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1、资料内容仅供您学习参考，如有不当之处，请联系改正或者删除。 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 3 第二章 工作原理与主要参数 4 2.1工作原理分析 4 2.2主要技术参数 5 第三章.工作台的结构设计 5 3.1传动方案及分析 5 3.2电动机的选择 6 3.2.1A轴伺服电机选择 6 3.2.2 B轴伺服电机选择 8 3.3齿轮传动设计 9 3.3.1齿轮的校核 9 3.3.2确定齿轮传动精度 13 3.4蜗杆传动类型 17 3.4.1材料选择 17 3.4.
2、2设计与校核 17 3.5 轴承 21 3.5..1轴承的选型 21 3.5.2轴承寿命校核 22 3.6主轴 24 3.6.1轴的材料 24 3.6.2确定轴的结构尺寸 25 3.6.3校核轴的强度 26 3.7联接、 支撑件的设计 27 3.7.1键的选择包括类型选择和尺寸选择。 27 3.7.2键联接的类型 28 3.7.3键的强度校核 29 3.8轴承 29 3.8.1轴承的预紧 29 3.8.2 滚动轴承的配合 29 3.8.3滚动轴承的润滑 30 3.8.4滚动轴承的密封装置 30 3.8.5转台轴承 30 3.9联轴器 31 第四章工作台设计
3、 32 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, 序号 工作台直径( mm) 工作台承重水平( Kg) 工作台承重垂直( Kg) 旋转轴减速比 倾斜轴减速比 其它参数 1 φ400 200 130 1: 90 1: 90 自定 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。 绘
4、制装配图, 标注装配尺寸和配合代号及其它技术要求 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张、 主要零件图不少于6张。
5、
6、
7、 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, 其外形和其它工作台几乎一样, 不同的是它的是经过伺服系统的驱动方式来工作的。它也能够与其它的伺服进给 轴联动, 实现一体化。 它的驱动主要是靠伺服电机, 伺服电机
8、的精度高, 操作方便。其中分度转位和定位都是经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, 最后再由涡轮经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。也能够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, 经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, 因此依然能够保持正常的啮合。 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,
9、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: Φ400mm 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0.001º 第三章.工作台的结构设计 3.1
10、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。由涡轮经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, 结构紧凑。蜗杆传动有以下特点: ( 1) 传动比大( 2) 传
11、动平稳( 3) 能够自锁( 4) 效率低、 制造成本较高。 经过以上分析可得: 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 3.2.1A轴伺服电机选择 初步选定回转工作台的材料为铸钢, 其密度查机械手册可知= 7.85×103kg/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==7.85×103×3.14× ×80×=78.88kg 转动惯量=5.58kg·㎡ 假设工作台在启动之后
12、0.5秒内达到最大转速20 则角加速度==( 10*3.14*2) /( 60*0.5) =2 那么驱动力矩=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, 则工件和回转台在导轨上的的压力为 =( 200+78.88) ×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: =f 得 =0.15×2733.024=409.95N 轴向摩擦转矩: =×r=409.95×200×=81.9Nm 同时考虑其它未考虑的次要因
13、素取安全系数为1.2, 则Tf=1.2Tf0=98.38Nm 则==98.38+11.16=109.54Nm 则蜗轮上的功率 ==229W 同时交流伺服电机拖动负载所需扭矩T==1.88Nm 初定蜗轮蜗杆传动效率为0.7, 齿轮传动为0.97 所需功率P10=P4/( ) =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=2; 蜗杆传动比=45 则根据传动比可得各级零件转速: =30, 工作台( 蜗轮) 转速=20齿轮、 蜗杆n2=n3=600 =3, 小带轮转速=1800 交流伺服电机的选择 根据初定的输出扭矩为T==1.88Nm, 驱动
14、小齿轮所需转速转速=1800功率P1=337W 为降低电机的重量和价格, 选取常见的转速为 r/min的130系列电机 型号为SM 130-077-20 LFB, 其满载转速nm= r/min,另外, 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 3.2.2 B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。选取常见的额定功率2.4KW的130系列电机型号为SM 130-077-30 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可知, 齿轮材料的
15、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241HB~286HB,平均取为260HB, 大齿轮用45钢, 调制处理, 硬度229~286HB, 平均取240HB。 3.3.1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T1 T1=9.55×106P1/N1=( 9.55X106×1.6/ ) =7640 N·mm 齿宽系数 查表12.13
16、 =0.6 接触疲接触疲劳极限 由表12.17c =710MP =580MP 初步计算的许用接触应力 0.9 =710MPa 0.9 =580MPa =639MPa =522MPa A值 由表12.16 取A=85 初步计算齿轮直径 d A
17、85 =33.6m 取d=40mm 初步齿宽b b=0.6 40=24mm (2)校核计算 圆周速度v v===4.18 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==2 取m=2 则Z1=d1/m=40/2=20 Z2=i·z1=60 使用系数 由表12.9 =1.25 动载系数 由图12.9 =1.18 齿间载荷分配系数 由表12.10 先求 ==382N ==11.9100 c
18、os =cos=1.66 由此得==1.29 齿向载荷分布系数 = 载荷系数K K= =1.25×1.18×1.64×1.18=2.85 弹性系数 由表12.12 =189.8 节点区域系数 由图12.16 =2.0 接触最小安全系数 由表12.14 =1.50 两班制, 预计使用寿命 , 每年300个工作日。工作时间占0.
19、1 总工作时间 ==4800 h 由表12.15 估计工作应力循环次数 107＜NL＜109, 则指数 m=8.78 应力循环次数 =60× ×4800×(18.78*0.2+0.58.78*0.5+0.28.78*0.3)=1.152× 原估计应力循环次数正确。 =/i=5.79×107 接触寿命系数 由图12.18 =1.15 =1.23 许用接触应力 = = 验算 =410.8 MP 故合格 (3)确定传动基本尺寸 实际分度圆直径d 因模数
20、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=2×20=40mm d 2=mz=3×40=120 mm 中心距a a==80 mm 齿宽b b==0.640=24 mm 按齿根弯曲疲劳强度进行校核 重合度系数 齿间载荷分配系数 由表12.10 齿向载荷分布系数 由图12.14 =1.12 载荷系数K K==1.251.181.421.12=2.34 齿形系数 由图12.21
21、 1=2.8 2=2.4 应力修正系数 由图12.22 1=1.54 1=1.63 弯曲疲劳极限 由图12.23c =600MPa =450MPa 弯曲最小安全系数 由表12.14 =1.25 应力循环次数 又表12.15, 估计3×106 ＜NL＜1010 则指数 m=49.91 =60× ×4800×(18.78*0.2+0.58.78*0.5+0.28.78*0.3)=1.152× =/i=3.84×107 原估计应力循环次数正确 弯曲寿命系数 图12.24 =0.92 =0.95 尺寸系数
22、 图12.25 =1 许用弯曲应力 = = 验算 故合理,传动 3.3.2确定齿轮传动精度 圆周速度, 由表12.6确定齿轮传动精度等级为8级小齿轮直径 40mm 齿根圆直径d1 -2hfm =36mm 齿根圆直径d1 +2ham =44mm 大齿轮直径 120mm 齿根圆直径d1 -2
23、hfm =116mm 齿根圆直径d1 +2ham =124mm 齿宽 B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=9.55×106P1/N1=( 9.55X106×2.4/3000) =7640 N·mm 齿宽系数 查表12.13 =0.6 接触疲接触疲劳极限 由表12.17c =710MP =580MP 初步计算的许用接触应力
24、0.9 =710MPa 0.9 =580MPa =639MPa =522MPa A值 由表12.16 取A=85 初步计算齿轮直径 d A =85 =33.6m 取d=40mm 初步齿宽b b=0.6 40=24mm (2)校核计算 圆周速度v v===4.18 精度等级 由表12.
25、3 选8级等级 齿数z和模数m 初选齿数z=20 m==2 取m=2 则Z1=d1/m=40/2=20 Z2=i·z1=60 使用系数 由表12.9 =1.25 动载系数 由图12.9 =1.18 齿间载荷分配系数 由表12.10 先求 ==382N ==11.9100 cos =cos=1.66 由此得==1.29 齿向载荷分布系数
26、 = 载荷系数K K= =1.25×1.18×1.64×1.18=2.85 弹性系数 由表12.12 =189.8 节点区域系数 由图12.16 =2.0 接触最小安全系数 由表12.14 =1.50 两班制, 预计使用寿命 , 每年300个工作日。工作时间占0.1 总工作时间 ==4800 h 由表12.15 估计工作应力循环次数 107＜NL＜109, 则指数 m=8.78 应力循环次数 =60× ×4800×(18.78*
27、0.2+0.58.78*0.5+0.28.78*0.3)=1.152× 原估计应力循环次数正确。 =/i=5.79×107 接触寿命系数 由图12.18 =1.15 =1.23 许用接触应力 = = 验算 =410.8 MP 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 1=mz=2×20=40mm d 2=mz=3×40=120 mm
28、 中心距a a==80 mm 齿宽b b==0.640=24 mm 圆周速度, 由表12.6确定齿轮传动精度等级为8级小齿轮直径 40mm 齿根圆直径d1 -2hfm =36mm 齿根圆直径d1 +2ham =44mm 大齿轮直径 120mm 齿根圆直径d1 -2hfm =116mm 齿根圆直径d1 +2ham =124mm 齿宽
29、 齿轮结构设计 齿轮的结构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, 个部分尺寸由经验公式可求的。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, 因此两齿轮均为实心结构的齿轮, 齿轮与轴采用单键连接。 3.4蜗杆传动类型 根据GB/T10085—1988的推荐, 采用渐开线蜗杆。 3.4.1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ZCuSn10P1, 砂
30、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。 3.4.2设计与校核 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, 再按齿根弯曲疲劳强度进行校核。 初选值 设=4 =0.03, = 根据传动比=45查表13.11取=0.40, =( =1) , 蜗杆传动啮合效率=0..68 中心距计算 涡轮转矩 =672320 N·mm 使用系数 查表12.9 =1.18*1.1=1.298 转速系数 = =0.86 弹性系数 查表13.2 =147 寿命系数
31、 ==1.321.6 接触系数 查图13.2 =2.7 接触疲劳极限 查表13.2 接触疲劳最小安全系数 自定 =1.2 中心距 取a=160mm 传动基本尺寸 蜗杆头数 式13.22 取=1 涡轮齿数 =i= 模数m m=(1.4~1.7)/= (1.4~1.7) =7.4~9.0 取m=8 蜗杆分度圆直径 =57.7mm 取=80mm 涡轮分度圆直径 =m=830=240mm 蜗杆导程角
32、 tan=m/=18/80=0.1 求得 =5.7° 涡轮宽度 = 取=65mm 蜗杆圆周速度 = ==8.3 相对滑动速度 =8.3 当量摩擦系数 由表13.6 按齿面接触疲劳强度验算 许用接触应力 最大接触应力 故合格 按轮齿弯曲疲劳强度验算 齿根弯曲疲劳极限 =115MPa 许用弯曲疲劳应力
33、 齿根最大弯曲应力 = 故合格 蜗杆轴挠度验算 轴惯性矩I =2.01 允许蜗杆挠度 =0.004m=0.0048=0.032mm 蜗杆轴挠度 =0.000087mm 故合格 温度计算 传动啮合效率 ==0.81 搅油效率=0.99 轴承效率=0.99 总效率=0.81×0.99×0.99=0.79 散热面积估算 ==1.25 箱体工作温度 ==37.92 此处取 合理 润滑油黏度和润滑方法 润滑油黏度 根据=6
34、3, 取润滑油黏度=220 润滑方法 采用浸油润滑 由此能够确定蜗轮蜗杆副的一些基本参数: 名称 符号 公式 数值 蜗杆轴向齿距 px Px=πm 25.13mm 蜗杆导程角 pz pz=πmz1 25.13mm 蜗杆分度圆直径 D1 D1=z1m/tanγ 80mm 蜗杆齿顶圆直径 da1 da1=d1+2ha 96mm 蜗杆齿根圆直径 df1 df1=d1-2( ha+c) 60.8mm 蜗杆分度圆柱导程角 γ tanγ=mz1/d1 5.7° 蜗杆齿宽( 螺纹长度) B1 B1=2m 89mm 蜗轮分度圆直径
35、 D2 D2=mz2 240mm 蜗轮喉圆直径 da2 da2=d2( ha+xm) 256mm( x=0) 蜗轮齿根圆直径 df2 df2= d2( ha-xm+c) 220.8mm 蜗轮外径 de2 de2=da2+m 264mm 蜗轮齿宽 B2 B2=2m( 0.5+) 取为61mm 蜗轮齿宽角 =2arcsin( b2/d1) 99.3° 中心距 a 1/2(d3+d4) 160mm 蜗轮咽喉母圆半径 rg4 rg4=a-da2/2 32mm 齿顶高ha=m, 径向间隙c=0.2m。 蜗杆长度280mm,各段长
36、度如图 3.5 轴承 3.5..1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, 而且转速不高。所示蜗杆轴选用圆锥滚子轴承3 。如图4-3 图4-3 轴承 轴承代号|30000型: 3 基本尺寸/mm|d: 50 基本尺寸/mm| D: 80 基本尺寸/mm|T: 20 基本尺寸/mm|B: 20 基本尺寸/mm|C: 15.5 安装尺寸/mm|da(min): 56 安装尺寸/mm|db(max): 56 安装尺寸/mm| Da(min): 72 安装尺寸/mm|Da(max):
37、 74 安装尺寸/mm|Db(min): 77 安装尺寸/mm|a1(min): 4 安装尺寸/mm|a2(min): 4.5 安装尺寸/mm|ra(max): 1 安装尺寸/mm|rb(max): 1 其它尺寸/mm|a≈: 17.8 其它尺寸/mm|r(min): 1 其它尺寸/mm|r1(min): 1 计算系数|e: 0.42 计算系数|Y: 1.4 计算系数|Y0: 0.8 基本额定载荷/kN|Cr: 61.0 基本额定载荷/kN|C0r: 89.0 极限转速/(r/min)|
38、脂: 4500 极限转速/(r/min)|油: 5600 重量/kg|W≈: 0.366 3.5.2轴承寿命校核 轴2所受到的轴向力、 周向力、 径向力如图4-3所示; 图4-3 ( 1) 计算轴承的径向支反力 水平方向支座反力 由 垂直方向支座反力 由 合成支座反力 ( 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, 查手册, 3 轴承的
39、 1006N 1122N 求轴承的轴向载荷A 由结构知, 因此 : 1.压紧 2放松
40、
41、
42、
43、
44、
45、
46、
47、
48、 (3) 求轴承当量动载荷 由 查表9-6 =1 =0 查表9-6 =0.44 =1.3 因轴承运转中有中等冲击载荷, 按表9-7, 取 (4) 验算轴承寿命 因, 因此按验算 查表9-
49、4, (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, 因此一般情况下选用碳素钢。 常见的碳素钢一般有30-50钢, 其中最常见的是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, 转速n和转矩 查表得: 齿轮传动的效率为ηw=0.97; 一
50、对滚动轴承的效率ηw=0.99; 蜗轮蜗杆传动的效率ηw=0.79 (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 (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,于是得 (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 主轴结构图 ( 5) 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表16-2, 取轴端倒角为, 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 一般在进行校核时, 只校核轴上
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