自动换刀数控镗床的回转工作台设计.docx

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1、数控技术专业 毕业设计 数控技术专业毕业设计报告毕业设计题目：数控回转工作台设计 指导教师：学生姓名：学 号：毕业时间：2机电工程系数控技术专业数控回转工作台设计一、 引言数控机床的圆周进给由回转工作台完成，称为数控机床的第四轴：回转工作台可以与X、Y、Z三个坐标轴联动，从而加工出各种球、圆弧曲线等。回转工作台可以实现精确的自动分度，扩大了数控机床加工范围。目前数控回转工作台已广泛应用于数控机床和加工中心上，它的总的发展趋势为：1在规格上将向两头延伸，即开发小型和大型转台；2在性能上将研制以钢为材料的蜗轮，大幅度提高工作台转速和转台的承载能力；3在形式上继续研制两轴联动和多轴并联回转的数控转台

2、 数控转台的市场分析：随着我国制造业的发展，加工中心将会越来越多地被要求配备第四轴或第五轴，以扩大加工范围。二、 数控回转工作台的原理与应用（一）数控回转工作台的原理数控回转工作台主要用于数控镗床和铣床，其外形和通用工作台几乎一样，但它的驱动是伺服系统的驱动方式。它可以与其他伺服进给轴联动。图2.1为自动换刀数控镗床的回转工作台。它的进给、分度转位和定位锁紧都是由给定的指令进行控制的。工作台的运动是由伺服电动机，经齿轮减速后由蜗杆-蜗轮带动。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

3、于同一侧的螺距是相同的，所以仍然可以保持正常的啮合。图2.1 自动换刀数控镗床的回转工作台1工作台 2滚柱导轨 3、4夹紧瓦 5小液压缸 6活塞 7弹簧8钢球 9圆光栅 10双列圆柱滚子轴承 11圆锥滚子轴承当工作台静止时，必须处于锁紧状态。为此，在蜗轮底部的辐射方向装有8对夹紧瓦4和3，并在底座上均布同样数量的小液压缸5。当小液压缸的上腔接通压力油时，活塞6便压向钢球8，撑开夹紧瓦，并夹紧蜗轮。在工作台需要回转时，先使小液压缸的上腔接通回油路，在弹簧7的作用下，钢球8抬起，夹紧瓦将蜗轮松开。回转工作台的导轨面由大型滚动轴承支承，并由圆锥滚柱轴承11及双列向心圆柱滚子轴承10保持准确的回转中心

4、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。在半闭环控制系统中，可以在实际测量工作台静态定位误差之后，确定需要补偿角度的位置和补偿的值，记忆在补偿回路中，由数控装置进行误差补偿。在全闭环控制系统中，由高精度的圆光栅10发出工作台精确到位信号，反馈给数控装置进行控制。回转工作台设有零点，当它作回零运动时，先用挡铁压下限位开关，使工作台降速，然后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。数控回转工作台可以作任意角度的回转和分度，也可以作连续回转进给运动。（二） 设计准则1创造性的利用所需要的物理性能2分析原理和性能3判别功能载荷及其意义4预测意外载荷

5、5创造有利的载荷条件6提高合理的应力分布和刚度7重量要适宜8应用基本公式求相称尺寸和最佳尺寸9根据性能组合选择材料10零件与整体零件之间精度的进行选择11功能设计应适应制造工艺和降低成本的要求（三）主要技术参数1最大回转半径：200mm2回转角度：0-360度3回转精度：0.01度4回转速度：6-20r/min5最大承重：200KG三、数控回转工作台的结构设计（一）传动方案的确定1. 驱动方式选择由于数控回转工作台的控制精度要求较高且工作功率不大，动力源应选择步进电机或伺服电机。由于本工作台设计为闭环控制，故开环的步进电机不合适，选用用于闭环控制中的，广泛使用的交流伺服电动机。2. 传动方案传

6、动时应满足的要求数控回转工作台一般由原动机、传动装置和工作台组成，传动装置在原动机和工作台之间传递运动和动力，并可实现分度运动。原动机采用交流伺服电动机，工作台为T形槽工作台，传动装置由齿轮传动和蜗杆传动组成。合理的传动方案主要满足以下要求：（1）机械的功能要求：应满足工作台的功率、转速和运动形式的要求。（2）工作条件的要求：例如工作环境、场地、工作制度等。（3）工作性能要求：保证工作可靠、传动效率高等。（4）结构工艺性要求：如结构简单、尺寸紧凑、使用维护便利、工艺性和经济合理等。（二）传动方案及其分析数控回转工作台传动方案为：伺服电机齿轮传动蜗杆传动工作台传动方案分析如下：齿轮传动承受载能力

7、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，结构紧凑。蜗杆传动的特点：1传动比大：在分度机构中可达1000以上。与其他传动形式相比，传动比相同时，机构尺寸小，因而结构紧凑。2传动平稳：蜗杆齿是连续的螺旋齿，与蜗轮的啮合是连续的，因此，传动平稳，噪声低。3可以自锁：当蜗杆的导程角小于齿轮间的当量摩擦角时，若蜗杆为主动件，机构将自锁。这种蜗杆传动常用于起重装置中。4效率低、制造成本较高：蜗杆传动是，齿面上具有较大的滑动速度，摩擦磨损大，故效率约为0.7-0.8，具有自锁的蜗杆传动效率仅为0.4左右。为了提高减摩擦性和耐磨性，蜗轮通常采用价格较贵的有色金属制造。由以上分析可得：

8、将齿轮传动放在传动系统的高速级，蜗杆传动放在传动系统的低速级，传动方案较合理。数控回转工作台两种型式：开环回转工作台、闭环回转工作台。开环回转工作台：开环回转工作台和开环直线进给机构一样，都可以用电液脉冲马达、功率步进电机来驱动。闭环回转工作台：闭环回转工作台和开环回转工作台大致相同，其区别在于：闭环回转工作台有转动角度的测量元件。所测量的结果经反馈与指令值进行比较，按闭环原理进行工作，使转台分度定位精度更高。由图3.1所示，数控回转工作台的传动方案为一级齿轮传动，二级蜗杆传动：图3.1 传动方案（三） 齿轮传动的设计1. 选择材料考虑到齿轮传动效率不大，速度只是中等，选择小齿轮材料为40Cr

9、调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2. 按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行计算，即d1t2.323KT1du1u(ZEH)23.确定公式内的各计算数值（1）选用直齿圆柱齿轮传动。（2）选小齿轮齿数z1=22，大齿轮齿数z2=322=66。（3）试选载荷系数Kt=1.3。（4）小齿轮传递的转矩T=9.55106P1n1=9.551061.51200=11937.5Nmm。4计算（1）试算小齿轮的分度圆直径d1t，代入H较小的值d1t2.323KT1du+1u(ZEH)2=2.3231.311937.5143(189.8

10、522.5)2=32.426mm（2）计算周转速度vv=d1tn1601000=32.4261200601000m/s=2.04m/s（3）计算齿宽bb=dd1t=132.426mm=32.426mm（4）计算齿宽与齿高之比b/h模数 mt=d1tz1=32.42622=1.47mm齿高 h=2.25mt=2.251.47mm=3.3mmbh=32.4263.3=9.83（5）计算载荷系数根据v=2.04m/s，7级精度，查得动载荷系数Kv=1.1；直齿轮，KH=KF=1；由表查得使用系数KA=1；由表用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时；KH=1.411。由b/h=9.83、KH

11、1.411查图得KF=1.2；故载荷系数：K=KAKvKHKH=11.111.411=1.552（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式得：d1=d1t3KKt=32.42631.5521.3=34.4mm（7）计算模数mm=d1z1=34.422mm=1.56mm5.按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为：m32KT1dz12(YFaYSaF)（1）确定公式内的各计算数值查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=380MPa。查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88。（2）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数,由式得：F1

12、KFN1FE1S=0.855001.4MPa=303.57MPaF2=KFN2FE2S=0.883801.4MPa=238.86MPa（3）计算载荷系数KK=KAKvKFKF=11.111.2=1.32（4）查取齿形系数由表查得 YFa1=2.72 YFa2=2.28（5）查取应力校正系数由表查得 YSa1=1.57 YSa2=1.73（6）计算大、小齿轮的并加以比较YFa1YSa1F1=2.721.57303.57=0.01407 YFa2YSa2F2=2.281.73238.86=0.016516.设计计算m32KT1dz12(YFaYSaF)=321.3211937.512220.01

13、651=1.02mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得到模数m=1.02,并就近圆整为标准值m=3mm,按接触强度算的的分度圆直径d=34.4mm，算出小齿轮齿数z1=d1m=34.41.523。大齿轮齿数z2=323=69。7.计算齿轮几何尺寸（1）计算分度圆直径d1=z1m=233mm=69mmd2=z2m=693mm=207mm（2）中心距a=d1+d22=69+2072=138mm（3） 计算齿轮宽度b=dd1=16

14、9mm取B2=69mm，B1=64mm 8.结构设计如图3.2，3.3所示，小齿轮为实心结构，大齿轮采用腹板式结构，齿轮与轴采用单键连接：图3.2 小齿轮结构 图3.3 大齿轮结构（四） 涡轮及蜗杆的选用与校核1.选择材料蜗杆传动效率不大，速度只是中等，故蜗杆用45号钢；为达到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ZCuSn0P1，金属铸造。齿圈用青铜制造，轮芯用灰铸铁HT100制造。2.按齿面接触疲劳强度设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，在校核齿根弯曲疲劳强度。传动中心距：a3KT2(ZEZH)2（1）确定作用在蜗

15、轮上的转距T2按z1=2，估取效率=0.8，则T2=9.55106P2n2=9.55106Pn2=9.551061.50.820Nmm=573000Nmm（2）确定载荷系数T因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数K=1；由表选取使用系数KA=1.15；由于转速不高，冲击不大，可取动载系数KV=1.05；则K=KAKKV=1.1511.051.21（3）确定弹性影响系数ZE因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和蜗杆相配，故ZE=160MPa12。（4）确定接触系数Z先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值d1a=0.35，从而可查得Z=2.9。（5）确定许用应力H根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P

16、1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，从而可查得蜗轮的基本许用应力H=268MPa。应力循环次数： N=60njLh=602012830010=5.76107因为电动刀架中蜗轮蜗杆的传动为间隙性的，故初步定位、其寿命系数：KHN=81075.76107=0.8034 则 H=KHNH=0.8034268MPa=215MPa（6）计算中心距a3KT2(ZEZH)2=31.21573000(1602.9215)2mm=147.809mm取中心距a=200mm，因i=20，故从表中取模数m=8mm，蜗杆分度圆直径d1=80mm，这时=d1a=0.4，从而可查得接触系数Z=2.74，因为ZZ，因

17、此以上计算结果可用。（五） 涡轮与蜗杆的主要参数与几何尺寸1. 涡轮蜗轮齿数 z2=41；变位系数 x2=-0.5；验算传动比 i=41/2=20.5，这时传动比误差为 (20.5-20)/20=2.5%,是允许的；蜗轮分度圆直径 d2=mz2=841mm=328mm；蜗轮喉圆直径 da2=d2+2ha2=328+28mm=344mm；蜗轮齿根圆直径 df2=d2-2hf2=328-21.28mm=308.8mm；蜗轮咽喉母圆直径 rg2=a-12da2=200-12344mm=28mm；2. 蜗杆 蜗杆分度圆直径 d1=80mm；蜗杆轴向齿距 pa=m=25.133mm；直径系数 q=10；

18、齿顶圆直径 da1=d1+2ha1=96mm；齿根圆直径 df1=d1-2ha1+c=60.8mm；分度圆导程角 =111836；蜗杆轴向齿厚 sa=2m=12.5664mm3. 校核齿根弯曲疲劳强度F=1.53KT2d1d2mYFa2YF当量齿数 zv2=z2cos3=41(cos11.31)3=43.48根据x2=-0.5，zv2=43.48，可查得齿形系数YFa2=2.87。螺旋角系数 Y=1-140=1-11.31140=0.9192许用弯曲应力 F=FKFN从表中查得由ZCuSn0P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力F=56MPa。寿命系数 KHN=91065.76107=0.823 F

19、560.823MPa=46.088MPa F=1.531.215730008032882.870.9192MPa=13.33MPa所以弯曲强度是满足要求的。4. 结构设计如图3.4所示，涡轮采用连体式结构：图3.4 涡轮结构（六） 轴的校核与计算1. 轴的设计传动轴及蜗杆轴的形状如图3.6，3.7所示：图3.6 传动轴结构图3.7 蜗杆轴结构 2. 按许用切应力计算（1）求两轴上的功率，转速和转矩：传动轴：取轴承传动效率1=0.99；联轴器传动效率2=0.99P1=Pm12=1.50.990.99=1.47kWn1=1200r/minT1=9550P1n1Nm=95501.471200=11

20、699Nm蜗杆轴：取齿轮传动效率为3=0.97；轴承传动效率为4=0.99P2=P112=1.470.970.99=1.41kWn2=400r/minT2=9550P2n2Nm=95501.41400=33.664Nm（2）初步确定两轴的最小直径：由材料力学可知，实心圆轴的抗扭强度条件为T=TWT=9.55106Pn0.2d3T由此得到轴的基本直径为d39.55106P0.2Tn=C3Pn选取两轴的材料为45钢，调质处理。根据表查得T=35MPa，C=112MPa；于是得d1C3P1n1=11231.471200=11.98mmd2C3P2n2=11231.41400=17.05mm取输入轴

21、的直径为安装联轴器处轴的直径与联轴器的直径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT1=1.511699=17548.5Nmm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，在标准GB/T5843-2003，选用YL5型凸缘联轴器，其公称转矩为63000Nmm。半联轴器的孔径d=30mm，故取半联轴器长度64mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=40mm。3.按许用弯曲应力计算（1）求齿轮及蜗轮作用在传动轴及蜗杆轴上的力：传动轴：已知小齿轮的分度圆直径为69mm传动轴所受的力如图3.8所示：图3.8 传动轴受力图Ft=2T1d1=211699Nmm69mm=339.1NFr

22、Fttan20=123.42NFa=0N蜗杆轴：已知大齿轮的分度圆直径为207mm，蜗轮分度圆直径为328mm蜗轮轴所受的力如图3.9所示：图3.9 蜗杆轴受力图（2）作出两轴的空间受力图及弯矩MH、MV、Me图和T图：传动轴： 图3.10 传动轴应力分析图涡轮轴：图3.11 涡轮轴应力分析图（4） 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据式:ca=Me2+(T2)W=Me2+(T2)0.1d3及图中的数据，以及轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力取=0.6；计算轴的应力：传动轴：ca1=Me12+(T12)W=11367.152+(0.61

23、16992)0.1303=5.38MPa蜗轮轴：ca2=Me22+(T22)W=131174.5792+(0.6336642)0.1803=2.61MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表查得-1=60MPa，因此cat左时，s1=t左-c1,s2=t右-c1相邻两齿厚的差值 s=s2-s1=t右-t左不难看出，任意两相邻齿厚之差（沿同一轴向截面上）都是s=s2-s1=t右-t左，这样的蜗杆从左到右齿厚渐厚，当蜗杆向左移动时，啮合侧隙将会逐渐减小。同理，当时t右t左，从左到右齿厚渐薄，当蜗杆向左移动时，啮合侧隙将会逐渐变大。2. 蜗杆副侧隙的调整过程如图3.13，通过调整调整套1和调整套

24、2的长度是蜗杆轴向移动，从而达到调整蜗杆涡轮啮合侧隙的目的，这种调整方式结构简单，调整方便。图3.13 间隙消除示意图1调整套 2双螺距渐厚蜗杆 3涡轮 4调整套2（十一） 液压张紧机构1. 液压张紧机构的原理考虑到涡轮的定心与平稳运作，定心轴外需加垫块及液压缸，夹持张紧保持工作台在张紧的情况下稳定工作。由定心要求可知液压缸体以定心轴为中心四轴对称，由箱体底部的油路供油，同时为了保证涡轮蜗杆处接触的润滑、在垫块侧边开润滑油口。如图3.14。图3.14 液压原理图2. 液压张紧机构剖面图图3.15 液压张紧机构剖面图3. 垫块结构剖面图图3.16 垫块结构剖面图(十二）三维图图3.17 外观图图3.18 齿轮传动剖面图3.19 蜗杆传动剖面图3.20 联轴器剖面33