2993 鋸片刀具工具磨床分度工作臺的設計,刀具,工具,磨床,分度,工作臺,設計 模擬優(yōu)化工程磨具紋圖案工程磨削工具（EGT 裕）的特點是由磨粒預定和控制的安排?？捎糜谀チ７植?，以提高磨削過程中，通過改善冷卻水的供應和排屑空間。這是特別有趣的研磨高的材料去除率的操作。開發(fā)的一種數(shù)值方法優(yōu)化 EGT 的糧食格局。這種方法包括隨機工具模型，運動學過程模型，材料去除模型和磨粒磨損模型。工具模型理解有關的磨料層的幾何性質。材料去除模型是基于運動學幾何切削條件下的假設。磨損模型是基于糧食負荷極限，被認為是成正比，它的切割面積和谷物的負載。一粒切割面積一旦超過限值，磨損發(fā)生。模型驗證比較 EGT 和數(shù)值模擬和實驗的方法取得的工件表面粗糙度的磨損行為。1． 介紹EGT 的是單層磨削工具技術的進一步發(fā)展。這些工具的主要特點是一個參數(shù)化模式下的磨?？刂瓢才?。合適的分布能夠提高谷物冷卻液對磨削差距和芯片空間，功能，特別是所需的磨削操作具有較高的材料去除率。這個工具的技術要求設計和制造技術的發(fā)展，并已被廣泛探討在技術出版物。布克哈德和 Rehsteiner[3]開發(fā)了半自動化系統(tǒng)生產(chǎn)釬焊保稅工具的紋路。平托[7]的特點，本系統(tǒng)的精度。對糧食的定位精度進行了評估（直徑 Dedge，圖 1） 作為一個圓形區(qū)域，圍繞糧食的邊緣的名義位置。為 cBN 的 B251 為直徑 Dedge 的平均被評為 187 毫米。生產(chǎn)測試工具[3]提出的方法來評估不同的紋路（A，B 和 C 在圖 2）的影響，并比較與傳統(tǒng)的電鍍工具的 EGT 裕。較高的谷物的密度導致尺 1 的較低值，如圖所示。 3。這種效應引起的晶粒在磨削過程中參與人數(shù)較多，產(chǎn)生較小的切割領域。工件表面變得順暢也增加材料去除率 QJ。這是相關聯(lián)的磨損/休息的最突出的谷物，擴大工具的積極谷物的數(shù)量和減少鐳。 在實驗模式已經(jīng)崩潰（糧食密度最低的測試）對材料的去除率達 32 毫米每秒的作用。數(shù)值在目前的工作方法，以評估在 EGT 的糧食格局的性能。該方法理解的工具（模型相結合的確定性和隨機變量來描述磨料層） ，運動過程模型，材料去除模型和磨粒磨損模型的詳細模型。已特別注意給予糧食磨損模型，以不同的工藝參數(shù)預測工具的性能。磨削試驗的結果進行了討論與模型驗證。2． 外表特征ABN800 糧食磨損特性，得到與磨料層上的測試工具的詳細觀察。后在顯微鏡下的磨料層的詳細觀察，主導糧食故障特征觀察測試工具是微晶粒的休息。這種故障機制的進步與增加材料去除率 QW0（圖 4） ，實現(xiàn)了破碎粒和應用的 QW0 份額之間的關系 3． 模型運動幾何仿真的三維工具模型已經(jīng)被應用和驗證。表面粗糙度的預測[4,5]。的失敗，我的工具，但是，還沒有被透露這些測試工具，對糧食的磨損（微表達對處理結果的影響，必須在紋圖案的數(shù)值計算研究。3.1 工具模型該工具為藍本根據(jù)宏觀微克特點。宏觀幾何認為，牛逼的工具幾何形狀公差身體特征之外。微觀幾何形狀分為兩組 sives 和糧食格局的分。磨料建模assui 幾何結構，根據(jù)理論晶體形態(tài)磨料（圖 5） 晶粒形貌和晶粒尺寸分布，獲得了大量的 cBN 的糧食樣品（ABN800 B251）的觀察。為圖案的模型，認為糧食名義邊緣分布（如圖 1） ，圍繞其標稱的位置（Dedge）和刀具表面上的晶粒隨機取向的糧食邊緣位置的偏差。糧食集群和模式的失敗，還包括在模型作為模式的偏差。這兩個特點被評為概率和評估每個圖案的位置上。3.2。運動過程模型不同磨削運動學已經(jīng)仿照前出版物[9,10]。對外在此工作效率暴跌操作進行了分析。3.3。材料去除模型基于運動學分析的過程中材料去除模型。對于這種做法的真實切割的現(xiàn)象被認為是一些簡化：理想的運動切削條件;絕熱過程;無限的機床和刀具剛度;完美的運動動作;切割過程中可以忽略不計芯片和冷卻劑的影響。與這些簡化的切削現(xiàn)象被認為是糧食和工件之間的幾何互動。這可以進一步簡化，而不是完全三種糧食幾何形狀的三維描述，糧食切割速度快，兩個立體幾何，平面正交投影使用。糧食的文件的位置取決于最高的糧食邊緣的位置，如圖所示。3.4。磨粒磨損模型EGT 裕糧食圖案設計戰(zhàn)略旨在根據(jù)運動通過在刀具性能的預測。在這種分析中考慮的主要方面是工件表面粗糙度和進程的工具的適用性。 ?工件的所有活動雜糧的工件表面粗糙度從幾何的相互作用的結果。工具的適用性需要通過失敗準則。上 EGT 的這個準則是由于糧食負荷過多的糧食格局崩潰。觀察上占主導地位的磨損特征觀察 ABN800 谷物糧食邊緣微斷測試工具。為模擬，這種效果是仿照在糧食預測作為配置文件改變（圖 7）發(fā)生在一個特定的糧食的磨損參數(shù)根據(jù)其切削區(qū)：穿發(fā)生后晶粒的切割面積已經(jīng)超過了預先確定的限制。有關此限制的工件和磨削速度和糧食接觸長度之間的比例來處理參數(shù)。為ABN800 進行測試這個限制在于糧食投影面積的 0.5％和 2％之間，取決于刀具和工件之間的速比。糧食配置文件的修改后，一個新的工具旋轉是模擬的。重復這個過程，任何糧食達到臨界負荷水平（所有谷物都低于臨界值的切削載荷）或工具失效準則實現(xiàn)的時刻。承擔失敗的標準是：（一）刀體和工件之間的聯(lián)系;（二）粗糙度參數(shù)不能實現(xiàn)。除了工件的粗糙度和每個糧食的負載，仿真軟件提供其他有用的輸出工具的性能，optimiza?TION，如：配售系統(tǒng)的糧食模式生產(chǎn)的可行性;活躍糧食邊緣的位置;谷物重倉工具的地區(qū)。4． 結果 實證研究和數(shù)值模擬結果之間的比較，可以用類似的糧食上的測試工具（模式 A，B，C 在圖 2）中的應用模式模擬 EGT 的。上的測試工具，樣品的通過 oflarger QW0 牽連一個單晶粒較大的負載，導致代表磨料層地形的改變。由于 ABN800 的斷裂特性，漸進磨損顆粒導致活躍糧食邊緣分布的改變和減少工件的粗糙度。被證實與數(shù)值模擬的顆粒磨損的主要影響。沒有考慮磨粒磨損機制，工件的粗糙度模擬的行為不同于行為觀察與實驗。尤其是 QW0 值較高的數(shù)值和經(jīng)驗值之間的偏差較大，主要是由于磨料層更具代表性的改動（圖 8）與磨損模型在模擬的實施，它是可能的，通過連貫的磨粒磨損標準，重現(xiàn)相同的工具的行為觀察與工具樣本（圖 9） 。晶粒的切割面積上提出的模擬方法，應用于耐磨標準。谷物的臨界切削面積的價值進行了評估與仿真工具，作為工具的樣本相似的特征。臨界切削面積的價值假設正確時，工件的粗糙度（圖 9） 。粗糙度評估工具與模式模擬考慮磨損磨料層和工具樣品的測試效果乙。切割面積分布模擬，EGT 的 B 型和無磨粒磨損模型。虛擬工具（圖 10）破碎粒的份額相匹配的工具樣本中獲得的值。磨料層地形改造，也可以觀察到的谷物（圖 11）的學科領域分布。還沒穿破的磨料層上幾粒主要裝載和工件粗糙度的主導作用。添加的磨損模型，晶粒切割領域是有限的關鍵領域的價值（卡西莫夫，圖 11） 。休息重載晶粒產(chǎn)生新的學科領域分布。在還沒穿破的工具，微斷字符 ISTIC ABN800 線索的過程中，特別是對那些小切削領域，積極谷物數(shù)量上的擴大，往往產(chǎn)生平滑的工件表面的比較。5． 結論根據(jù)刀具的幾何特征的描述，評價磨削運動學和上一個完美的運動切削條件下的假設，模型生成的數(shù)值工具。仿真結果進行了比較 EGT 裕的三個不同的紋路所取得的成果。 糧食的磨損造成的工具的微輪廓的改變，經(jīng)驗和數(shù)值計算結果，對工件表面粗糙度的主要影響。關于破碎粒和工件表面粗糙度的份額可以達到一個良好的相關性。提供多樣化的輸出數(shù)值方法方面，不能與工具樣品在實驗中觀察到像晶粒的切割區(qū)域或工具的積極谷物的有效份額的分布和分析。通過在數(shù)值模擬顆粒的磨損標準允許 EGT 裕不僅與工件粗糙度磨削工藝的適用性的評價，但也避免工具的應用，研磨谷物超載的條件。采用的工具，模型和過程簡化，允許快速評估的工具模型，甚至與傳統(tǒng)臺式機的計算能力。這一事實推動這一數(shù)值模擬在工業(yè)中的應用。模擬戰(zhàn)略的進一步發(fā)展，應使磨削力的預測，并納入庫，針對不同的磨料和工件材料的磨損特性。XXXXXXXX畢業(yè)設計說明書題 目：鋸片刀具工具磨床分度工作臺的設計 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學 號： XXXXXXXX 姓 名： XXXXXXXX 指導教師： XXXXXXXX（副教授） 完成日期： 2012 年 5 月 25 日 目 錄第 1 章 緒 論 ................................................................................................................11.1 回轉工作臺的主要種類及特點概述 ...............................................................11.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 ...............................................................................................21.3 分度工作臺的發(fā)展趨勢 ...................................................................................31.3.1 市場前景 .......................................................................................................31.3.2 發(fā)展趨勢 .......................................................................................................31.4 本課題研究的內(nèi)容 ..............................................................................................3第 2 章 分度工作臺總體方案設計 ..............................................................................52.1 分度工作臺原理設計 .......................................................................................52.2 分度工作臺的主要組成結構 ...........................................................................62.3 分度工作臺的控制系統(tǒng)方案 ...........................................................................6第 3 章 分度工作臺部件設計 ......................................................................................83.1 工作臺的設計 ......................................................................................................83.2 工作臺的設計 ......................................................................................................93.2.1 傳動比設定 ..................................................................................................93.2.3 分度精度 ....................................................................................................103.3 步進電機選擇 ...................................................................................................103.3.1 步進電機啟動力矩計算 ............................................................................113.3.2 步進電機最大轉速 .....................................................................................123.2.3 步進電機最大頻率 .....................................................................................123.3.4 步進電機型號 ............................................................................................123.4 齒輪傳動設計 ...................................................................................................123.4.1 齒輪的材料及類型 ....................................................................................133.4.2 按齒面接觸疲勞強度設計尺寸 ................................................................133.4.3 確定齒輪的主要參數(shù)與主要尺寸 ............................................................143.4.4 校核齒根彎曲疲勞強度 ............................................................................153.5 蝸桿傳動設計 ...................................................................................................163.5.1 蝸桿傳動類型 ............................................................................................163.5.2 蝸輪蝸桿的材料 ........................................................................................173.5.3 按齒面接觸疲勞強度設計 ........................................................................173.5.4 蝸輪蝸桿主要參數(shù)與幾何尺寸 ................................................................183.5.5 校核蝸輪輪齒彎曲疲勞強度 ....................................................................193.5.6 蝸桿傳動溫度計算 ....................................................................................203.6 軸的設計 ...........................................................................................................213.6.1 蝸桿軸的設計 ............................................................................................213.6.2 蝸桿軸的計算 ............................................................................................213.7 鍵聯(lián)接的選擇 .................................................................................................243.7.1 鍵聯(lián)接的類型 ............................................................................................243.7.2 鍵聯(lián)接的尺寸 ............................................................................................253.7.3 鍵聯(lián)接的強度驗算 ....................................................................................253.8 軸承的選擇 .......................................................................................................263.8.1 軸承的類型 ................................................................................................273.8.2 軸承的尺寸 ................................................................................................273.8.3 軸承的密封裝置 ........................................................................................273.9 聯(lián)軸器的選擇 ...................................................................................................273.9.1 聯(lián)軸器的類型 ............................................................................................283.9.2 聯(lián)軸器的尺寸 ............................................................................................29第 4 章 總 結 ..............................................................................................................30致 謝 ............................................................................................................................31參考文獻 ......................................................................................................................32鋸片刀具工具磨床分度工作臺設計摘要：分度回轉工作臺是機械加工中常用的機床附件，用于鏜床，銑床，鉆床等需要多面轉位加工的工件。傳統(tǒng)分度回轉工作臺操作不便，而且分度只限于某些規(guī)定的角度,難以滿足一些特殊分度工件的加工要求。本課題利用單片機控制技術、步進電動機控制技術對分度回轉工作臺進行了數(shù)控化改造，設計了一種自動分度回轉工作臺。它以單片機為控制核心，通過控制脈沖分配器向步進電機發(fā)送脈沖, 驅動步進電動機帶動蝸輪蝸桿實現(xiàn)對工件的回轉分度，相對于傳統(tǒng)機械分度頭，操作方便，分度精度高。關鍵詞：鋸片刀具工具磨床；分度工作臺；液壓驅動；齒輪Dividing Workplace of Surface Grinder’s design Abstract：In this paper, Indexing rotary table is commonly used in machining machine tool accessories, for boring, milling, drilling, etc. need more processing of the workpiece surface translocation. Traditional indexing rotary table to maneuver, but only some of the provisions of sub-degree angle, it is difficult to meet some special requirements indexing workpieces. Control technology for the use of this topic, stepper motor control technology to sub-degree rotary table for the NC transformation, design of an automatic indexing rotary table. It MCU to control the core, by controlling the pulse distributor to send pulses to the stepper motor, stepper motor drives the worm gear drive to achieve sub-degree rotation of the workpiece, as opposed to traditional mechanical dividing head, easy operation, high precision indexing.Key Words: Flexible connecting structure of planetary reducer-box; the Impact Dynamics; the Optimization Design; the Finite Element Analysis.1第 1 章 緒 論1.1 回轉工作臺的主要種類及特點概述帶有可轉動的臺面、用以裝夾工件并實現(xiàn)回轉和分度定位的機床附件，簡稱轉臺或第四軸。轉臺按功能的不同可分為通用轉臺和精密轉臺兩類。（1）通用轉臺通用轉臺是鏜床、鉆床、銑床和插床等重要附件，用于加工有分度要求的孔、槽和斜面，加工時轉動工作臺，則可加工圓弧面和圓弧槽等。通用轉臺按結構不同又分為水平轉臺、立臥轉臺和萬能轉臺。 1）水平轉臺：在圓臺面上有工件定位用的中心孔和夾緊用的 T 型槽 。臺面外圓周上刻有360°的等分刻線。臺面與底座之間設有蝸桿-蝸輪副（見蝸桿傳動）,速比為90:1 或 120:1，用以傳動和分度,蝸桿從底座伸出的一端裝有細分刻度盤和手輪。轉動手輪即可驅動臺面，并由臺面外圓周上的刻度（以度為單位）與細分刻度盤讀出旋轉角度。分度精度一般為±60″。水平轉臺的蝸桿伸出端也可用聯(lián)軸器與機床傳動裝置聯(lián)接，以實現(xiàn)動力驅動。 2）立臥轉臺：底座有兩個相互垂直的安裝基面，使臺面既可水平也可垂直放置。 3）萬能轉臺：臺面可以在 0°～90°范圍內(nèi)傾斜任意角度, 使工件在空間的任何角度都能準確調整?；剞D工作臺。（2）精密回轉工作臺（rotary table）精密轉臺用于在精密機床上加工或角度計量。常見的有光學轉臺、數(shù)顯轉臺和超精密端面齒盤轉臺。1）光學轉臺：主軸上裝有玻璃或金屬精密刻度盤，經(jīng)光學系統(tǒng)將刻度細分、放大，通過目鏡或光屏讀出角度值。 2）數(shù)顯轉臺：轉臺主軸上裝有精密圓光柵或圓感應同步器，由數(shù)字顯示裝置讀出角度值。上述兩種精密轉臺的分度精度最高可達±1″。 3）超精密端面齒盤轉臺：利用一對經(jīng)過精密對研的 1440 齒、720 齒或 360 齒的端面齒盤分度定位,其分度精度最高可達±0.01″，作精密角度計量用。21.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀隨著科學技術的發(fā)展，國外相同品種、不同結構的數(shù)控機床附件產(chǎn)品也在不斷出現(xiàn)。例如轉軸直接驅動的數(shù)控回轉工作臺已經(jīng)出現(xiàn)，完全改變了傳統(tǒng)的工作臺的結構，回轉速度及精度要比傳統(tǒng)的機械結構高得多，伺服電動機驅動數(shù)控刀架也已出現(xiàn)兩年多時間，當然，真正普及應用還要有一個過程。我國生產(chǎn)的數(shù)控機床附件產(chǎn)品應該說滿足中低擋數(shù)控機床的配套需求沒問題，但在為高檔數(shù)控機床配套的附件產(chǎn)品方面與國外比較差距較大，產(chǎn)品設計能力方面有差距，但不是很大主要差距在于整個行業(yè)的裝備制造能力和協(xié)作配套能力。因此對整個數(shù)控機床附件產(chǎn)品水平影響較大，這是目前國內(nèi)產(chǎn)品水平較國外產(chǎn)品水平低的主要原因。我國數(shù)控機床附件產(chǎn)品水平較國外低主要表現(xiàn)在: 1）速度 基于材料、檢測能力、裝備制造能力等方面的條件限制，我過附件產(chǎn)品在速度方面較國外同類產(chǎn)品要差。例如數(shù)控銑床、加工中心配套的各類數(shù)控回轉工作臺，日本日研公司直徑 200mm 數(shù)控回轉工作臺最高轉速可達88r/min,而國內(nèi)的只有 12～16r/min.主要差別在于材料的選用。2）可靠性 國外數(shù)控機床附件產(chǎn)品開發(fā)應用比較早，經(jīng)驗豐富，再由于技術進步，新材料、新結構的不斷出現(xiàn)與應用，使得其產(chǎn)品可靠性非常好。如日本日研公司部分規(guī)格的數(shù)控回轉工作臺的核心部件蝸桿副，齒輪采用氮化鋼，齒部表面氮化處理，硬度高；蝸桿為硬質合金蝸桿；整個蝸桿副為硬齒面接觸，耐磨。既實現(xiàn)了高速，又保證了可靠性。而國內(nèi)基本上均采用傳統(tǒng)材料和傳統(tǒng)的結構，加上外購配套件的可靠性差造成產(chǎn)品的整體可靠性較外國產(chǎn)品的差距?？梢哉f數(shù)控機床附件產(chǎn)品的整體可靠性與我國目前整個工業(yè)發(fā)展水平有相當密切的關系，隨著配套件水平的提高，整體狀況將有所改善。 3）精度 我國數(shù)控機床附件的精度及穩(wěn)定性應該說還是比較好的，基本上能滿足主機的配套要求。較日本、德國等工業(yè)發(fā)達國家的產(chǎn)品有一定差距，但不大，與臺灣地區(qū)產(chǎn)品相當。這與行業(yè)企業(yè)近幾年抓質量、提高質量意識有密切的關系。我國數(shù)控機床附件產(chǎn)品可以說還處在一個發(fā)展階段，品種、規(guī)格、可靠性等方面還需要有一個完善的過程，還遠遠沒有達到成熟的程度。因此作為國家應該給予一定的扶持，作為企業(yè)應在適應市場需要、加大產(chǎn)品的開發(fā)力度、提高裝備水平、采用新材料、新工藝、新技術方面多下工夫。我國高檔數(shù)控制造水平達到或接近國際水平，在制造手段上已逐步完善并已有頗具實力的開發(fā)生產(chǎn)能力，建立起不同程度的擁有一定規(guī)模的數(shù)控機床生產(chǎn)基地。數(shù)控機床正朝著高精度、高效率、高自動化、全功能的機電一體化方向發(fā)展。31.3 分度工作臺的發(fā)展趨勢1.3.1 市場前景隨著我們制造業(yè)的發(fā)展，數(shù)控轉臺將會越來越多的被應用，以擴大加工范圍，提高生產(chǎn)率。估計近幾年要求轉配數(shù)控轉臺的機床將會大幅度增長。預計未來幾年，雖然某些行業(yè)由于產(chǎn)能過剩，受到宏觀調控的影響而繼續(xù)保持著較低的行業(yè)景氣度外，部分裝備制造業(yè)將有望保持較高的增長率，特別是那些國家行業(yè)政策鼓勵振興和發(fā)展的裝備行業(yè)。作為裝備制造業(yè)的母機，普通加工機床將獲得年均 15%----20%左右的穩(wěn)定增長。1.3.2 發(fā)展趨勢目前回轉工作臺已廣泛應用于組合機床、數(shù)控機床和加工中心上，它的總發(fā)展趨勢主要體現(xiàn)為：1）在規(guī)格上將向兩頭延伸，即開發(fā)小型和大型轉臺；2）在性能上將研制以鋼為材料的渦輪，大幅度提高工作臺轉速和轉臺的承載能力；3）在形式上繼續(xù)研制兩軸聯(lián)動和多軸并聯(lián)回轉的數(shù)控轉臺。1.4 本課題研究的內(nèi)容隨著數(shù)控技術不斷發(fā)展與提高，使機床主機對配件要求與依賴都越來越高。機床配件技術發(fā)展間接決定了機床主機發(fā)展水平，專業(yè)化發(fā)展方向成為我國機床配件業(yè)總體發(fā)展趨勢。為了縮小與國外工業(yè)大國差距，我們各大機床廠應全力配合，企業(yè)本身要加快技術改革步伐，積極自主創(chuàng)新，并且勇于與國外企業(yè)多多學習。企業(yè)應該努力學習國際先進機床技術，全面開展創(chuàng)新工作，企業(yè)高層也應該鼓勵并且大力支持機床配件創(chuàng)新，從而使我們機床配件業(yè)越做越強。本畢業(yè)設計研究 M7130 磨床分度工作臺，以端齒盤作為分度定位機構的液壓式數(shù)控分度工作臺的工作原理和機械結構的設計和計算部分，設計思路是先原理后結構，先整體后局部。目前端齒盤為分度定位機構的液壓式數(shù)控分度工作臺廣泛運用于數(shù)控機床和加工中心上。它的總發(fā)展趨勢是：1）在規(guī)格上向兩頭延伸，即開發(fā)小型和大型分度工作臺。2）在性能上研制以鋼為主的齒輪、齒盤，大幅度提高分度工作臺的承載能力。3）分度定位裝置不斷提高分度工作臺分度時的定位精度。4在各種數(shù)控機床和其他機械的制造中，數(shù)控端齒盤分度工作臺等分度裝置的應用十分廣泛。近些年來，隨著數(shù)控技術的不斷進步、自動化程度的普遍提高，組合機床、數(shù)控車床、數(shù)控銑床的生產(chǎn)和應用日益廣泛，對高精度、高效率的分度裝置的需求也越來越大。隨著我們制造業(yè)的發(fā)展，為了適應不同的產(chǎn)品加工要求，擴大加工范圍，分度工作臺也將在一定范圍內(nèi)得到運用。5第 2 章 分度工作臺總體方案設計隨著人類生活的物質要求不斷提高和人類社會的不斷發(fā)展，越來越復雜的零件被設計運動到各個領域。所以對加工它們的機床提出了更高的要求，同樣對分度工作臺能實現(xiàn)工件的多工位加工功能提出了較高的要求，以滿足工件的加工要求。本設計的分度工作臺為液壓式數(shù)控式，作為 M7130 磨床的重要部件，其功能與磨床加工功能密切相關。在分度工作臺總體設計關鍵是要確定工作臺的參數(shù)，回轉工作臺最主要的參數(shù)為工作臺尺寸等，根據(jù)確定的零件的典型零件進行選擇。工作臺尺寸是回轉工作臺的主參數(shù)，主要取決于典型零件的外廓尺寸、裝夾方式等。應選比典型零件稍大一些的工作臺，以便留出安裝夾具所需的空間，還應考慮工作臺的承載能力，承載能力不足時應考慮加大工作臺尺寸，以提高承載能力。2.1 分度工作臺原理設計工作臺工作原理是采用單片機控制步進電機帶動工作臺回轉，通過鍵盤和顯示屏幕發(fā)送指令給單片機，控制脈沖分配器向步進電機發(fā)送脈沖，步進電機直接帶小齒輪，大齒輪在蝸輪軸上，經(jīng)過蝸輪輪桿運動傳動后，將工作臺分度到設定好的角度。自動回轉分度主要由兩部分組成，工作臺傳動系統(tǒng)部分和控制系統(tǒng)部分。傳動系統(tǒng)部分主要由步進電機、齒輪副傳動和蝸桿傳動組成；工作臺控制系統(tǒng)部分主要由單片機、鍵盤顯示屏、I/O 接口芯片和驅動器組成。工作臺總體框圖見圖 2-1。圖 2.1 工作臺總體框62.2 分度工作臺的主要組成結構分度回轉工作臺主要用于數(shù)控鏜床和銑床，其外形和通用工作臺幾乎一樣，但它的驅動是伺服系統(tǒng)的驅動方式。它可以與其他伺服進給軸聯(lián)動。整個傳動系統(tǒng)由，步進電機、軸、齒輪副、蝸輪蝸桿和工作臺組成。圖 2-2 為自動分度回轉工作臺。它的回轉、分度轉位和定位鎖緊都是由給定的指令進行控制的。工作臺的運動是由伺服電動機，經(jīng)齒輪減速后由蝸輪蝸桿帶動工作臺回轉分度。圖 2.2 自動分度回轉工作臺1）工作臺箱體；2）回轉工作臺；3）步進電機；4）齒輪傳動；5）調整套；6）圓錐滾子軸承；7）深溝球軸承；8）蝸輪軸；9）蝸桿傳動。工作臺回轉分度工作時候，由控制系統(tǒng)發(fā)送指令給步進電機，步進電機帶動齒輪副轉動，由大齒輪帶動蝸輪軸回轉，并由蝸輪帶動工作臺回轉分度；工作臺停止時，通過蝸輪蝸桿的自鎖和步進電機的自鎖保證工作臺的自鎖。2.3 分度工作臺的控制系統(tǒng)方案工作臺控制系統(tǒng)電路由單片機主控電路、I/O 擴展電路、步進電機接口電路和鍵盤顯示電路組成。工作臺控制系統(tǒng)元件主要單片機，外部 RAM，ROM，I/O 接口，光電隔離，功率放大，鍵盤，顯示屏和驅動器等組成。由鍵盤輸入?yún)?shù)，7通過 I/O 接口芯片到進行單片機處理，然后一面通過 I/O 芯片輸出到顯示屏，另一面輸出通過光電隔離與功率放大到驅動器，再由驅動器驅動步進電機?？刂葡到y(tǒng)硬件結構如圖 2.3。圖 2-3 控制系統(tǒng)硬件結構8第 3 章 分度工作臺部件設計3.1 工作臺的設計分度回轉工作臺箱體起著支承并包容各種傳動零件，如齒輪、軸、軸承等，使它們能夠保持正常的運動關系和運動精度。箱體還可以儲存潤滑劑，實現(xiàn)各種運動零件的潤滑。安全保護和密封作用，使箱體內(nèi)的零件不受外界環(huán)境的影響，又保護機器操作者的人生安全，并有一定的隔振、隔熱和隔音作用。使機器各部分分別由獨立的箱體組成，各成單元，便于加工、裝配、調整和修理。改善機器造型，協(xié)調機器各部分比例，使整機造型美觀。自動分度回轉工作臺主要用于磨床等需要多面轉位加工的工件，是機械加工中常用的機床附件，因此尺寸不易過大，要能配合機床的使用?？紤]箱體內(nèi)零件的布置及與機床上的工件關系，設計尺寸圖 3.1 所示：自動分度回轉工作臺尺寸：長 × 寬 × 高 550mm ×500mm × 160mm工作臺右端蓋部分尺寸：長 × 寬 × 高 240mm × 50mm × 160mm圖 3.1 工作臺尺寸分度回轉工作臺的箱體蝸輪設計，考慮到蝸桿傳動的裝卸，設計成上端放置蝸輪，在蝸輪上面放置回轉工作臺，而蝸輪由蝸輪上的軸與箱體用軸承固定。蝸輪箱體布置如 3.2 圖所示。9圖 3.2 自動分度回轉工作臺箱體圖自動分度回轉工作臺的蝸桿及軸的設計，考慮蝸桿軸的拆卸不便，將箱體后方和右邊放置蝸桿軸與蝸輪配對。蝸桿箱體布置如圖 3.3 所示。圖 3.3 自動分度回轉工作臺箱體圖3.2 工作臺的設計3.2.1 傳動比設定系統(tǒng)要實現(xiàn)的參數(shù)：工作臺回轉速度最大為 20 度/秒，工作臺分度精度為0.25 度?？倐鲃颖葹楦骷墏鲃颖?、 的乘積，即1i221ii??分配總傳動比，即各級傳動如何取值，是設計中的重要問題。傳動比分配10得合理，可使傳動裝置得到較小的外廓尺寸或較輕的重量，以實現(xiàn)降低成本和結構緊湊的目的；也可以使傳動零件獲得較低的圓周速度以減小動載荷或降低傳動精度等級；還可以得到較好的潤滑條件。要同時達到這幾方面的要求比較困難，因此應按設計要求考慮傳動比分配方案，以滿足某些主要要求。為了保證工作臺分度精度，傳動比需要很大，同時為了保證結構尺寸，將蝸桿傳動比設定在 120，齒輪傳動比設定為 3，即傳動系統(tǒng)的總傳動比為 360。3.2.2 最大回轉速度工作臺最大回轉速度為 20 度/秒；即： rad/s20?工 作 臺蝸 輪 ?/1836n?蝸 輪蝸 輪根據(jù)系統(tǒng)總傳動比為 360，可得 r/s200???蝸 輪電 機3.2.3 分度精度工作臺的分度精度保證主要靠步進電機的轉速和系統(tǒng)的總傳動比來確定，工作臺分度精度為 0.25 度，既蝸輪最小的轉動單位為 0.25 度，系統(tǒng)的總傳動比為 360，即可得步進電機最小分度精度為 90 度，即步進電機每次回轉的度數(shù)為 90 度的倍數(shù)。3.3 步進電機選擇步進電動機是專門工廠批量生產(chǎn)的標準部件，設計時要選出具體型號以購置。選擇步進電動機包括確定型號、結構、步距角、功率和轉速，并在產(chǎn)品目錄中查出其尺寸和型號。步進電動機又稱脈沖電動機或為階躍電動機，步進電機有三大部分組成：步進電動機本體，步進電動機控制器及步進電動機驅動器。如圖 3.4 所示。選擇步進電機時，首先要保證步進電機的輸出功率大于負載所需的功率。而在選用功率步進電機時，首先要計算機械系統(tǒng)的負載轉矩，電機的矩頻特性能滿足機械負載并有一定的余量保證其運行可靠。在實際工作過程中，各種頻率下的負載力矩必須在矩頻特性曲線的范圍內(nèi)。應使步距角和機械系統(tǒng)匹配，11這樣可以得到工作臺所需的脈沖當量。圖 3.4 步進電機3.3.1 步進電機啟動力矩計算步進電機選用三相步進電動機，初選步進電機步距角 θb=3°。設步進電機等效負載力矩為 T，負載力為 P，根據(jù)能量守恒原理，電機做的功與負載力做的功有如式（3.1）關系：式（3.1）S???式中 φ — 電機轉角；S — 轉動部件的相應位移；η — 機械傳動效率。若取 φ=θb，則 S=δb，且 P= Pz +μ（G+ W2） ，所以式（3.2）???????b]GPz[T）（式中 G——轉動部件負載，N；W——轉動部件重量，N；Pz——與中立方向一致的作用在轉動部件上的負載力，N；μ——摩擦系數(shù)；θb——步進電機步距角，rad；T——電機軸負載力矩，N·cm。取 μ=0.03，η=0.96，Pz=500N。325N107.830R--32 ?????7G可求得m5c4963.81.4250T ????????）（不考慮啟動時運動部件的慣性影響，啟動力矩為Tm=T/（0.3~0.5）=10N·m（取安全系數(shù) 0.5）12步進電機為三相六拍的電機 m1.6N8.0Tmax???3.3.2 步進電機最大轉速根據(jù)工作臺最大轉速 與系統(tǒng)總傳動比 i=360，可得r/s18n?工 作 臺 20r/min電 機所以，步進電機的選擇的最大轉速 1r/imax??電 機電 機3.2.3 步進電機最大頻率根據(jù)步進電機的步距角 ，可得??3b?與 步 進 電 機 最 大 轉 速 s/r20n?電 機step/40210?電 機f所以步進電機選擇最高的頻率 t/max??電 機電 機 f3.3.4 步進電機型號由于步進電機步距角 ，步進電機最高轉速 ，?3b?120r/minmaxn?電 機步進電機最高頻率 ，步進電機最大轉矩 ，step/402max?電 機f .6NT??選擇的步進電機型號參數(shù)如表 3.1 所示。表 3.1 步進電機參數(shù)主要技術參數(shù) 外形尺寸/mm型號步距角/(°)保持轉矩/ N·cm相數(shù)電壓/V電流/A外徑長度軸徑重量/(KN)130BC3100 3 12 3 27 3 100 168 22 103.4 齒輪傳動設計齒輪傳動是利用兩齒輪的輪齒相互嚙合傳遞動力和運動的機械傳動。按齒輪軸線的相對位置分平行軸圓柱齒輪傳動、相交軸圓錐齒輪傳動和交錯軸螺旋13齒輪傳動。具有結構緊湊、效率高、壽命長等特點。齒輪傳動是指用主、從動輪輪齒直接、傳遞運動和動力的裝置。在所有的機械傳動中，齒輪傳動應用最廣，可用來傳遞相對位置不遠的兩軸之間的運動和動力。齒輪傳動的特點是：齒輪傳動平穩(wěn)，傳動比精確，工作可靠、效率高、壽命長，使用的功率、速度和尺寸范圍大。例如傳遞功率可以從很小至幾十萬千瓦；速度最高可達300m/s；齒輪直徑可以從幾毫米至二十多米。但是制造齒輪需要有專門的設備，嚙合傳動會產(chǎn)生噪聲。根據(jù)兩軸的相對位置和輪齒的方向，可分為以下類型：圓柱齒輪傳動；錐齒輪傳動和交錯軸斜齒輪傳動。根據(jù)齒輪的工作條件，可分為：開式齒輪傳動式齒輪傳動，齒輪暴露在外，不能保證良好的潤滑；半開式齒輪傳動，齒輪浸入油池，有護罩，但不封閉；閉式齒輪傳動，齒輪、軸和軸承等都裝在封閉箱體內(nèi)，潤滑條件良好，灰沙不易進入，安裝精確，齒輪傳動有良好的工作條件，是應用最廣泛的齒輪傳動。3.4.1 齒輪的材料及類型由于前述所選電機可知:T=5N·m，齒輪傳動比設定為i=3，效率η=0.97工作日安排每年300工作日計，壽命為10年。根據(jù)整體傳動的要求，傳動效率不大、速度中等和使用壽命長，需要在封閉條件下工作，因此設計為閉式齒輪傳動，采用圓柱直齒輪傳動的形式。齒輪材料應具備下列條件：1）齒面具有舉個的硬度，以獲得較高的抗點蝕、抗磨粒磨損、抗膠合和抗塑性流動的能力；2）在變載荷和沖擊載荷下有足夠的彎曲疲勞強度；3）具有良好的加工和熱處理工藝性；4）價格較低?？紤]到齒輪傳動效率不大，速度只是中等，故齒輪用45號鋼；為達到更高的效率和更好的耐磨性，進行整體淬火后再低溫回火，使齒輪面硬度達到45-55HRC。3.4.2 按齒面接觸疲勞強度設計尺寸先按齒面接觸疲勞強度進行設計，在校核齒根彎曲疲勞強度。按齒面接觸疲勞強度設計公式如式（3.3） 。式（3.3）3 2]11 )[(2KTdHEdZu???????式中 d1——小齒輪直徑；K ——載荷系數(shù)T1——小齒輪轉矩；14[σH]——許用接觸應力；Ψd——齒寬系數(shù)；ZE——彈性系數(shù)；ZH——節(jié)點區(qū)域系數(shù)；Zε——重合度系數(shù)。?。盒↓X輪轉矩 ；mNT??51載荷系數(shù) 因載荷平穩(wěn)，取 ；2.1?K齒寬系數(shù) ；6.0?摩擦系數(shù) ；3u許用接觸壓力 ；HlimnSZ][???查圖表得試驗齒輪的接觸疲勞極限 ；MPa30li?接觸強度的最小安全系數(shù) ；6.1接觸疲勞強度計算的壽命系數(shù) ；NZa5.87.SH][limn?????彈性系數(shù) 查表得 ；MPaEZE/8.19節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查表得 ；52H重合度系數(shù) ；.??將以上參數(shù)代入公式 m4.21)5.18729(03.6.521d3 ??????3.4.3 確定齒輪的主要參數(shù)與主要尺寸齒數(shù) 取 ，則 。301?Z912??Zi模數(shù) 取標準值 。mdm78./ m1中心距 標準中心距 602Z2)12a ????（其他主要尺寸分度圓直徑： mZD301?92??齒頂圓直徑： a2?15mDa92021???齒寬：取齒寬系數(shù) ， 6.d?mdb18306.1???3.4.4 校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度校核公式如式(3.4)所示。式(3.4)][YSmbdKT2aF1F F?????式中 ——載荷系數(shù)；K——小齒輪轉矩；1T——齒輪齒寬；b——齒形系數(shù)；FaY——應力修正系數(shù)；s——重合度系數(shù)。5??。狠d荷系數(shù) ；2.1?K小齒輪轉矩 ；mNT?5齒輪齒寬 b8重合度系數(shù) .?Y齒形系數(shù) 32?Fa應力修正系數(shù) 6.s所以 MPa375.12.6523.10245.F ?????許用彎曲應力計算公式如式（3.5）所示。式（3.5）minliF][FXNSY??式中 σFlim——齒輪的齒根彎曲疲勞極限；SFmin——彎曲疲勞強度的最小安全極限；YN——彎曲疲勞強度計算的壽命系數(shù)YX——尺寸系數(shù)。取：齒輪的齒根彎曲疲勞極限σFlim =400MPa彎曲疲勞強度的最小安全極限SFmin=1.4彎曲疲勞強度計算的壽命系數(shù)YN=116尺寸系數(shù)YX=0.8所以 MPa43.174.803][F????根據(jù)計算，σF≤[σF]所以齒輪齒根彎曲強度足夠。3.5 蝸桿傳動設計蝸桿傳動是在空間交錯的兩軸間傳遞運動和動力的一種傳動，兩軸線間的夾角可為任意值，常用的為90°。蝸桿傳動用于在交錯軸間傳遞運動和動力。蝸桿傳動由蝸桿和蝸輪組成，一般蝸桿為主動件。蝸桿和螺紋一樣有右旋和左旋之分蝸桿傳動，分別稱為右旋蝸桿和左旋蝸桿。蝸桿上只有一條螺旋線的稱為單頭蝸桿，即蝸桿轉一周，蝸輪轉過一齒，若蝸桿上有兩條螺旋線，就稱為雙頭蝸桿，即蝸桿轉一周，蝸輪轉過兩個齒。按蝸桿形狀的不同可分：圓柱蝸桿傳動、環(huán)面蝸桿傳動和錐蝸桿傳動。蝸桿傳動特點：傳動比大，結構緊湊。蝸桿頭數(shù)用Z1表示（一般Z1=1~4） ，蝸輪齒數(shù)用Z2表示。從傳動比公式I=Z2/Z1可以看出，當Z1=1，即蝸桿為單頭，蝸桿須轉Z2轉蝸輪才轉一轉，因而可得到很大傳動比，一般在動力傳動中，取傳動比I=10-80；在分度機構中，I可達1000。這樣大的傳動比如用齒輪傳動，則需要采取多級傳動才行，所以蝸桿傳動結構緊湊，體積小、重量輕。 傳動平穩(wěn)，無噪音。因為蝸桿齒是連續(xù)不間斷的螺旋齒，它與蝸輪齒嚙合時是連續(xù)不斷的，蝸桿齒沒有進入和退出嚙合的過程，因此工作平穩(wěn)，沖擊、震動、噪音小。蝸桿傳動。具有自鎖性。蝸桿的螺旋升角很小時，蝸桿只能帶動蝸輪傳動，而蝸輪不能帶動蝸桿轉動。蝸桿傳動效率低，一般認為蝸桿傳動效率比齒輪傳動低。尤其是具有自鎖性的蝸桿傳動，其效率在0.5以下，一般效率只有0.7～0.9。發(fā)熱量大，齒面容易磨損，成本高。3.5.1 蝸桿傳動類型由于前述所選電機可知T=5N·m，蝸桿傳動比設定為i=120，效率η=0.8，工作日安排每年300工作日計，壽命為10年。根據(jù)本次傳動場合用于機床上的工作臺，整體傳動要求傳動精度高，所以蝸桿采用漸開線蝸桿；根據(jù)整體傳動比需要設計比較大，蝸輪蝸桿的傳動比也需比較大，而且工作臺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。173.5.2 蝸輪蝸桿的材料考慮到蝸桿傳動效率不大，速度只是中等，故蝸桿用45號鋼；為達到更高的效率和更好的耐磨性，要求蝸桿螺旋齒面淬火，硬度為45-55HRC。蝸輪用鑄錫青銅ZCuSn10Zn2，金屬鑄造。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。3.5.3 按齒面接觸疲勞強度設計根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，在校核齒根彎曲疲勞強度。傳動中心距公式如式（3.6）：式（3.6）322)][(HEZkTa???式中 T2——蝸輪轉矩；k ——使用系數(shù)；ZE——彈性系數(shù)；Zρ——接觸系數(shù)；[δH]——許用應力。確定作用在蝸輪上的轉距T 2按Z 1=1，估取效率η=0.9，則mN140369.05iT??????確定載荷系數(shù)k因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數(shù)K β =1；見表3.2查得使用系數(shù)K A而選取K A=1.15；由于轉速不高，沖擊不大，可取動載系數(shù)K V=1.2；則1.27.651..5KVA ???????表3.2 使用系數(shù) K A動力機工作特性動力機工作特性 均勻平穩(wěn) 輕微沖擊 中等沖擊 嚴重沖擊均勻平穩(wěn) 1.00 1.25 1.50 1.75輕微沖擊 1.10 1.35 1.60 1.85中等沖擊 1.25 1.50 1.75 2.0嚴重沖擊 1.50 1.75 2.0 ≥2.25確定彈性影響系數(shù)Z E選用的鑄錫青銅蝸輪和蝸桿相配，見表3.3可查得Z E=152表3.3 蝸輪材料的力學性能18力學性能ZE σ Hlim σ Flim蝸輪材料 MPaMPa MPaZCuSn10Zn2 152 350 165確定接觸系數(shù)Zρ先假設蝸桿分度圓直徑d 1和傳動中心距a的比值d1/a=1：11，從而可算出Zρ =3.6。確定許用應力[σ H]根據(jù)蝸輪材料為鑄錫青銅ZCuSn10Zn2，砂型鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度＞45HRC，從而可查得蝸輪的基本許用應力[σ H]‘=260MPA。因為電動刀架中蝸輪蝸桿的傳動為間隙性的，故初步定位、其壽命系數(shù)為KHN=0.85，則[σ H]= KHN[σ H]‘=0.85×260=221MPa 計算中心距 m248.3)2086.15(401.27a3 23 ?????根據(jù)d1/a=1：11，取蝸輪齒數(shù)Z2=120， 394.1204m12????adZm取標準模數(shù)， ，所以中心距 。5.3m?3.5.4 蝸輪蝸桿主要參數(shù)與幾何尺寸傳動比： 120?Zi蝸輪齒數(shù)： ，變位系數(shù) ； 0?X蝸輪分度圓直徑： ；mmzd4215.32?蝸輪喉圓直徑： ；haa 3472 ???蝸輪喉母圓直徑 g62??蝸桿直徑系數(shù) ；分度圓直徑 ，蝸桿頭數(shù) ；分度圓導1qd411Z程角 ，齒形角 ；???7.4arctndmZ? ??20?19蝸桿軸向齒距： mPA394?蝸桿齒頂圓直徑： mhad4.5021*??蝸桿軸向齒厚： sa.?3.5.5 校核蝸輪輪齒彎曲疲勞強度蝸輪輪齒的彎曲疲勞強度取決于輪齒模數(shù)的大小，由于輪齒齒形比較復雜，且在距中間平面的不同平面上的齒厚也不同，都相當于具有不同變?yōu)橄禂?shù)的正變位齒。距中間平面愈遠，齒愈厚，變位系數(shù)也愈大。因此蝸輪輪齒的彎曲疲勞強度難于精確計算，只好進行條件性的概略估算。蝸輪輪齒彎曲疲勞強度條件公式為式（3.5）式（3.7）][dmbT2KFAF???式中 KA——齒形系數(shù)；T2——蝸輪轉矩；b2——蝸輪齒寬；d2——蝸輪直徑；取齒形系數(shù)KA=1.15；蝸輪轉矩T2=1440N·m，蝸輪齒寬 ；m74.28)135.0(7)15.0(2b ??????md所以 MPa39.784208.35F??許用應力計算公式如式（3.8）所示。式（3.8）min][FlS?式中 σFlim——齒根彎曲疲勞極限；SFmin——彎曲疲勞強度的最小安全極限。?。簭澢趶姸鹊淖钚“踩珮O限SFmin=1.4；根據(jù)蝸輪材料鑄錫青銅ZCuSn10Zn2，查得齒根彎曲疲勞極限σFlim =165MPa。20所以MPa85.174.6min][Fl??S?根據(jù)以上結果得出 ， .][79.3PaFF?所以彎曲強度是滿足要求的。3.5.6 蝸桿傳動溫度計算蝸桿傳動的效率一般比齒輪傳動和其他幾種機械傳動都要低，工作時會產(chǎn)生較多的熱量。閉式箱體若散熱條件不足，則易于造成潤滑油工作溫度過高而導致使用壽命降低，甚至有使蝸輪蝸桿副發(fā)生膠合的危險，因此對蝸桿傳動有必要進行溫度計算。箱體工作溫度計算公式如（3.8）所示。式（3.9）CtAPtw?????80)1(01??式中 P——蝸輪蝸桿效率；A——箱體的散熱面積， ；28.1509ma???t1——箱體工作溫度；t0——工作環(huán)境溫度，通常取20℃；αw=表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，系單位箱體面積、單位溫度差時由箱體傳給大氣的熱量。取：傳動嚙合效率 901.)2.31.tan(/.1t)tan(/1 ??????????攪油效率 9.02軸承效率 3總效率 83.09..01.321 ????散熱面積 28.158.5 5.423909 maA????表面?zhèn)鳠嵯禂?shù) 在中等通風環(huán)境， )/(CWw??所以 tAPtw ????????? 806.35205.170)1(01??21故郵箱工作溫度合格3.6 軸的設計軸是支承轉動零件并與之一起回轉以傳遞運動、扭矩或彎矩的機械零件。一般為金屬圓桿狀，各段可以有不同的直徑。機器中作回轉運動的零件就裝在軸上。根據(jù)軸線形狀的不同，軸可以分為曲軸和直軸兩類。根據(jù)軸的承載情況，又可分為：轉軸，工作時既承受彎矩又承受扭矩，是機械中最常見的軸，如各種減速器中的軸等。心軸，用來支承轉動零件只承受彎矩而不傳遞扭矩，有些心軸轉動，如鐵路車輛的軸等，有些心軸則不轉動，如支承滑輪的軸等。傳動軸，主要用來傳遞扭矩而不承受彎矩，如起重機移動機構中的長光軸、汽車的驅動軸等。軸的材料主要采用碳素鋼或合金鋼，也可采用球墨鑄鐵或合金鑄鐵等。軸的工作能力一般取決于強度和剛度，轉速高時還取決于振動穩(wěn)定性。功用相同的軸卻有各不相同的結構形狀。因為，影響軸的結構形狀因素很多，這些因素是：載荷的大小、方向、性質及其分布狀態(tài)，軸上零件的數(shù)量及安裝位置、定位方法。軸的制造工藝和生產(chǎn)規(guī)模等。3.6.1 蝸桿軸的設計軸的結構設計是確定軸的合理外形和全部結構尺寸，為軸設計的重要步驟。它由軸上安裝零件類型、尺寸及其位置、零件的固定方式，載荷的性質、方向、大小及分布情況，軸承的類型與尺寸，軸的毛坯、制造和裝配工藝、安裝及運輸，對軸的變形等因素有關。設計者可根據(jù)軸的具體要求進行設計，必要時可做幾個方案進行比較，以便選出最佳設計方案，以下是一般軸結構設計原則： 1）節(jié)約材料，減輕重量，盡量采用等強度外形尺寸或大的截面系數(shù)的截面形狀；2）易于軸上零件精確定位、穩(wěn)固、裝配、拆卸和調整； 3）采用各種減少應力集中和提高強度的結構措施； 4）便于加工制造和保證精度。本次設計的軸用于傳遞扭矩，通過齒輪副到蝸輪蝸桿，不需要承受彎矩，所以用到的為傳動軸。軸的材料的選擇，考慮到軸的材料的經(jīng)濟性，一般使用45碳素鋼，碳素鋼對應力集中的敏感性較小，而且使用廣泛；為保證其力學性能，會進行調制或正火處理。本次設計選用軸的材料為正火處理的45鋼。3.6.2 蝸桿軸的計算蝸桿上軸受力： 軸向力 N4.8572013652dTF32a1 ????t徑向力 .tan4.87ntr ??圓周力 .2t1?t22大齒輪上軸受力：圓周力 N3.901352dT'2 ???tF徑向力 2tan.tan'tr ??根據(jù)結構上的考慮及軸上零件的布置給出支承間跨距l(xiāng)=181mm，蝸桿中央截面至左支承的距離l1=110mm，大齒輪中央截面距離右支承的距離l2=90mm，如圖3.5所示。圖3.5 軸的受力圖由圖3-5可知，F(xiàn)a1產(chǎn)生的力矩為： mNdFMax ????? 15072/34.8572/11根據(jù)給定條件作軸在xoy平面的受力圖，如圖3.6 a所示，支反力及彎矩圖如圖3.6 b所示。分別對支承點1及2取矩可求得xoy平面的支反力 lMlFllFxrrR /])([ 12211 ???N4.157630/]57903.0.3 ???lllxrrR/][1211? 3./]1.. ??mNlFMR ???73404.1576123mNlFMR ????1587903.17622xx ???2341做xoz平面的受力圖，如圖3-6 c所示，求支反力，做彎矩圖，如圖3-6 d所示，分別向兩支點取矩得： lFllFttR /])([' 2211??N1.38093.03.74???llttR/][' 211 2.59/]..??mNlFMR ???37101.38''11R 568925''22作合成彎矩圖，如圖3-6 e所示；合成彎矩 的xzMy22?計算結果示于圖3-6 f所示，其中截面1和2的合彎矩為 mNM????4.173391740' 228' ?6.56' 222 mNxzy ?????? 15430912軸的最小直徑計算公式如下式(3.10)式(3.10)3b1][0.M'd???式中 M’——當量彎矩[σ-1b] ——對稱循環(huán)應力狀態(tài)下的許用彎曲應力。?。簩ΨQ循環(huán)應力狀態(tài)下的許用彎曲應力[σ-1b]=90MPa；當扭轉應力對稱循環(huán)變化時，a=1當量彎矩 mNTM???????1543615436)(' 2212所以 90.][0.'33b1d?????24蝸桿軸最小直徑 25md301??圖3.6 蝸桿軸的彎矩、扭矩圖3.7 鍵聯(lián)接的選擇設計鍵聯(lián)接時，通常被聯(lián)接件的材料、構造和尺寸已初步?jīng)Q定，聯(lián)接的載荷也已求得。因此可根據(jù)聯(lián)接的結構特點、使用要求和工作條件來選出鍵的類型，再根據(jù)軸徑從標準中選出鍵的截面尺寸，并參考輪轂長選出鍵的長度，然后用適當?shù)男：擞嬎愎阶鲝姸闰炈恪?.7.1 鍵聯(lián)接的類型25鍵主要用于軸和帶轂