LGY-500型数控感应淬火机床设计

河南科技大学毕业（论文）目 录前言10.国际先进的感应淬火技术10.2我国工业应用感应热处理技术现状1第一章传动方案及总体设计的确定31.1工作台运动的基本要求与工作台的分类31.1.1工作台运动的基本要求31.1.2数控回转工作台的分类31.2传动方案的选定31.3工作台的总体设计4第二章 动力及位置检测器件的选择与计算62.1伺服电机的特点与种类62.1.2伺服电机的选择62.2编码器的选择92.2.1编码器的原理及分类92.2.2编码器的选用112. 3 传动比的确定122.4 各轴转速的确定132.5 功率及转矩的确定13第三章 齿轮的设计143.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数143.2 按齿面接触疲劳强度设计14第四章蜗轮蜗杆的设计184.1蜗杆传动类型的选择及双导程蜗杆的原理184.2蜗轮蜗杆传动副的设计及校核224.3蜗轮蜗杆结构的设计及校核23第五章 主轴的设计285.1 主轴的负载计算285.2主轴的结构设计295.3 主轴的校核31第六章轴承的选择与计算346.1工作台承重推力球轴承设计计算：346.2 主轴定位角接触轴承的设计计算356.3蜗杆角接触轴承的设计计算37第七章 联轴器的选择与校核387.1联轴器的设计选型及计算387.2联轴器型号、尺寸的确定397.3主轴与旋转编码器间联轴器的设计选用39结 论40参考文献41致 谢4241前言0.国际先进的感应淬火技术电源：国外IGBT、MOSFET和SIT全固态晶体管电源技术逐步成熟，并已商品化，系列化，低频段有取代晶闸管电源趋势；MOSFET多采用并联振荡电路，SIT多采用串联谐振电路，功率高达1000 kW、频率200kHz和400kW、400kHz。淬火机床：感应淬火机床更加趋向自动化，CNC控制逐渐增多，自动分检零件与自动识别进机零件功能的机床增多。主要分为以下两种：1，通用淬火机床 ：目前通用淬火机床朝柔性化方向发展，一台淬火机床可以对不同性能要求的不同零件感应加热淬火；2，专用淬火机床 ：专用淬火机床更加专用化，采用机械手上下零件，加热、淬火、回火、校直、检查完全自动进行。淬火工艺：(1)静止式曲轴感应淬火；(2)低淬透性钢齿轮淬火；(3)双频感应加热淬火 0.2我国工业应用感应热处理技术现状电源：我国的电源技术经历了机械式中频发电机组和真空管式高频电源、晶闸管中频电源及全晶体管电源三个发展阶段。在20世纪80年代后期，在工业发达国家，晶闸管中频电源已完全取代了中频发电机组，我国自90年代中期也已逐步取代。 淬火工艺：随着工业的迅速发展，我国采用感应淬火的零件的种类和品种不断增加。目前使用的淬火介质包括：水、聚乙烯醇、聚迷水溶性淬火介质、UCON、豪富顿251等。所采用的加热方式及应用主要包括：横向磁场静止一次加热淬火；横向磁场连续加热淬火；横向磁场多段连续加热淬火；纵向磁场整体一次加热淬火；仿形感应器零件旋转加热淬火；感应接触加热淬火；内孔的一次及连续加热淬火；阶梯轴类零件的旋转加热淬火；平面类零件的一次及连续加热淬火；薄壁类复杂零件一次及连续加热淬火；复杂形状零件的一次加热淬火；槽口一次淬火；复杂回线工件旋转一次加热淬火等。淬火机床：1，通用淬火机床方面，一汽技术中心开发的卧式数控淬火机床主驱动采用交流伺服电机拖动，移动速度稳定均匀、定位准确、重复精度高；零件旋转采用变频调速，能适应多方面工艺要求；采用能量和数控技术对不同性能要求的不同零件感应加热淬火，甚至在同一零件上实现多段变功变速，编程容易可操作性强；2，专用淬火机床方面，二汽和天舒机电科技有限公司经过多年努力，攻克一个个难关，采用功率脉冲分配技术、尾座自由顶尖技术、薄型淬火变压器技术、独立悬挂技术、悬挂平衡技术等分别研制成功曲轴全自动淬火机床，与电源、水冷系统组成成套淬火设备可对车用内燃机曲轴进行各轴径的圆角及轴径淬火、轴径淬火自回火，采用计算机控制，通过显示屏对设备的加热、淬火工艺参数诸如电压、电流、频率、时间、压力、流量温度等进行监控和显示，目前国内多家采用。综上可知，数控淬火机床的开发与制造对于当前淬火行业的现状来说是具有前瞻意义的，是淬火机床数字化的必然趋势。第一章传动方案及总体设计的确定1.1工作台运动的基本要求与工作台的分类1.1.1工作台运动的基本要求根据设计说明书要求，回转工作台的基本设计参数如下：回转直径为500mm；转速范围为：050 r/min；所承载工件的最大质量为：2000；回转台应具备电子转角给定与检测装置，其h精度为。1.1.2数控回转工作台的分类由于数控回转工作台的功能要求连续回转、进给并与其他坐标轴联动，因此采用伺服驱动系统来实现回转、分度和定位，其定位精度由控制系统决定。根据控制方式，有开环数控回转工作台和闭环数控回转工作台。1. 开环数控回转工作台 开环数控回转工作台采用电液脉冲马达或功率步进电机驱动。 2. 闭环数控回转工作台 闭环数控回转工作台的结构与开环数控回转工作台基本相同，区别在于闭环数控回转工作台采用直流或交流伺服电机驱动，有转动角度测量元件(圆光栅、圆感应同步器、脉冲编码器等)。测量的结果反馈与指令值进行比较，按闭环控制原理进行工作，使工作台定位精度更高。 1.2传动方案的选定根据设计参数的要求，本设计的主传动方案选择闭环数控回转工作台的传动方案，动力源为伺服电机，经双导程一级蜗轮蜗杆减速传递给工作台，在心轴端部加装旋转编码器作为转角反馈装置。如图1-1为回转工作台的传动链图，驱动装置为伺服电机，伺服电机与编码器相连，伺服电机带动小齿轮运动，小齿轮通过与大齿轮啮合实，大齿轮采用双片齿轮结构以达到自动消除齿侧间隙的目的，大齿轮带动蜗杆传动，通过蜗轮蜗杆的啮合实现第二级减速，该蜗轮蜗杆采用双导程蜗轮蜗杆系统，以消除正反传动产生的传动间隙，降低传动误差。通过蜗轮蜗杆的传动带动工作台的运转 。图1-11.3工作台的总体设计如图1-2a,1-2b为工作台总体设计装配结构图。工作台由伺服电机驱动，经一对齿轮30、31和一对蜗轮副5、7传动工作台，带动共作台作回转进给运动。采用双片齿轮30消除齿轮啮合间隙，蜗杆采用双导程。伺服电机带有每转1000个脉冲信号的编码器作为角度测量反馈原件。分度精度为。工作台采用环型，材料为灰铸铁200，工件的定位采用莫氏4号锥。图1-2a图1-2第二章 动力及位置检测器件的选择与计算2.1伺服电机的特点与种类伺服电机是在伺服系统中控制机械元件运转的发动机。是一种补助马达间接变速装置，可使控制速度，位置精度非常准确。伺服电机可分为直流伺服电机和交流伺服电机。1.直流伺服电机直流伺服电机分为有刷和无刷电机。有刷电机成本低，结构简单，启动转矩大，调速范围宽，控制容易，需要维护，但维护方便（换碳刷），产生电磁干扰，对环境有要求。因此它可以用于对成本敏感的普通工业和民用场合。无刷电机体积小，重量轻，出力大，响应快，速度高，惯量小，转动平滑，力矩稳定。控制复杂，容易实现智能化，其电子换相方式灵活，可以方波换相或正弦波换相。电机免维护，效率很高，运行温度低，电磁辐射很小，长寿命，可用于各种环境。2. 交流伺服电机交流伺服电机也是无刷电机，分为同步和异步电机，目前运动控制中一般都用同步电机，它的功率范围大，可以做到很大的功率，大惯量，最高转动速度低，且随着功率增大而快速降低，因而适合做低速平稳运行的应用。2.1.2伺服电机的选择根据工作台的工作情况以及工作需要，工作转速较低，但在工作过程中有变速环节，因此对伺服电机的要求是：转速中等，扭矩较大，能承载较高的负载惯量。根据以上要求，通过对市场上现有伺服电机产品的研究调查和反复比较，决定采用大转动惯量、中转速、大扭矩系列伺服电机，具体型号选择计算如下：1. 负载情况由于淬火机床在工作时感应头与工件要保持一定的距离，不像其他机床那样存在切削阻力，因此，动力电机只要能克服工件回转时传动部件的摩擦阻力即可。各部件的摩擦阻力及效率情况如下：(1) 效率计算整个传动系统共使用了两对角接触轴承、一对深沟球轴承和一个单列推力球轴承，以及一个联轴器和一个蜗轮蜗杆副，具体效率如下：滚动轴承：0.98（每对）联轴器：0.99蜗轮蜗杆副：0.7则整个传动系统的总效率为(2) 工作状况设计最大工件质量为2000kg，工作台自重约为65kg，心轴质量约为15kg，夹具质量约为30kg，以及轴承法兰盘的重量，总承质量低于2250kg，则推力球轴承的总承重为：(3) 推力球轴承型号的选择由于工作台设计转速范围为：050r/min，属于转速较低的情况，故主要应对其进行静载荷强度的计算，即：由机械设计P318表13-8查得静强度安全系数故 考虑到空心轴与顶尖的直径尺寸，以及工作台在工作时的平衡支撑性能，故选用51176型推力球轴承，其尺寸及参数为：，极限转速/(r/min)|脂430，极限转速/(r/min)|油600，重量。(4) 推力球轴承的摩擦力矩M滚动轴承的摩擦力矩可以按照轴承内径由下式计算：这里，：摩擦力矩，：摩擦系数，表5-1：轴承负荷，N：轴承公称内径，mm查得推力球轴承的摩擦系数u=0.003，则：2. 伺服电机型号的选择根据以上计算，结合市场上伺服电机的产品情况，初选伺服电机型号为：E300-20，伺服电机参数如下：额定输出功率为：3KW，额定电源电压为：220V（AC），额定转速为：3500r/min，额定转矩为：14.324 Nm，峰值转矩为（瞬间）：42.972 Nm，最高转速为：2400 rmp，电势系数：0.799 Vs/rad，转矩系数：0.799Nm/A，转子惯量：252000 Kgm2，额定线电流（有效值）：14.322 A，额定线电压（有效值）：132.692 V伺服电机的外形尺寸如下图所示：图2-1伺服电机外观尺寸3. 摩擦阻力矩计算(1) 蜗杆轴承的摩擦力矩蜗杆采用一端固定一端游动的支撑，游动端没有轴向力，因此只有效率计算即可，固定段为一端角接触轴承，所受轴向载荷等于蜗杆所受轴向力，为4864N，则摩擦力矩为：摩擦力矩， N.mm：摩擦系数，：轴承负荷，N ：轴承公称内径，mm代入数据得：(2) 心轴轴承的摩擦力矩与蜗杆类似，心轴上的深沟球轴承同样为游动支撑，主要起中心定位作用，因此只计算角接触轴承的摩擦力矩即可，轴承所受轴向负载为462N，力矩计算如下：(3) 工作台承重轴承的摩擦力矩作为工件的主承重轴承，工作台推力球轴承的摩擦力矩对工作的回转影响尤为重要，其工作载荷即工件与工作台的总重，为22.05KN，则摩擦力矩计算如下：综上可知，总的摩擦力矩为:因此所选电机符合要求。2.2编码器的选择2.2.1编码器的原理及分类1. 编码器如以信号原理可以分为增量型编码器和绝对型编码器。(1) 增量型编码器(旋转型)a. 工作原理：由一个中心有轴的光电码盘，其上有环形通、暗的刻线，有光电发射和接收器件读取,获得四组正弦波信号组合成A、B、C、D,每个正弦波相差90度相位差（相对于一个周波为360度），将C、D信号反向，叠加在A、B两相上，可增强稳定信号；另每转输出一个Z相脉冲以代表零位参考位。由于A、B两相相差90度，可通过比较A相在前还是B相在前，以判别编码器的正转与反转，通过零位脉冲，可获得编码器的零位参考位。编码器码盘的材料有玻璃、金属、塑料，玻璃码盘是在玻璃上沉积很薄的刻线，其热稳定性好，精度高，金属码盘直接以通和不通刻线，不易碎，但由于金属有一定的厚度，精度就有限制，其热稳定性就要比玻璃的差一个数量级，塑料码盘是经济型的，其成本低，但精度、热稳定性、寿命均要差一些。分辨率编码器以每旋转360度提供多少的通或暗刻线称为分辨率，也称解析分度、或直接称多少线，一般在每转分度510000线。b. 信号输出：信号输出有正弦波（电流或电压）,方波（TTL、HTL）,集电极开路（PNP、NPN）,推拉式多种形式，其中TTL为长线差分驱动（对称A,A-;B,B-;Z,Z-）,HTL也称推拉式、推挽式输出，编码器的信号接收设备接口应与编码器对应。信号连接编码器的脉冲信号一般连接计数器、PLC、计算机，PLC和计算机连接的模块有低速模块与高速模块之分，开关频率有低有高。如单相联接，用于单方向计数，单方向测速。A.B两相联接，用于正反向计数、判断正反向和测速。A、B、Z三相联接，用于带参考位修正的位置测量。A、A-，B、B-，Z、Z-连接，由于带有对称负信号的连接，电流对于电缆贡献的电磁场为0，衰减最小，抗干扰最佳，可传输较远的距离。对于TTL的带有对称负信号输出的编码器，信号传输距离可达150米。对于HTL的带有对称负信号输出的编码器，信号传输距离可达300米。c. 增量式编码器的问题：增量型编码器存在零点累计误差，抗干扰较差，接收设备的停机需断电记忆，开机应找零或参考位等问题，这些问题如选用绝对型编码器可以解决。d. 增量型编码器的一般应用:测速，测转动方向，测移动角度、距离(相对)。(2) 绝对型编码器（旋转型）绝对编码器光码盘上有许多道光通道刻线，每道刻线依次以2线、4线、8线、16线编排，这样，在编码器的每一个位置，通过读取每道刻线的通、暗，获得一组从2的零次方到2的n-1次方的唯一的2进制编码（格雷码），这就称为n位绝对编码器。这样的编码器是由光电码盘的机械位置决定的，它不受停电、干扰的影响。绝对编码器由机械位置决定的每个位置是唯一的，它无需记忆，无需找参考点，而且不用一直计数，什么时候需要知道位置，什么时候就去读取它的位置。这样，编码器的抗干扰特性、数据的可靠性大大提高了。从单圈绝对值编码器到多圈绝对值编码器旋转单圈绝对值编码器，以转动中测量光电码盘各道刻线，以获取唯一的编码，当转动超过360度时，编码又回到原点，这样就不符合绝对编码唯一的原则，这样的编码只能用于旋转范围360度以内的测量，称为单圈绝对值编码器。如果要测量旋转超过360度范围，就要用到多圈绝对值编码器编码器生产厂家运用钟表齿轮机械的原理，当中心码盘旋转时，通过齿轮传动另一组码盘（或多组齿轮，多组码盘），在单圈编码的基础上再增加圈数的编码，以扩大编码器的测量范围，这样的绝对编码器就称为多圈式绝对编码器，它同样是由机械位置确定编码，每个位置编码唯一不重复，而无需记忆。多圈编码器另一个优点是由于测量范围大，实际使用往往富裕较多，这样在安装时不必要费劲找零点，将某一中间位置作为起始点就可以了，而大大简化了安装调试难度2.2.2编码器的选用根据以上对编码器的分析，结合本设计情况，决定选用西安新敏电子科技有限公司的ISC5815-001型旋转增量编码器，特性：1. 法兰安装，输出轴自带弹性联轴器；2. 法兰尺寸6868，止口50，轴径15，航插侧出；3. 安装方便，广泛应用于数控机床行业。具体技术参数如下：输出波形：方波；工作温度：-30100；消耗电流：150mA；储存温度：-40120；响应频率：0120kHz；工作湿度：3085% 无结露；载空比：0.5T+/-0.1T；电源电压：DC+5+/-5%或+512V、+1224V；最大转速：6000rmp；抗冲击：980，6ms，XYZ方向各2次；转动惯量：1.0 x 10-5；抗震动：50，10200Hz，XYZ方向各2h；起动力矩：2.0 x 10-2Nm（+25）；工作寿命：MTBF30000h（+25，2000rpm）；轴最大负载：径向60N；轴向50N；输出电压：高电平Vh85%Vcc，低电平Vi0.3V；防护：防水、防油、防尘 IP54；质量：0.8kg。安装尺寸如下图所示：图2-2编码器尺寸图2. 3 传动比的确定由于转速范围050 r/min，取回转台转速，则。分配传速比：齿轮传动比，蜗轮蜗杆传动比2.4 各轴转速的确定轴（小齿轮轴） ；轴（蜗杆轴） ；轴（蜗轮轴） ；则各部分转速：小齿轮，大齿轮，蜗杆转速，蜗轮转速。2.5 功率及转矩的确定各轴的输入功率： 轴 ；轴 ； 轴 各轴的输入转矩、电机的输出转矩：轴 轴 轴 第三章 齿轮的设计3.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1. 选用斜齿圆柱齿轮传动。2. 由于硬齿面齿轮具有力学性能高，结构尺寸小等优点，故大小齿轮都用硬齿面。由表101选得大小齿轮的材料均为40，并经调质及表面淬火，齿面硬度为4855HRC。3. 由表108，精度等级选为7级精度。4. 初步选定小齿轮齿数=20,则大齿轮齿数=2.520=50 5. 初选螺旋角=。3.2 按齿面接触疲劳强度设计根据式101：1.确定公式内的各计算数值 因大小齿轮均为硬齿面，故宜选较小的齿宽系数由表107，取=0.8由图1021e按齿面硬度查得大小齿轮的接触疲劳极限由表106查得材料的弹性影响系数由式1013计算应力循环次数该齿轮传动由电机驱动，工作寿命10年，设年工作300天，2班制。由图1019取接触疲劳寿命系数 计算接触疲劳许用应力（失效概率1%，安全系数S=1） 试选载荷系数=1.6。由图1026查得 则由图1030选区域系数小齿轮传递转矩2. 计算计算小齿轮分度圆直径取mm； 计算圆周速度计算齿宽b及模数 计算重合度tan=0.3180.820tan14=1.269计算载荷系数K根据v=2.985m/s，7级精度，由图108查得动载系数,由表102，由表103查得，从表104中的硬齿面齿轮查得小齿轮相对支撑非对称布置，6级精度，。考虑齿轮7级精度，取,故载荷系数，另由图1013查得按实际载荷系数校正所得的分度圆直径计算模数3. 按齿根弯曲强度设计根据式1017，（1）确定计算参数 计算载荷系数由图1020d查得齿轮的弯曲疲劳强度极限弯曲疲劳寿命系数：由图1018查得 ，安全系数S=1.4。计算弯曲疲劳许用应力，由式1012得查取齿形系数，由表105得 查取应力校正系数，由表105得 由图1028查得螺旋角影响系数计算大小齿轮的，并加以比较。 小齿轮的数值比较大。（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的发面模数与由齿根弯曲疲劳强度计算的发面模数相差不大，由表101取标准值=2.5mm，取分度圆直径。则：取，则,取（3）几何尺寸计算计算中心距将中心距圆整为88mm。按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不大，故参数，不必修正。（3）计算大小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮齿宽圆整后取，第四章蜗轮蜗杆的设计4.1蜗杆传动类型的选择及双导程蜗杆的原理根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆(ZI)，根据传动精度的要求，以及参照其他数控分度工作台的传动设计，采用双导程蜗杆，即变齿厚蜗杆，以消除正反传动产生的传动间隙，降低传动误差，双导程蜗杆的原理和设计如下：双导程蜗杆传动具有改变啮合侧隙的特点，能够始终保持正确的啮合关系；并且结构紧凑，调整方便，因而在要求连续精确分度的结构中被采用，以便调整啮合侧隙到最小程度。双导程蜗杆副啮合原理与一般的蜗杆副啮合原理相同，蜗杆的轴向截面仍相当于基本齿条，蜗轮则相当于同它啮合的齿轮。双导程蜗杆齿的左、右两侧面具有不同的齿距(导程)或者说齿的左、右两侧面具有不同的模数，但同一侧齿距则是相等的，因此，该蜗杆的齿厚从一端到另一端均匀地逐渐增厚或减薄，故又称变齿厚蜗杆，可用轴向移动蜗杆的方法来消除或调整啮合间隙。因为同一侧面齿距相同，没有破坏啮合条件，所以当轴向移动蜗杆后，也能保证良好的啮合。 双导程蜗杆的齿形如图4-1所示，图中，、分别为蜗杆左、右侧面轴向齿距；为公称轴向齿矩；、分别为蜗杆左、右侧面齿形角；S为齿厚；C为齿槽宽。下面介绍双导程蜗杆传动的特殊参数的选择。图 4-1 双导程蜗杆齿形1. 公称模数 双导程蜗杆传动的公称模数 m 可看成普通蜗杆副的轴向模数，用强度计算方法求得，并选取标准值，它一般等于左、右齿面模数的平均值。 当公称模数确定后，公称齿距也随之而确定。从图4-1可知 (4-1)2. 齿厚增量系数 齿厚增量系数值为蜗杆轴向移动单位长度内的轴向齿厚变化量，即 (4-2) 值与 m 值一样，是确定其他参数的原始数据，因而在设计中首先要确定 值。选择值时应考虑以下问题： (1) 为了补偿一定的侧隙，蜗杆轴向移动长度与成反比。 值大，可使蜗杆轴向尺寸紧凑；但值过大，则使啮合区过分偏移，同时齿顶变尖，齿槽变窄，从而使蜗轮轮齿(大模数值时)发生根切， (小模数值时)齿顶变尖。而值过小，则会增大传动机构的轴向尺寸。 (2) 值与啮合节点有一定的关系，由图 4-2 看出，大模数齿面节点 向蜗杆的齿根方向偏移，而小模数齿面节点向蜗杆的齿顶方向偏移，节点偏移量与的关系为 (4-3) 式中，为蜗轮齿数。 图 4-2 啮合关系图为了保证啮合质量，点不应超出蜗轮的齿顶高，点不应超出蜗杆的齿顶高，即 (4-4) 式中，为齿顶高系数。 因此，根据式 (4-3) 和式 (4-4) 得 (4-5) 3. 齿厚调整量 齿厚调整量是为了补偿制造误差和蜗轮的最大允许磨损量所形成的侧隙而选取的。一般推荐。对于数控回转工作台，值应偏小。当传递动力时，也可选为mk 。 4. 模数差与节距差 模数差m值为左、右齿面模数、与公称模数m之差的绝对值。当已知m和值时，有 (4-6)因而 (4-7) (4-8)同样，节距差 t 值、左面和右面齿距分别为 (4-9)设计双导程蜗杆时，还要对齿槽变窄、齿顶变尖、蜗轮根切进行验算。 双导程蜗杆的优点是：啮合间隙可调整得很小，根据实际经验，侧隙调整可以小至0.010.015mm，而普通蜗轮副一般只能达 0.030.08mm，因此，双导程蜗杆副能在较小的侧隙下工作，这对提高数控回转工作台的分度精度非常有利。由于普通蜗杆是用蜗杆沿蜗轮径向移动来调整啮合侧隙，因而改变了传动副的中心距(中心距的改变会引起齿面接触情况变差，甚至加剧磨损，不利于保持蜗轮副的精度)；而双导程蜗杆是用蜗杆轴向移动来调整啮合侧隙，不会改变传动副的中心距，可避免上述缺点。双导程蜗杆是用修磨调整环来控制调整量，调整准确，方便可靠；而普通蜗轮副的径向调整量较难掌握，调整时也容易产生蜗杆轴线歪斜。 双导程蜗杆的缺点是：蜗杆加工比较麻烦，在车削和磨削蜗杆左、右齿面时，螺纹传动链要选配不同的两套挂轮，而这两种蜗距往往是烦琐的小数，对于精确配算挂轮很费时；同样，在制造加工蜗轮的滚刀时，应根据双导程蜗杆的参数设计制造，通用性差。 5. 蜗轮蜗杆型号的选择根据设计要求，本设计在部件设计和选用上尽可能和现有产品和标准件靠拢，以尽量节省成本和设计周期，因此在满足设计精度的情况下选用日本KHK齿轮公司的KWGDLS4-R1型号蜗杆和AGDL4-40R1型号蜗轮相配合（如下图所示），蜗轮蜗杆副的技术参数如下：(1) 蜗杆尺寸以及参数图4-3蜗杆示意图公称模数：4；齿数：1 ；旋向：R；导角：341；全长J：360mm；轴长（左）K:120mm ；颈长（左）L：16mm；齿面宽M：74mm；颈长(右)N：30mm；轴长（右）O：120mm；节圆直径P：62mm；齿顶圆直径Q：70mm；颈径R：50mm；轴径S：56mm；基准齿位置T：30mm；最大移动量：14mm；复模数ma：3.96；复模数mb：4.04(2) 蜗轮尺寸及参数图4-4蜗轮示意图公称模数：4；减速比：1/40 ；齿数：40；头数：1；旋向：R；螺旋角：341；孔径A：20mm ；轮毂径B：75mm；节圆直径C：160mm；喉径D：168mm；齿顶圆直径D：172mm ；齿面宽P：35mm； 轮毂长F：20mm ；全长G：55mm ；翼板厚H：17mm；缘环径I：137mm； 中心距J：111mm；复模数ma：3.96mm；复模数mb：4.04mm；允许面压力矩：263.9 Nm6. 蜗轮蜗杆材料的选用根据市场上材料的情况，并考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度为低速，故蜗杆用45钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，齿圈用青铜制造，轮芯用灰铸铁HT100制造。7. 蜗杆传动类型的选择 根据GB/T10085-1998推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。4.2蜗轮蜗杆传动副的设计及校核根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行计算，再校核齿根弯曲疲劳强度。由机械设计式（11-12），传动中心距1. 确定作用在蜗轮上的转矩2. 确定载荷系数因工作载荷比较稳定，故取载荷分布不均系数=1；由机械设计表11-5选取使用系数=1.15；由于转速不高，冲击载荷不大，可取动载荷系数=1.05；则3. 确定弹性影响系数因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故。4. 确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值/=0.35，从机械设计图11-18中可查得=2.9。5.确定许用接触应力根据涡轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度大于45HRC，可从机械设计表11-7中查得蜗轮的基本许用应力。应力循环次数 寿命系数 则 6. 计算中心距根据双导程蜗轮蜗杆副的市场产品情况，本设计使用日本KHK齿轮公司的KWGDLS双导程蜗杆与AGDL双导程蜗轮相配合，具体型号为：KWGDLS4-R1蜗杆，AGDL4-40R1蜗轮。取中心距为200mm，传动比为60，在转速为3000r/min时效率为70。在机械设计表11-2中取模数m5,，q=18， x=0，蜗杆的分度圆直径，此时，从机械设计图11-18中可查得接触系数2.68，因为，因此以上计算结果可用。4.3蜗轮蜗杆结构的设计及校核1. 蜗杆当量直径系数；由表113中公式，轴向齿距齿顶圆直径；齿根圆直径 分度圆导程角；蜗杆轴向齿厚双模数，。2. 蜗轮蜗轮齿数；无变位；双模数，；验算传动比传动比误差为，这是允许的。蜗轮分度圆直径蜗轮喉圆直径蜗轮齿根圆直径蜗轮咽喉母圆半径 3. 校核齿根弯曲疲劳强度根据式11-14，当量齿数 根据，从机械设计图11-19中可查得齿形系数，螺旋角系数 许用弯曲应力 从机械设计表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用应力。寿命系数 ，弯曲强度满足4. 精度等级公差和表面粗糙度的确定根据设计要求，所设计的双导程蜗轮蜗杆传动副是用于数控回转工作台，对传动精度要求比较高，但传递的动力不是很高，因此从GB/T 10089-1988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择5. 验算效率已知，；与相对滑动速度有关，从机械设计表11-18中用插值法查得=0.02，=1.1458；代入式中得=0.76，大于原估计值，因此不用重算。 5. 热平衡校核初估散热面积周围空气温度，取散热系数K，由K=1417.5，取K=热平衡校核，由式6. 润滑类型的选择此线速度为最高线速度，在实际应用中很少达到，通常转动速度为100500r/min，因此润滑类型可选择油脂润滑。7. 蜗杆的设计 选择轴的材料，确定许用应力，选用调质，查表 取由表 得(2) 确定蜗杆的最小轴径由于蜗杆螺旋部分的直径不大，所以和轴做成一个整体结构形式见图45，无制退刀槽，加工螺旋部分时只能用铣的办法。先按机械设计式（15-3）初步估计轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。根据机械设计表（15-3），取，于是得：图4-5蜗杆结构图 确定齿轮和轴承的润滑计算齿轮的圆周速度齿轮采用油浴润滑，轴承采用油润滑。(4) 根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度从左端起，A-B轴段为密封段，根据密封方式的选择确定轴径为36mm，轴长为29mm。a. B-C段为圆螺母的安装轴段，C-D段为对装角接触球轴承的安装轴段，根据设计要求，选择0基本游隙组、标准精度级的双列角接触球轴承，型号为7211AC，其尺寸为，因此C-D段轴径为55mm，由于左侧用圆螺母定位，因此轴长要略小于42mm，轴长确定为40mm，圆螺母型号为M501.5，对装圆螺母的宽度为12mm，选取B-C段轴长定为40mm，轴径为=50mm。b. D-E段为过渡轴段，作为角接触球轴承的右侧定位轴肩，轴径为70mm，轴长为40mm。c. E-F段为螺旋齿部分，由设计参数，长度为100mm，直径为100mm。d. F-G段为过渡轴段，同是作为G-H段深沟球轴承的定位轴肩，根据设计的定位方式，蜗杆采用一端固定，一端游动的支撑方式，左侧角接触球轴承固定，右端深沟球轴承游动，深沟球轴承右端为密封轴段，密封段轴径与F-G相同，选用轴承型号为6011，其尺寸为，因此F-G轴段直径为65mm，G-H段的轴径为55mm，长度为e. H-I段为套筒段，根据套筒定位方式，轴径确定为44mm，长度为36mm。f. I-J段为蜗杆上与大齿轮配合的轴段，此段轴径定为40mm，根据大齿轮轮毂宽度为50mm，故该段轴长为43mm，大齿轮左端用套筒定位，右端用垫圈定位，垫圈通过螺钉与轴固定。(5) 轴上零件的周向定位 大齿轮通过平键与轴连接。8. 蜗轮结构的设计蜗轮结构由青铜齿圈及铸铁轮芯组成，故蜗轮用冲击圈式。齿圈与轮芯用H7/r6配合，并加装46个紧定螺钉（或用螺钉拧紧后将头部锯掉），以增强连接的可靠性。螺钉直接取作(1.21.5)m,m为蜗轮的模数。螺钉拧入的深度为（0.30.4）B，B为蜗轮宽度。为了便于钻孔，应将螺孔中心线由配合缝向材料较硬的轮芯部分偏移23mm。9. 蜗轮蜗杆工作图绘制（见零件图）第五章 主轴的设计5.1 主轴的负载计算1. 求心轴上的功率P转速n和转矩T由第二章2.5可知，2. 求作用在蜗轮上的力由第四章4.3可知蜗轮的分度圆直径为：而 （为蜗杆上的公称扭矩，其值为，可参看第三章2.5，为蜗杆的分度圆直径，值为90mm，见第四章4.3）圆周力、径向力及轴向力的方向如图（5-1）所示：图5-1蜗轮受力图3. 初步确定轴的最小直径先按机械设计式（15-3）初步估计轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。根据机械设计表（15-3），取，于是得：式中，即空心轴内径与外径之比，由于内径已经确定为24mm，故上式可转化为：代入数值得： 得： 考虑到在轴上布置有键槽，所以实际的应扩大57，因此取。根据轴上各零件的布置情况，为便于蜗轮安装，空心轴的最小直径显然不能安装在蜗轮处，空心轴传递扭矩的轴段为安装蜗轮处到轴的法兰盘处，因此，在这两者范围之外的轴径不受此最小轴径的限制，可以小于43.5mm。根据所选蜗轮及其所能加工的形状尺寸，安装蜗轮处的轴径确定为70mm，蜗轮的轮毂长为100mm，上端用套筒定位，下端用套筒定位，套筒下部安装制动盘并用螺钉将两者固定，制动盘下部用套筒与轴承组合定位，为保证套筒只压在轮毂上而不压在轴肩上，与蜗轮配合的轴肩长度应该略小于轮毂的长度，则此段轴长定为98mm。5.2主轴的结构设计1. 拟定轴上零件的装配方案拟定轴上零件的装配方案是进行轴的结构设计的前提，它决定着轴的基本形式。所谓装配方案，就是预定出轴上主要零件的装配方向、顺序和相互关系。根据所选择的传动方案，轴整体结构的初步设计如下图5-2所示：图5-2心轴结构图2. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1) 根据设计方案，左侧A-B轴段为安装顶尖和与工作台配合的部分，内部顶尖型号为莫氏4号顶尖，外径与工作台配合，外轴径为76mm，配合长度为40mm，略小于工作台内孔的深度，以使工件的重量主要由工作台承担，不会压住主轴。内孔大径为32mm，锥孔深度为70mm，与莫氏4号顶尖配合。(2) B-C段为承重以及传递扭矩的法兰盘，根据所承受重量，法兰盘厚度为20mm，在直径为188mm的圆上均匀分布6个M10的螺孔与工作台用螺栓连接以传递扭矩，另外在螺孔间对称设置两个12的销孔用以法兰盘与工作台的定位。法兰盘外径为220mm，与工作台配合。(3)C-D轴段为主轴定心轴承的配合轴段，根据所选0基本游隙组、03系列标准精度级的单列圆锥滚子轴承，型号为30315，其尺寸为，因此C-D段轴径为75mm，因下部用卡环定位，故此段轴的长度应略小于轴承的宽度，取该段轴的长度为38mm。(4)D-E段为蜗轮的配合轴段，因此轴径根据蜗轮的尺寸应定为70mm，蜗轮上下部用套筒定位，要小于C-D段的轴径，取此段轴径为70mm，为保证轴套只压紧蜗轮而不与蜗轮配合轴段相接触，此段轴长应略短于蜗轮的宽度，根据蜗轮的设计，蜗轮宽度为100mm，再加上套筒长度，则此段轴长为131mm。(5) E-F段安装制动盘，制动盘上端为套筒，下端为套筒，因此轴径定为58mm，轴长39mm。 (6) F-G轴段安装轴套对蜗轮进行轴向定位，轴套下部与一对角接触球轴承相接触，G-H轴段为角球轴承的配合轴段，根据设计要求选定的轴承型号为0基本游隙组、标准精度级的7011 AC/DT的调心球轴承，用以承担工作台运动时蜗轮蜗杆副产生的轴向分力，其尺寸为，因此G-H段轴径为55mm，轴承下部定位使用一对圆螺母定位，因此轴段的长度应小于轴承的宽度，取长度为33mm，两端各开2mm2mm的退刀槽。(7) H-I段为圆螺母的安装部分，根据所选轴承型号，在机械设计手册（GB/T 812 1988）中查得与该型号的轴承相配合的定位圆螺母型号为M481.5，单个圆螺母的宽度为12mm，成对使用时宽度为24mm，因此螺纹段长度应大于24mm，取该段长度为30mm。(8) I-J段为密封装置安装部位。根据所选密封方式，取该段轴径为44mm，长度为20mm。3轴上零件的周向定位心轴上需要周向定位的零件只有蜗轮，其周向定位采用薄型平键联接。按照蜗轮的设计，以及本机床的传动特点，根据机械设计表6-1，查得平键截面尺寸为，键槽用键槽铣刀加工，长为40mm（标准键长见 GB/T 1096-2003），同时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，故选择蜗轮轮毂与轴的配合为H7/n6。4. 确定轴上圆角与倒角尺寸参考机械设计表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见零件图。5.3 主轴的校核首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查出轴承的a值，计算出轴的跨距，然后根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图，如图5-3所示：图5-3（a）心轴受力分析图图5-3（b）心轴受力分析图从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的，及的值列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力 ,弯矩总弯矩扭矩1. 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据机械设计式（15-5）及上表中的数值，并取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计可查得。因此，故安全。2. 绘制轴的工作图（见零件图）第六章轴承的选择与计算6.1工作台承重推力球轴承设计计算：1. 工作状况设计最大工件质量为2000kg，工作台自重约为65kg，心轴质量约为15kg，夹具质量约为30kg，以及轴承法兰盘的重量，总承质量低于2250kg，则推力球轴承的总承重为：2. 轴承型号选择由于工作台设计转速范围为：050r/min，属于转速较低的情况，故主要应对其进行静载荷强度的计算，即：由机械设计P318表13-8查得静强度安全系数=2故考虑到空心轴与顶尖的直径尺寸，以及工作台在工作时的平衡支撑性能，故选用51176型推力球轴承，其尺寸及参数为：, ，极限转速/(r/min)|脂430，极限转速/(r/min)|油600，重量3. 推力球轴承的校核 (1) 由轴承参数可知，远大于载荷，因此静载荷校核通过。(2) 根据机械设计式（13-6）式中为轴承所受载荷，为预期计算寿命，为12000小时，为轴承应具备的基本额定动载荷，代入数据得：而所选型号轴承的额定动载荷为，故校核通过。4. 推力球轴承的摩擦力矩滚动轴承的摩擦力矩可以按照轴承内径由下式计算：这里, ：摩擦力矩， N.mm：摩擦系数，表6-1：轴承负荷，N：轴承公称内径，mm摩擦系数可有下表查得：表6-1轴承的摩擦系数对照表轴承型式摩擦系数u深沟球轴承0.0010-0.0015角接触球轴承0.0012-0.0020调心球轴承圆柱滚子轴承 0.0008-0.0012满装型滚针轴承0.0025-0.0035带保持架滚针轴承0.0020-0.0030圆锥滚子轴承0.0017-0.0025调心滚子轴承0.0020-0.0025推力球轴承0.003推力调心滚子轴承0.0020-0.0025由上表可查得推力球轴承的摩擦系数，考虑的轴承的转速较低，采用脂润滑，故取，则：6.2 主轴定位角接触轴承的设计计算主轴定位角接触轴承主要作用是对主轴进行固定和定心，以及承载由蜗轮蜗杆传动带来的轴向力，防止主轴发生轴向窜动。1. 工作情况根据蜗轮蜗杆设计计算，在工作过程中，蜗轮蜗杆产生的轴向力为。2. 选型及校核计算根据主轴设计选择的角接触轴承型号7011AC/DT，其基本尺寸为,基本额定静载荷为，基本额定动载荷为，计算设计寿命为12000小时，则由根据机械设计式（13-6）(1)由于 (2) 因，且工作平稳。取，按机械设计式(13-8a) (3) 求该对轴承应具有的基本额定动载荷值。式中为轴承所受载荷，为预期计算寿命，为轴承应具备的基本额定动载荷，代入数据得：,故校核通过。2角接触轴承的摩擦力矩M由表可查得角接触轴承的摩擦系数，考虑的轴承的转速较低，采用脂润滑，故取，则：6.3蜗杆角接触轴承的设计计算1. 工作情况蜗杆与伺服电机直接相连，转速最高为2000rpm，平均转速为1000rpm，蜗轮蜗杆传动产生的轴向力为4863.83N。2选型及校核计算根据蜗轮蜗杆设计方案，以及蜗杆的结构设计，选择一端支撑一端游动的轴承支撑方案，轴向力完全由角接触轴承承担，选择轴承型号为7008C/DT，其基本尺寸为, 基本额定静载荷为，基本额定动载荷为，计算设计