底座；13、16—壓緊螺母；14—鎖緊套；15—工件心軸；17—錐體滾動軸承；18—支架；19、20—墊片；M、N—環(huán)形平面導軌；P1—工作臺中心孔上的面；P2—底座上的圓柱表面；
由蝸桿7帶動分度蝸輪3，從而帶動工作臺2旋轉。蝸輪和工作臺之間由圓錐銷定位，用螺釘緊固。蝸桿7由兩個P5級精度的圓錐滾地軸承32210/P5和兩個P5級精度的單列深溝球軸承6210/P5支承在支架18上，支架用螺釘裝在工作臺底座的側面，陪磨墊片19保證蝸桿與蝸輪間合適的嚙合間隙。蝸輪副采用壓力噴油潤滑。工件心軸底座12的內(nèi)孔為莫氏錐度，與工件心軸的錐柄配合。
Y3150E型滾齒機的工作臺裝有快速移動液壓缸。當成批加工同一規(guī)格的齒輪時，為了縮短機床調(diào)整的時間，可以使用液壓工快速移動工作臺。加工第一個齒輪時，精度調(diào)整滾刀和工件的中心距離，加工好第一個齒輪后，轉動“工作臺快速移動”旋鈕至“退后”位置，則工作臺在快速液壓缸的活塞帶動下快速退出。當裝好第二個齒柸后，將“工作臺快速移動”旋鈕轉到“向前”位置，工作臺又快速返回原來的位置，這時就可進行第二個齒輪的加工。在調(diào)整工作臺時，應先使工作臺快速移動后，再手動調(diào)整滾刀和工作臺之間的中心距，夠則可能發(fā)生操作事故。
2.6 本章小結
本章主要介紹了滾齒機的工作原理和Y3150E型滾齒機的總體結構，并根據(jù)所要求的技術規(guī)格對Y3150E型滾齒機的回轉工作臺進行了方案設計。
第3章 回轉工作臺傳動部分的設計計算
3.1 電動機的選擇
滾齒機回轉工作臺主要是由蝸輪、蝸桿、工作臺、主軸、標準件等零件組成。其工作原理簡述如下：回轉工作臺的運動是由交流伺服電機驅動蝸輪蝸桿系統(tǒng)，使工作臺旋轉。當機床回轉工作臺接到數(shù)控系統(tǒng)的指令后，啟動交流伺服電機，按數(shù)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(shù)。
根據(jù)相關資料，帶動工作臺旋轉的蝸輪傳動系統(tǒng)的傳動比為72，選擇的工作臺旋轉電機型號為IFK7083-5AF71-ISHO，其額定扭矩為16Nm，轉速為3000r/min。
3.2 蝸桿傳動的設計
3.2.1 選擇蝸桿傳動的類型
根據(jù)方案設計，回轉工作臺采用了蝸桿傳動的形式。由GB/T10085—1988的推薦，選擇漸開線蝸桿（ZI）。
3.2.2 選擇材料
由于蝸桿傳動功率并不大，速度中等，故蝸桿選用45剛；為提高耐磨性及傳動的效率，蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45～55HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。
3.2.3 按齒面接觸疲勞強度進行設計
根據(jù)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。由文獻[9]可知，傳動中心距為
（3-1）
（1）確定作用在蝸輪上的轉矩T2
按z1=1，根據(jù)電機的輸出扭矩為16Nm，估取傳動效率為0.75，則
（3-2）
式中，n1=3000；T1=16Nm；i=72。將參數(shù)代入上式，有T2=864Nm。
（2）確定載荷系數(shù)K
由于工作載荷較為穩(wěn)定，載荷分布不均系數(shù)可以取為Kβ=1；參考文獻[9]表11-5選取使用系數(shù);工作臺的轉速不高，其沖擊較小，動載系數(shù)Kv取為1；則
（3-3）
（3）確定彈性影響系數(shù)ZE
由于蝸輪、蝸桿的材料分別為鑄錫磷青銅和剛，故。
（4）確定接觸系數(shù)ZP
設蝸桿分度圓直徑為d1和傳動中心距a的比值為0.35，由文獻[9]中圖11-18可得ZP=2.9。
（5）確定許用接觸應力[σH]
根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC，可從文獻[9]表11-7中查得蝸輪的基本許用應力。
應力循環(huán)次數(shù)為
（3-4）
式中，j取1；n2為蝸輪轉速，；Lh為蝸桿傳動的壽命，設為20000h。故
壽命系數(shù)
（3-5）
則
（3-6）
（6）計算中心距
取中心距為a=280mm，因為傳動比i=72，根據(jù)文獻[10]表16-8與表16-9取模數(shù)m=6.3mm，蝸桿分度圓直徑d1=112mm。此時，，從圖11-18可查得接觸系數(shù)，因此以上計算結果可用。
3.2.4 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)及幾何尺寸
（1）蝸桿
蝸桿頭數(shù)z1=1；分度圓導程角γ=3°13′10″；
軸向齒距
（3-7）
直徑系數(shù)
（3-8）
齒頂圓直徑
（3-9）
齒根圓直徑
（3-10）
蝸桿軸向齒厚
（3-11）
（2）蝸輪
根據(jù)文獻[10]表16-9得，蝸輪齒數(shù)z2=71；變位系數(shù)x2=0.0556；
驗算傳動比，此時傳動比誤差為
該傳動比誤差在允許的范圍內(nèi)。
蝸輪分度圓直徑
（3-12）
蝸輪齒頂圓直徑
（3-13）
蝸輪齒根圓直徑
（3-14）
蝸輪咽喉母圓半徑
（3-15）
3.2.5 校核齒根彎曲疲勞強度
（3-16）
當量齒數(shù)
（3-17）
根據(jù)x2=0.0556，zv2=71.34，根據(jù)文獻[9]中圖11-19可查得齒形系數(shù)YFa2=2.55。
螺旋角系數(shù)
（3-18）
許用彎曲應力
蝸輪的材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，其基本許用彎曲應力。
壽命系數(shù)
（3-19）
許用應力
（3-20）
根據(jù)式（3-16）得
因此，彎曲強度滿足要求。
3.2.6 驗算效率η
（3-21）
已知，γ=3°13′10″；φv=arctanfv。
其中，fv與相對滑動速度vs有關，計算公式如下
（3-22）
根據(jù)d1=112mm，n1=3000，得
由文獻[9]中表11-18查得，fv=0.014、φv=0°48′。
將fv、φv代入式（3-22）得，η=0.77，計算所得的效率略大于估算值0.75，因此不需要重新計算。
3.3 蝸桿傳動的潤滑
一般說來，由于蝸桿傳動在工作過程中共軛齒面相對滑動速度大，導致?lián)p耗功率增大，油溫也升高，傳動效率低等，限制了蝸桿傳動的承載能力。因此，偉解決上述問題，必須借助于潤滑方法及潤滑油的合理選擇，改善共軛齒面間的潤滑條件。
3.3.1 潤滑方法的選擇
當相對滑動速度vs≤10m/s時多采用油池潤滑方式，當相對滑動速度vs>10m/s時多采用壓力方式噴油潤滑。由上一節(jié)可知，相對滑動速度vs=17.6>10m/s，故采用油池潤滑方式。
根據(jù)文獻[10]知，當中心距a<100mm時采用全浸的方式；中心距a≥100mm時，油面的高度必須與蝸桿的軸線保持一致。由a=280mm>100mm，因此選擇全浸的方式。
3.3.2 潤滑油的選擇
潤滑油的種類很多，國內(nèi)外常用的潤滑油大致分為，由聚乙二醇或聚醚有機化合物組成的特殊潤滑油；由礦物質(zhì)油為基礎油，加入3%~10%（質(zhì)量分數(shù)）（通常加5%）的動物脂符合而成的復合油；礦物油和極性礦物油。
潤滑油的選擇必須滿足以下要求：
（1）蝸桿傳動主要的實效形式，是發(fā)熱量過大油升過高引起的齒面膠合或磨粒磨損。故要求潤滑油具有良好的油性、極壓性、在高溫下的抗氧化性；
（2）為了改善動壓油膜的形成條件，要求潤滑油有較高的粘度，良好的油安定性；
（3）對于油中的添加劑，要求對蝸桿傳動的嚙合質(zhì)量有良好的影響，為此應選擇油脂性添加劑，其次選用磷型極壓添加劑，再其次選用鉛型添加劑，不選用硫氯型添加劑。
根據(jù)上述要求，選擇中極性蝸輪蝸桿油，潤滑油粘度和牌號如下表3.1所示。
表3.1 潤滑油的選擇
速度vs/m·s-1
≤2.2
>2.2~5
>5~12
>12
油粘度/cSt/400C
612~748
414~506
288~352
198~242
油的牌號
680
460
320
220
3.4 本章小結
本章對帶動回轉工作臺旋轉的蝸桿傳動系統(tǒng)進行了具體的設計計算，確定了蝸桿傳動的類型、主要參數(shù)、蝸輪蝸桿的尺寸及潤滑方式。
第4章 回轉工作臺主要部件的設計計算
4.1 蝸桿軸的結構設計
4.1.1 蝸桿軸的最小直徑計算
根據(jù)實心圓軸公式[9]，其切應力
（4-1）
寫成設計公式，軸的最小直徑
（4-2）
上兩式中：
——軸的抗扭截面系數(shù)，mm3；
——軸傳遞的功率，kW；
——軸的轉速，r/min；
——許用切應力，MPa；
A0——與軸材料有關的系數(shù)，可由表15-3查得[9]。
對于受彎矩較大的軸宜取較小的值。當軸上有鍵槽時，應適當增大軸徑：單鍵增大3%，雙鍵增大6%。
表4.1 軸常用幾種材料的[τT]及A0值
軸的材料
Q235,20
Q255,Q275,35
45
40Cr,38SiMnMo
τ/MPa
12
15
20
25
30
35
40
45
52
C
160
148
135
125
118
112
106
102
98
根據(jù)3.2.3小節(jié)，可知P=5.03kw，n=3000r/min。軸的材料選擇45剛，有A0=112。
則，軸的最小直徑為
4.1.2 蝸桿軸的強度校核
結合回轉工作臺的實際情況，將主軸與蝸桿做成一體，其結構形式如圖4.1所示。圖中蝸桿軸的結構有退刀槽，螺旋部分可以車制，也可以銑制。
圖4.1 蝸桿軸的結構形式圖
圖4.2 蝸桿軸的受力簡圖
蝸桿軸上裝有角接觸球軸承與圓錐滾子軸承。圖4.2中符號1、2表示角接觸球軸承，符號3、4表示圓錐滾子軸承。
通過給定的條件進行受力分析，算出個支撐點的受力情況，求出蝸桿軸在水平方向與豎直方向的彎矩，然后根據(jù)下式計算總的彎矩：
（4-3）
式中: 為水平方向承受的彎矩，為豎直方向承受的彎矩。
通過計算得
按彎扭合成強度條件：
（4-4）
式中：
——軸計算截面上的工作應力（Mpa）
d ——軸計算截面上的直徑（mm）
M ——軸計算截面上的彎矩（N.mm）
T ——軸計算截面上的轉矩（N.mm）
——考慮轉矩和彎矩的作用性質(zhì)差異的系數(shù)，=1
K ——軸類別系數(shù)，實心軸K=1
根據(jù)條件T=7277.2Nm，按蝸桿軸的一般截面d=90mm，以及查得蝸桿軸材料的=60Mpa，M=26.51KNm（由受力分析以及（4-3）式計算得出），計算得到：
=46.38Mpa<
故，蝸桿軸的彎扭校核合格。
4.2 軸承壽命分析
根據(jù)上一小節(jié)，蝸桿軸上所選擇的滾動軸承類型有角接觸球軸承與圓錐滾子軸承，其結構形式分別如圖4.3、圖4.4所示。
圖4.3 角接觸球軸承70000C（AC）型的結構形式
圖4.4 圓錐滾子軸承3000型的結構形式
查文獻[10]可得出其結構形式的基本參數(shù)，基本參數(shù)如表4.4所示。
表4.2 角接觸球軸承的基本尺寸
名稱
軸承型號
D
D2
d
d2
B
角接觸軸承
60000
125
112.8
80
95.2
22
表4.3 圓錐滾子軸承的基本尺寸
名稱
軸承型號
D
d
T
C
B
圓錐滾子軸承
32918
125
90
23
19
22
軸承壽命計算公式如下：
（4-3）
式中：
——軸承壽命，（小時）；
——基本額定動載荷（N）；
——當量動載荷（N）；
對接觸角時
（4-4）
對接觸角時
（4-5）
X、Y值可查文獻[1]表39.3-3；
——壽命指數(shù)，球軸承=3，滾子軸承=10/3；
——軸承轉速（r/min）.
對于滾動軸承的基本額定動載荷的計算公式：
式中：
mm——滾動體有效長度
mm——滾動體長度,公稱尺寸
mm——來自尺寸表的滾動體軸向倒角最小尺寸
——額定載荷系數(shù)
對于蝸桿端的角接觸軸承，雖然能夠承受小的軸向載荷，但在本節(jié)計算中忽略軸向載荷，故：
（4-6）
對于行星輪處的軸承，將行星輪軸作為軸承內(nèi)圈，行星輪孔作為軸承外圈，滾動體為滾針，由于只承受徑向載荷，故：
（4-7）
式中：為蝸桿軸的輸入轉矩，為蝸桿的分度圓直徑，為齒輪壓力角，由于單根滾針無當量動載荷值，此處參考同內(nèi)徑滾針大小相當?shù)臐L針軸承進行壽命計算。
對于蝸桿軸端的圓錐滾子軸承，承受一定的軸向載荷，故
（4-8）
式中：以及可根據(jù)受力情況計算得出。
根據(jù)上述方法，計算結果如下表4.4所示。
表4.4 軸承壽命分析結果
名稱
軸承型號
徑向載荷（N）
軸向載荷（N）
X
Y
當量動載荷（N）
基本額定動載荷（N）
壽命(年)
圓錐滾子軸承
32918
90
10
0.56
0.2
15.2
20000
>15
角接觸軸承
60000
73
0
0.58
0.32
14.6
15620
>15
4.3 本章小結
本章主要對回轉工作臺的主軸進行了結構設計及強度校核，選擇了主軸的軸承類型，并對其進行了壽命分析。
總結
本文闡述了滾齒機的發(fā)展狀況和滾齒原理，對Y3150E型滾齒機的回轉工作臺進行了結構設計，其設計思路是先原理后結構，先整體后局部，通過該設計思路首先展開設計計算，然后進行結構設計，并盡可能對結構進行優(yōu)化，使結構變得更為緊湊。
Y3150E型滾齒機的回轉工作臺是采用了蝸桿傳動的形式，滾齒機回轉工作臺主要是由蝸輪、蝸桿、工作臺、主軸、標準件等零件組成。回轉工作臺的運動是由交流伺服電機驅動蝸輪蝸桿系統(tǒng)，使工作臺旋轉。
在回轉工作臺的具體設計過程中，查閱大量資料，根據(jù)設計計算結果繪制二維裝配草圖，通過裝配草圖可以很直觀地對工作臺結構尺寸進行設計，盡可能地使機構變得緊湊，調(diào)整好結構再進行計算并校核計算結果，如此反復提高設計質(zhì)量，最后完成最終的設計。在這樣的過程中，學習到了很多與機械設計相關的重要知識，從而提高了對機械設計的認識，為將來從事機械行業(yè)提供了很大的幫助。
致謝
論文的完成，首先要感謝我的指導老師，老師學識淵博、治學嚴謹，他充滿熱情的工作態(tài)度是學生們學習的好榜樣。在論文的撰寫過程中，老師給我提供過許多有益的幫助和建議，幫我開拓思路，深入研究，在此向老師表示最真誠的感謝！
感謝與我同專業(yè)的許多同學，與他們的交流和探討使我獲得了很多啟發(fā)，在生活上也得到了他們的熱心幫助，感謝他們一直以來對我的支持。
最后特別感謝我的父母和家人。在四年大學生活中，是他們默默地支持和鼓勵著我，給了我克服在學習和生活中遇到困難的動力和勇氣，他們是我前進道路上永遠的精神支柱。
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吳宗澤. 機械設計師（上冊）[M]. 北京: 機械工業(yè)出版社,
1：外文文獻翻譯原文及其譯文
Introduction to Modern Control Theory
Several factors provided the stimulus for the development of modern control theory:
a. The necessary of dealing with more realistic models of system.
b. The shift in emphasis towards optimal control and optimal system design.
c. The continuing developments in digital computer technology.
d. The shortcoming of previous approaches.
e. Recognition of the applicability of well-known methods in other fields of knowledge.
The transition from simple approximate models, which are easy to work with, to more realistic models, produces two effects. First, a large number of variables must be included in the models. Second, a more realistic model is more likely to contain nonlinearities and time-varying parameters. Previously ignored aspects of the system, such as interactions with feedback through the environment, are more likely to be included.
With an advancing technological society, there is a trend towards more ambitious goals. This also means dealing with complex system with a large number of interacting components. The need for greater accuracy and efficiency has changer the emphasis on control system performance. The classical specifications in terms of percent overshoot, setting time, bandwidth, etc. have in many cases given way to optimal criteria such as mini mum energy, minimum cost, and minimum time? operation. Optimization of these criteria makes it even more difficult to avoid dealing with unpleasant nonlinearities. Optimal control theory often dictates that nonlinear time-varying control laws are used, even if the basic system is linear and time-invariant.
The continuing advances in computer technology have had three principal effects on the controls field. One of these relates to the gigantic supercomputers. The size and the class of the problems that can now be modeled, analyzed, and controlled are considerably large than they were when the first edition of this book was written.
The second impact of the computer technology has to so with the proliferation and wide availability of the microcomputers in homes and I the work place, classical control theory was dominated by graphical methods because at the time that was the only way to solve certain problems, Now every control designer has easy access to powerful computer packages for systems analysis and design. The old gra