【導(dǎo)讀】通過對(duì)數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺(tái)的設(shè)計(jì)，使大。本課題研究的主要內(nèi)容包括：確定數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺(tái)的傳動(dòng)方案；零件設(shè)計(jì)相關(guān)。計(jì)算與校核；零件圖及裝配圖的繪制等。用螺釘連接；工作臺(tái)的平衡通過止推軸承來保證；箱體由箱座、箱蓋和頂蓋組成；最后，對(duì)各零件進(jìn)行裝配。聯(lián)動(dòng)，從而加工出各種球、圓弧曲面等?；剞D(zhuǎn)工作臺(tái)可以實(shí)現(xiàn)精確的自動(dòng)分度，擴(kuò)大了。數(shù)控機(jī)床加工范圍。目前，數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺(tái)主要用于臥式的鏜銑床和加工中心上。

　　

【正文】 ) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由文獻(xiàn) [1,204~204]式（ 1010a）得 mmKKddtt 3311 ???? 7）計(jì)算模數(shù) m ??? zdm 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由文獻(xiàn) [1， 201~201]式（ 105）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為 a13 212 ()[]Fa SdFYYKTm Z??? 式中 K —— 載荷系數(shù)； 1T —— 小齒輪轉(zhuǎn)矩； d? —— 齒寬系數(shù)； 1Z —— 小齒輪齒數(shù)； FaY —— 齒形系數(shù)； 24 aYs —— 應(yīng)力修正系數(shù)； ? ?F? —— 彎曲疲勞許用應(yīng)力 。 （ 1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1）由文獻(xiàn) [1， 207~208]圖 1020 查得小 齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 1 500FE MPa? ? ；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 2 380FE MPa? ? 2）由文獻(xiàn) [1， 206~206]圖 1018，取彎曲疲勞壽命系數(shù) 1 ? 2 ? 3)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù) ? ,由式（ 1012）得 1112220 . 8 5 5 0 0[ ] 3 0 3 . 5 71 . 40 . 8 8 3 8 0[ ] 2 3 8 . 8 61 . 4F N F EFF N F EFK M P a M P aSK M P a M P aS?????? ? ??? ? ? 4）計(jì)算載荷系數(shù) K ?????? ?? FFVA KKKKK 5)查取齒形系數(shù) 由文獻(xiàn) [1， 200~200]表 105 查的 1 ? ?FY 6）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由文獻(xiàn) [1， 200~200]表 105 查得 1 ? ?SY 7） 計(jì)算大小齒輪的 Fa saYY?F[]并加以比較 ? ?? ? 222111??????FSaFaFSaFaYYYY?? （ 2）設(shè)計(jì)計(jì)算 2 3 ??? ????m 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而 25 齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得到模數(shù) ,并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 m=,按接觸強(qiáng)度算的的分度圓直徑mmd ? ，算出小齒輪齒數(shù) ??? mdZ 取 221?Z ,大齒輪齒數(shù) 662232 ???Z 。 這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。 幾何尺寸計(jì)算 1）計(jì)算分度圓直徑 mmmZd mmmZd 11 ???? ???? 2）中心距 mmdda 662 99332 21 ????? 3）計(jì)算齒輪寬度 mmdb d 333311 ???? ? 取 mmB 332 ? ， mmB 381 ? 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 小齒輪采用實(shí)心式齒輪 ， 齒輪與軸采用單鍵連接。 如下圖所示 ： 圖 35 小齒輪 26 大齒輪采用腹板式齒輪 ，如下圖所示： 圖 36 大齒輪 蝸輪及蝸桿的選用與校核 選擇蝸 桿傳動(dòng)類型 根據(jù) GB/T100851988 的推薦，采用漸開線蝸桿（ ZI） ,根據(jù)整體傳動(dòng)比需要設(shè)計(jì)比較大，蝸輪蝸桿的傳動(dòng)比也需比較大，而且工作臺(tái)的在工作中需要有自鎖功能，蝸桿采用單頭蝸桿；為了工作臺(tái)在工作中需要受力平衡與工作平穩(wěn)，蝸桿的旋向采用右旋。 選 擇材料 考慮到蝸桿傳動(dòng)功率不大，速度只是中等，故蝸桿用 45鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故 蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為 4555HRC。蝸桿用鑄錫磷青銅 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。 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì) 根據(jù)閉式蝸桿傳動(dòng)的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)，再校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，由文獻(xiàn) [1， 254~254]式（ 1112），傳動(dòng)中心距 27 23 2 ()[]EPHZZa KT ?? 式中 T2—— 蝸輪轉(zhuǎn)矩； k —— 使用系數(shù)； ZE—— 彈性系數(shù)； Zρ —— 接觸系數(shù)； [ H? ]—— 許用應(yīng)力。 (1)確定作用在蝸輪 上的轉(zhuǎn)矩 2T 取 11?Z ，估取效率 ?? ， 為了保證工作臺(tái)分度精度，將蝸桿傳動(dòng)比設(shè)定在 120i12? 則 121162262 / iPPT ????? 121 i?T? ??? mN?? （ 2）確定載荷系數(shù) 因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均勻系數(shù) 1K?? ； 由文獻(xiàn) [1， 253~253]表 115選取使用系數(shù) ? ； 由于載荷系數(shù)不高，沖擊不大，可取動(dòng)載荷系數(shù) ?? ； 則 K K K? ??? (3)確定彈性影響系數(shù) EZ 因選用的是鑄錫磷青銅渦輪和鋼蝸桿相配，故 12160EZ MPa? 。 （ 4）確定接觸系數(shù) Z? 先假設(shè)蝸桿分度圓直徑 1d 和傳動(dòng)中心距 a 的比值 ? ，從 [1]圖 1118 28 中可查得 ??Z 。 （ 5）確定許用接觸應(yīng)力 []H? 根據(jù)渦輪材料為鑄錫磷青銅 ZcuSnP1，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度 45HRC，可從文獻(xiàn) [1， 254~254]表 117 中查得渦輪的基本許用應(yīng)力39。[ ] 268H MPa? ? 。 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) h21 jn60 LN ? ）（ 83 0 08211 2 03 0 0 060 ??????? ?? 壽命系數(shù) 803 108 77 ???HNK 則 ? ? ? ? MPK HHNH ?????? ?? （ 6）計(jì)算中心距 mma 3 ??????? ????? 根據(jù)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)要求，取中心距 mma 225? ，模數(shù) mmm ? ，蝸桿分度圓直徑 mm35d1 ? 。 蝸桿與 蝸輪 的主要尺寸與參數(shù) （ 1） 蝸桿 軸向齒距 ???? ??P 直徑系數(shù) ??? mdq 齒頂圓直徑 mmmhdd aa ??????? ? 齒根圓直徑 )(211 cmhdd af ??? ? )(235 ??????? 分度圓導(dǎo)程角 39。111836? ? 29 蝸桿軸向齒厚 a ????? ?? （ 2） 蝸輪 蝸輪齒數(shù) 1202 ?Z 變位系數(shù) 0x? 驗(yàn)算傳動(dòng)比 120112020 ??? ZZi 這時(shí)傳動(dòng)比誤差為 0% ,是允許的 蝸輪分度圓直徑 mmmZd ???? 蝸輪喉圓直徑 mmhdd aa 427)(24202 222 ??????? 蝸輪齒根圓直徑 )(222 ?? ??? chmdd af 1 2 0 ????? 蝸輪咽喉圓半徑 mmdarag 2 7212 2 521 22 ?????? 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 ? ?FFaF YYmdd KT ?? ? ?? 221 式中 F? —— 蝸輪齒根彎曲應(yīng)力； 2FaY —— 蝸輪齒形系數(shù)； ? ?F? —— 蝸輪的許用彎曲應(yīng)力； 2T —— 蝸輪轉(zhuǎn)矩； k —— 使用系數(shù)； ?Y —— 螺旋系數(shù)； 1d —— 蝸桿分度圓直徑； 2d —— 蝸輪分度圓直徑； m —— 模數(shù)。 當(dāng)量齒數(shù) ?322 cosZZV ? 30 2 2)138111( c o s 1 2 0 3 ?????? 根據(jù) 22 ?? VZ， ,從圖 1119中查得 ?FY 。 螺旋系數(shù) ?? 1401 ??Y 1381111 ?? ?????? 許 用彎曲應(yīng)力 ? ? ? ? FNFF K??? ?? 從表 118 中 查得 由 ZcuSn10P1 制造 的 蝸 輪的 基 本 許用 彎 曲 應(yīng) 力? ? a56MPF ??? 壽命系數(shù) 109 76 ???FNK ? ? ? ? MPK FNFF ?????? ?? 1 8 2 035 2 3 MPF ????? ????? ? ? MPMP FF ???? ?? 故 彎曲強(qiáng)度是滿足的。 精度等級(jí)公差和表面粗糙度的確定 考慮到所設(shè)計(jì)的 蝸桿傳動(dòng)是分度傳動(dòng)，從 GB/T 10089— 1988圓柱蝸桿蝸輪精度中選擇 7級(jí)精度，側(cè)隙種類為 f，標(biāo)注為 7f GB/T 10089— 1988。然后由有關(guān)手冊(cè)中查得要求的公差項(xiàng)目及表面粗糙度。 軸的 設(shè)計(jì)與 校 核 計(jì)算 求輸出軸上的功率 3P 、轉(zhuǎn)速 3n 和轉(zhuǎn)矩 3T 。 KWPP ???? ? m in/1 0 0 033 0 0 013 rinn ??? mmNnPT ???? 3363 求作用在齒輪上的力。 31 因已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為 mmd 992 ? 故 NdTF t 622 23 ???? NFa 0? NFF ntr an ?? ? 初步確定軸的最小直徑。 先按照 [1]式（ 152）初步估軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表 153，取 0 112A? ，于是得 3330min nPAd ? 3?? ? 取 mmd 30min ? 取軸的兩端直徑為 30mm。 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。 （ 1）擬定軸上零件的裝配方案 分析可得裝配方案，如圖 37 所示 圖 37 蝸桿軸裝配方案 （ 2）根據(jù)軸的定位的要求，確定軸的各段直徑和長度。 32 F aF tF rF tF r21）為了滿足最小直徑要求 mm30d 21 ?? mmd cb 30?? mml 6321 ?? mml cb 32?? 2）為了滿足 軸承 的裝配要求 mm40d 76 ?? mmd 3598 ?? mml 8276 ?? mml 3098 ?? 3) 為了滿足渦輪蝸桿的裝配要求 mmd 4043 ?? mml 7243 ?? （ 3） 確定 軸上的圓角和倒角尺寸 軸端倒角為 45? ，各軸肩處的圓角半徑為 R2 （ 4）求軸上的載荷 對(duì)軸受力分析，受力圖如圖所示： 33 圖 38 蝸桿軸受力分析 受力為： NTF 109 0420 3221a ????? NdTF t 33035573622 131 ???? NFF tr 3 97tan21 ?? ? 如前所算： NFt ? NFr ? 根據(jù)計(jì)算做出軸的彎矩圖和扭矩圖為： 34 F aF tF rF tF r2F HN1 F HN2F t1F t2M HF NV1 F NV2F r1F a1FNV139。 =F a1F r2M aM VT5736 圖 39 蝸桿軸的應(yīng)力分析圖 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 A 是軸的危險(xiǎn)截面。現(xiàn)將計(jì)算出的截面處的 HM VM 及 M 值列于下表 ，如表 31 所示； 表 31 蝸桿 軸危險(xiǎn)截面應(yīng)力 35 載荷 水平面 H 垂直面 V 力 F NFNF NHNH 4 0, 0 5 21 ?? NFNF NVNV 5 2, 8 6 21 ?? 彎矩 M ?? NM H ?? NM V 總彎矩 322 ???? NMMMVH 扭矩 T mm5736 ?? NT 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面 A）的強(qiáng)度。根據(jù)式 [1]（ 1155）及上表中的數(shù)