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摘 要
本論文針對某類大型設備動力裝置與減速裝置的對接方案開展研究，旨在通過設計具有實時反饋功能的對接平臺，在實現(xiàn)裝配部件對接的的同時，達到提高對接精度與成功率、節(jié)省調整時間的目的。同時，使平臺在實現(xiàn)對接功能時，有一定的適應 性?？烧{整自己的位姿，應對不同條件下的對接要求。
論文首先從平臺的功能要求入手，分析平臺機構自由度，完成動作分解與機構選型，確定平臺機構總體設計方案，使其從原理上滿足功能要求。
其次，對關鍵零部如齒輪副、傳動絲杠、傳動軸以及導軌等進行相關的設計計算，完成強度、剛度等性能的分析與校核，確保設計的結構能順利完成設計任務。
同時對平臺具體結構進行尺寸綜合，完成平臺詳細結構設計，確定關鍵部位配合精度，完成裝配圖與零件圖，并采用 3D 軟件建立了部分結構的三維模型。
最后，從保證調節(jié)精度的角度出發(fā)，對調節(jié)平臺的控制方案以及部分控制元件進行選型與布置，并對調節(jié)精度進行分析。
關鍵詞：對接平臺，結構設計，絲杠，導軌，精度
II
ABSTRACT
In this paper, for the docking program of some large-scale equipment power plant and the gear reduction device’ research, it aims to design a docking platform with real-time feedback function, which can achieve the improvement of docking precision and success rate and reduce the adjustment time while realizing the docking of assembly parts. At the same time, the platform in the realization of docking function, there is a certain degree of adaptability. It can adjust their position, to deal with different conditions of the docking requirements.
The paper begins with the functional requirements of the platform, analysis platform mechanism freedom, complete action decomposition and institutional selection, and determine the overall design of the platform to make it meet the functional requirements from the principle.
Second, for the key parts such as gears, drive screw, drive shaft and rail, doing the relevant design calculation and completing the strength, stiffness and other performance analysis and verification to ensure that the design of the structure can successfully complete the design task.
At the same time, integrated specific structure size of platform, complete the detailed structure of the platform design, determine cooperate precision of the key parts, complete the assembly diagram and parts diagram, and use 3D software to establish the three-dimensional model of the partial structure.
Finally, from the point of view of the accuracy of regulation, the control scheme of the adjustment platform and some control elements should be selected and arranged, and the adjustment precision should be analyzed.
Keywords: docking platform, structural design, screw, rail, precision
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目錄
68
摘 要 I
ABSTRACT II
1. 緒論 3
1.1 選題背景 3
1.2 設計意義 3
1.3 國內外發(fā)展現(xiàn)狀 3
1.4 主要研究內容 7
2. 動作原理與總體結構方案 8
2.1 設計要求 8
2.2 機構總體設計 9
2.3 設計過程規(guī)劃 9
3. 方案論證和方案選擇 11
3.1 高度調節(jié)方案論證 11
3.2 驅動的方案論證和選擇 13
4. 具體功能部件與結構計算 14
4.1 整體高度調節(jié)平臺重量的估算 14
4.2 螺桿的設計 14
4.3 箱體中斜齒錐齒輪的設計 17
4.4 箱體中斜直齒輪的設計： 23
4.5 箱體中伺服電機的選擇： 25
4.6 箱體中軸的設計 26
4.7 導軌的設計 28
4.8 整體高度調節(jié)系統(tǒng)中的推力軸承的選擇 29
4.9 螺桿、錐齒輪、推力滾子軸承三者連接設計 31
4.10 總體箱體箱體設計 31
4.11 滾珠絲杠的選擇和絲杠軸的設計 33
4.12 三層調節(jié)平臺的設計 33
4.13 三層調節(jié)平臺的功能實現(xiàn)方式設計 34
4.14 高度方向調節(jié)平臺設計 36
4.15 螺旋傳動的設計 37
4.16 錐齒輪傳動設計 38
4.17 斜齒直齒輪傳動設計 42
4.18 伺服電機的選擇 43
4.19 小零件選擇匯總 44
5. 各個構件的材料匯總和材料性能介紹 46
5.1 整體高度調節(jié)平臺的材料使用 46
5.2 螺桿傳動使用的材料介紹 46
5.3 錐齒輪材料的選用 46
5.4 斜齒輪材料的選用 46
5.5 軸的材料的選用 46
5.6 箱體的材料選擇 46
5.7 其他的調節(jié)平臺的材料選用 46
6. 對接平臺動作調整與誤差分析 47
6.1 動作調整 47
6.3 控制流程及檢測件選擇 47
6.2 誤差分析 48
結 論 50
參考文獻 51
附錄一：外文翻譯 52
附錄二：翻譯原文 60
致 謝 66
1. 緒論
1.1 選題背景
隨著大型現(xiàn)代化機械裝備在社會上的廣泛應用，規(guī)格較大的動力部件與減速部件的裝配工作中存在的問題日益突顯出來。由于大型設備的動力裝置與減速裝置質量較大，且對接處接口精度較高，因此如何實現(xiàn)兩部件的精準對接是裝配過程中的一個難點。由于該類對接過程的傳統(tǒng)調整方式基本采用人工手動與天車輔助吊裝的方式進 行，且對接調整過程無實時反饋，只能憑經驗預測，耗時較長，效率較低。針對裝配過程中存在的這類情況，設計具有實時反饋功能、并能夠多自由度調節(jié)的對接平臺， 以達到提高對接精度與成功率，從而節(jié)省調整時間的目的。
1.2 設計意義
由于裝配工作是一個頻度較高的工作，人工操作效率低并且給工人帶來了很大的工作強度。因此，開發(fā)此對接平臺具有較高的實用價值與現(xiàn)實意義。意義 1：利用機械的優(yōu)越性，可以大大的減少工人的勞動強度，并且效率較高。意義 2：在設計過程中， 使用導軌部件可以提高平臺的精度；再附加上反饋設備，通過特定的程序來控制，可以減少對接時間，以適應社會對機械對接平臺的要求越來越高的大趨。
1.3 國內外發(fā)展現(xiàn)狀
目前，混聯(lián)六自由度精密裝校平臺、六自由度精密裝校平臺在整個下裝裝校系統(tǒng)中具有核心地位。其六自由度末端執(zhí)行器的位姿調整速度及調整精度直接影響到對接效果的精確、可靠以及高效率的裝校。平臺的輸入是伺服電機的驅動旋轉，其中六自由度平臺的末端執(zhí)行器在空間的位置變化與伺服電機的驅動輸入存在一定的數(shù)學映射關系，簡稱控制算法，將這種控制算法以程序的形式輸入運動控制器，則通過運動控制器的控制即可實現(xiàn)對運動平臺末端執(zhí)行器的可控調整。用運動學理論，推導用于運動控制器控制的末端平臺位置逆解及正解、速度的正解與逆解，構建誤差模型并對末端平臺誤差作補償，研究傳感器反饋的閉環(huán)控制，最終實現(xiàn)六自由度精密裝校平臺對對接效果的可控精密自動調整。目前能對末端執(zhí)行器進行六自由度位姿調整的主要是并聯(lián)六自由度運動臺，簡稱 Stewan 運動平臺，在較長一段時間內，并聯(lián)機構產生以后，并未引起時人們的足夠關注，基于串聯(lián)機構的串聯(lián)機器人占據(jù)主導地位，主要是由于并聯(lián)結構計算量大，運動學分析及動力學難度大，并且位置有時還存在奇異性。然而串聯(lián)機構由于自身的缺點無法克服，在工業(yè)應用上有一定的局限性，隨著對并聯(lián)機器人的認識不斷加深、一些理論問題的解決及計算機的計算功能增強，并聯(lián)機器人較串聯(lián)機構的優(yōu)勢得到凸顯，因此并聯(lián)機構大大彌補了串聯(lián)機構在應用中存在的不 足?；炻?lián)精密裝校平臺是一個較為復雜的機電系統(tǒng)，涉及到并聯(lián)機構的各類知識，是
一個較為復雜的綜合性的工程，涉及到空間機構、調平技術、自動化技術、先進制造和精度設計等多項領域。對于現(xiàn)代飛機大部件自動對接裝配技術涉及面向柔性裝配的數(shù)字化產品定義、裝配 T 藝規(guī)劃與仿真優(yōu)化、數(shù)字化柔性定位、自動控制、先進測量檢測和計算機軟件等眾多先進技術和裝備，是機械、電子、控制、計算機等多學科交叉融合的高新技術。
現(xiàn)在比較廣為應用的是六自由度精密裝校平臺，目前能對末端執(zhí)行器進行六自由度位姿調整的主要是并聯(lián)六自由度運動平臺，簡稱 Stewan 運動平臺。到目前為止，并聯(lián)機構的樣機多種多樣，包括多自由度的平面機構，不同自由度的空間機構，多種布置方式結構，少自由度結構以及超多自由度串并聯(lián)機構。小型并聯(lián)機構大多輕載，輸入多采用“伺服電機+滾動絲杠+導軌”等方式實現(xiàn)，而大型重載并聯(lián)機構的運動輸入則主要采用電液伺服液壓缸驅動，液壓伺服驅動具有體積小、功率大、精度高、速度快等特點。該精密裝校平臺提出如下功能要求：①一級提升功能。LRU 模塊在粗定位以后需要作一級提升。②調平功能。LRu 模塊粗定位完成以后，LRu 模塊需要作調平調節(jié)。使 LRu 模塊盡量保證與潔凈廂平行。③平面對接功能。LRu 模塊調平功能完成以后，需要與潔凈廂底端的卡槽自動對接。為插入式安裝提供基礎性準備。對于并聯(lián)機構來說，機械結構幾何參數(shù)誤差以及驅動輸入誤差是位姿輸出誤差的主要因素。① 調平機構：幾何結構參數(shù)誤差包括：上、下鉸點零件形位誤差，如：上、下鉸點分度圓的半徑誤差，角度分度誤差和安裝平面的平面度誤差；上、下鉸點裝配誤差，如： 鉸的間隙、支撐腿安裝誤差等，調平機構存在超靜定問題，為了使機構在運行過程中有一定的柔性，要求鉸點有一定的間隙，所以間隙造成的誤差不可避免；另外還有伺服電動推缸的初始長度誤差及運動過程中自身的定位誤等。②對接機構。導軌自身在基準平臺上的安裝偏差。[1,2]
伺服電機可使控制速度，位置精度非常準確，可以將電壓信號轉化為轉矩和轉速以驅動控制對象。伺服電機轉子轉速受輸入信號控制，并能快速反應，在自動控制系統(tǒng)中，用作執(zhí)行元件，且具有機電時間常數(shù)小、線性度高、始動電壓等特性，可把所收到的電信號轉換成電動機軸上的角位移或角速度輸出。分為直流和交流伺服電動機兩大類，其主要特點是，當信號電壓為零時無自轉現(xiàn)象，轉速隨著轉矩的增加而勻速下降。伺服系統(tǒng)（servomechanism）是使物體的位置、方位、狀態(tài)等輸出被控量能夠跟隨輸入目標（或給定值）的任意變化的自動控制系統(tǒng)。伺服主要靠脈沖來定位，基本上可以這樣理解，伺服電機接收到 1 個脈沖，就會旋轉 1 個脈沖對應的角度，從而實現(xiàn)位移，因為，伺服電機本身具備發(fā)出脈沖的功能，所以伺服電機每旋轉一個角度， 都會發(fā)出對應數(shù)量的脈沖，這樣，和伺服電機接受的脈沖形成了呼應，或者叫閉環(huán)， 如此一來，系統(tǒng)就會知道發(fā)了多少脈沖給伺服電機，同時又收了多少脈沖回來，這
樣，就能夠很精確的控制電機的轉動，從而實現(xiàn)精確的定位，可以達到 0.001mm。直流伺服電機分為有刷和無刷電機。有刷電機成本低，結構簡單，啟動轉矩大，調速范圍寬，控制容易，需要維護，但維護不方便（換碳刷），產生電磁干擾，對環(huán)境有要求高。因此它可以用于對成本敏感的普通工業(yè)和民用場合。對于它的選用，文獻 2 指出：步進電機的比較(1)控制精度更高；(2)低頻特性好，即使在低速時也不會出現(xiàn)振動現(xiàn)象（3）具有較強的速度過載和轉矩過載能力，最大轉矩為額定轉矩的 2—3 倍；(4) 交流伺服驅動系統(tǒng)為閉環(huán)控制，驅動器可直接對電機編碼器反饋信號進行采樣．內部構成位置環(huán)和速度環(huán)，控制性能更為可靠：因此，伺服電機廣泛應用于對精度有較高要求的機械設備。伺服電機選型的原則：1 負載／電機慣量比正確沒定慣量比參數(shù)是充分發(fā)揮機械及伺服系統(tǒng)最佳效能的前提，伺服系統(tǒng)的默認參數(shù)在 1～3 倍負載電機慣量比下，系統(tǒng)會達到晟佳工作狀態(tài)。2 轉速電機選擇首先應依據(jù)機械系統(tǒng)的快速行程速度來計算，快速行程的電機轉速應嚴格控制在電機的額定轉速之內，并應在接近電機的額定轉速的范圍使用，以有效利用伺服電機的功率；額定轉速、最大轉速、允許瞬間轉速之問的關系為：允許瞬間轉速>最大轉速>額定轉速。3 轉矩伺服電機的額定轉矩必須滿足實際需要，但是不需要留有過多的余量，因為一般情況下，其最大轉矩為額定轉矩的 3 倍。[3,4]需要注意的是，連續(xù)工作的負載轉矩≤伺服電機的額定轉矩，機械系統(tǒng)所需要的最大轉矩<伺服電機輸出的最大轉矩。驅動力和對接平臺執(zhí)行部件要通過出動機構來實現(xiàn)，常用的有滾珠絲杠副和蝸輪蝸桿。
對于傳動方面的問題，文獻 3 指出：宏微雙重驅動精密工作臺可以實現(xiàn)大行程、高精度的要求．其中宏動部分由交流伺服電機驅動滾珠絲杠來實現(xiàn)．滾珠絲杠傳動是傳統(tǒng)的精密驅動方式，技術已經相當成熟，成本低．但宏動進給系統(tǒng)中的一些非線性因素，如滾珠絲杠螺母副間隙存在、彈性聯(lián)軸器的變形、導軌摩擦等，對微運動特性的影響非常明顯，制約了工作臺運動精度和定位精度的進一步提高，因而研究滾珠絲杠傳動工作臺的微定位特性顯得尤為重要．宏動部分系統(tǒng)主要有：1)工作臺與光柵測量裝置組成的控制對象及位置測量系統(tǒng)；2)基于 FPGA 的運動控制系統(tǒng)，由電機控制模塊，光柵計數(shù)模塊、與上位機通信的數(shù)據(jù)輸入／輸出接口等組成[5]。
1 滾珠絲杠傳動系統(tǒng)的特點滾珠絲杠傳動效率高。摩擦小，在伺服控制系統(tǒng)中采用滾動螺旋傳動，不僅提高傳動效率，而且可以減小啟動力矩、顫動及滯后時間，但傳動系統(tǒng)的剛度不高，尤其細長的滾珠絲杠更是剛度的薄弱環(huán)節(jié)．起動和制動時能量的一部分要消耗在克服中間環(huán)節(jié)的彈性變形上，彈性變形使系統(tǒng)的控制難度增加，伺服性能下降。2 滾珠絲杠傳動系統(tǒng)光柵檢測部分利用光柵的莫爾條紋測量位移，需要 2 塊光柵：指示光柵和標尺光柵．指示光柵與運動件連在一起，并與運動件一起運動，光
源發(fā)出的光線經透鏡后成為平行光束，垂直投向標尺光柵．而 2 塊光柵迭合時就形成了莫爾條紋．光柵測量實質上就是讀取相應的柵線數(shù)．
除了滾珠絲桿傳動外，還有其他傳動方式，例如渦輪蝸桿和齒輪傳動。文獻 4 指出：蝸輪蝸桿傳動是一種桿傳動機構．是可廣泛替代已有擾性傳動和齒輪傳動的傳動機構．由桿輪和作為擾性曳引元件的桿共同構成蝸輪的傳動比齒輪傳動動力大，而且在動力傳遞中，傳動比在 8～100，在分度機構中傳動比可以達到 1 000．所以動力較大，應用性比較廣泛，傳動平穩(wěn)、噪聲低；結構緊湊；在一定條件下可以實現(xiàn)自鎖等優(yōu)點而得到廣泛使用[6,7]。但蝸桿傳動有效率低、發(fā)熱量大和磨損嚴重，蝸輪齒圈部分經常用減磨性能好的有色金屬(如青銅)制造，成本高：蝸輪傳動是垂直軸傳動，圓柱齒輪為平行軸傳動．傘齒輪傳動兩軸可成 90 度或其他角度。
在實現(xiàn)對接平臺導向的機構是導軌。在文獻 5 中，我們可以了解到深層次的導軌問題：機床導軌運動的作用是用來支撐和引導運動部件，按給定的方向做往復直線運動，其結合部包含了導軌與滑塊，以及兩者相聯(lián)結的結合面．導軌結合部是數(shù)控機床整機系統(tǒng)中最重要的結合部之一，其動力學特性對整機動力學性能有著顯著的影
響．影響數(shù)控機床結合部動力學特性的因素眾多．以直線滾動導軌為例，主要包括結合部的尺寸與形狀、初始面壓、滾動體的接觸形態(tài)、結合面之間的介質狀態(tài)、結合部的材質等。通常將導軌滑塊結合部簡化成一個單自由度系統(tǒng)，進一步可通過識別滑塊在導軌上所表現(xiàn)出來的模態(tài)來獲得導軌結合面的接觸剛度忌、阻尼比 f、阻尼系數(shù) f 等
[8]．
在對接平臺的控制方面，我們可以以文獻 6 為參考，它講了一個機械手控制的例子：從往復移動機械手結構示意圖可知，機械手的移動，是通過同步齒形帶，帶動移動平臺作往復移動的，齒形帶移動的距離通過增量型編碼器轉換成相應的脈沖信號， 此脈沖信號被ＰＬＣ的高速計數(shù)器進行計數(shù)，其計數(shù)值與齒形帶移動的距離存在著對應關系，當齒形帶移動達到某一設定值時， 通過高速計數(shù)器的計數(shù)值就可以控制ＰＬ Ｃ輸出，ＰＬＣ的輸出控制電動機停止工作，從而實現(xiàn)了機械手的位置控制。[9]利用編碼器與ＰＬＣ實現(xiàn)齒形帶移動距離的控制原理。為了控制齒形帶的移動距離，必須知道編碼器的脈沖當量，即一個脈沖對應齒形帶移動的距離，也就是控制齒形帶的移動精度。
對接平臺主要部分也就是驅動部分伺服電機，傳動機構滾珠絲杠副和蝸輪蝸桿， 已經執(zhí)行部件的移動導軌。這些是一個對接平臺基本而有重要的東西?，F(xiàn)在還有升華的部分，如對接中平臺的反饋系統(tǒng)，對接平臺的誤差分析已經計算，而對于自動對接裝配技術更涉及面向柔性裝配的數(shù)字化產品定義、裝配 T 藝規(guī)劃與仿真優(yōu)化、數(shù)字化柔性定位、自動控制、先進測量檢測和計算機軟件等眾多先進技術和裝備，是機械、
電子、控制、計算機等多學科交叉融合的高新技術?？傊磥碚麄€裝配過程的柔性化、自動化會成為一個大趨勢。
1.4 主要研究內容
（1） 分析設計要求，進行動作分解，分別考慮實現(xiàn)每個動作可采用的機構，進行機構選型，做整體機構分析，確定總體設計機構方案與動力驅動方案，確定各個部件位置布局。
（2） 完成電機的選擇，傳動比的確定。電機在箱體中安裝位置的確定及其固定方式。
（3） 對驅動方式進行選擇和受力計算，以及強度剛度等校核。設計軸系，驅動軸及其相關零件裝配方式的確定；軸承的選擇和校核。
（4） 按功能部件進行具體結構與尺寸設計，對重要零部件如齒輪副、螺紋副、導軌等進行設計計算、分析與校核，確保各零部件能按要求完成既定動作，完成機械本體裝配圖。
（5） 拆畫部分重要零件，如齒輪、軸等，以及重要結構件的詳細結構設計，完成標準件的選擇。同時，根據(jù)控制方式選用相應控制元件，并布置于裝配圖中合理的位置。
（6） 對結構調節(jié)精度進行分析，確保能夠實現(xiàn)既定要求。
2. 動作原理與總體結構方案
2.1 設計要求
（1） 平臺應能實現(xiàn)對發(fā)動機、傳動裝置的可靠固定，兩者的支撐固定應能相對獨立運動，以滿足對中要求，圖 2-1 給出的是一種最復雜的傳動裝置與發(fā)動機連接形
式。
圖 2-1 傳動裝置與發(fā)動機連接形式
（2） 基座最大承重： 8t
（3） 基座初始高度距離安裝臺表面為 300mm ，可向上調整至 600mm，且在運動過程中任意位置可閉鎖 。調整精度為±10mm。
（4） 用于支撐傳動裝置的機構和支撐發(fā)動機的機構相對高度可調，調整結構應設計有標尺指示 。
調整范圍：±100mm 調整精度±0.1mm
（5） 用于支撐傳動裝置的機構和支撐發(fā)動機的機構相對縱向可調，調整結構應設計有標尺指示。
調整范圍：0mm～300mm 調整精度±0.1mm
（6） 用于支撐傳動裝置的機構和支撐發(fā)動機的機構相對橫向可調，調整結構應設計有標尺指示。
調整范圍：±100mm 調整精度±0.1mm
（7） 發(fā)動機相對傳動裝置角度可調 ，調整結構應設計有標尺指示。旋轉調整范圍：±5°調整精度±0.1°
（8） 基座外廓尺寸 ≤3m×2.5m （長×寬）
（9） 設計方案不推薦液壓系統(tǒng)。
2.2 機構總體設計
根據(jù)以上給出的設計要求，分析可得平臺確定需要調節(jié)的自由度數(shù)共有四個，其中三個移動自由度，一個轉動自由度。[10]
據(jù)此初步擬定總體布置方案，平臺分為三個主要部分：總體高度調節(jié)平臺、相對高度調節(jié)平臺、相對位置調節(jié)平臺，如圖 2-2 所示：
相對高度調節(jié)部件 相對位置調節(jié)部件
整體高度調節(jié)部件
圖 2-2 對接平臺總體結構布置方案示意圖
2.2.1 功能實現(xiàn)如上圖所示，整體高度調節(jié)部分可以實現(xiàn)平臺整體上下調整。相對位置調整部分的執(zhí)行部分可以實現(xiàn)橫向，縱向的調節(jié)和角度調整。左邊的執(zhí)行相對高度調節(jié)部分可以進行相對高度的調整。
2.2.2 驅動部分介紹：整體部分的調整靠螺旋傳動和錐齒輪傳動，其中動力源是伺服電機。相對高度調整調整也是靠螺旋傳動。相對位置的縱向和橫向調節(jié)用的是絲 杠，導軌調節(jié)。角度調節(jié)用的是推力軸承和連桿滑塊調節(jié)。
2.3 設計過程規(guī)劃
2.3.1 總體高度調節(jié)部分的體型較大，是要被首先確定尺寸的。再者，它把整個裝置聯(lián)系到了一起，并且承載工作時的重量，所以不論是在尺寸布局的層面上還是在受力安全的問題上都應該被第一確定、于是確定它的尺寸為 2.8m×1.5m,然后設計中間部分的鋼板厚度，和肋板排列，進而算出中間部分自重。為后面螺旋傳動設計做準備。
2.3.2 根據(jù)已經算出來的總體高度調節(jié)部分的自重，和對其上面重量的估計加上工作載荷。然后在轉換成螺桿轉動所需要的力矩，再確定螺桿的直徑，和其他具體參
數(shù)。
2.3.3 根據(jù)傳動要求，設計軸與螺桿的傳動方式，在此處的傳動方式，有兩種方案可以達到這種要求，一種是蝸輪蝸桿傳動，一種是錐齒輪傳動。此處選擇了后者。再確定錐齒輪傳動之后，進行錐齒輪傳動比的選擇和具體參數(shù)設計和錐齒輪的強度校
核。
2.3.4 在確定了錐齒輪傳動之后，然后進行電機軸和輸出軸傳動方式的選擇，此處從理論運動分析依然有三種傳動方案。1.錐齒輪傳動，2 斜齒輪傳動，3.蝸輪蝸桿傳動。此處選擇了方案 2。然后進行傳動比的確定和斜齒輪的具體參數(shù)計算和強度校核
2.3.5 根據(jù)總的設計傳動比和中間部分的調節(jié)要求進行伺服電機的選擇
2.3.6 再設計出來的錐齒輪和斜齒輪的基礎上，再根據(jù)軸所需要傳動的力矩，進行軸的設計。此處還包括軸肩的設計和軸承，鍵的選擇等
2.3.7 進行箱體和中間部分之間的導軌選擇。以及固定導軌螺釘選擇和排列。
2.3.8 然后進行箱體的設計，內容主要有確定箱體內那個軸的位置，電機位置，箱體壁厚，以及箱體固定。
2.3.9 進行上面執(zhí)行部分的設計。可以先把右面執(zhí)行部分設計出來。右面執(zhí)行部分分 3 層，第一層橫向調節(jié)，第二層縱向調節(jié)，它們都是直線調節(jié)，故可以使用相似的調節(jié)方式，即導軌加絲杠調節(jié)。還有就是要確定板的厚度。
2.3.10 進行右面執(zhí)行部分的第 3 層設計,這層設計進行旋轉調節(jié)，用連桿滑塊調節(jié)。選擇推力軸承和板厚度的確定。
2.3.11 進行左邊執(zhí)行部分的設計。部分主要進行高度調節(jié)。依舊使用螺旋傳動方式。進行錐齒輪設計和電機的選擇
3. 方案論證和方案選擇
方案論證有兩個：一個是上升和下降的調節(jié)方案論證，一個是驅動方案論證，這兩個都要帶有優(yōu)缺點分析。
3.1 高度調節(jié)方案論證
在對于高度方向調節(jié)的設計過程中方案選擇介紹以及特性分析： 高度調節(jié)結構可采用的方案如下：
圖 3-1 方案一
圖 3-2 方案二
圖 3-3 方案三
圖 3-4 方案四
方案一：對于方案一而言，它的結構比較簡單，成本也會相對比較低，但本次設計承載的對象是重載物體，因此連桿的受力壓力比較大，不僅如此，這個機構， 隨著距離的下降，桿受到的彎曲應力會跟大，以至于桿會被壓彎，這個機構對于輕型載荷是一個不錯的選擇，但對于重載，也就是本次設計而言，不是很適合。
方案二：既然方案一中的桿會隨著下降，指示受到的彎曲應力很大。那么就應該像一種辦法，讓這個機構隨著位移的改變，彎曲應力不會隨之增大，于是有了方案二的這種方案，這種辦法在受力的方面上得到很大改善，是可以說在受力的問題上已經達到要求，但這種方案，使用了 2 個升降驅動機構，這樣 2 個機構不能很好的保證上升的同步性，如果存在誤差，會使高度調節(jié)平臺產生傾斜，進而對平臺造成應力的增大。所以方案二并不是很完備的方案，仍然有改進的空間。
方案三：這個方案是方案二的改進。為了上升的同步性，把升降機構改成了一個。這個就可以在高度調節(jié)中不存在傾斜了。但方案三中的導軌導向機構不適合， 因為空間不允許，如果使用用方案三中的機構，將會占用很大的空間。因此，這個方案仍然有改進的空間。
方案四：滿足了導向機構的空間問題。
綜上所述，選擇了方案四的高度調節(jié)機構。
3.2 驅動的方案論證和選擇
對于高度調節(jié)機構的驅動方法有兩種： 錐齒輪傳動
蝸輪蝸桿的傳動方案分析：
錐齒輪傳動：轉動平穩(wěn)，傳動比恒定；傳遞速度和傳遞功率都比較大，效率高，結構緊湊。
蝸輪蝸桿傳動具有很大的傳動比，但它也具有它的劣勢，比如傳動效率低，不是適合在大功率下連續(xù)工作，為了減磨耐磨，蝸輪齒圈需要使用貴重的青銅制造。成本高。
在進行蝸輪蝸桿的粗略計算的時候，發(fā)現(xiàn)因為本次設計時重載，導轉矩很大， 使得渦輪的直徑很大，首先在空間上不允許，之后在成本上也不適合。再結合錐齒輪傳動和蝸輪蝸桿傳動的性能比較，最終選擇了錐齒輪傳動。
4. 具體功能部件與結構計算
4.1 整體高度調節(jié)平臺重量的估算
4.1.1 整體調節(jié)平臺的上部分體積 ：280cm×150cm×4cm=168000cm 3 280cm×15cm×16cm=67200cm 3 135cm×28cm×16cm=60480cm 3
總的上部分體積 295680cm 3 ρ=7.85g/cm 3 重 2.32t
取整體調節(jié)平臺的下面的其中一個研究。板后計為 1cm，再有螺紋孔處可以使用2cm 厚的板
4cm×70cm×45cm=12600 cm 3
1cm×35cm×70cm=2450 cm 3
1cm×70cm×20cm=1400 cm 3
2×10cm×2cm×70cm=2800 cm 3
2cm×10cm×70cm=1400 cm 3
4cm×15cm×70cm=4200 cm 3
1cm×31cm×70cm=2170 cm 3
4.1.2 整體調節(jié)平臺下面體積總計：27.02 cm 3 ×4=108.08 cm 3 重 0.85t
4.1.3 故整體調節(jié)平臺總重是：2.32t+0.85t=3.17t
4.2 螺桿的設計
根據(jù)整體上下調節(jié)平臺的計算，估計高度調節(jié)平臺，橫向調節(jié)平臺，縱向調節(jié)平臺，旋轉調節(jié)平臺的重量為 3t 左右。
故在不工作時，螺桿的預受力為 6×10 4 N
在工作時的載荷達到 1.4×10 5 N
一共有 2 個螺桿，每個螺桿的受力為 7×10 4 N 4.2.1.螺桿中徑：
d 2 = z
j[P ]查表 15.2-9 選取j[P ]=10MPa
d 2 =
0.8
7 ′ 103 mm
= 67mm
4.2.2. 螺母高度：
H=j d 2
j 取 1.2-2.5 j 取 2
H=2×67mm=134mm
4.2.3. 螺旋圈數(shù)：
Z = H P
4.2.4. 螺距：
￡ 10 - 12
Z 取為 12
134
P= 12
mm=11.2mm
4.2.5. 螺紋的工作高度（梯形螺紋）：
h=0.5P=0.5×11.2mm=5.6mm
4.2.6 工作壓強（用于校核）：
F
P= pd 2hz ≤j[P ]
7 ′ 104
= p 67 ′ 5.6 ′ 12 =4.95MPa<10MPa
4.2.7 螺旋升角y 單位 ° 驗算自鎖。導程 L=P
自鎖公式：
y = arctan
L ￡ r
pd 2
y = arctan
11.2
= arctan 0.05321
y = 3.046°
r = arctan
p ′ 67
ms
cos a
2
已知α=30° 其中ms 為螺旋副中的摩擦系
數(shù)，查表 15.2-8
r = 8.83°
ms 0.11-0.17 取ms 為 0.15
y < r
可以自鎖[11,12]
4.2.8 螺桿強度校核：
s =
當量應力
)2 ￡ [s ]
≤[σ]
其中：T-傳遞轉矩 Nmm
[σ]-螺桿許用應力,見機械設計手冊表 15.2-10。載力 F:F=7×10 4 N
此處螺紋牙使用梯形螺紋，理由：此螺紋可以用于傳力螺旋和傳動螺旋，如載重
螺旋螺旋式起重機。
螺紋牙底寬度 b：b=0.65P=0.65×11.2mm=7.28mm
d 2 =
67mm
h=5.6mm
d =d 2 +h=67mm+5.6mm=72.6mm
因為 p 在 6～12mm 之間，所以牙頂間隙為 0.5mm
d 1 =d 2 -h-1=60.4mm
4.2.9 傳動轉矩 T：
對于單螺紋而言，旋轉一周上升一個螺距（P），可以用這樣的一個公式表達：
F · P = T · 2p · h
螺旋傳動的效率是30% - 60% ，取50% 。
T = F · P
= 7 ′ 104
′ 11.2 N
· mm
= 249600N
· mm
2p · h
s =
2p · 50%
)2
當量應力
F= 7 ′ 104 N
d1 =
60.4N
T=249600Nmm
o = = = 26.32MPa < 170MPa
故強度校核符合要求。
熱處理：滲碳，高頻淬火，56-62HRC（洛氏硬度）[13]
20CrMnTi 抗拉強度：sb
= 1080MPa
屈服強度：ss =
查表 15.2-10 螺桿強度
850MPa
[s ]=
ss
3 - 5
分母?。?
[s ]=
ss
3 - 5
= 850 MPa
5
= 170MPa
4.2.10 螺紋牙強度：
剪切[t ]=0.6[s ]=106MPa
彎曲[s ] b =(1.0～1.2)[s ]
螺紋牙強度校核：
螺桿
抗剪強
度t
t
=
F = 7 ′ 104 = <
MPa 4.22MPa
pd 1bz p ′ 60.4 ′ 7.28 ′ 12
106MPa
抗彎強
度sb
t
=
3Fh = 3 ′ 7 ′ 104 ′ 5.6 =
MPa 9.74MPa
pd b 2z p ′ 60.4 ′ 7.282 ′ 12
1
< 170MPa
螺母
抗
剪強度t
t
=
F = 7 ′ 104 = <
MPa 3.51MPa
pdbz p ′ 72.6 ′ 7.28 ′ 12
37.8MPa
抗彎強
度sb
t
=
3Fh = 3 ′ 7 ′ 104 ′ 5.6 = <
MPa 8.1MPa
pdb 2z p ′ 72.6 ′ 7.282 ′ 12
63MPa
表 4-1
螺母材料選用 35 優(yōu)質碳素結構鋼 ss
= 315MPa
[s ]=
ss
3 - 5
分母?。? [s ]=63MPa
[t ]=0.6×63MPa=37.8MPa
[s ] b =(1.0～1.2)[s ]=63MPa～75.6MPa[14]
P=11.2mm 表明螺桿旋轉一圈，螺母上升 11.2mm
設計要求中中間部分上升 300mm 300mm÷11.2mm=26.78 圈 相當于 27 圈就可以從最低端升到最高端。
4.3 箱體中斜齒錐齒輪的設計
使用斜錐齒輪驅動，螺桿連接的錐齒輪所需要的力矩是 249600Nmm
選用斜錐齒輪的原因：
(1) 和直齒錐齒輪相比，承載能力較大，噪聲較小。
(2) 重合度能大些，齒輪的強度和剛度要優(yōu)于直齒錐齒輪。(3)斜齒錐齒輪的應用范圍廣。
多用于大型機械 模數(shù)>5 的傳動低速重載。
4.3.1 主要尺寸的確定
查表 14-3-24 初步計算公式
齒輪類型
接觸強度
彎曲強度
正交傳動斜
齒
d = eZ Z T1K A K Hb
1 b f 3 us 2
H lim
d = 42 T1K A K Fb ′ YF ′ 4 z
1 3 s 1
u 2 + 1 F lim
表 4-2
接觸強度的計算公式僅適用于鋼對鋼齒輪副，當配對材料不同時，應將計算所得到d 1 乘以下列數(shù)值
鋼對鑄鐵 0.9 鑄鐵對鑄鐵 0.83
對于重要傳動，應將計算得到的d 1 值增大 15%左右。[15]
注：以下的查的表在機械設計手冊中查。
d 1 = eZ b Z f
設定傳動比 u=3，將大錐齒輪和螺桿相連，小錐齒輪為主動輪。求出 T 1 ，可以用能量守恒和效率計算 T 1 。
一般來講，由于加工精度不同和潤滑條件的不同，其傳動效率在 0.88～0.9。
3T1
· 2p · h
= T · 2p
此處的 T 是上節(jié)的 T 1 =249600Nmm
T
T1 =
3h
= 249.6 N · m
3 ′ 0.88
= 94.55N · m
查表 e=1200 K A =1.35 用零傳動 格里森齒制Zb = 1
Z f = 1.683
K Hb
= K Fb
= 1.5K Hbbe =1.5×1.5=2.25
閉式傳動的主要失效形式為齒面點蝕和輪齒的彎曲疲勞折斷，因此一般按齒面接觸疲勞強度條件計算齒輪的分度圓直徑及主要的幾何參數(shù)，然后再對輪齒的抗彎疲勞強度進行校核。
材料使用合金鋼調質。
sHlm
= 800
d 1 = eZ b Z f
=1200×1×1.683×
=107.2mm
對于重要的傳動,d 1 增加 15%左右
d 1 ×1.15=123mm
斜齒錐齒輪的幾何計算使用等頂隙收縮齒
齒輪類型
齒型制
齒型角a
齒頂高系
數(shù)ha *
頂隙系數(shù)c *
螺旋角b
變位方式
斜齒錐齒
輪
格里森
20°
1
0.188 + 0.05
m
由計算確
定
高切變位
齒數(shù) z：
小錐齒輪 1.通常z1
= 16 - 30
表 4-3
2ha *
2.不產生根切的最小齒數(shù)z min =
計算得到的d 1 ×1.15=123mm
sin2 a
cos d =16.22=17
1.對于模數(shù) m 而言，模數(shù)大些承載能力高些。大型機械 m 一般≥5.
取模數(shù) m=6
因為 u=3
z1 = 20
z2 = 60
d 1 =120mm
d 2 =360mm
tan d1 = u
sin S = 1 = 1
+ cos S u 3
d1 =18.435°
3. 變位系數(shù)：
d 2 =71.565°
對于格里森齒制
x 1 =0.46(1 -
1 ), x
u 2 2
= -x1 ；
xt 1 按圖 14-3-4 選取，xt 1 =-xt 2
4. 錐距：
xt 1 =0.0075
R = d 1
2 sin d1
= d 2
2 sin d2
= 120
2 sin d1
=189.74mm
5. 齒寬系數(shù)fR ，齒寬系數(shù)不宜取的過大，否則將引起小端齒頂過薄，齒根圓角半
f
徑過小，應力集中過大，故一般取f = 1 - 1 ，取 = 1
R 4 3 R 4
6. 齒寬 b： b=fR R, 但不得大于 10m
1
b=fR R=
4
×189.74mm=47.435mm<10m=60mm
7. 齒頂高 ha
ha1 ha2
= (ha *
= (ha *
+ x1 )m
+ x 2 )m
= (1 + 0.41)m
= (1 - 0.41)m
= 6 ′ 1.41 =
= 6 ′ 1.41 =
8.46mm 3.54mm
8. 齒高 h：
h = (2ha *
+ c * )m
= (2 + 0.188 +
0.05)m 6
= 13.178mm
9. 齒根高 hf：
hf1 hf2
= h - ha1
= h - ha2
= 4.718mm
= 9.638mm
10. 齒頂圓直徑 da：
da1
= d1
+ 2ha1 cos d1
= 120mm
+ 2 ′ 8.46 ′ cos 18.435 °mm=136.052mm
da2
= d 2
+ 2ha2 cos d2
= 360mm
+ 2 ′ 3.54 ′ cos 71.565 °mm=362.24mm
11. 齒頂角qa ：
qa1
= qf 2
qa 2
= qf 1
12. 齒根角qf 的求法：
因為是斜齒輪，要確定螺旋角b 的。
tan qf 1
= hf1
R cos2 b
tan qf 2
= hf2
R cos2 b
13. 先確定螺旋角b 。
3）.旋向的選用：大小齒輪的旋向應相反，且其產生的軸向力應使兩齒輪趨于分離，如做不到時，也應使小齒輪趨向分離。
因為本課題設計中，錐齒輪要實現(xiàn)正轉和反轉。當正轉軸向力使兩齒輪趨于分 離，當反轉軸向力就會使兩齒輪趨于靠近，結論就是總會有相互靠近的時間段。但是考慮到斜齒輪的可以降低噪音，增加重合度，運動平穩(wěn)，強度高。綜合考慮，還是選用了斜齒輪。
p R=189.74mm b=47.435mm m=6 令eb
= 1.2
tan b
= p(189.74 - 47.435) ′ 6 ′ 1.2 189.74 ′ 47.435
= 0.35764
b = 19.68 ° 取b = 20 °
tan qf 1 =
4.718
189.74 ′ cos2 20°
qf 1
= 1.6°
tan qf 2 =
9.638
189.74 ′ cos2 20°
qf 2
= 3.3°
14. 齒頂角qa ：
qa1
= qf 2
= 3.3°
qa 2
= qf 1
= 1.6°
15. 頂錐角da
da1
= d1
+ qa1
= 18.435° + 3.3°
= 21.735°
da 2
= d2
+ qa2
= 71.565° + 1.6°
= 73.165°
16. 安裝距 A： 按結構確定17.外錐高 A：
AK 1
AK 2
= d 2
2
= d 1
2
- ha1
- ha2
sin d1
sin d2
=180mm-8.46×sin18.435°=177.325mm
=60mm-3.54×sin71.565°=56.642mm
18. 齒距 P:
P=p · m = 6p =18.85mm
19. 切圓半徑rt ：
rt =
R sin b
= 189.74 ′ sin 20° =64.9mm
20. 分度圓齒厚 s：
s = (p
1 2
+ 2x1 tan a
cos b
+ xt1 )m
= (p
2
+ 2 ′ 0.41 tan 20°
cos 20°
+ 0.0075) ′ 6
= 11.4mm
s2 = p · m
- s1
= 7.45mm
21. 弦齒厚sn ：
s sin 2b s 3 cos2 d
sn1
= (1 - 1 )(s
4R 1
- 1 1 )cos b =10.7mm
1
6d 2
s sin 2b s 3 cos2 d
sn 2
= (1 - 2 )(s
4R 2
- 2 2 )cos b =7mm
2
6d 2
22. 弦齒高hn ：
s sin 2b s 2
hn1
= (1 - 1 )(ha
4R 1
+ 1 cos d
1
4d 1
)=8.72mm
s sin 2b s 2
hn 2
= (1 - 2 )(ha
4R 2
+ 2 cos d ) =
2
4d 2
3.552mm
23. 當量齒數(shù)zv ：
zv 1
z
= cos d
1
=
z1
· cos3 b
z2
= 20
cos 18.435° · cos3 20°
= 60
=25.4
=228.7
2
v 2 cos d
· cos3 b
cos 71.565° · cos3 20°
24. 端面重合度ea ：
當a = 20° 時， ea 的值可以由圖 14-3-9 查出。
ha * + x
= 1 + 0.41
= 1.5
cos b
ea = ea1
cos 20°
+ ea 2
zv 1 ? 25.4 時：
ea1 = 1.12
zv 2 ? 228.7 時：
ea 2 = 1.4
ea = ea1
+ ea 2 =2.52
表 4-4
sFP =
sF limYST
SF min
YdrelTY
RelTYx
（N/mm 2 ）
計算齒根應力
o = K A KV K Fb K Fa Ftm Y
Y Y Y Y (N
/ mm 2 )
F
beF mnm
Fa sa e b k
強度條件：
sF ￡
sFP
使用調質合金鋼
sF lim =
370
YsT
= 2.0
SF min = 1.60
YdrelT
= 1.05
YReelT
= 1.025
Yx = 1.0
代入數(shù)據(jù)得：sFP
2) 計算齒根應力
= 497.8MPa
K A = 1.35 KV = 1.15
Ftm
= 2 ′ T1 = 1576N
d
vb
beF
= 0.85b
= 40.32mm
mnm
= (5(R
- 0.5b)cos bm )/ R = 5
（ z = z
b = arcsin(sin 20o cos 20o ) = 18.7o
vn cos d
cos2
bvb
cos bm
zvn1 = 25
zvn2 =
225
括號里的數(shù)據(jù)查表用）
0.75 cos2 b
YFa
= 2.3 Y
= 1.9
Y = 0.25 + ?vb
= 0.61
e
1 sa1 e
va
YFa2
= 2.2
Ysa2
= 1.95
Yb = 1 - evb
bm
120o
= 0.8
YK = 1
sF 1 =
sF 2 =
合適
69.9MPa
60.6MPa
￡ sFP
￡ sFP
= 497.8MPa
= 497.8MPa
4.4 箱體中斜直齒輪的設計：
齒數(shù)比 u：
U 一般為 6-8 取 u=7
因為小錐齒輪的轉矩是 94.55Nm
因為在傳動軸的兩端各有一個錐齒輪，故大斜直齒輪的轉矩是 94.55 N · m
×2=189.1 N · m
斜直齒輪的傳動效率在 0.9-0.99 之間。取效率為 0.95?？梢杂媚芰渴睾愫托视嬎?T 1 。
7T1
· 2p · h
= T · 2p
此處的 T =189.1 N · m
T
T1 =
7h
= 189.1 N · m
7 ′ 0.95
= 28.5N · m
圓柱齒輪傳動簡化設計計算公式
齒輪類型
接觸強度
彎曲強度
斜齒輪
d 3 7563 KT1 · u + 1
1 f s 2 u
d HP
m 3 12.43 KT1 · YFs
n f z s
m 1 FP
表 4-5
其中：T1
= 28.5N · m
K = 1.5
fd = 1.1 u = 7
s = sH lim
= 750
= 577
HP S
F min
1.3
帶入數(shù)據(jù)得：d1 3
KT1
39mm
YFs
f
z
mn 3 12.43
m 1
·
sFP
其中： K
= 1.5
T1 =
28.5N · m
fm = 20
復合齒型系數(shù)Y
= 4.7 s
= sFE
= 350
= 233.3
Fs
取b = 10o
FP S
F min
1.5
帶入數(shù)據(jù)得： mn 3 1.55
取mn
= 2.5
[16]
z1 = 22 z2 = 154
an =
20o
at =
20.284o
n
t
ha * = 1
ha * =
0.985
t
n
c * =
0.25
c * =
0.246
zV 1
xn
= z1
cos3 b
= 0 xt
= 23.034
= 0
zV 2
= z2
cos3 b
= 16