五軸加工中心C軸轉向機構及控制精度設計【說明書+CAD】

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XX 大 學 畢 業(yè) 設 計（ 論 文 ） 題目 五軸加工中心C軸轉向機構及控制精度設計 作者 學院 機電工程學院 專業(yè) 機械設計制造及其自動化 學號 指導教師 年 月 日 湖南科技大學本科生畢業(yè)設計 XX 大 學 畢業(yè)設計（論文）任務書 機電工程 學院 機械制造 系（教研室） 系（教研室）主任: （簽名） 年 月 日 學生姓名: 學號: 專業(yè): 機械設計制造及其自動化 1 設計（論文）題目及專題：五軸加工中心C軸轉向機構及控制精度設計 2 學生設計（論文）時間：自 2015 年 3 月 8 日開始至 2015 年 5 月30日止 3 設計（論文）所用資源和參考資料： 1. 搖籃式五軸加工中心的設計； 2. 回轉工作臺的設計及機床設計圖冊； 3. 機械設計手冊及相關資料。 4 設計（論文）應完成的主要內容： 1. 對比能實現C軸轉向的傳動機構，比較其優(yōu)缺點，選擇最佳方案； 2. 根據所選擇的方案，能對角度進行分度； 3. 進行詳細的理論論證與計算。 5 提交設計（論文）形式（設計說明與圖紙或論文等）及要求： 1. 裝配圖、主要零件的零件圖（不少于2.5張A0圖紙）； 2. 設計說明書一份，要求目標明確、原理清晰、計算準確，不少于40頁； 3. 翻譯英文文獻一片，不少于3000漢字。 6 發(fā)題時間： 2015 年 3 月 8 日 指導教師： （簽名） 學 生： （簽名） XX大 學 畢業(yè)設計（論文）指導人評語 [主要對學生畢業(yè)設計（論文）的工作態(tài)度，研究內容與方法，工作量，文獻應用，創(chuàng)新性，實用性，科學性，文本（圖紙）規(guī)范程度，存在的不足等進行綜合評價] 指導人： （簽名） 年 月 日 指導人評定成績： XX 大 學 畢業(yè)設計（論文）評閱人評語 [主要對學生畢業(yè)設計（論文）的文本格式、圖紙規(guī)范程度，工作量，研究內容與方法，實用性與科學性，結論和存在的不足等進行綜合評價] 評閱人： （簽名） 年 月 日 評閱人評定成績： XX大 學 畢業(yè)設計（論文）答辯記錄 日期： 學生： 學號： 班級： 題目： 提交畢業(yè)設計（論文）答辯委員會下列材料： 1 設計（論文）說明書 共 頁 2 設計（論文）圖 紙 共 頁 3 指導人、評閱人評語 共 頁 畢業(yè)設計（論文）答辯委員會評語： [主要對學生畢業(yè)設計（論文）的研究思路，設計（論文）質量，文本圖紙規(guī)范程度和對設計（論文）的介紹，回答問題情況等進行綜合評價] 答辯委員會主任： （簽名） 委員： （簽名） （簽名） （簽名） （簽名） 答辯成績： 總評成績： 摘 要 C軸是五軸加工中心中的機床附件，用于需要多面轉位加工的工件加工?？商岣呒庸ば?，完成更多的工藝，是一種很實用的加工工具。它的傳動系統(tǒng)由原動力、齒輪傳動、蝸桿傳動組成，并可進行間隙消除和蝸輪加緊。 本文依據機械設計的規(guī)則和步驟，充分借鑒現有各類機床的工作特性、傳動、夾緊結構和調整技術。首先，進行總體傳動方案設計，傳動方案采用齒輪和蝸桿傳動；其次進行各零件的設計與校核，蝸桿與軸采用整體式結構；然后，對C軸轉向機構的控制精度設計；最后運用AUTOCAD繪制出裝配圖和零件圖。 關鍵詞：C軸；五軸加工中心；齒輪傳動；蝸桿傳動；控制精度設計 ABSTRACT C axis is used in Five axis machining center machine tool accessories,for need more processing of the work surface trans-location.It can improve processing efficiency,and the completion of more technology,is a very practical processing tools.The drive system is composed of motive power,gear run,worm drive,and gap elimination and worm can be intensified. This mechanical design based on the rules and steps to fully draw on the work of the existing characteristics of various types of machine tool table, drive, clamping structure and adjustment techniques.First of all, the overall design is using of transmission scheme and worm gear drive;Secondly, we have to continue the each part of the design and verification, the worm and shaft are whole structure;Then,we need design the control precision of the steering mechanism of C axis;Lastly,drawing out the final assembly drawings and parts drawing by using of AUTOCAD. Keywords: C axis; Five axis machining center; Gear Transmission;Worm drive；design the control precision XX大學本科生畢業(yè)設計（論文） 目 錄 第一章 緒論 1 1.1 引言 1 1.2加工中心在國內外發(fā)展狀況 1 1.3 課題研究的目的和內容 2 1.4 五軸加工中心分類及加工特點 3 第二章 C軸轉向機構的傳動方案設計 5 2.1 傳動方案應滿足的要求 5 2.2對能實現C軸轉向的傳動方案分析 5 第三章 C軸轉動控制精度設計 7 3.1 傳動比及參數確定 7 3.1.1 傳動比設定 7 3.1.2 最大回轉速度 7 3.1.3 步進電機分度精度確定 7 3.2 步進電機的選擇 8 3.2.1 步進電機啟動力矩計算 8 3.2.2步進電機最大轉速 9 3.2.3步進電機最大頻率 10 3.2.4 選取步進電機型號 10 3.3 C軸控制精度的驗證計算 10 3.3.1 C軸轉動角度的驗證 10 3.3.2 傳動過程減少誤差措施 11 第四章 C軸轉向機構設計及校核計算 12 4.1 齒輪傳動設計 12 4.1.1 齒輪的材料及類型 12 4.1.2 按齒面接觸疲勞強度設計尺寸 13 4.1.3 確定齒輪的主要參數與主要尺寸 14 4.1.4 校核齒根彎曲疲勞強度 14 4.2 蝸桿傳動設計 16 4.2.1 蝸桿傳動類型 17 4.2.2 蝸輪蝸桿的材料 17 4.2.3 按齒面接觸疲勞強度設計 17 4.2.4 蝸輪蝸桿主要參數與幾何尺寸 19 4.2.5 校核蝸輪輪齒彎曲疲勞強度 19 4.2.6 蝸桿傳動溫度計算 21 4.3 軸的設計計算 21 4.3.1 輸入軸的設計 22 4.3.2 蝸桿軸的設計 27 4.3.3 蝸桿軸的計算 27 ii 4.4 鍵聯(lián)接的選擇 30 4.4.1 鍵聯(lián)接的類型及尺寸 31 4.4.2 鍵聯(lián)接強度驗算 31 4.5 軸承的選擇 32 4.5.1 軸承的類型 33 4.5.2 軸承的尺寸 33 4.5.3 軸承的密封裝置 34 4.6 聯(lián)軸器的選擇 34 4.6.1 聯(lián)軸器的類型 34 4.6.2 聯(lián)軸器的尺寸 35 4.7 C軸轉向機構的箱體設計 36 4.7.1 箱體結構 36 4.7.2 箱體的參數設計 38 第五章 結論 40 參考文獻 41 致謝 42 ii 第一章 緒論 1.1 引言 五軸加工中心是具備刀庫并且可以自動換刀對工件實行多個工序加工的數控機床。它是適應時代發(fā)展要求應運而生的高端設備，綜合了電子技術、計算機技術、軟件技術、液壓技術、氣動技術、拖動技術、現代控制理論、測試傳感技術以及刀具和應用編程技術，并將數控鉆床、數控鏜床、數控銑床結合到一臺機床上，再配備自動換刀系統(tǒng)，在一次加工中，根據各工序的需要，自動選擇刀具，改變主軸轉速，進給方式及進給量；可以完成諸如多個面的加工、孔加工、倒角加工、環(huán)形槽加工以及攻螺紋之類的多種加工方式。 1952年第一臺數控機床問世，是機械加工在自動化上產生一大飛躍。能夠達到兩坐標以上聯(lián)動的數控機床在精度和效率上都普通機床上加工的復雜零件高出許多。1958年世界上第一臺的數控加工中心在美國的卡尼特雷克公司宣告誕生。加工中心的出現是數控加工上的又一次大飛躍，功能上的三個大改進決定了它是人類工業(yè)歷史上的一個重要事件。第一：在數控銑床和鏜床的基礎上，使用了自動換刀系統(tǒng)，這樣只要通過一次裝夾就可以完成在工件上進行鉆削、銑削、鏜孔、攻螺紋等工序；第二：加工中心上裝有帶有回轉和擺動功能的工作臺或者多轉向的萬向銑頭，這就意味著在一次的裝夾中，可以完成多個方向、多個平面和多個角度的加工；第三，有的加工中心上具有交換工作臺，一個工件在工作位置上進行加工的同時，已經加工的工件在拆卸位置進行拆卸，待加工的工件在裝夾位置進行裝夾，一次加工連著一次加工，效率極高。有上述可見，加工中心在又在數控機床柔性、加工效率和自動化程度上實現了新的變革，又上了一個新臺階。 1.2加工中心在國內外發(fā)展狀況 加工中心的發(fā)展已經有40多年了，由于它的作用明顯，各個發(fā)達國家都是極其重視。美國加工中心擁有6萬臺以上，占全國數控機床的百分五十。德國的加工中心技術最為先進，雖然年產量只為2500，但是產值卻是10億美元，大多都是高精密的機床。而日本是加工中心的第一生產大國，年產量達到了15000，產值達到了30億美元。70年代我國才開始發(fā)展加工中心，技術和產量上都和世界有著較大的差距。 雖然我國對加工中心的發(fā)展可謂是突飛猛進，但是國外的高性能加工中心還是有著明顯的優(yōu)勢。在我國的加工中心普遍只具有30m/min快速進給速度的時候，國外的加工中心快進速度已經可以達到40m/min，最高的可以到90m/min，直線電機驅動的甚至可以到120m/min。而相較于主軸轉速較慢的國內加工中心，國外的高速主軸更有利于對加工精度的保證，國外的主軸轉速已經普遍達到12000~25000r/min，最高轉速甚至已經可以達到70000r/min。在機床精度方面，國內與國外也有著極大的差距，國外加工中心大多都帶有溫度補償系統(tǒng)和機床精度補償系統(tǒng)，加工精度高而且穩(wěn)定，而國內尚未研制成功。國外的加工中心都是按照德國標準VDI3441驗收，在1000mm行程范圍內，定位精度可以達到0.006到0.01，這是國內遠遠不能相比的。 1.3 課題研究的目的和內容 本次畢業(yè)設計題目為五軸加工中心C軸轉向機構及控制精度設計，主要研究工作臺回轉的立式五軸加工中心C軸的控制設計。 本次畢業(yè)設計主要解決的問題是C軸回轉工作原理和機械機構的設計與計算，設計思路是先原理后結構，先整體后局部。研究目的是用于控制圍繞Z軸轉動的C軸的旋轉，從而轉換裝在C軸工作臺上的工件的旋轉，就可以加工一些復雜的斜孔、面，得到所需要的復雜零件。 本次設計的主要內容對五軸加工中心C軸的設計，運用制圖軟件初步繪制出各個機構，初步得出各個傳動軸上的齒輪嚙合的空間位置關心，然后進行軸和齒輪，渦輪的設計計算，最后用CAD繪制出裝配圖和零件圖。 畢業(yè)設計主要培養(yǎng)學生綜合應用所學專業(yè)的基礎理論、基礎技能和專業(yè)知識能力，培養(yǎng)學生建立正確的設計思想，掌握工程設計的一般程序、規(guī)范和方法。通過畢業(yè)設計，可樹立正確的生產觀點、經濟觀點和全局觀點，實現由學生向工程技術人員的過渡。 1.4 五軸加工中心分類及加工特點 五軸加工中心一般分為立式五軸加工中心和臥式五軸加工中心，目前高端的加工中心正朝著五軸控制方向發(fā)展，五軸聯(lián)動加工中心具有高效率、高精度的特點，工作一次裝夾就可以完成五面體的加工。如果配上五軸聯(lián)動的高檔數控系統(tǒng)，還可以對復雜空間曲面進行高精度加工。立式五軸加工中心的有兩種方式：一種是工作臺回轉五軸加工中心，另一種是依靠立式主軸頭的回轉五軸加工中心。前者結構相對簡單、制造成本較低，尤其是主軸設計不受結構限制，主軸的剛度有保證，設置在床身上的工作臺可以環(huán)繞X軸回轉，定義為A軸，A軸一般工作范圍+30度至-120度。工作臺的中間還設有一個回轉臺，環(huán)繞Z軸回轉，定義為C軸，C軸都是360度回轉。這樣通過A軸與C軸的組合，固定在工作臺上的工件除了底面之外，其余的五個面都可以由立式主軸進行加工。A軸和C軸最小分度值一般為0.001度，這樣又可以把工件細分成任意角度，加工出傾斜面、傾斜孔等。而且，可以配用“標準”的刀庫和換刀機構，但由于回轉工作臺不能設計的太大，承重也較小，特別是當A軸回轉到90°時，工作臺受到很大的偏載力矩，所以適合中、小零件的加工。后一種配置形式由于回轉進給機構集中在主軸端，結構密集，主軸前端是一個回轉頭，能自行環(huán)繞Z軸360度，成為C軸，回轉頭上還帶可環(huán)繞X軸旋轉的A軸，一般可達±90度以上，實現上述同樣的功能。由于回轉進給結構只驅動主軸頭與道具，不受工件重力負荷，所以機構可小巧、靈活，而直線移動的工作臺可以設計的非常大，所以更適合如客機機身，大型發(fā)動機機殼，大型模具等大型、重型零件的加工。根據課題的研究內容與所給定參數，本次設計所選取的結構是在原立式銑削加工中心的基礎上配置一個可繞Z軸回轉的數控工作臺和繞X軸回轉搖擺工作臺。實現三軸聯(lián)動到五軸聯(lián)動的改造。 五軸聯(lián)動機床也稱五坐標機床，它是在三個平動軸（沿X、Y、Z軸的直線運動）的基礎上增加了兩個轉動軸（能實現繞X軸、Z軸的旋轉運動，即A軸和C軸），不僅可使刀具相對與工件的位置任意可控，而且刀具軸線相對工件的方向也在一定范圍內任意可控，工作時具有以下特點：a.可避免道具干涉，加工普通三坐標機床難以加工的復雜零件，加工適應性廣；b.對于直紋面類零件，可采用側銑方式一刀成型，加工質量好、效率高；c.對于一般立體型特別是較為平坦的大型表面，可用大直徑端銑刀端面逼近表面進行加工，走刀次數少，殘余高度小，可大大提高加工效率和表面質量；d.對工件上多個空間表面可一次裝夾進行多面、多工序加工，加工效率高并有利于提高各表面的相互位置精度；e.五軸加工時，刀具相對于工件表面可處于最有效的切削狀態(tài)；f.在某些加工場合，如空間受到限制的通道加工或組合曲面的過渡區(qū)域加工，可采用較大尺寸的刀具避開干涉，刀具剛度好，有利于提高加工效率與精度。 五軸加工中心C軸作為數控機床中的一個非常重要的部分，研究其設計、制造過程是非常有實際的工程應用價值。C軸的應用非常多，而C軸轉向機構的研究必然有著其實際的意義。 - 43 - 第二章 C軸轉向機構的傳動方案設計 2.1 傳動方案應滿足的要求 傳動裝置在原動機和工作臺之間傳遞運動和動力，并可實現分度運動。本設計中原動機采用步進電機。 合理的傳動方案主要應滿足以下要求： 1　 機械的功能要求：應滿足工作臺的功率、轉速和運動形式的要求。 2　 工作條件的要求：例如工作環(huán)境、場地、工作制度等。 3　 工作性能要求：保證工作可靠、傳動效率高等。 4　 結構工藝性要求；如結構簡單、尺寸緊湊、使用維護便利、工藝性和經 濟合理等。 2.2對能實現C軸轉向的傳動方案分析 能實現C軸轉向的傳動方案有很多種，現分析對比以下四種常見的傳動方案優(yōu)缺點，得出最佳傳動方案。 方案一：步進電機——齒輪傳動——蝸輪蝸桿傳動——工作臺。即一級為齒輪傳動，二級為蝸輪蝸桿傳動。優(yōu)點： 1　 傳動比大，在分度機構中可達1000以上。與其他傳動形式相比，傳動比相同時，機構尺寸小，因而結構緊湊。 2　 傳動平穩(wěn)，蝸桿齒是連續(xù)的螺旋齒，與蝸輪的嚙合是連續(xù)的，因此傳動平穩(wěn)，噪聲低。 3　 可以自鎖，當蝸桿的導程角小于齒輪間的當量摩擦角時，若蝸桿為主動件，機構將自鎖。 4　 相比其它傳動具有較大的速比，渦輪蝸桿的輸入、輸出軸不在同一軸線上，甚至不在同一個平面上。 缺點：齒面滑動速度大，效率低，發(fā)熱量大，容易使齒面磨損；制造成本高，軸向力大，精度不是很高。 方案二：步進電機——齒輪傳動——齒輪傳動——工作臺。即為二級齒輪傳動，它的優(yōu)點是：傳動比精確，傳遞效率高，工作可靠，使用壽命長。但最大的缺點是：總傳動比小；占用空間大，不能實現自鎖。且在傳遞運動時不能實現運動方向的改變。 方案三：步進電機——帶傳動——蝸輪蝸桿傳動——工作臺。即一級為帶傳動，二級為渦輪蝸桿傳動。此方案相比方案一的缺點是：承載能力不高，是和傳動中心距較大的場合；有彈性，傳動比不恒定；不宜高溫、易蝕環(huán)境，帶的壽命較低，傳動效率低；需要張緊裝置對軸壓力比較大；帶傳動易打滑，不能保證固定不變的傳動比；不能保證精確的傳動比。此方案也有許多優(yōu)點：過載打滑，起過載保護作用；結構簡單、成本低廉；傳動平穩(wěn)，帶有彈性，可減緩吸振。 方案四：步進電機通過聯(lián)軸器直接帶動工作臺轉動，形成C軸轉向機構。此方案的缺點是只能用于高速五軸加工中心，對于一般轉動速度的五軸加工中心，此方案具有一定局限性。 對比以上四種方案，綜合分析其優(yōu)缺點可得方案一：步進電機——齒輪傳動——蝸輪蝸桿傳動——工作臺為實現C軸轉向的傳動機構的最佳方案，即由步進電機通過齒輪帶動渦桿、渦輪，再由渦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。該傳動方案分析如下：齒輪傳動承受載能力較高，傳遞運動準確、平穩(wěn)，傳遞功率和圓周速度范圍很大，傳動效率高，結構緊湊?？傮w傳動大致框圖如下圖2-1所示： 圖2-1 傳動總體框圖 第三章 C軸轉動控制精度設計 C軸轉動要實現的參數設定為：回轉速度最大為20rad/s，每次轉動精度為0.25°。根據這些參數，分配設定各級傳動比，從而可算出步進電機轉動精度，即可完成C軸轉動精度的控制設計。 3.1 傳動比及參數確定 3.1.1 傳動比設定 總傳動比為各級傳動比、的乘積，即分配總傳動比，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C軸的分度精度，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。 3.1.2 最大回轉速度 C軸最大回轉角速度為20rad/s；即： ω蝸輪=ω工作臺=20rad/s 根據系統(tǒng)總傳動比為360，可得 n電機=n蝸輪×360=×360=20rad/s 3.1.3 步進電機分度精度確定 C軸的轉動精度保證主要靠步進電機的轉速和系統(tǒng)的總傳動比i來確定，C軸轉動精度為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轉動分度精度為0.25×360=90度，即步進電機每次回轉的度數為90度的倍數。 3.2 步進電機的選擇 步進電動機是專門工廠批量生產的標準部件，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3-1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。應使步距角和機械系統(tǒng)匹配，這樣可以得到工作臺所需的脈沖當量。 圖3-1 步進電機 3.2.1 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） 式中 Φ— 電機轉角； S — 轉動部件的相應路程； η — 機械傳動效率。 若取Φ=θb，則S=δb，且P= Pz +μ（G+W），所以 式（3.2） 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； 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。 可求得 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0.5） 步進電機為三相六拍的電機 3.2.2步進電機最大轉速 根據工作臺最大轉速與系統(tǒng)總傳動比i=360，可得 所以，步進電機的選擇的最大轉速 3.2.3步進電機最大頻率 根據步進電機的步距角θb=3°與步進電機的最大轉速，可得 所以步進電機選擇最高的頻率 步進電機的功率：P=kw 3.2.4 選取步進電機型號 由于步進電機步距角θb=3°，步進電機最高轉速，步進電機最高頻率，步進電機最大轉矩，選擇的步進電機型號參數如表3-1所示。 表3-1步進電機參數 型號 主要技術參數 外形尺寸/mm 重量/(Kg) 步距角/(°) 保持轉矩/ N·m 相數 電壓/V 電流/A 外徑 長度 軸徑 130BC3100 3 12 3 27 3 100 168 22 10 3.3 C軸控制精度的驗證計算 3.3.1 C軸轉動角度的驗證 根據所選電機，有步進電機轉動角度為90度。由于步進電機與小齒輪聯(lián)接，即小齒輪每次轉動角度為90度，根據傳動比，其中θ1和θ2分別為小齒輪與大齒輪轉動的角度。故。所以當步進電機經一級齒輪傳動之后大齒輪轉動角度變?yōu)?0度，由大齒輪用鍵與蝸桿相連，所以蝸桿轉動30度，再由蝸輪蝸桿傳動，因為蝸輪蝸桿傳動比為120，即，其中θ3和θ4分別為蝸桿與蝸輪轉動的角度，所以，即蝸輪轉動角度變?yōu)?.25度，因為工作臺通過定心軸與蝸輪聯(lián)接，故工作臺轉動0.25度，即C軸轉動精度為0.25度，綜上所述，步進電機轉動控制精度為90度時，經一級齒輪傳動與二級蝸輪蝸桿傳動之后，C軸的控制精度為0.25度，這與開始時所設定的C軸控制精度是相一致的，故此步進電機符合控制精度要求。 3.3.2 傳動過程減少誤差措施 由于傳動過程，蝸輪副的嚙合側隙對轉動精度影響最大，因此消除蝸輪副的側隙就是減少誤差保證控制精度的關鍵問題。而常見的蝸輪消隙方法是雙螺距蝸桿傳動機構。一般在要求連續(xù)精確分度的機構中為了避免傳動機構因承受脈動載荷而引起扭轉振動的場合往往采用雙螺距漸厚蝸桿,以便調整嚙合側隙達到最小限度。雙螺距漸厚蝸桿與普通蝸桿的區(qū)別是:雙螺距漸厚蝸桿齒的左、右兩側面具有不同的齒距(導程);而同一側面的齒距(導程)則是相等的。雙螺距漸厚蝸桿副的嚙合原理與一般蝸桿副嚙合原理相同,蝸桿的軸向截面仍相當于基本齒條,蝸輪則相當于同它嚙合的齒輪。由于蝸桿齒左、右兩側面具有不同的齒距,即左、右兩側面具有不同的模數m(m=t/π)。因而同一側面的齒距相同,故沒有破壞嚙合條件。雙螺距漸厚蝸桿傳動的公稱模數m可看成普通蝸輪副的軸向模數,一般等于左、右齒面模數的平均值。此蝸桿齒厚從頭到尾逐漸增厚。但由于同一側的螺距是相同的,所以仍然可以保持正常的嚙合。因此,可用軸向移動蝸桿的方法來消除蝸桿與渦輪的齒側隙。這樣當左邊的齒厚大于右邊的齒厚時，蝸桿向右移動時可以嚙合側隙會逐漸減小，從而減少傳動誤差，保證控制精度。同理右邊大于左邊齒厚時，向左移動會減少誤差。 第四章 C軸轉向機構設計及校核計算 4.1 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，嚙合傳動會產生噪聲。 根據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，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。 4.1.1 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。 考慮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。 4.1.2 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，再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（4.1）。 式（4.1） 式中 d1——小齒輪分度圓直徑； K ——載荷系數 T1——小齒輪轉矩； [σH]——許用接觸應力； Φd——齒寬系數； ZE——彈性系數； ZH——節(jié)點區(qū)域系數； Zε——重合度系數。 ?。盒↓X輪轉矩T1=5Nm； 載荷系數 因載荷平穩(wěn)，??； 齒寬系數 ； 摩擦系數 ； 許用接觸壓力 ； 查圖表得試驗齒輪的接觸疲勞極限； 接觸強度的最小安全系數； 接觸疲勞強度計算的壽命系數； 彈性系數 查表得； 節(jié)點區(qū)域系數 查表得； 重合度系數 ； 將以上參數代入公式 4.1.3 確定齒輪的主要參數與主要尺寸 小齒輪齒數 取，則大齒輪齒數。 模數： 其中取d1=23。則取標準值m=1mm。 中心距：標準中心距 其他主要尺寸 分度圓直徑： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 齒寬：取齒寬系數， 基圓直徑： 齒距：。 4.1.4 校核齒根彎曲疲勞強度 齒根彎曲疲勞強度校核公式如式(4.2)所示。 式(4.2) 式中 K——載荷系數； ——小齒輪轉矩； ——齒輪齒寬； ——齒形系數； ——應力修正系數； ——重合度系數。 ?。? 載荷系數 ； 小齒輪轉矩 ； 齒輪齒寬 重合度系數 齒形系數 應力修正系數 所以 許用彎曲應力計算公式如式（4.3）所示。 式（4.3） 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 YX——尺寸系數。 ?。糊X輪的齒根彎曲疲勞極限σFlim =500MPa 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YN=1 尺寸系數YX=0.8 所以 根據計算，σF≤[σF] 所以齒輪齒根彎曲強度足夠。 4.2 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。蝸桿頭數用Z1表示（一般Z1=1~4），蝸輪齒數用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。 4.2.1 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。 4.2.2 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。 4.2.3 按齒面接觸疲勞強度設計 根據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（4.4）： 式（4.4） 式中 T2——蝸輪轉矩； k ——使用系數； ZE——彈性系數； Zρ——接觸系數； [H]——許用應力。 確定作用在蝸輪上的轉距T2。 按Z1=1，估取效率η=0.8，則 確定載荷系數K 因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數Kβ=1；見表4-1查得使用系數KA而選取KA=1.15；由于轉速不高，沖擊不大，可取動載系數KV=1.2；則 表4-1 使用系數 KA 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ZE 選用的鑄錫青銅蝸輪和蝸桿相配，見表4-2可查得ZE=152 表4-2 蝸輪材料的力學性能 蝸輪材料 力學性能 ZE σHlim σFlim MPa MPa ZCuSn10Zn2 152 350 165 確定接觸系數Zρ 先假設蝸桿分度圓直徑d1和傳動中心距a的比值=1：11，從而可算 Zρ=3.6。 確定許用應力[σH] 根據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[σH]=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、其壽命系數為KHN=0.85，則[σH]= KHN[σH]=0.85×260=221MPa 計算中心距 根據d1/a=1：11，取蝸輪齒數Z2=120， m取標準模數，，所以中心距。 4.2.4 蝸輪蝸桿主要參數與幾何尺寸 傳動比：； 蝸輪齒數：，變位系數； 蝸輪分度圓直徑： ； 蝸輪喉圓直徑： ； 蝸輪喉母圓直徑： 蝸輪齒根圓直徑： 蝸桿直徑系數；分度圓直徑，蝸桿頭數；分度圓導程角，齒形角； 蝸桿軸向齒距： 蝸桿齒頂圓直徑： 蝸桿軸向齒厚： 4.2.5 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)橄禂档恼兾积X。距中間平面愈遠，齒愈厚，變位系數也愈大。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（4.5） 式（4.5） 式中 KA——齒形系數； T2——蝸輪轉矩； b2——蝸輪齒寬； d2——蝸輪直徑； 取齒形系數KA=1.15；蝸輪轉矩T2=1440N·m，蝸輪齒寬； 所以 許用應力計算公式如式（4.6）所示。 式（4.6） 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； 根據蝸輪材料鑄錫青銅ZCuSn10Zn2，查得齒根彎曲疲勞極限 σFlim =165MPa。 所以 根據以上結果得出， 所以彎曲強度是滿足要求的。 4.2.6 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（4.7）所示。 式（4.7） 式中 P——蝸輪蝸桿功率； A——箱體的散熱面積，； 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?，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 攪油效率 軸承效率 總效率 散熱面積 表面?zhèn)鳠嵯禂?在中等通風環(huán)境， 所以 故郵箱工作溫度合格。 4.3 軸的設計計算 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。根據軸線形狀的不同，軸可以分為曲軸和直軸兩類。根據軸的承載情況，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)，軸上零件的數量及安裝位置、定位方法。軸的制造工藝和生產規(guī)模等。 4.3.1 輸入軸的設計 本設計中輸入軸的材料采用45號鋼。通過對軸的受力分析，畫出受力圖及彎矩圖，根據強度理論分析其強度是否符合要求。并對其強度進行必要的校核計算。 軸上參數計算： 1) 求輸入軸上的P1、T1 設計中取軸承傳動效率η1=0.99，聯(lián)軸器傳動效率η2=0.99。則： P1=Pη1η2=kw T1= 2) 計算作用于齒輪上的力 軸上受力情況如下圖4-1所示 圖4-1 軸受力圖 3) 求軸的最小直徑 因為州的材料為45號鋼，而且是調制處理，可知A0=112，所以 用輸入軸的最小直徑作為聯(lián)軸器安裝的地方d6，該段與聯(lián)軸器相配，根據聯(lián)軸器的型號故取d6=10mm。從動端半聯(lián)軸器L=22mm，為保證軸段的擋圈有安放空間，6的長度要取比L略小的值，故取L6=18mm。因為6左端需制夷軸肩，故取d5=15mm。 4) 軸的設計 1　 本設計擬定軸上零件的結構情況如圖4-2所示 2　 本設計中軸承初步選為滾動軸承。由于軸承同時受徑向力和軸向力作用，所以選用圓錐滾子軸承。根據需要，且d5=15mm，查參考文獻初步選定圓錐滾子軸承30204.其尺寸為。所以d4=d1=20mm，L4=15.25mm。 3　 按照軸向定位來確定軸的各段參數 如圖4-2的軸的結構。 圖4-2 輸入軸結構 d1=20mm L1=25mm d2=25mm L2=46mm d3=30mm L3=15mm d4=20mm L4=15.25mm d5=15mm L5=30mm d6=10mm L6=18mm 4　 軸上的周向定位 半聯(lián)軸器、齒輪與軸三者的周向定位都是采用平鍵連接。按d2由參考文獻得。同時設計中為了確保齒輪與軸的配合有較好的對中性，故取齒輪與軸的配合為,同樣在半聯(lián)軸器與軸的連接中，取平鍵為，選取半聯(lián)軸器與軸的配合為。同時滾動軸承與軸的周向定位設計中采用過度配合，為。 5　 倒角、圓角 查表選軸兩端的倒角為45。各軸肩出的圓角半徑在圖中可看出。 6　 求軸的載荷 如圖4-3所示是輸入軸的受力分析圖； 從設計中軸的工作環(huán)境和結構圖可以得知截面A才是軸的危險截面。下表為截面上的MH、MV及M，如表4-3所示： 各載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 軸上彎矩M 20100 7300 軸上總彎矩 M= 軸上扭矩T T=18340 表4-3 輸入軸的危險截面應力 7　 按彎扭組合進行應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受的最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。根據公式及上表數據，以及軸的雙向旋轉，扭矩切應力為脈動循環(huán)變應力，取α=0.6，軸上計算應力為 前面選定軸的材料為45鋼，調制處理，查表可得[]=60MPa。因此，故安全。 圖4-3輸入軸受力分析圖 4.3.2 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。 4.3.3 蝸桿軸的計算 蝸桿上軸受力： 軸向力 徑向力 圓周力 大齒輪上軸受力：圓周力 徑向力 根據結構上的考慮及軸上零件的布置給出支承間跨距L=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，形狀如圖4-4所示。 圖4-4 蝸桿軸 對蝸桿軸做簡要分析，作出受力圖如圖4-5所示。根據以上分析及所學相關公式可求出各受力的大小，對軸畫出彎矩和扭矩圖，分析可求出危險截面，并對危險截面進行校核，檢驗是否符合強度剛度要求。 圖4-5 軸的受力圖 根據上圖有 Fa1產生的力矩為： 根據給定條件作軸在xoy平面的受力圖，如圖4-6a所示，支反力及彎矩圖如圖4-6b所示。分別對支承點1及2取矩可求得xoy平面的支反力 做xoz平面的受力圖，如圖4-6c所示，求支反力，做彎矩圖，如圖4-6d所示，分別向兩支點取矩得： 作合成彎矩圖，如圖4-6e所示；合成彎矩的計算結果示于圖4-6f所示，其中截面1和2的合彎矩為 軸的最小直徑計算公式如下式(4-8) 式(4-8) 式中 ——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，?=1 當量彎矩 所以 蝸桿軸最小直徑 圖4-6 蝸桿軸的彎矩、扭矩及合成圖 4.4 鍵聯(lián)接的選擇 設計鍵聯(lián)接時，通常被聯(lián)接件的材料、構造和尺寸已初步決定，聯(lián)接的載荷也已求得。因此可根據聯(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，然后用適當的校核計算公式作強度驗算。 4.4.1 鍵聯(lián)接的類型及尺寸 鍵主要用于軸和帶轂零件（如齒輪、蝸輪等），實現周向固定以傳遞轉矩的軸轂連接。其中，有些還能實現軸向固定以傳遞軸向力；有些則能構成軸向動聯(lián)接。鍵的類型有平鍵、半圓鍵、斜鍵和花鍵，其各有特點。因其軸上鍵的作用是傳遞扭矩，并要一定的定心性，因此平鍵連接就可以。 根據小齒輪上軸徑，小齒輪輪轂長度為，見表4-4表可查得當時，鍵截面尺寸為：寬，高。參考轂長選鍵長。則鍵的接觸長度 軸徑 鍵 鍵　　　　　槽 d b×h 寬　　度 深　　度 半徑 b 偏　　差 軸 轂 較松 一般 較緊 軸H9 轂D10 軸N8 轂JS9 軸轂P9 t 偏差 t1 偏差 最大 最小 6~8 2×2 2 +0.025 0 +0.060 +0.020 -0.004 -0.029 ±0.0125 -0.006 -0.031 1.2 +0.1 0 1 +0.1 0 0.08 0.16 ＞8~10 3×3 3 1.8 1.4 ＞10~12 4×4 4 +0.030 0 +0.078 +0.030 0 -0.030 ±0.015 -0.012 -0.042 2.5 1.8 ＞12~17 5×5 5 3.0 2.3 0.16 0.25 ＞17~22 6×6 6 3.5 2.8 4.4.2 鍵聯(lián)接強度驗算 對于平鍵聯(lián)接，如果忽略摩擦，則當聯(lián)接傳遞轉矩時鍵軸一體的受力時，可能的實效有：較