数控回转工作台设计 毕业设计 下载本文

17

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

18

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)

[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: