臥式數控加工中心回轉工作臺設計

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And the working table is part of a CNC machining center, with the continuous innovation of science and technology,NC rotary table has been popular.The graduation design topic is NC rotary table, through the design of the project,make us flexible use of university knowledge, and be able to grasp some of the methods and steps of mechanical design. The main contents of the paperinclude: to determine the design, parts design and checking, assembly drawing and parts, write design specification.Based on NC rotary table is really ordinary working table is modified, the worm and gear to increase on the inside, the table can not only move in a plane in X, Y,Z three directions, but also around the Z axis for rotary motion, greatly improves the work efficiency, saving time.Key words：NC rotary table；turbine；worm- III -目 錄摘要. .IABSTRACT.II1 前言.11.1 選題的背景和意義.1 1.1.1 國內外現狀.1 1.1.2 選題的目的及意義.21.2 設計內容.2 1.3 設計方案.22 數控回轉工作臺的設計.52.1 電動機的選擇及運動參數的計算.5 2.1.1 電動機類型的選擇.5 2.1.2 電動機功率的選擇.52.2 齒輪傳動的設計.62.2.1 選擇齒輪傳動的類型和材料.62.2.2 按齒輪接觸疲勞強度設計.62.2.3 按齒根彎曲強度設計.82.2.4 幾何尺寸計算.92.3 渦輪及蝸桿的選用與校核.10 2.3.1 選用蝸桿傳動類型.10 2.3.2 選擇材料.10 2.3.3 按齒面接觸疲勞強度進行設計.10 2.3.4 蝸桿與渦輪的主要參數與幾何尺寸.11 2.3.5 校核齒根彎曲疲勞強度.12 2.3.6 驗算效率.122.4 軸的計算與校核.13 2.4.1 齒輪軸的設計與校核.13 2.4.2 蝸桿軸的設計與校核.172.5 軸承的計算與選用.21 2.5.1 軸承受到的載荷.22 2.5.2 驗算軸承壽命.235 結論.24參考文獻.25- IV -致謝.26- 1 -1 前言 二十一世紀的今天，社會在進步，科技在創(chuàng)新，生產力水平也隨之快速發(fā)展。因而數控技術也隨之越來越廣泛的應用于社會的各個領域。在數控技術上，數控機床的應用最為普遍。而工作臺又是數控機床上必不可少的一部分，隨著科技的發(fā)展，科學家的研究，能夠實現圓周進給和分度運動的工作臺漸漸被使用于臥式的鏜床和數控加工中心上。數控回轉工作臺不僅提高了機床加工的工作效率，完成更多的加工工藝，主要的是它由伺服電機、齒輪、渦輪蝸桿以及工作臺等部分組成，里面還設計了鎖緊裝置，可以實現渦輪的加緊，所以說數控回轉工作臺是一種很實用的加工工具，慢慢取代普通工作臺，已成為數控機床和數控加工中心上不可缺少的一部分。本次畢業(yè)課題的主要要求就是通過數控回轉工作臺的工作原理來進行機械機構的設計與各零部件的數據計算。設計思路是先原理后結構，先整體后局部。811131.1 選題的背景和意義1.1.1. 國內外現狀 目前，我國在數控機床行業(yè)飛速發(fā)展。其中，許多加工中心在加工精度上都已達到了一定的標準水平，可與許多發(fā)達國家的數控機床想媲美。而工作臺卻是機床上必不可少的一部分，隨著經濟與科學技術的發(fā)展，數控回轉工作臺慢慢背普及，已經被廣泛應用于各種數控機床和和數控中心上。數控回轉工作臺是在普通工作臺的基礎上進行改造的，但是由于我國機床附件廠的資金匱乏，造成了一些機床附件在技術創(chuàng)新和技術改造方面的力度不大，致使一些機床附件的發(fā)展水平停滯不前，成為了制約我國機床工業(yè)發(fā)展的瓶頸。12 然而，國外的數控機床已經達到了很高的發(fā)展水平。能夠加工許多結構復雜的零件，從而完成更多的工藝。9而數控回轉工作臺的應用更是大大提高了數控機床或數控加工中心的工作效率，節(jié)省了更多的人力物力。1.1.2 選題目的及意義 隨著我國國民經濟的迅速發(fā)展和國防建設的需要，對高檔數控機床提出了急迫的大需求。機床制造業(yè)是一國工業(yè)之基石，他為新技術、新產品的開發(fā)和現代工業(yè)生產提供重要的手段，是不可或缺的戰(zhàn)略性產業(yè)。即使是發(fā)達工業(yè)化國家，也無不高度重視。機床是一個國家制造業(yè)水平的象征。12 數控回轉工作臺不僅可以在 X、Y、Z 三個坐標平面內進行水平移動，還可以繞著 Z 軸做回轉運動，從而提高了機械加工效率，完成更多的加工工藝。數控回轉工- 2 -作臺有伺服電機帶動，通過齒輪傳動，渦輪蝸桿的傳動，進而帶動工作臺做回轉運動10。1.2 設計內容數控回轉工作臺是各種數控機床及數控加工中心的重要附件，它是由普通的工作臺改造而來，雖說其外形與普通工作臺一樣，但它是由伺服系統(tǒng)進行驅動，再通過齒輪傳動系統(tǒng)將動力傳遞給渦輪蝸桿，再有渦輪帶動工作臺轉動。數控回轉工作臺的結構：伺服電動機、齒輪、渦輪蝸桿、工作臺等。數控回轉工作臺的功能；通過工作臺的繞 Z 軸的旋轉進行加工一些形狀復雜的零件。1.3 設計方案 方案一：采用皮帶傳動加渦輪蝸桿的傳動方案。此方案缺點： 1. 滑動損失：皮帶工作時，由于帶輪兩邊的拉力差以及相應的變形經差形成彈性滑動，導致帶輪與從動輪速度損失。打滑使運動處于不穩(wěn)定狀態(tài)，效率下降，摩擦加劇，影響皮帶壽命。1 2. 滯后損失：皮帶運行時會產生反復伸縮，皮帶與帶輪的摩擦引起功率損失1。 3. 軸承的摩擦損失：皮帶工作時軸承受到皮帶的拉力，也引起轉矩。1圖 1.1 皮帶傳動加渦輪蝸桿傳動結構簡圖- 3 - 方案二：采用的是渦輪蝸桿加齒輪組的傳動方案齒輪傳動承載能力高，傳動運動正確、平穩(wěn)，傳遞功率和圓周速度范圍很大，傳動速率高，結構緊湊。156 特點：1.尺寸小，結構緊湊。 2.傳動平穩(wěn)，噪聲低。 3.可以自鎖。 4.效率低、制造成本。圖 1.2 渦輪蝸桿加齒輪傳動結構簡圖 方案三：采用的是齒輪傳動和錐齒輪的傳動方案 錐齒輪傳動不具備自鎖功能。5- 4 -圖 1.3 齒輪和錐齒輪傳動結構簡圖 設計中應選最優(yōu)方案，故選擇方案二，其結構圖如下：- 5 - 圖1.4 齒輪傳動與渦輪蝸桿傳動結構圖2 數控回轉工作臺的設計2.1 電動機的選擇及運動參數的計算在數控加工加工中心的許多機械加工都需要原動力來進行微量進給，而要實現這些微量進給的原動力可以由步進電機、直流伺服電機、或交流伺服電機這些可以作為驅動元件來提供。22.1.1 電動機類型的選擇- 6 -選擇電動機的類型主要根據工作機械的工作載荷特性，有無沖擊，過載情況，調速范圍，起動、制動的頻繁程度以及電網供電狀況等。2對恒轉矩負載特性的機械，應選用機械特性為硬特性的電動機；對恒功率負載特性的機械，應選用變速直流電動機或帶機械變速的交流異步電動機。24由于直流電動機需要直流電源，結構復雜，價格昂貴。因此，當交流電動機能滿足工作機械要求時，一般不采用直流電動機?，F場一般采用三相交流電源如無特性要求均應采用三相交流電動機。當電動機需經常起動、制動和正反轉時（例如起重機） ，要求電動機有較小的轉動慣量和較大的過載能力因此應選用起重及冶金用三相異步電動機，常用的為 YZ 或 YZR 系列。24此外，根據電動機的工作環(huán)境條件，如環(huán)境濕度、溫度、通風及有無防塵、防爆等特殊要求，選擇不同的防護性能的外殼結構形式。根據電動機與被驅動機械的連接形式，決定其安裝方式，一般采用臥式。所以按照工作要求和工作環(huán)境條件選用交流伺服電動機。22.1.2 電動機功率的選擇標準電動機的容量由額定功率表示。所選電動機的額定功率應等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求則不能保證工作機正常工作，或電動機長期過載、發(fā)熱大而過早損壞；容量大則增加成本，并且由于功率和功率因數低而造成浪費。27電動機的容量主要有運行時發(fā)熱條件限定，在不變或變化很小的載荷下長期連續(xù)運行的機械，只要其電動機的負載不超過額定值，電動機便不會過熱，通常不必校驗發(fā)熱和發(fā)起力矩。27 （1）電動機的選擇按照以上工作要求和條件選用交流伺服電動機。初步定電機轉速為960r/min。 （2）功率的計算T=FS=20009.820010=3920N.3回轉工作臺的轉速為：n=960/403=8r/min.電動機的工作效率為：=0.97w工作所需功率： p =Tn/9950=39208/(99500.97)=3.3kw (3.17)ww電機所需的輸出功率為： p =p /0w- 7 -式中：為電機至工作臺之間的總效率。齒輪：=0.97 軸承：=0.9912蝸桿：=0.8 聯軸器：=0.96 34因此，總效率=0.970.99 0.80.96=0.69.126346 p =p /=3.3/0.69=4.8kw.0w則取電機額定功率為：p =5.5kw 電機轉速為：n=960r/min.m2.2 齒輪傳動的設計一級傳動為齒輪傳動，其傳動比為：i=32.2.1 選擇齒輪傳動的類型和材料 1）選用直齒圓柱齒輪傳動； 2）工作臺的轉速不高，故選用 7 級精度； 3）材料選擇。由機械設計中表(10-1)選擇小齒輪材料為 40Cr（調質） ，硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調質） ，硬度為 240HBS。1 4）選小齒輪齒數 Z =24，大齒輪齒數取 Z =72。122.2.2 按齒輪接觸疲勞強度設計 由機械設計中設計計算公式（10.9a）進行計算，即 d 2.32 t 123).(1.HEdZuuKT（10.9a） （1）確定公式內的各計算數值。 1）試選載荷系數 K =1.3。t 2）計算小齒輪傳遞的轉矩。 T =95.510 5.5/960 (3.17)1nPm5105 .955 =5.45710 Nmm 4 3）由機械設計中表(10-7)選取齒寬系數=1。d 4）由機械設計中表(10-6)查的材料的彈性影響系數 Z =189.8MPa 。1E21 5）由圖(10-21d)按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MPa。1limH- 8 -大齒輪的接觸疲勞強度極限=550MPa。12limH 6）由式（10.13）計算應力循環(huán)次數。 N =60n j=609601(1282508)=1.8410 11hL9（10.13） N =N /3=0.61410219 7) 由圖(10-19)取接觸疲勞壽命系數=0.90；=0.95。1HNK2HNK 8) 計算接觸疲勞需用應力。取失效概率為 1%，安全系數 S=1，由式（10.12）得 =0.9600=540MPa H1SKHN1lim1（10.12） =0.95550=522.5MPa H2SKHN2lim2（10.12） （2） 計算 1) 試算小齒輪分度圓直徑 d ，代入中較小值。t 1Hd 2.32=2.32=53.86mmt 123).(1.HEdZuuKT324)5 .5228 .189(3411047. 53 . 1 2）計算圓周速度。=2.7m/s10006011ndt10006096086.53 3）計算齒寬 b.b=153.86=53.86mmtdd1 4）計算齒寬與齒高之比。hb模數 =2.24mmtm11zdt2486.53齒高 =2.25=2.252.24=5.05mmhtm=10.67hb05. 586.53 5）計算載荷系數。- 9 -根據=2.7m/s，7 級精度，由機械設計中圖(10-8)查的動載荷系數=1.12；K直齒輪，；11FaHaKK由機械設計中表(10-2)查的使用系數=1；AK小齒輪選用 7 級精度，=1.423。HK由=10.67，=1.423 查圖(10-13)得=1.35；故載荷系數1hbHKFK =11.1211.423=1.594 HHVAKKKKK （10.13） 6）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式（）得a10.10 mm 65.573 . 1594. 186.533311ttKKdd（10.10a） 7）計算模數mmm，4 . 22465.5711zdm2.2.3 按齒根彎曲強度設計 由機械設計中式（10.5）得彎曲強度的設計公式為 3211)(2FSaFadYYzKTm（10.5） （1）確定公式內的各計算數值 1）由機械設計中圖(10-20c)查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限=380MPa；11FE2FE 2）由圖(10-18)取彎曲疲勞壽命系數=0.85，=0.88；11FNK2FNK 3）計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數 S=1.4，由式（10.12）得 MPaSKFEFNF57.3034 . 150085. 0111（10.12）- 10 - MPaSKFEFEF86.2384 . 138088. 0222 4）計算載荷系數。K=FFVAKKKKK 512. 135. 1112. 11 5）查取齒形系數。由表 10-5 查得 ；。65. 21FaY226. 22FaY 6）查取應力校正系數。由表 10-5 查得 ；。58. 11SaY764. 12SaY 7）計算大、小齒輪的并加以比較。FSaFaYY 01379. 057.30358. 165. 2111FSaFaYY（10.4） 01644. 086.238764. 1226. 2222FSaFaYY大齒輪的數值大。 (2)設計計算mmm68. 101644. 02411047. 5512. 12324取模數=mm,分度圓直徑mm，算出小齒輪齒數m5 . 265.571d245 . 265.5711mdz大齒輪齒數 722432z2.2.4 幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 由機械原理中表(5-1)得mm605 . 22411mzdmm1805 . 27222mzd （2）計算中心距- 11 -mm120218060221dda （3）計算齒輪寬度mm606011dbd取mm。6021 BB2.3 渦輪及蝸桿的選用與校核2.3.1 選用蝸桿傳動類型 根據 GB/T10085-1988 的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI） 。1蝸桿轉速，其傳動比，輸入功率為。min/3201rn 40ikwP52.3.2 選擇材料 因蝸桿的傳動功率和速度不大，故蝸桿用鋼；因希望功率高些，耐磨性高45些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為。蝸桿用鑄錫磷青銅，HRC5545110PZCuSn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 HT制造。11002.3.3 按齒面接觸疲勞強度進行設計由機械設計中式（11.12） ，傳動中心距 322)(HEZZKTa（11.12） （1）確定作用在渦輪上的轉矩2T 按，估計效率，則21z8 . 0 (3.17)4mmNinPnPT477500040/3208 . 051055. 9/1055. 91055. 96162262 （2）確定載荷系數K 取載荷系數；則1K15. 1AK05. 1K21. 105. 1115. 1vAKKKK （3）確定彈性影響系數EZ- 12 - 因選用的是鑄錫磷青銅渦輪和鋼蝸桿相配，故。121160MPaZE （4）確定接觸系數Z 由與的比值=，從圖()中可查得。11daad135. 018119 . 2Z （5）確定許用接觸應力H從機械設計中表()查得渦輪的基本許用應力。711MPaH268應力循環(huán)次數 7210536. 182508816060hLjnN（10.13）壽命系數87710536. 110HNK95. 0則 MPaKHHNH6 .25426895. 0 （6）計算中心距 (11.12)mma297)2189 . 2160(477500021. 132 取中心距，因，故從文獻機械設計中表()1取模數amm35040i211，蝸桿分度圓直徑。這時，從圖()中可查得接觸mmm8mmd7012 . 01ad1811系數，因此，因此以上計算結果可用。174. 2ZZZ 2.3.4 蝸桿與渦輪的主要參數與幾何尺寸 （1）蝸桿 軸向齒距；直徑系數；齒頂圓直徑；齒根圓mmpa133.2510qmmda851直徑；分度圓導程角；蝸桿軸向齒厚。1mmdf6013618115664.12asmm（2）渦輪 渦輪齒數；變位系數；822Z5 . 02x 驗算傳動比，這時傳動比誤差為，是允許的。4128212ZZi%5 . 2404041- 13 - 渦輪分度圓直徑65682822 mZdmm 渦輪的喉圓直徑672826562222aahddmm 渦輪齒根圓直徑mmhddff8 .63682 . 126562222 渦輪咽喉母圓半徑mmdarag6 .318 .6362135021222.3.5 校核齒根彎曲疲勞強度53. 12212FFaFYYmddKT 當量齒數 96.86)31.11(cos82cos3322zzv 根據，從文獻機械設計中圖()中可查的齒形系96.86, 5 . 022vzx1911數。87. 22FaY 螺旋角系數9192. 014031.1111401Y 許用彎曲應力 FNFFK 從表(）中查得由制造的渦輪的基本許用彎曲應力811110PZCuSn。1MPaF56 壽命系數 644. 01022. 510976FNKMPaMPaF086.36644. 05648.439192. 087. 2865670477500021. 153. 1FMPa彎曲強度是滿足的。2.3.6 驗算效率 )tan(tan)96. 095. 0(v（11.20a)- 14 - 已知；與相對滑動速度有關。31.11vvfarctanvfsv smndvs/45. 231.11cos10006032070cos10006011（11.12） 從機械設計中表()用插值法查得、；代入式18110204. 0vf1687. 1v中得，大于原估計值，因此，符合要求。184. 0 軸的計算與校核4 . 2 齒輪軸的設計與校核1 . 4 . 2 . 求輸入軸上的功率，轉速和轉矩11P1n1T 取軸承效率=，聯軸器效率 則199. 096. 02211PP 2 . 596. 099. 05 . 5kwmin/9601rn (3.17)mmNnPT2 .517299602 . 595500009550000111 . 求作用在齒輪上的力2 已知高速小齒輪的分度圓直徑為1dmm60 齒輪軸所受的力如下圖所示：- 15 -圖 齒輪軸受力圖1 . 2NdTFt31.1724602 .5817292211NFFtr6 .62720tan31.172420tan0aF 初步確定齒輪軸的最小直徑. 3 齒輪軸的結構如下圖：圖 齒輪軸的結構圖2 . 2 選取軸的材料為鋼，進行調質處理。根據文獻機械設計中表()，45315- 16 -取，于是得1120A (15.2)mmnPAd209602 . 511233110min 輸入軸的最小處安裝聯軸器，為了使所選軸直徑與聯軸器的孔徑相-d-d適應，故需同時選取聯軸器的型號。 聯軸器的計算轉矩，查機械設計中表()，取,則：1TKTAca1143 . 1AKmmNTKTAca96.642472 .517293 . 11 查標準，選用型凸緣聯軸器，其公稱轉矩為20035843/TGB4GYH。半聯軸器的孔徑，故取，半聯軸器長度mmN 224000mmd30-dmm30，半聯軸器與軸配合的轂孔長度。1mmL82mmL501 . 軸的機構設計4 (1) 擬定軸上零件的裝配方案 (2) 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 mm40-dmmL52- mmd48-mmL38- mmd64-mmL8- mmd48-mmL32- mmd40-mmL56- mmd30-mmL54- （3）軸上零件的周向定位 齒輪、半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由文獻機械設計-d中表()1得。同時為了保證齒輪與軸的配合有良好的對中16mmlhb28914性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為，同樣半聯軸器與軸連接，選用平鍵為67nH，半聯軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由mmlhb327867kH- 17 -過度配合來保證的，為。167mH （4）確定軸的倒角尺寸參照機械設計表()，取軸端倒角為。215455 . 1 5. 求軸上的載荷 齒輪軸上的應力分析圖如下 - 18 -圖 齒輪軸應力分析3 . 2 從軸的受力情況可以看出截面是軸的危險截面?，F將計算出截面上的、BHM及的值列于下表VMM表 齒輪軸危險截面應力1 . 2載荷水平面H垂直面H力F，NFNH2 .1801NFNH7 .4772，NFNV5 .651NFNV45.1732彎矩MmmNMH2 .2866mmNMV7 .1040總彎矩mmNMMMVH10.306822扭矩TmmNT17846 6. 按彎扭合成應力校核軸的強度 只需校核軸的危險截面，故取，軸的計算用力6 . 0 (15.5) MPaWTMca6 . 3351 . 0)178466 . 0(10.3068)(32222 前已選定軸的材料為鋼，調質處理，由機械設計軸表()查的45115。因此，故安全。1MPa6011ca2.4.2 蝸桿軸的設計與校核 1. 求輸出軸上的功率、轉速和轉矩。2P2n2T齒輪的傳動效率為，軸承為，則97. 0199. 02kwPP0 . 599. 097. 02 . 52112min/320396012rinn mmNnPT75.1492183200 . 595500009550000222（3.17） 2. 求作用在齒輪上的力 大齒輪的分度圓直徑為mmd1802- 19 -NdTFt165818075.1492182222NFFtr5 .60320tan165820tan0aF 3. 初步確定軸的最小直徑 先估計軸的最小直徑。選取軸的材料為鋼，進行調質處理。1根據表（45)，取,于是得3151120A (15.2)mmnPAd283200 . 511233220min取mmd40min取軸兩端直徑為mm45 4. 軸的結構設計 (1) 擬定軸的結構圖圖 蝸桿軸結構圖4 . 2 (2). 確定軸的各段直徑和長度- -dmm40lmm132- -dmm45lmm90- -dmm54lmm80- -dmm85lmm240- -dmm54lmm80- -dmm45lmm14- 20 - -dmm40lmm73 (3). 軸端倒角為。455 . 1 5. 軸的受力分析 蝸桿軸的受力分析如下圖:圖 蝸桿軸受力圖5 . 2根據機械設計中式（11.7)、 （11.8）和（11.9）得 （11.7）1122dTFt1 2222dTFa（11.8） tan22trFF（11.9）代入數值計算得：NFt6 .12632NFa7 .6352NFr9 .4592蝸桿軸的應力分析如下圖:- 21 - 圖 2.6 蝸桿軸應力分析圖 從軸的受力情況可以看出截面是軸的危險截面?，F將計算出的截面處的B- 22 -、及值列于下表，如下表所示：HMVMM表 蝸桿軸的危險截面應力2 . 2載荷水平面H垂直面V力F，NFNH8 .9951NFNH8 .7362，NFNV73.551NFNV17.2342彎矩1MNMH6 .1242981NMV48.395041總彎矩MNMMMVHH1304242121扭矩TNT50643 . 按彎扭合成應力校核軸的強度5 只需校核危險截面，故取，軸的計算應力6 . 0 MPaWTMca0 . 6)8 .60(1 . 0)506436 . 0(130424)(3222221（15.5） 前已選定軸的材料為鋼，調質處理，由機械設計中表（）查的45115，因此，故安全。1MPa6011ca2.5 軸承的計算與選用 以蝸桿為例，蝸桿軸選用圓錐滾子軸承 30309 其基本額定動載荷 Cr=130KN，基本額定靜載荷 C0r=158KN 蝸桿軸所受到的軸向力，切向力，徑向力如下圖：- 23 -圖 2.7 蝸桿軸受力圖2.5.1 軸承受到的載荷 1）由軸的計算結果得，軸承受到載荷FNH1=995.8N FNH2=736.8NFNV1=55.73N FV2=234.17N Fr1=FN1=N 7 .99773.558 .995222121NVNHFF（13.3） Fr2=FN2=N 77317.2348 .736222222NVNHFF 軸承所受的力如下圖：圖 2.8 軸承受力圖FA=6357NFr1=997N Fr2=773NFd1=eFr1=0.4997=398.8N Fd2=eFr2=0.4773=309.2N FA+Fd2Fd1 所以：1.壓緊 2.放松 Fa1=FA+Fd2=6357+309.2=6666.2N （13.11a) Fa2=Fd2=309.2N (13.12b) 3）球軸承當量動載荷 P1和 P2eFFra69. 69972 .666611- 24 -eFFra2 .3092 .30922 由機械設計中表(13-5)分別進行查表或插值計算得徑向載荷系數和軸向載荷系數為 對軸承 1 對軸承 2 4 . 01x5 . 11y4 . 02x5 . 12y 按表(13-6)，取 fp=1.5 P1=fp(x1Fr1+y1Fa1)=1.5(0.4997+1.56666.2)=15597.2N (13.8a)P2=fp(x2Fr2+y2Fa2)=1.5(0.4773+1.5309.2)=1159.5N2.5.2 驗算軸承壽命 P1P2，所以按軸承 1 的受力大小驗算 (13.5)hhLhPCnL156215)2 .1559710130(3206010)(60103103616故選用軸承滿足壽命要求。- 25 - 5 結 論 經過此次長達幾個月的設計，讓我體會到了那些設計師們的艱辛。僅僅一次的設計，我就感到有一些力不從心。雖然再設計過程中出現了很多問題，但通過老師的細心講解與自己的不懈努力，最終完成了這次可以說是一個人生轉折點的設計。這次的設計，讓我將這大學四年來所學的只是得到了很好的運用，并將其進行了一個系統(tǒng)化的整理，高興的是我還沒有將這些知識忘掉，而這次的設計又將我所學的知識進行了鞏固，我想這是學校讓我們做設計的一個重要的目的吧。讓即將進入社會的我們可以有一個對所學專業(yè)的重新認識，給我們以后的工作打下堅實的基礎。我所設計的課題（數控回轉工作臺）聽起來很簡單，但當我拿到這個課題的時候，有種無從下手的感覺，但在導師的講解下和和通過自己對資料的查找，明白了數控回轉工作臺的工作原理，通過自己的設計，時期在通用工作臺的基礎上增加了齒輪傳動與渦輪蝸桿傳動機構，再在原動力（伺服電機）的驅動下使工作臺進行了旋轉，從而有普通的工作臺變成了回轉工作臺。 通過此次設計，我明白了所有的東西并不都是很完美，都是通過不斷地改進和完善才能使其做到盡量的完美。使其性能越來越好，更能體現他的價值。- 26 -參 考 文 獻1 濮良貴,紀名剛.機械設計M,第八版.北京:高等教育出版社,2006:186-3832 吳宗澤,高志.機械設計課程設計手冊M,第四版.北京:高等教育出版社,2006:58-1023 羅良武,趙勤,王嫦娟.畫法幾何及工程制圖M,第二版.北京:機械工業(yè)出版社,2008:80-2574 馮清秀,鄧星鐘.機電傳動控制M,第五版.武漢:華中科技大學出版社,2011:11-505 鄭文偉,吳克堅.機械原理M,第七版.北京:高等教育出版社,2005:52-1526 鄭金星.機械制造裝備設計M.哈爾濱:哈爾濱工程大學出版社,2006:14-1527 薛蒲昌.基于 PID 的數控機床工作臺電液位置伺服系統(tǒng)分析J.信息技術,2009,(6):107-1098 崔旭芳.數控回轉工作臺的原理與設計J.技術交流,2008,(3):102-1039 顧華鋒.數控機床回轉工作臺動態(tài)性能分析與仿真J.機床與液壓,2008,(36):216-22010 王友林.數控雙轉軸式回轉工作臺的結構與工作原理J.煤礦機械,2009,(30):102-10311 張立瑩.數控回轉工作臺加緊機械淺析J.制造技術,2001,(3):102-10312 鐘雯.機械類設計課題精選M.北京:化學工業(yè)出版社,2010:10-4513 楊萍.數控工作臺設計J.組合機床自動化加工技術,1996,(8):18-4214 Duke K. Improving Gear Pump Relief Groove DesignJ.Prec. Natl. Conf. Fluid Power,2007:7-3015 Xiaojin Fu,Guohua Yan.The Fuzzy Optimization Design of the Gear PumpJ.Interational Conference on Agile Manufacturing(ICAM 2003),2003:337-341- 27 -致 謝四年的大學生活即將結束，在大學的最后一段時間里，我們完成了設計。在這里，我非常感謝我的導師和陪我在一起做設計的同學們，是你們陪我度過了大學的最后一段時光。我很感謝我的導師，你不辭辛苦為我們精心的講解，在此次設計中，由于所學知識不系統(tǒng)，無法運用到實際中，因此遇到了很多的問題，使我感到很迷茫。而您總是耐心的給我們講解，講解其中的設計原理，當你發(fā)現我們的錯誤時，及時為我們糾正，讓我們少走了很多彎路。再就是我也感謝我的同學們，你們的幫助也是我解決了不少設計中的技術難題。最后感謝學校在我們即將離校，步入社會時給了我們這次實踐機會，還給我們提供了良好的學習環(huán)境，同時感謝評閱老師們，在炎熱的夏季抽出寶貴的時間來評閱這片設計。