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目錄
摘 要 1
ABSTRACT 2
第1章 緒 論 3
1.1 課題背景 3
1.2 智能掃描機械臺結構設計的國內外發(fā)展狀況 3
1.2.1 智能掃描機械臺的發(fā)展狀況 3
1.2.2 國內智能掃描機械臺的發(fā)展狀況 5
1.2.3 未來轉臺的發(fā)展趨勢 6
1.3 立題的目的和意義 6
1.4 本文主要工作 6
第2章智能掃描機械臺總體設計 7
2.1 轉臺技術要求 7
2.2 總體設計流程 7
2.3 轉臺類型的確定 7
2.4 轉臺運動功能設計 8
2.4.1 工作原理 8
2.4.2 運動功能方案 8
2.5 轉臺總體布局設計 8
2.6 轉臺主要參數設計 9
2.7 本章小結 9
第3章 智能掃描機械臺機械結構詳細設計 10
3.1 轉臺內環(huán)結構設計 10
3.1.1 結構設計 10
3.1.2 轉矩計算 11
3.1.3 軸向固定方式的選擇 12
3.1.4 軸的最小直徑的確定 13
3.1.5軸承的選擇 13
3.1.6 軸承的固定與密封 13
3.1.7 內框軸與負載盤的聯接方式 14
3.1.8 主要零件剛度校核 15
3.1.9 電機轉矩的校核 16
3.2 轉臺中環(huán)結構設計 17
3.2.1 結構設計 17
3.2.2 轉矩計算 18
3.2.3 電機轉矩校核 19
3.3 轉臺外環(huán)結構設計 19
3.3.1 結構設計 19
3.3.2 轉矩計算 19
3.3.3 電機轉矩校核 21
3.4 機械轉角限位裝置設計 21
3.5 本章小結 23
第4章 誤差分析 24
4.1 回轉精度分析 24
4.1.1 滾動軸系回轉精度 24
4.1.2 俯仰軸系回轉精度 24
4.1.3 方位軸系回轉精度 25
4.2 三軸相交度分析 25
4.2.1 滾動軸與俯仰軸的相交度 25
4.2.2 俯仰軸與方位軸的相交度 26
4.3 本章小結 26
第5章 測量及其它元件簡介 27
5.1 直流無刷電機 27
5.2 感應同步器 28
5.3 絕對式光電碼盤 28
5.4 鋼絲滾道軸承 29
5.5 脹緊式聯軸器 29
5.6 本章小結 30
結 論 31
參考文獻 32
致 謝 33
摘 要
三軸雷達仿真轉臺是三軸轉臺的一種，本次設計的三軸雷達仿真轉臺主要用于某型機載雷達的測試。轉臺性能的優(yōu)劣直接關系到仿真和測試試驗的可靠性，是保證某型機載雷達的精度和性能的基礎。本文針對三軸雷達仿真轉臺的機械結構設計進行了詳細的討論，并進行了理論論證及必要的計算，同時對本轉臺中使用到的測量元件及聯軸器等其他原件的結構及原理作了簡單的介紹，設計中采用鑄鋁合金作為臺體的材料，實現了低轉速、高精度的要求，并且減輕了整體的重量，使機構在滿足：轉角范圍、速度范圍、最大角加速度等設計參數要求的前提下，使結構設計盡量優(yōu)化。本設計緊緊圍繞著設計任務書中的各項指標，從內環(huán)開始至外環(huán)一步一步地展開設計。本文主要內容包括轉臺的總體結構論證、轉臺的詳細結構設計、轉臺的誤差分析等。結合轉臺設計的特點，本文重點討論了轉臺機械結構的設計思想及設計過程。
關鍵詞：三軸仿真轉臺；機載雷達；測量元件；聯軸器：內環(huán)：中環(huán)：外環(huán)。
Ⅰ
ABSTRACT
Three shafts radar simulation turntable is one type of the three shafts turntable . The three shafts radar simulation turntable in this design is mainly used to test a certain type of airborne radar. The simulation turntable has great influence on the reliability and credence of experimentation,so the precision accuracy of a certain type of airborne radar is based on simulation turntable.This paper discusses detailedly the design of mechanical structure of the three shafts radar simulation turntable . Then uses the principle to demonstrate it and do the necessary calculation . At the same time, introduce the principle and structure of measurement components and clutch and other components used in the turntable in brief . This design closely revolves around every targets in design assignment,and spreads out from inner frame to outer frame step by step. The chief content of this paper involves the demonstration of the general structure , the design of the detailed structure and the analysis of error of the turntable. Combining the designing character of the turntable ,this paper emphatically discusses the idea and the process in designing the turntable.
Key words：；Three Axis simulation turntable；Airborne radar；Measuring element； Coupling；Inner ring；Central；Outer ring
第1章 緒 論
1.1 課題背景
遠古時代，人類的祖先面對著充滿神秘色彩的天空，編織出許多美麗、動人的神話、傳說故事。這些故事經過無數代人的流傳，便真有了冒險者，不惜生命代價嘗試原始的飛行探險。
1903年12月17日，萊特兄弟第一架動力飛機的試飛成功，使人類飛行的夢想變?yōu)楝F實。但是人類并沒有為此而滿足，他們將眼光瞄準了更遙遠的宇宙空間。1926年3月16日，美國人戈達德制成了世界首枚液體火箭。1957年蘇聯衛(wèi)星首次進入太空。1969年7月20日，阿波羅11號飛船登月成功。1981年4月12日，世界上第一架航天飛機哥倫比亞號發(fā)射。從此人類進入了宇宙探險時代。最早，飛行器上天之前要用許多實物進行實驗研究，這樣不僅造成許多財力、物力、和人力的浪費，而且有限的實驗所獲得的規(guī)律也不是十分的準確，其中存在很大的偶然性。隨著人類航天活動的越來越頻繁，對設備的可靠性及經濟性的要求也越來越高。尤其是近幾年來幾次重大的航天飛行事故促使人們對以往的實驗手段進行了深刻的反省，開始了仿真測試設備的研究，仿真轉臺就是在這樣的背景下產生和發(fā)展起來的。二十世紀七十年代后，計算機尤其是數字計算機的發(fā)展為仿真技術提供了更高的技術基礎?，F在仿真轉臺已應用到航空、航天設備的研制和測試的各個環(huán)節(jié)。
1.2 智能掃描機械臺結構設計的國內外發(fā)展狀況
1.2.1 智能掃描機械臺的發(fā)展狀況
美國是世界上最早研制和使用轉臺的國家，它的第一臺轉臺于1945年誕生于麻省理工學院。從那時起直到現在，美國的轉臺研制和使用，無論在數量、種類，還是在精度和自動化程度上都居于世界領先水平，代表了當今世界轉臺的發(fā)展水平和方向。此外，英、法、德、俄等國也投入了大量的人力、財力進行仿真轉臺的研究。但是以美國最為典型，下面主要以美國的轉臺研究和發(fā)展為例進行介紹。回顧美國轉臺的發(fā)展過程，大體可以分為以下幾個階段：
第一階段的主要標志：用機械軸承支撐臺軸，軸的驅動采用交流力矩電機。
1945年，美國麻省理工學院儀表實驗室研制成功世界上第一臺轉臺，開始了轉臺發(fā)展的第一個階段。此轉臺后來命名為A型臺，臺軸的支撐采用一般的滾珠軸承，軸的驅動直接用交流力矩電機完成。在A型臺的基礎上，于1950和1953年又相繼研制出了B型臺和C型臺。
第二階段的主要標志：采用液體靜壓軸承支撐臺體，用支流力矩電機驅動軸系。
1956年，美國開始研制液體靜壓軸承轉臺，并研制出了D型液體軸承臺，他的摩擦力矩僅為C型轉臺的1/8，有利于提高精度。
從五十年代開始，除了麻省理工學院，美國還有一些公司也開始研制轉臺。如Carco公司于1967年生產了T-025、026和081型轉臺。Fecker公司于1964年和1965年先后生產了352型、452型轉臺。
1968年，E型臺的研制成功被認為是美國轉臺發(fā)展的第二個階段。E型臺的主要材料是非磁性材料356號鋁，采用軸向和徑向帶有壓力補償的液體軸承，并在耳軸上采用了空氣軸承。
第三階段的主要標志：采用計算機控制和測試自動化技術。
從1968年到1969年Fecher公司生產了3768、3769型單軸轉臺及5768、5569型雙軸轉臺，這期間一個引人注目的發(fā)展是這幾類轉臺均采用數字計算機進行控制，其中5569型轉臺還可用數字計算機進行自動測試，可工作在伺服、同步速率、輔助速率、數字位置、自動轉位及紙帶定位等狀態(tài)。
1969年之后，美國的轉臺設計和制造進入了系列化階段，技術得到發(fā)展和完善，相應地轉臺也成為一種廣泛使用的測試設備。從那時起至今，位于賓西法尼亞洲匹茲堡的CGC公司成為美國制造慣性導航測試設備和運動模擬系統(tǒng)的主要廠商，并一直代表著美國乃至世界慣性設備，尤其是轉臺的發(fā)展水平。
CGC公司于六十年代末至七十年代初研制了51系列轉臺，包括51A型、51C型、51D型、和51G型等。這一系列轉臺的主要特點是：臺體形式為雙軸臺，采用氣浮軸承。從七十年代初開始，CGC著手研制53系列多軸轉臺。先后研制成功了53B、53D、53E、53G、53W等型轉臺。53系列轉臺的主要特點是：臺體形式均為多軸臺，普遍采用氣浮軸承，軸系回轉精度和正交精度均達到角秒級；使用感應同步器作測角元件。CGC生產的51系列雙軸臺和53系列多軸臺在控制上均采用了MPACS30H系列模塊化精密角度控制系統(tǒng)，這一系統(tǒng)的應用是轉臺技術的重大發(fā)展。從此，轉臺進入了計算機控制和測試自動化階段。
1984年，CGC公司提出了改進的三軸臺（Improved Three Axis Test Table,簡稱ITATT）的制造方案。在CGC的設計制造方案中，規(guī)定ITTATT是一臺超精密三軸設備。ITATT三軸測試轉臺可用于艦船導航和空間傳感器的測試，還可用于戰(zhàn)略系統(tǒng)的測試。
ITATT轉臺在制造方案中采用了新材料和許多新技術。
在臺體材料與機械結構方面，采用了石墨復合材料——碳纖維增強塑料級球形結構改善了轉臺的對稱性及偏轉特性。
在軸承方面采用有緣磁懸浮軸承。
在電機方面使用多相感應式電機。用滾環(huán)代替滑環(huán)，降低了摩擦力矩，提高了高速平穩(wěn)性和控制精度，同時提高了可靠性。
在測角系統(tǒng)中，將感應同步器和絕對光學編碼器結合使用。
在控制方面，采用了數字狀態(tài)反饋技術為誤差補償創(chuàng)造了條件。
采用了這些新技術之后，高精度三軸轉臺ITATT的技術指標比以前的轉臺提高一個數量級以上。表1.1是幾種型號的三軸轉臺與ITATT的技術指標：
表1.1 幾種型號的三T的技術指標比較軸轉臺與ITAT
型
號
三根軸的擺動
軸的正交度
軸的定位精度
最大
指向
誤差
速率不平穩(wěn)性
內
框
軸
中
框
軸
外
框
軸
內框
軸/中
框軸
中框
軸/外
框軸
內
框
軸
中
框
軸
外
框
軸
0.25
0.35
0.35
2.1
0.9
0.46
0.74
1.3
5.8
150
0.5
0.41
0.65
1.5
1.9
0.25
0.6
0.52
5.5
50
0.15
0.46
0.7
1.4
0.95
0.77
0.75
0.77
4.3
50
0.45
0.5
0.6
0.12
0.01
0.64
0.58
0.98
2.3
200
0.33
0.25
0.47
0.4
0.4
0.84
0.64
0.98
2.7
30
ITATT
0.03
0.02
0.01
0.02
0.02
0.03
0.0.
0.03
0.11
2
1.2.2 國內智能掃描機械臺的發(fā)展狀況
國內自六十年代中期開始轉臺的研制工作，其發(fā)展狀況大致如下：
1966年，707所開始研制DT-1型單軸低速轉臺，1974年進行全面的精度測定，1975年通過鑒定。該臺由機械臺體和電子控制箱兩部分組成，采用氣浮軸承，交流力矩電機直接驅動，用感應同步器和旋轉變壓器組成測角系統(tǒng)。
1975年，303所研制成功了SFT-1.1型伺服臺，首次應用光柵為精密測角元件。該伺服臺與美國Fecker公司生產的200型轉臺一樣，可提供三種工作狀態(tài)。
1979年，哈爾濱工業(yè)大學和原六機部6354所及441廠合作研制出我國第一臺雙軸伺服轉臺——TPCP-1型雙軸氣浮軸承臺，又稱7191雙軸臺。
1982年，6354所研制成了7191-Ⅱ型雙軸臺，該臺是在7191轉臺的基礎上研制的，提高了可靠性。
1983年，航天部一院13所研制了SSFT型雙軸伺服臺，該轉臺是我國最大的雙軸伺服臺。
1984年，哈工大與6354所共同承擔了計算機控制雙軸轉臺，即CCGT雙軸轉臺的研制任務，1988年研制成功。該臺是我國第一臺計算機控制的雙軸臺。
1985年，由哈工大研制的DPCT型單軸計算機控制轉臺是我國第一臺計算機控制的轉臺。
1990年，中國航空精密機械研究所研制成功了SGT-1型三軸捷聯慣導測試轉臺。這是我國第一臺計算機控制的高精度三軸慣導測試臺。
在轉臺的開發(fā)和制造領域，中國和世界先進水平相比還有許多差距，例如，對于轉臺相關的技術缺乏深入系統(tǒng)的研究，導致了生產的轉臺可靠性差，也沒有批量生產的能力；在一些領域存在空白等。
1.2.3 未來轉臺的發(fā)展趨勢
不斷應用新技術來提高轉臺的測試精度，增強轉臺的穩(wěn)定性及環(huán)境適應性是[3]未來轉臺發(fā)展的主要趨勢。具體為：
1. 進一步提高技術指標；
2. 實現測試自動化；
3. 加強各種環(huán)境下的測試，控制環(huán)境對測試精度的影響，如溫度、壓力、地基等的影響。
4. 對測試的可靠性、穩(wěn)定性提出進一步的要求。
同時，由于轉臺的應用越來越廣泛并逐漸向商品化發(fā)展，使得轉臺的研制在保證精度的前提下不斷的應用新材料和新工藝以降低成本，這也成為未來轉臺發(fā)展的一大趨勢。
1.3 立題的目的和意義
本轉臺主要用于測試機載雷達跟蹤目標的靈敏性,模擬雷達在跟蹤動態(tài)目標時的現場實際運動情況。它在機載雷達的研制和實驗室測試方面具有不可替代的作用。
1.4 本文主要工作
本論文主要將完成對智能掃描機械臺的總體設計,對智能掃描機械臺機械結構的詳細設計：對內中外三環(huán)的轉矩的計算與三軸各軸電機的轉矩校核，根據本次設計的相關技術要求對本轉臺的誤差分析。
第2章智能掃描機械臺總體設計
2.1 轉臺技術要求
轉臺總體設計是轉臺設計中的關鍵環(huán)節(jié)，它對轉臺所能達到的技術性能和經濟性起著決定性的作用。本次設計所要達到的技術要求如下：
1．負載尺寸：
2．負載重量：150kg
3．轉角范圍：內環(huán)±90°，中、外環(huán)±45°
4．最大角速度：內環(huán)300°/s、中環(huán)180°/s、外環(huán)160°/s
5．最小角速度：內環(huán)0.003°/s、中環(huán)0.003°/s、外環(huán)0.003°/s
6．最大角加速度：內環(huán)500°/s2、中環(huán)180°/s2、外環(huán)180°/s2
7．三軸轉角精度：0.003°
8．三軸相交度：0.5mm
9．視場角：±45°
10．雙十頻響指標：內環(huán)4Hz，中、外環(huán)3Hz
2.2 總體設計流程
根據機械設計總體設計的一般規(guī)律及智能掃描機械臺的特點，智能掃描機械臺總體設計流程如圖2.1：
圖2.1 轉臺總體設計流程圖
2.3 轉臺類型的確定
智能掃描機械臺根據其方位軸系和滾動軸系所在位置的不同，分為立式和臥式兩種類型。立式轉臺外環(huán)是方位軸系，內環(huán)是滾動軸系；臥式轉臺與立式轉臺相反，外環(huán)是滾動軸系，內環(huán)是方位軸系。根據本次轉臺設計的技術指標，內環(huán)轉角范圍為±90°，而中、外環(huán)轉角范圍為±45°，所以內環(huán)應為滾動軸系。因此我們選用立式轉臺。
根據驅動裝置的不同，轉臺又可分為液壓驅動轉臺、電動轉臺和電液混合驅動轉臺。液壓驅動自身存在線性度差、轉角小、低速性能差、維護復雜等許多缺點。而本設計要求的轉速范圍為：內環(huán)0.003°/s～300°/s、中環(huán)0.003°/s～180°/s、外環(huán)0.003°/s～160°/s。顯然，低速性能要求較高，液壓驅動不能滿足要求，所以我們選擇電力驅動。
綜上，我們選用立式電動轉臺。
2.4 轉臺運動功能設計
2.4.1 工作原理
智能掃描機械臺的三個軸都由電機直接驅動，通過改變電機電流來改變各軸的轉速，通過一個峰值電流來實現電機的最大加速度。各電機的啟停及通過各電機的電流由接收到的外部信號控制，從而使轉臺上的負載能夠跟蹤信號的運動。
2.4.2 運動功能方案
轉臺運動功能圖如圖2.2所示，內環(huán)、中環(huán)和外環(huán)均由電機驅動，外環(huán)實現方位運動、中環(huán)實現俯仰運動、內環(huán)實現滾轉運動。
圖2.2 轉臺運動功能圖
2.5 轉臺總體布局設計
根據技術指標，考慮到負載尺寸較大，為了盡可能降低轉臺慣量，提高轉臺的響應速度，我們將內環(huán)軸設計為中空，負載直接安裝在內環(huán)軸的中空部位。在盡可能減小轉臺中環(huán)慣量的同時，為了保證中環(huán)剛度，我們將中環(huán)框架設計為與內環(huán)（滾動軸）同心的圓筒結構，這種結構具有結構剛度高、工藝性好等優(yōu)點，且能實現盡量小的轉動慣量。由于本轉臺整體結構較大，同時為了保證中環(huán)框架的正確安裝，我們將外環(huán)框架設計為分體式薄壁箱結構，這一結構可以在達到最小質量的情況下實現最大的結構剛度。綜上所述，本轉臺的總體結構我們采用立式O-O-U結構形式。其總體布局如圖2.3所示
圖2.3 智能掃描機械臺總體布局圖
2.6 轉臺主要參數設計
本轉臺負載安裝于內環(huán)軸孔中，負載尺寸為，所以內環(huán)軸徑由負載尺寸決定也為。內環(huán)軸壁厚尺寸，考慮其剛度，結合經驗暫定為23mm，由于轉臺設計的特殊性，其它結構尺寸均與前一步結構設計的結果直接相關，所以暫無法確定。
2.7 本章小結
在本章設計中，根據此次設計的技術要求，完成了本設計的總體設計流程，確定了轉臺的類型為O-O-U型；根據轉臺的運動原理，設計出它的運動功能方案，三軸均為直接驅動；根據技術指標，考慮轉臺的負載尺寸，確定負載過渡盤厚度為23mm，設計轉臺的總體布局為立式。
第3章 智能掃描機械臺機械結構詳細設計
詳細設計主要完成轉臺的內部機械結構設計，包括轉臺內環(huán)結構設計、中環(huán)結構設計、外環(huán)結構設計以及軸承、聯軸器、電機和測量元件的選擇。轉臺機械結構詳細設計流程如圖3.1所示
圖3.1 轉臺結構詳細設計流程圖
3.1 轉臺內環(huán)結構設計
內環(huán)結構設計是轉臺設計的第一步，因此也是設計的關鍵一步。內環(huán)結構設計所要解決的關鍵技術問題是：全中空軸系設計及負載的安裝界面設計。
3.1.1 結構設計
內環(huán)軸系的結構設計如圖3.2所示，軸系轉子為內環(huán)軸（內環(huán)框架），負載安裝在內環(huán)軸的后端，由于負載尺寸較大，在內環(huán)軸的后端增加一負載過渡盤，輔助支撐負載，內環(huán)波導座位于負載過渡盤的頂端。內環(huán)軸系的支撐采用鋼絲滾道軸承，由于內環(huán)軸的軸向尺寸較大，為了保證軸的剛度，我們除了在軸的前端用一鋼絲滾道軸承作為主支撐外，在軸的后端再增加一鋼絲滾道軸承作為輔助支撐。內環(huán)驅動電機安裝在軸系前端，電機轉子用螺釘與內環(huán)軸相聯，這種布置一方面可以擴大視場角，另一反面可以最大限度的起到靜力矩平衡的作用。內環(huán)測角元件為感應同步器。
內環(huán)定子與中環(huán)框架作成一體。這樣既可以使結構緊湊，又可以實現更高的系統(tǒng)剛度和精度。
圖3.2 內環(huán)軸系結構圖
本轉臺各軸系均為局部轉角，系統(tǒng)超限保護均為三級保護，其順序為軟件保護、光電開關保護和機械限位，其中機械限位均有橡膠緩沖裝置。
3.1.2 轉矩計算
理論力學定義[3]剛體的轉動慣量是剛體轉動時慣性的度量，它等于剛體內各質點的質量與質點到軸的垂直距離平方的距離之和，即
（3.1）
由式3.1可見，轉動慣量的大小不僅與質量大小有關，而且與質量的分布情況有關。因此對于結構不規(guī)則的復雜零件，用式3.1計算轉動慣量就顯得非常復雜。由理論力學知識我們可以得出轉動慣量的又一計算公式
（3.2）
式中——慣性半徑（或回轉半徑）。
由式3.2可見，只要我們知道零件的回轉半徑和質量就可以方便地計算出零件的轉動慣量。在機械制圖軟件AutoCAD的“工具”菜單中有一“查詢——面域/質量特性”命令，此命令可以直接生成三維零件的質量及回轉半徑。利用此命令我們就可以很方便地計算出零件的轉動慣量。本次設計所有關于轉動慣量的計算都是使用此方法來完成的。
零件轉矩與轉動慣量的關系見式3.1
（3.3）
式中——零件角加速度。
表3.1 繞內環(huán)轉動零件數據
名稱
質量（kg）
轉動慣量（kgm）
負載
150
38.690
負載過渡盤
77.352
15.704
滾動波導座
6.175
0.123
滾動軸
65.791
18.068
輔助軸承內環(huán)
40.676
11.312
感應同步器轉子
10.204
3.352
合計
350.198
87.249
內環(huán)軸系各零件質量及轉動慣量計算結果如表3.1所示
轉矩：Nm
3.1.3 軸向固定方式的選擇
1. 選擇驅動系統(tǒng)的軸向固定方式時,要考慮作用在軸上的軸向力是怎樣通過軸承傳遞到箱體或支座上去的,零部件軸向固定是否可靠,不能靠過渡配合來承受軸向力。
2. 當軸向力很小時,可采用擋圈、彈性擋圈、緊定螺釘、銷等實現軸向固定。當軸向力較大時,應采用軸肩、軸環(huán)、套筒、圓螺母、軸端壓板、圓錐面等進行軸向固定。
3. 為了防止軸承內座圈與軸發(fā)生相對軸向位移,內座圈與軸通常需要在兩個方向上進行軸向固定。
4. 對于工作溫度不高、兩個支承之間的距離較小的軸來說,可以采用兩端固定,使每一個支承都能限制軸的單向移動,兩個支承合在一起就能限制軸的雙向移動。對于工作溫度較高、兩個支承之間的距離較大的軸來說,應采用一端固定一端游動的方法,使一個支承限制軸的雙向移動,另一個支承游動。
5. 對于能承受雙向軸向載荷的軸承組合結構,安裝時可以對軸承進行預緊,消除間隙,并使?jié)L動體與內外座圈之間產生預變形,這樣可以提高軸承的剛度和旋轉精度,減小軸在工作時的振動。對于用來承受雙向軸向載荷的單個軸承,其間隙不能在安裝時通過預緊來消除。
6.為了簡化結構、減小軸向尺寸、減輕重量,大、中型雷達的方位轉臺可以采用帶內齒輪或外齒輪的特大型軸承,該軸承能承受徑向力、雙向軸向載荷和傾覆力矩,其內、外座圈與轉臺有關部分通常采用螺栓進行軸向固定。
3.1.4 軸的最小直徑的確定
軸的最小直徑的設計，由公式：
（3.4）
其中：d——為軸的最小直徑；
A——為由材料與受載情況決定的系數；
P——為軸傳遞的功率（kW）；
n——為軸的轉速（r/min）。
由表3.2，A的值取80，帶入式3.4，d=988
表3.2 軸常用幾種材料的A值
軸的材料
Q235、20
Q275、35
45
ZL101A
A
160~135
135~118
118~106
85~72
3.1.5軸承的選擇
軸承分為滾動軸承和滑動軸承，它們都可以用于支撐軸及軸上零件，以保持軸的旋轉精度，并減少轉軸與支撐之間的摩擦和磨損?；瑒虞S承的摩擦損失較大，使用、潤滑、維護也比較復雜；滾動軸承摩擦因數較低，啟動力矩小、軸向尺寸小，特別是已經標準化，使得設計、使用、潤滑、維護都很方便。
滾動軸承的分類也很多，包括調心球軸承、調心滾子軸承、推力球軸承、圓錐滾子軸承、深溝球軸承、角接觸球軸承、圓柱滾子軸承、滾針軸承等等。
由于內框軸在旋轉時需同時承受軸向力與徑向力，所以選擇的軸承形式必須滿足這兩點要求，滿足需求的軸承有：推力調心滾子軸承、角接觸球軸承、圓錐滾子軸承。
推力調心滾子軸承的軸向載荷有限制，不可選。在同樣外形尺寸下，角接觸球軸承，由于內框需同時承受軸向和徑向載荷，所以選擇安裝角接觸球軸承。、
3.1.6 軸承的固定與密封
軸承端蓋既對軸承起到固定支撐作用，也對軸承起到密封作用。本次設計中軸承尺寸如表3.3所示
表3.3 端蓋尺寸
號
尺寸關系
符號
尺寸關系
符號
尺寸關系
D（軸承外徑）
130
D0
D+2.5=145
D5
D0+2.5=175
（螺釘直徑）
12
D2
D0+2.5=170
e
1.2=14
n（螺釘數）
8（個）
D4
0.9D=117
d0
12
軸承密封是為了阻止?jié)櫥瑒┩庑沽魇廴经h(huán)境，并防止灰塵、水、腐蝕性氣體等侵入軸承。一般可分兩大類：
1. 接觸式密封
1) 氈圈密封：軸承端蓋上開出梯形槽，將按標準制成環(huán)形的細毛氈放置于槽中，以與軸密合接觸。
2) 唇形密封圈密封：密封圈由皮革或耐油橡膠等材料制成，具有唇形結構，將其裝如軸承蓋中，靠材料的彈力和環(huán)行螺旋彈簧的扣緊作用與軸緊密接觸。
2. 非接觸式密封
1) 間隙式密封：在軸表面與軸承端蓋通孔壁之間形成有一定軸向寬度的環(huán)行間隙，依靠間隙流體阻力效應密封.
2) 迷宮式密封：在旋轉件與固定件之間構成曲折的間隙來實現密封。
由于內框無特殊要求，所以采用普通密封方式即可滿足設計要求。本次設計采用氈圈油封，型號：氈圈FZ/T92010-91
3.1.7 內框軸與負載盤的聯接方式
內框軸軸端與負載盤的聯接可采用的方式有多種：如過盈配合、鍵連接、成型連接、彈性環(huán)聯接、脹緊套連接等等，均可實現。
過盈配合連接是利用兩個相配零件的裝配過盈量實現的一種連接。零件的配合表面多為圓柱面。組成過盈聯接后，由于組合處的彈性變形和裝配過盈量，在包容件和被包容件的配合面間將產生很大的正壓力。當連接承受外載荷時，配合表面考此正壓力所產生的摩擦力或摩擦力矩來傳遞載荷。但拆開過盈配合聯接需要很大的外力，往往會損壞連接零件的配合表面，甚至整個零件。
鍵聯接包括平鍵聯接、半圓鍵聯接、楔鍵聯接、切向鍵聯接。平鍵聯接具有結構簡單、對中性好、拆裝方便等優(yōu)點，但這種聯接不能承受軸向力，起不到軸向固定作用。半圓鍵聯接只用于靜聯接，主要用于載荷較小的聯接及錐形軸端與輪轂的連接。楔鍵聯接用于靜聯接，主要用于定心精度要求不高、載荷平穩(wěn)和低速的場合。切向鍵聯接承載能力大，適于傳遞較大的轉矩，常用于傳遞直徑大于100mm的重型機械軸上，且對中精度要求不高的場合。
成型聯接是利用非圓剖面的軸裝在相應零件轂孔中而形成的，具有拆裝方便、對中性好、應力集中小、傳遞轉矩大等優(yōu)點，但加工比較復雜，應用尚不廣泛。
彈性環(huán)聯接定心性好，拆裝方便、承載能力高，并有密封作用。
在彈性環(huán)基礎上演變出的脹緊套連接不但繼承了以上優(yōu)點，而且結構簡單，加工方便，并由成批型號產品可供選擇，不必單獨設計，所以本次設計中，中框軸與負載盤的聯接采用脹緊套聯接方式。
規(guī)格：最大轉矩M=17N·m,質量0.41kg,型號：Z5
脹緊套轉動慣量：
kg/m2
脹緊套結構尺寸如圖3.3所示
單位：mm
圖3.3 Z5型脹緊套
3.1.8 主要零件剛度校核
根據精密測試設備的精度要求，其支撐件的結構及尺寸設計，都遠遠滿足強度條件，因此這里只對剛度進行校核。又因為本轉臺內環(huán)框架即為內環(huán)軸，所以只對內環(huán)軸的剛度進行校核。
滾動軸為空心階梯軸，其扭轉角計算公式見式3.4
（3.5）
式中——切變模量；
——階梯軸上第段所傳遞的扭矩；
——階梯軸上第段的長度；
——階梯軸上第段的外徑；
——階梯軸上第段的內徑。
為了盡可能減小轉臺的轉動慣量，在保證強度和剛度的情況下，本轉臺各軸的材料均采用鋁合金材料（），其物理性能見表3.4
表3.4 物理性能
熔點
608
密度(kg/m)
彈性模量MPa)
74.20
切變模量MPa)
27.30
泊松比
0.36
將數據代入式（3.4）
m)
查機械設計手冊，關于許用扭轉角的參考數據如下：
精密機械的軸 m
一般傳動軸 m
精度要求不高的軸 m
顯然，滾動軸的扭轉角m，內環(huán)軸的扭轉剛度滿足要求。由于負載安裝與內環(huán)軸的內孔中，所以內環(huán)軸的彎曲剛度必定滿足要求。
3.1.9 電機轉矩的校核
在轉臺設計中，電動轉臺通常都采用直流力矩電機驅動。但是直流力矩電機作為直流電機由于有換向器和電刷，所以存在許多缺點。例如，峰值轉矩小、存在接觸導電、有點火化和無線電干擾、電機的可靠性和維護性相對較差等。為了克服這些缺點，我們在考察了[6]國內外電機發(fā)展的最新進展，并考慮本次設計的經濟性后，我們決定選用直流無刷電機。由于本次設計的轉臺結構較大，對電機結構的要求也比較特殊，所以設計中我們需要的電機都是根據我們的需要定購。對于內環(huán)電機，根據我們力矩計算結果再乘以1.3倍的安全系數，電機的轉矩為Nm。按照電機結構尺寸，由式（3.2）、（3.3）計算其轉子轉矩為： Nm。內環(huán)電機所需轉矩為：Nm。顯然 Nm，所以，所選電機轉矩滿足要求。
3.2 轉臺中環(huán)結構設計
中環(huán)結構設計所要解決的關鍵問題是，中環(huán)軸系的結構布局、軸承的選擇及布置和與外環(huán)支撐件的配合等。
3.2.1 結構設計
中環(huán)軸系的結構設計如圖3.4所示，中環(huán)框架尺寸較大，為了減小重量和轉動慣量將其設計為全中空結構，內部加筋板來保證剛度。中環(huán)軸與中環(huán)電機轉子軸做成一體，中環(huán)框架向外伸出兩個耳軸，在耳軸孔中安裝軸套和聯軸器用以與中環(huán)軸相聯，聯軸器采Z5型脹緊聯結套。軸系采用兩對角接觸球軸承，對稱兩端電機驅動，外環(huán)框架的上分體箱即為中環(huán)電機的電機座，這種布置可使結構更加緊湊，盡可能的減小了安裝誤差。由于內環(huán)的重量分布于中環(huán)軸的一側，為了平衡內環(huán)重量，在中環(huán)軸的另一側加一組配重塊。測角元件采用光電絕對式碼盤，該軸系摩擦力矩小、結構簡單、易于調整。
（a）
（b）
圖3.4 中環(huán)結構設計圖
圖3.5中環(huán)框架剖面圖
由于中環(huán)框架結構形狀比較復雜，為了更清楚的表達其結構形狀，圖3.5是中環(huán)框架的三維模型圖。
3.2.2 轉矩計算
表3.5 繞中環(huán)轉動零件數據
名稱
質量kg)
轉動慣量kgm)
滾動軸系
377.163
117.079
中環(huán)框架
227.633
46.774
配重
222.972
39.492
碼盤
1.500
0.002
軸套
46.001
0.761
俯仰機械限位盤
36.960
3.237
俯仰波導座
0.613
0.002
俯仰聯軸器
24.704
0.271
合計
937.546
207.618
與內環(huán)轉矩計算方法相同，先由三維圖形通過計算機計算出零件的質量和回轉半徑，由式3.2和式3.3分別計算出零件的轉動慣量和轉矩。繞中環(huán)軸轉動的各零件的轉動慣量計算結果如表3.5所示。
轉矩：Nm
由于電機轉子軸即為俯仰軸，所以此處不需對俯仰軸扭轉角進行校核。
3.2.3 電機轉矩校核
對繞中環(huán)轉動零件的轉矩乘以1.3倍的安全系數作為我們所選的電機轉矩，即電機轉矩為847.926Nm。由三維圖形、式3.2和式3.3計算出電機轉子的轉矩Nm。中環(huán)電機所需轉矩為：
Nm
顯然，Nm，所，以所選電機轉矩滿足要求。
3.3 轉臺外環(huán)結構設計
外環(huán)結構設計所要解決的關鍵問題是，分體式外框架及其薄壁箱式框架結構、軸承及聯軸器的選擇等。
3.3.1 結構設計
外環(huán)軸系的結構如圖3.6所示。外環(huán)軸系的主支撐采用鋼絲滾道軸承，它可以同時承受雙向的軸向力和徑向力；外環(huán)框架為分體的中空箱式結構，重量輕，便于安裝調試。將外框架分為框架和兩個中環(huán)基座的分體結構，目的是為了保證一體的中框架正確安裝，分體結構需要保證的關鍵問題是要保證框架和兩個中環(huán)基座的準確安裝和中環(huán)軸承座孔與框架的聯軸器孔的垂直度和相交度，為此，要求加工中將外框架和兩個中環(huán)基座安裝成一體后精加工，以達到設計要求，同時要求兩個中環(huán)基座與框架保證一定的配合精度將外框架設計成薄壁箱式框架結構可以使框架在達到最低重量的前提下實現最大的結構剛度，大型薄壁箱式框架結構的關鍵在零件的鑄造技術，包括木模制造。為此，我們將加強框架鑄造環(huán)節(jié)的質量控制，以滿足指標要求。外框架上分體箱模型圖如圖3.7所示。外環(huán)電機由一對軸承支撐自成一體，安裝方便，外環(huán)軸與外框架采用漲緊式聯軸器聯接，外環(huán)測角元件為光電碼盤。
3.3.2 轉矩計算
由三維圖形通過計算機計算出零件的質量和回轉半徑，由式3.2和式3.3分別計算出零件的轉動慣量和轉矩。
轉矩：Nm
與俯仰軸系相同方位電機轉子軸即為方位軸，所以此處也不需對方位軸扭轉角進
圖3.6 外環(huán)軸系結構圖
圖3.7外框架上分體箱三維視圖
行校核。
繞外環(huán)軸轉動的各零件的轉動慣量計算結果如表3.6所示
表3.6繞外環(huán)轉動零件數據
名稱
質量kg)
轉動慣量kgm)
滾動軸系
377.163
117.079
俯仰軸系
801.763
2485.618
外環(huán)框架
600.907
435.613
方位滾道軸承外環(huán)
32.389
11.573
方位軸
26.712
0.348
方位聯軸器
23.657
0.445
方位碼盤
1.500
0.008
方位零位銷座
7.687
2.709
合計
2060.906
3078.443
3.3.3 電機轉矩校核
對繞外環(huán)轉動零件的轉矩乘以1.3倍的安全系數作為我們所選的電機轉矩，即電機轉矩為11169.959Nm。由三維圖形、式3.2和式3.3計算出電機轉子的轉矩Nm。中環(huán)電機所需轉矩為：
Nm
顯然，Nm，所，以所選電機轉矩滿足要求。
3.4 機械轉角限位裝置設計
前面已說過，轉臺各軸系均為局部轉角，系統(tǒng)超限保護均為三級保護，其順序為軟件保護、光電開關保護和機械限位，其中，軟件保護不是本設計的內容，光電開關機保護中的光電管為購買的標準件，也不是本設計的內容，本設計只對機械限位裝置的結構進行設計。
如圖3.8和圖3.9所示為內環(huán)轉角限位裝置結構和外環(huán)轉角限位裝置結構
由圖3.8和圖3.9可以看出，內環(huán)轉角機械限位與外環(huán)轉角機械限位裝置結構相似，都是由兩個固定的限位座和一個運動的限位塊組成。為了緩沖和減小噪聲，在固定的限位座上安裝橡膠緩沖裝置。由于外環(huán)轉動慣量較大，所以除在限位座上安裝橡膠緩沖裝置外，還安裝有緩沖液壓缸，進一步改善緩沖的效果。
圖3.8 內環(huán)轉角機械限位裝置
圖3.9 外環(huán)轉角機械限位裝置
中環(huán)機械限位裝置與內、外環(huán)機械限位裝置結構不同，其結構如圖3.10所示
圖3.10 外環(huán)轉角機械限位裝置
由圖3.10可以看出，外環(huán)機械限位裝置由機械限位盤、俯仰機械插銷、俯仰機械插銷導套和限位緩沖橡膠等組成，俯仰機械限位盤隨俯仰軸系一起運動，運動范圍由俯仰機械插銷導套和限位緩沖橡膠等控制在。當轉臺在不工作的時候，用機械插銷固定俯仰軸系，使其不會左右運動。
3.5 本章小結
本章設計內容為此次設計的主要內容，詳細設計了智能掃描機械臺機械結構，其包括了內環(huán)、中環(huán)、外環(huán)的結構設計。內環(huán)、中環(huán)、外環(huán)均采用電機直接驅動，由于該驅動需要較低轉速和較大轉矩，此電機為定做，所以這里就沒有標出電機型號。另外中軸和外環(huán)軸上的軸承亦是定做，故沒有查出相應型號。此章設計完成了三軸主要零件的剛度校核和三軸電機轉矩的校核，選用了電機并對機械轉角限位裝置完成了設計。根據次章設計基本完成了各主要部分的結構尺寸。
第4章 誤差分析
誤差分析的主要內容是根據本次設計的相關技術要求，分析各軸的回轉精度以及三軸的相交度。
4.1 回轉精度分析
回轉精度是影響轉臺技術指標的主要誤差之一，本節(jié)將對各軸的回轉精度作以簡要分析，
4.1.1 滾動軸系回轉精度
由于滾動軸系的支承，我們采用鋼絲滾道軸承。此種軸承滾動體數目多，排列緊密，具有很強的誤差均化能力。其中，在載荷的分配方面，主支撐承擔主要的軸向和徑向負荷。因此，這里著重考慮主要支承軸承引起的滾動軸的回轉誤差。
(1) 滾動軸承的有效直徑mm，滾道基體的端跳動設計為mm，則由此造成的滾動軸的最大回轉誤差為：
(2) 由于鋼絲直徑不均勻造成鋼絲滾道端跳動為mm，則由此造成的滾動軸的最大回轉誤差為：
(3) 鋼球的直徑誤差為mm，則由此造成的滾動軸的最大回轉誤差為：
滾動軸總的回轉誤差為：
設計要求三軸的轉角精度均為，即，顯然，所以滾動軸系回轉精度滿足設計要求。
4.1.2 俯仰軸系回轉精度
對于轉臺俯仰軸系的支撐，我們采用的是兩對角接觸球軸承。取兩對軸承的平均跨距作為回轉精度計算的軸承跨距。
(1) 中環(huán)軸軸承的最大徑向跳動mm，軸承跨距mm，由此造成的中環(huán)軸的最大回轉誤差為：
(2) 軸承座孔不同軸度及最大徑向跳動為mm，軸承跨距mm，則由此造成的中環(huán)軸的最大回轉誤差為：
(3) 框架兩端軸頭的最大不同軸度mm，軸承跨距mm，則由此造成的中環(huán)軸的最大回轉誤差為：
中環(huán)軸總的回轉誤差為：
由于，所以俯仰軸系回轉精度滿足設計要求。
4.1.3 方位軸系回轉精度
方位軸系的支承，我們也采用鋼絲滾道軸承。
(1) 軸承的有效直徑mm，滾道基體的端跳動設計為mm，則由此造成的方位軸的最大回轉誤差為：
(2) 由于鋼絲直徑不均勻造成鋼絲滾道端跳動為mm，則由此造成的方位軸的最大回轉誤差為：
(3) 鋼球的直徑誤差為mm，則由此造成的方位軸的最大回轉誤差為：
方位軸系軸總的回轉誤差為：
由于，所以俯仰軸系回轉精度滿足設計要求。
4.2 三軸相交度分析
4.2.1 滾動軸與俯仰軸的相交度
滾動軸與俯仰軸的[7]相交度誤差主要是由滾動軸的徑向誤差和俯仰軸的徑向誤差造成的。滾動軸的徑向誤差既與材料和加工有關又與裝配有關，由4.1節(jié)的分析可知由材料和加工造成的徑向誤差為：
mm
裝配誤差： mm
俯仰軸系的 mm
相交度誤差：0.026+0.15+0.045＝0.221mm
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