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数控回转工作台的设计
主要参数：
1.齿形角α=20° 2.齿顶高系数ha*=1 3.顶隙系数c*=0.25 4.模数m=1
5.分度圆螺旋角β=13.9° 几何尺寸：
1.分度圆直径d1=16.5 mm d2=133.9 mm 2.齿距p=3.14mm 3.齿顶高ha=1 mm 4.齿根高hf=1.25 mm
5.齿顶圆直径da1=18.5 mm da1=135.9 mm 6.齿根圆直径df1=14 mm df1=131.4 mm 7.全齿高h=2.25 mm
8.基圆直径db1=15.5 mm db2=129.92 mm
由于A、B两轴机构的伺服电机相同，系统总传动比相同，各分配比也相同，同时满足两轴的需要，因此两轴采用相同的齿轮副传动。
3.4 蜗杆与涡轮的设计、主要参数和几何尺寸
已知输入扭矩为9.45 N2m，作用在涡轮上的扭矩为459.17 N2m，蜗杆转速为372r/min，传动比为62，工作载荷较稳定，但有不大的冲击，要求寿命为12000h。
根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆。
考虑到蜗杆传动的功率不大，速度较小，故蜗杆用45钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45～55HBS。涡轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而齿芯用灰铸铁HT100制造。 按齿面接触疲劳强度进行计算：
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，再校核齿根弯曲疲劳强度。
传动中心距为：
(3-36)
取Z1=1，估取效率η=0.8， 确定载荷系数K：
因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数Kβ=1，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
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陕西科技大学毕业论文（设计说明书）
K=KA Kβ KV=.15x1x1.05≈1.21 （3-37） 确定弹性影响系数ZE
因选用的是铸锡磷青铜涡轮和蜗杆相配，故ZE=160MPa? 。 确定接触系数Zρ
先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值为0.40，可查得Zρ=2.75。 确定许用接触应力：
根据蜗杆材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC，可查得涡轮的基本许用应力[ζH]′=268 MPa。
应力循环次数为
N=60jn2Lh=60x1x6x12000=4.32x106 （3-38）
寿命系数：
（3-39）
则
[ζH] =KHN2[ζH]′ =0.81 x 268 =217.08 MPa （3-40）
计算中心距：a ≥106.67 mm
取中心距a = 160 mm ，因i = 62 ，故去模数m = 4 mm ,蜗杆分度圆直径d1=71 mm 。这时d1/a = 0.451 ，可查得接触系数Z′ρ=2.65，因为Z′ρ 蜗杆： 轴向齿距pa = 12.56 mm ；直径系数q =17.75；齿顶圆直径da1 = 79 mm；齿根圆直径df1 = 61.4 mm；分度圆导程角γ= 3°13′28″,蜗杆传动具有自锁性能；蜗杆轴向齿厚sa = 6.28 mm。 涡轮： 涡轮齿数Z2 = 62；变位系数x2 = +0.125； 涡轮分度圆直径d2=m Z2=62x4=248 mm 涡轮喉圆直径da2 =248 + 2 x4x(1+0.125) = 257 mm 涡轮齿根圆直径df2 =248-2x4x(1-0.125+0.2)= 239.4 mm 涡轮咽喉母圆半径 rg2 = a – 0.5da2 = 31.5 mm 涡轮采用螺栓连接式结构。 校核齿根弯曲疲劳强度： （3-41） 当量齿数: 19 数控回转工作台的设计 ZV2= Z2/cos3γ=62/ cos33°13′28″=62.27 （3-42） 根据x2 = +0.125，ZV2=62.27，可查得齿形系数YFa2= 2.25 螺旋角系数： Yβ = 1-γ/140°=0.9779 （3-43） 许用弯曲应力： [ζF] =[ζF]′2KFN 查得由ZCuSn10P1制造的涡轮的基本许用弯曲应力[ζF]′=56 MPa 。 寿命系数 （3-44） [ζF] = 56 x 0.85=47.6 MPa ζF =(1.53x1.21x459.17x103)/71x248x4= 26.56 MPa 弯曲强度是满足的。 精度等级公差和表面粗糙度的确定： 考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T 10089-1988圆柱蜗杆、涡轮精度中选择8级精度，侧隙种类为f，标注为8f GB/T 10089-1988。 然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度。 热平衡核算： 蜗杆传动由于效率低，所以工作时发热量大。 在闭式传动中，如果产生的热量不能及时散逸，将因油温不断升高而使润滑油稀释，从而增大摩擦损失，甚至发生胶合。 所以，必须根据单位时间内的发热量Φ1 等于同时间内的散热量Φ2 的条件进行热平衡计算，以保证油温稳定地处于规定的范围内。 由于摩擦损耗的功率Pf =P（1-η）， 则产生的热流量为： Φ1 =1000 P（1-η）=54.988 W （3-45） 取箱体的表面传热系数αd=10，内表面能被润滑油所飞溅到，而外表面有可为周围空气所冷却的箱体表面面积S=0.128m2,周围空气的温度ta=20℃。 以自然冷却方式，从箱体外壁散发到周围空气中的热流量 按热平衡条件，可求得在既定工作条件下的油温： 由于t0< 80℃ ,满足工作要求。 验算效率： Φ2=αd S (t0-ta) （3-46） t0= ta +Φ1/αd S =62.2℃ （3-47） η=（0.95～0.96）tanγ/tan(γ+φ V) （3-48） K20 陕西科技大学毕业论文（设计说明书） 已知γ= 3°13′28″=3.1°；φ V =arctan?V；?V与相对滑动速度VS有关。 VS = πd1n1/60x1000cosγ=1.38 m/s （3-49） 查得?V= 0.04，φ V =2.1°； 代入式中得η=0.6。 3.5 轴的设计与校核 由于机构轴类零件较多，且A、B两轴的主要零件相同，本处只列出其中一部分轴的设计与校核过程。 齿轮轴： 齿轮的功率为P=388.08 W，转速为n=3000 r/min，转矩为T=1.232 N2m。 作用在齿轮上的力： 因已知高速级小齿轮分度圆直径为d=38 mm，而： Ft = 2T/d = 2 x 1232/38 = 64.85 N （3-53） Fr = Ft tanαn /cosβ = 64.85 x tan20°/cos14°= 24.33 N （3-54） Fa = Ft tanβ = 64.85 x tan14°= 16.17 N （3-55） 圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图3-3所示。 初步确定轴的最小直径： 选取轴的材料为45钢，调质处理。取A0 = 112，于是得： （3-56） 齿轮轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径dⅠ-Ⅱ。 为了使所选的轴直径dⅠ-Ⅱ与联轴器的孔径相适应，故需选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩Tca = KA 2T3 ,考虑到转矩变化，故取KA = 2.3，则 Tca = KA 2T3 =2.3 x 1232 N2mm = 2.8336x103 N2mm （3-57） 按照计算转矩Tca 应小于联轴器公称转矩的条件，同时考虑到电机伸出轴直径为14mm，查标准GB/T 5014-2003 或《机械零件手册》，选用YLD1行刚性联轴器J1J2型。 其公称转矩为10 N2m。半联轴器的孔径为d1 =14 mm，d2 =10 mm， 故取dⅠ-Ⅱ = 10 mm， 半联轴器长度L=47 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L=22 mm。 轴的结构设计：