数控车床回转刀架的设计

摘要传统的普通车床换刀的速度慢、精度不高，生产效率低，不能适应现代化生产的需要。因此，本文对数控车床回转刀架的机电系统的相关内容进行研究，探索数控车床刀架的组成和工作原理，对普通机床的换刀装置进行改进，使一台四工位的立式自动回转刀架数控化，使该装置具有自动松开、转位、精密定位等功能。本文主要完成数控车床回转刀架的机械部分和电气部分的设计。机械部分为其组成的各个机械部件进行计算与选用，电气部分为编制刀架自动转位控制软件。设计的数控換刀装置功能更强，换刀装置通过刀具快速自动定位，可以提高数控车床的效率，缩短加工时间；同时其可靠性更稳定，结抅简单。关键词 自动回转刀架；换刀装置；机电系统；电气控制AbstractConventional lathe tool change is slow, the accuracy is not high, low productivity, can not meet the needs of modern production. Therefore, this rotary tool holder for CNC lathe electrical and mechanical systems related content study, CNC lathe turret to explore the composition and working principle of the general improvement of the machine tool change device, so that the device has an automatic release, transfer, precision positioning and other functions.In this paper, rotating turret lathe to complete the mechanical design of parts and electrical parts. Mechanical part is composed of various mechanical calculation and selection of parts, electrical parts for the preparation of the control software, automatic indexing turret. Design of more powerful CNC tool changer, tool changer quickly through the automatic positioning tool can improve the efficiency of CNC lathes and shorten the processing time; while its reliability is more stable, Results Ju simple.Keywords Automatic rotary tool holder Tool changer Electro-Mechanical Systems Electrical control目 录摘要 .IAbstract.II1 绪论 .11.1 数控车床的背景意义 .11.2 数控车床自动回转刀架的概述 .11.3 研 究 实 际 社 会 意 义 及 应 用 效 果 .22 自动回转刀架的工作原理 .33 总体结构设计 .63.1 减速机构的设计 .63.2 上 刀 体 锁 紧 与 精 定 位 机 构 的 设 计 .63.3 刀 架 抬 起 机 构 的 设 计 .64 主要传动部件的设计计算 .84.1 蜗杆副的设计计算 .84.1.1 蜗杆的选型 .84.1.2 蜗杆的材料 .84.1.3 按齿面接触疲劳强度进行设计 .84.1.4 蜗杆和蜗轮的主要参数与几何尺寸 .104.2 蜗杆轴的设计 .114.2.1 蜗杆轴的材料选择，确定许用应力 .114.2.2 按扭转强度初步估算轴的最小直径 .114.2.3 确定各轴段的直径和长度 .124.2.4 蜗杆轴的校核 .124.2.5 键的选取与校核 .164.3 蜗轮轴的设计 .164.3.1 蜗轮轴材料的选择，确定需用应力 .164.3.2 按扭转强度，初步估计轴的最小直径 .164.3.3 确定各轴段的直径和长度 .174.4 中心轴的设计 .174.4.1 中心轴的材料选择,确定许用应力 .174.4.2 确定各轴段的直径和长度 .174.4.3 轴的校核 .184.5 齿盘的设计 .184.5.1 齿盘的材料选择和精度等级 .184.5.2 确定齿盘参数 .184.6 轴承的选用 .204.6.1 轴承的类型 .204.6.2 轴承的游隙及轴上零件的调配 .204.6.3 滚动轴承的配合 .214.6.4 滚动轴承的润滑 .214.6.5 滚动轴承的密封装置 .215 电气控制部分设计 .225.1 硬 件 电 路 设 计 .225.1.1 收信电路 .235.1.2 发信号电路 .245.2 控 制 软 件 的 设 计 .24结论 .27致谢 .28参考文献 .29附录 .30附录 1.30附录 2.30附录 3.31附录 4.31附录 5.31附录 6.321 绪论1.1 数控车床的背景意义经济型数控是我国 80 年代科技发展的产物。这种数控系统由于功能适宜.价格便宜. 用它来改造车床，投资少、见效快、成为我国“七五 ”、 “八五”重点推广的新技术之一。十几年来，随着科学技术的发展，经济型数控技术也在不断进步，数控系统产品不断改进完善. 并且有了阶段性的突破，使新的经济型数控系统功能更强，可靠性更稳定，功率增大，结构简单，维修方便。由于这项技术的发展增强了经济型数控的活力，根据我国国情，该技术在今后一段时间内还将是我国机械行业老设备改造的很好途径。对于原有老的经济型数控车床，特别是 80 年代末期改造的设备，由于种种原因闲置的很多，浪费很大；在用的设备使用至今也十几年了，同样面临进一步改造的问题。通过改造可以提高原有装备的技术水平，大大提高了生产效率，创造更大的经济效益。数控车床主要由主轴箱、床鞍、尾架、刀架、对刀仪、液压系统、润滑系统、气动系统及数控装置组成。数控车床的出现对提高生产率改将产品质量以及改善劳动条件和提高效率上发挥了重要的作用。在提高效率上主要表现在两个方面 ： 1） 通过刀具的快速自动定位，提高了空程速度和划线工艺的时间。2 ）批量加工一致性好，可以减少工件检验和时间。特别是经济型老车床对刀等还需要手动完成，以及在加工一个零件过程中，更换刀具，装卸零件，测量和搬运零件用于大部分时间占辅助时间长的刀具交换和刀具尺寸调整。加工时间相对较短，为缩短加工辅助时间，充分发挥数控机床的功能，进一步压缩非切削时间，数控机床正朝着一台机床在一次装夹中完成多工序加工的发展方向。在这类多工序的数控机床中必须带有自动换刀装置，在多工序数控机床出现之后.又逐步发展和完善了各类回转刀具的自动更换装置，扩大了换刀数量，以便有可能实现更复杂的换刀操作，在自动换刀数控机床上，自动换刀装置应满足换刀时间短，刀具重复定位精度高，足够的刀具储存量，换刀安全可靠等要求。1.2 数控车床自动回转刀架的概述数控车床主要由主轴箱、床鞍、尾架、刀架、对刀仪、液压系统、润滑系统、气动系统及数控装置组成。数控车床的出现对提高生产率改善产品质量以及改善劳动条件等发挥了重要的作用。传统的车床例如 CA6140 的刀架上只能装一把刀，换刀的速度慢，换刀后还须重新对刀，并且精度不高，生产效率低，不能适应现代化生产的需要，因此有必要对机床的换刀装置进行改进，为了能在工件的一次装夹中完成多个工序加工，缩短加工辅助时间，减少多次安装所引起的加工误差，充分发挥数控机床的效率，釆用“工序集中”的原则，釆用自动回转刀架。数控车床上使用的自动回转刀架是一种最简单的换刀装置，自动回转刀架是在一定的空间范围内，能执行自动松开、转位、精密定位等一系列动作的一种机构。对于自动回转刀架，根据装刀数量的不同，自动回转刀架分有四工位、六工位和八工位等形式。根据安装的不同方式，自动回转刀架可分为立式和卧式。而根据机械定位方式不同，自动回转刀架又可分为端齿盘定位型和三齿盘定位型等。其中端齿盘定位型换刀时要将刀架抬起，换刀速度较慢且密封性差，但其结构简单。三齿盘定位叫免抬型，其特点时换刀时刀架不拾起，因此换刀速度快且密封性好，但其结构复杂。自动回转刀架在结构上必须具有良好的强度和刚性，以承受粗加工时的切削抗力，为了保证转位之后具有髙的重复定位精度，自动回转刀架还需要选择可靠的定位方案和合理的定位结构。自动回转刀架的自动换刀是由控制系统和驱动电路来实现的。1.3 研 究 实 际 社 会 意 义 及 应 用 效 果传统的车床的刀架上只能装一把刀，换刀的速度慢，换刀后还须重新对刀，并且精度不高，生产效率低，不能适应现代化生产的需要，因此有必要对机床的换刀装置进行改进，数控车床上使用的自动回转刀架是一种简单的换刀装置。自动回转刀架是在一定的空间范围内能执行自动松开、转位以及精密定位等一系列动作的一种机构。使用这种新的经济型数控系统功能更强，可靠性更稳定，功率增大，结构简单，维修方便。为了能在工件的一次装夹中完成多个工序加工，缩短加工辅助时间，减少多次安装所引起的加工误差，充分发挥数控机床的效率，采用“工序集中” 的原则，采用自动回转刀架。并针对生产过程中出现的一些常规问题进行了探讨，归纳总结检查修理方法。2 自动回转刀架的工作原理自动回转刀架的换刀流程如图 2.1 所示。图 2.1 自动回转刀架的换刀流程图 2.2 表示自动回转刀架在换刀过程中有关的销的位置。其中上部的圆柱销 2 和下部的反靠销 6 起着重要作用。当刀架处于锁紧状态时,两销的情况如图 a 所示，此时反靠销 6 落在反靠圆盘 7 的十字槽内，上刀体 4 的端面齿和下刀的端面齿处于啮合状态（上下端面齿在图 a 中未画出） 。需要换刀时，控制系统发出刀架的转位信号，三相异步电动机正向旋转，通过蜗杆副带动螺杆正向转动，与螺杆配合的上刀体 4 逐渐抬起，上刀体 4 与下刀体之间的端面齿慢慢脱开；与此同时，上盖圆盘 1 也随着螺杆正向转动（上盖圆盘 1 通过圆柱销与螺杆联接） ，当转过约 150 度时，上盖圆盘 1 直槽的另一端转到圆柱销 2 的正上方，由于弹簧 3 的作用，圆柱销 2 落入直槽内，于是上盖圆盘 1 就通过圆柱销 2 使得上刀体 4 转动起来（此时端面齿已完全脱开） ，如图 b 所示。上盖圆盘 1、圆柱销 2 以及上刀体 4 在正转的过程中，反靠销 6 能够从反靠圆盘 7 中十字槽的左侧斜坡滑出，而不影响上刀体 4 寻找刀位时的正向转动，如图 c 所示。上刀体 4 带动磁铁转到需要的刀位时，发信盘上对应的霍尔元件输出低电平信号，控制系统收到后，立即控制刀架电动机反转，上盖圆盘 1 通过圆柱销 2 带动上刀体 4 开始反转，反靠销 6 马上就会落入反靠圆盘 7 的十字槽内，至此，完成粗定位，如图 d 所示。此时反靠销 6 从反靠圆盘 7 的十字槽内爬不上来，于是上刀体 4 停止转动，开始下降，而上盖圆盘 1 继续反转，其直槽的左侧斜坡将圆柱销 2 的头部压入上刀体 4 的销孔内，之后，上盖圆盘 1 的下表面开始与圆柱销 2 的头部滑动。在些期间，上、下刀本的端面齿逐渐啮合，实现定位，经过设定的延时时间后，刀架电动机停转，整个换刀过和结束。由于蜗杆副具有自锁功能，所以刀架可稳定的工作。a) b)c) d) 图 2.2 刀架转位过程中销的位置1上盖圆盘 2圆柱销 3弹簧 4上刀体 5圆柱销 6反靠销 7反靠圆盘a)换刀开始时，圆柱销 2 与上盖圆盘 1 可以相对滑动b)上刀体 4 完全抬起后，圆柱销 2 落入上盖圆盘 1 槽内，上盖圆盘 1 将带动圆柱销 2及上刀体 4 一起转动c)上刀体 4 连续转动时，反靠销 6 可从反靠圆盘 7 的槽左侧斜坡滑出d)找到刀位后，刀架电动机反转，反靠销 6 反靠，上刀体停转，实现粗定位3 总体结构设计3.1 减速机构的设计电动机的选择电动机选择三步异相电动机，额定功率为 90W，额定转速为 1440r/min，而刀架转速设定 30r/min，由于转速较高不能直接驱动刀架，因此必须经过适当的减速。采用蜗杆副减速，蜗杆副传动可以改变运动的方向，获得较大的传动比，以保证传动精度和平稳性并能自锁，可以减少整个装置的空间，比较精简。3.2 上 刀 体 锁 紧 与 精 定 位 机 构 的 设 计上刀架锁紧与精定位将直接影响工件的加工精度，因为刀具直接安装在上刀体上，所以刀体要承受全部的切削力，因此对它的选择很重要，在设计中选择端面将上刀体与下刀体的配合加工成梯形的端面齿。采用梯形的端面齿，刀架处于锁紧时，下端面齿相互啮合，这时上刀体不能绕刀架的中心轴转动；换刀时电动机正转，抬起机构使上刀体抬起，等上下端面齿脱开后，上刀体才可以绕刀架中心轴转动，完成转位工作。3.3 刀 架 抬 起 机 构 的 设 计在上述过程中欲使上下刀体的两个端面齿脱离。就必须设计分离机构，在此选择螺杆螺母副，并在上刀体内部加工出内螺纹，当电动机通过蜗杆蜗轮带动螺杆绕中心轴转动时，而将上刀体看做螺母，要么转动，要么上下移动。两种情况，当刀架处于锁紧状态时，上刀体与下刀体的端面齿相互啮合，因为这时上刀体不能与螺杆一起转动，转动会使上刀体向上移动。当端面齿脱离啮合时，上刀体就和螺杆一同转动，在设计螺杆时要注意螺距的选择，而螺距的选择是否合理非常重要，选择适当以便当螺杆转动一定角度时，使上刀体与下刀体的端面齿能够完全脱离啮合状态。图 3.1 为自动回转刀架的传动机构示意图图 3.1 自动回转刀架的传动结构示意图1发信盘 2推力轴承 3螺杆螺母机构 4端面齿盘 5发靠圆盘 6三相异步电动机 7联轴器 8蜗杆副 9反靠销 10圆柱销 11上盖圆盘 12上刀体4 主要传动部件的设计计算4.1 蜗杆副的设计计算自动回转刀架的动力源是三相异步电动机，其中蜗杆与电动机直联，刀架转位时蜗杆与上刀体直联。已知电动机额定功率 P1=90W，额定转速 n1=1440r/min，上刀体设计转速 n2=30r/min,则蜗杆副的传动比 i=1440/30=48。刀架从转位到锁紧时，需要蜗杆反向，工作载荷不均匀，起动时冲击较大，今要求蜗杆的使用寿命 Lh=10000h，因此对蜗杆的型号材料的选择以及齿面接触疲劳强度计算相当重要。4.1.1 蜗杆的选型GB/T10065-1998 推荐采用阿基米德（ZA 蜗杆）和锥面包络蜗杆（ZK 蜗杆） 。本设计采用阿基米德型圆柱蜗杆（ZA 型） 。4.1.2 蜗杆的材料刀架中的蜗杆副传递的功率不大，但蜗杆转速较高，因此，蜗杆的材料选用 45 钢，其螺旋齿面要求淬火，硬度为 4555HRC，以提高表面耐磨性，选用锡磷青铜ZCuSn10P1，采用金属模铸造。4.1.3 按齿面接触疲劳强度进行设计刀架中的蜗杆副采用闭式传动，多因齿面脱离危险合或点蚀而失效。因此，在进行承载能力计算时，先按齿面接触疲劳强度进行校核。按蜗轮接触疲劳强度条件设计计算的公式为：(4.1)322HEZKTa式中 蜗杆副的传动中心距，单位为 mm；aK载荷系数；T2作用在蜗轮上的转矩 T2，单位为 Nmm；弹性影响系数，单位为 MP1/2；EZ 接触系数；Z许用接触应力，单位为 MPa。H从式（4.1）算出蜗杆副的中心距 之后，根据已知的传动比 i=48,从附录 1 中选择一a个合适的中心距 值，以及相应的蜗杆、蜗轮参数。a（1） 确定作用在蜗杆上的转矩 T2设蜗杆头数 Z1=1，蜗杆的传动效率取 =0.8。由电动机的额定功率 P1=90W，可以算得蜗轮传递的功率 P2=P1，再由蜗轮的轮转速 n2=30r/min求得作用在蜗轮上的转矩：T2=9.55P2/n2=9.55P1/n2=9.55800.8/30Nm20.373Nm=20373Nmm（2） 确定载荷系数 K载荷系数 K=KAKKv。其中 KA 为使用系数，由附录 2 查得，由于工作载荷不均匀，起动时冲击较大，因此取 KA=1.15；K 为齿向载荷分布系数，因工作载荷在起动和停止时有变化，故取 K=1.15；K v 为动载系数，由于转速不高、冲击不大，可取 Kv=1.05。刚载荷系数：K=KAKKv=1.151.151.051.39（3） 确定弹性影响系数 ZE铸锡磷青铜蜗轮与蜗杆相配时,从有关手册查得弹性影响系数 ZE=160MPa1/2。（4） 确定接触系数 先假设蜗杆分度圆直径 d1 和传动中心距 的比值 d1/ =0.35，从附录 3 中可查得接触a系数 =2.9。Z（5） 确定许用接触应力 H根据蜗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，可从附录 4 中查得蜗轮的基本许用应力 =268MPa。已知蜗杆为单头，蜗H轮每转一转时每个轮齿啮合的次数 J=1；蜗轮转速 n2=30r/min;蜗杆副的使用寿命Lh=10000h。则应力循环次数N=60Jn2Lh=6013010000=1.8107寿命系数：KHN= =0.92987/N10许用应力：=KHN =0.929268MPa=249MPaH（6） 计算中心距将以上各参数代入式（4.1） ，求得中心距： mm=46.2mma3 2.9/4)(160721.9查附录 1，取中心距 =50mm，已知蜗杆头数 Z1=1，设模数 m=1.6mm，得蜗杆分度a圆直径 d1=20mm。为时 d1/ =0.4，由附录 3 得接触系数 Z=2.74。因为 ZZ ，所以上述计算结果可用。4.1.4 蜗杆和蜗轮的主要参数与几何尺寸由蜗杆和蜗轮的基本尺寸和主要参数，算得蜗杆和蜗轮的主要几何尺寸后，即可绘制蜗杆副的工作图。（1） 蜗杆参数与尺寸头数 Z1=1，模数 m=1.6mm，轴向齿距 Pa=m=5.027mm，轴向齿厚Sa=0.5m=2.514mm，分度圆直径 d1=20mm，直径系数 q=d1/m=12.5，分度圆导程角=arctan(z1/q)=43426。取齿顶高系数 ha*=1，径向间隙系数 c*=0.2，则齿顶圆直径da1=d1+2ha*m=20mm+211.6mm=23.2mm齿根圆直径df1=d1-2m(ha*+c*)=20-21.6(1+0.2)mm=16.16mm。（2） 蜗轮参数与尺寸齿数 Z2=46，模数 m=1.6mm，分度圆直径 d2=mZ2=1.648mm=76.8mm，变位系数x2= -(d1+d2)/2/m=50-(20+76.8)/2/1.6=1a蜗轮喉圆直径da2=d2+2m(ha*+x2)=76.8+21.6(1+1)mm=83.2mm蜗轮齿根圆直径df2=d2-2m(ha*-x2+ c*)=76.8-21.6(1-1+0.2)mm=76.16mm蜗轮咽喉母圆半径rg2= -da2/2=(50-83.2/2)mm=8.4mm（3） 校核蜗轮齿根弯曲疲劳强度即检验下式是否成立：=（1.53KT 2/d1d2m）Y Fa2Y (4.2)FF式中 蜗轮齿根弯曲应力，单位为 MPa；FYFa2蜗轮齿形系数；Y螺旋角影响系数；蜗轮的许用弯曲应力，单位为 MPa。F由蜗杆头数 Z1=1，传动比 i=48，可以算出蜗轮齿数 Z2=iZ1=48。则蜗轮的当量齿数Zv2=Z2/cos3=48.46根据蜗轮变位系数 x2=1 和当量齿数 ZV2=48.46，查附录 6，得齿形系数：YFa2=1.95螺旋角影响系数：Y=1-/140=0.967根据蜗轮的材料和制造方法，查附录 5，可得蜗轮基本许用弯曲应力：=56MPaF蜗轮的寿命系数：KFN= = =0.72596/N1097610/.8蜗轮的许用弯曲应力：= K FN=560.725MPa=40.6MPaF将以上参数代入（4.2） ，得蜗轮齿根弯曲应力：= 1.950.967MPa33.2MPaF6.1872039.51可见 ,蜗轮齿根的弯曲强度满足要求。F4.2 蜗杆轴的设计4.2.1 蜗杆轴的材料选择，确定许用应力考虑轴主要传递蜗轮的转矩，为普通用途中小功率减速传动装置。选用 45 号钢，正火处理， 。MPab604.2.2 按扭转强度初步估算轴的最小直径221()caaTW（4.3）扭转切应力为脉动循环变应力，取 6.0抗弯截面系数 31.0dW取 md4.5in4.2.3 确定各轴段的直径和长度根据各个零件在轴上的定位和装拆方案确定轴的形状，直径和长度。同一轴上的轴承选用同一型号，以便于轴承座孔镗制和减少轴承类型。51d图4.1 轴的形状，直径和长度轴上有一个键槽，故槽径增大5%。5d,圆整 。m89.15%)(11 md1751所选轴承类型为深沟球轴承，型号为6203， ， 。B2D40起固定作用，定位载荷高度可在（0.070.1） 范围内。2 1，故 取20mm。ad04.23.1 2为蜗杆与蜗轮啮合部分，故 。3 d3，便于加工和安装。m024为与轴承配合的轴段，查轴承宽度为12mm，端盖宽度为10mm，则L1=22mm。1L尺寸长度与刀架体的设计有关，蜗杆端面到刀架端面距离为65mm，故2L2=43mm。为蜗杆部分长度 ，圆整 3L取30mm。3 mzL92.1)06.1(23取55mm， 在刀架体部分长度为（12+8）mm ，伸出刀架部分通过联轴器与电动4L5机相连长度为50mm，故 。m7两轴承的中心跨度为128mm，轴的总长为220mm。4.2.4 蜗杆轴的校核作用在蜗杆轴上的圆周力12dTFt（4.4） mNNnPT .06.2.4675109950 51 其中 ，md281则NdTFt 463 1029.2017.径向力tr 346.tan9.an切向力NFtn 44107.20cos.1/ 图 4.2 轴向受力分析NFFrnBH 434 102.6cos109.3cos107.6cos30cs nrV 3479in76in9ii 求水平方向上的支承反力图 4.3 水平方向支承力 0)(212LFAHBNFAH34104.5185.290)(8.4BC求水平弯矩,并绘制弯矩图 mLMAHB 3331 1059.105.294.5水 平 弯 矩 图图 4.4 水平弯矩图求垂直方向的支承反力yFyFyZYXpKvfaCF81.9切（4.5） 查表得， ， ， ，142yFC73.0yFX67.0yFY0yFZ其中 ， ，map6rf/6. min/1vNKfayyyZp 3658.428.98.9 6773. 切切图 4.5 垂直方向支承反力 0)(2132 LFLFAVBV切 NAV 33 19.85.945.06107. )(1086.2106.39.107.2 333 NFFAVBCV 切求垂直方向弯矩，绘制弯矩图 mLMAVB .5.24. 331 NC 411063切 垂 直 弯 矩 图图 4.6 垂直弯矩图求合成弯矩图，按最不利的情况考虑 mNMBVHB 322322 1069.1.586)09.1(mNCV4合 成 弯 矩 图图 4.7 合成弯矩图计算危险轴的直径(4.6)1.03eMd查教材机械设计表 16.3 得，材料为 调质的许用弯曲应力 ，则AICr8 751mdB8.60751.0693所以该轴符合要求。4.2.5 键的选取与校核考虑到 ，实际直径为 17mm，所以强度足够，由md89.154.%105GB1095-79 查得，尺寸 ， 的 A 型普通平键。hbl20按公式kldTp3102（4.7）进行校核， ， ， 。mNT207mhk7145.0.l10md92查表得，取 则MPap13MPakldT74.589223 该键符合要求。由普通平键标准查得轴槽深 ，毂槽深 t。mt30mt3.14.3 蜗轮轴的设计4.3.1 蜗轮轴材料的选择，确定需用应力考虑到轴主要传递蜗轮转矩，为普通中小功率减速传动装置，选用 45 号钢，正火处理，查教材机械设计表 16.3 得弯曲许用应力和对称循环应力状态下的许用应力分别为， 。MPab60Pab514.3.2 按扭转强度，初步估计轴的最小直径1.03eMd（4.8）查教材机械设计表 16.3 得，取 45 号调质钢的许用弯曲应力 ，则61mdB3.48601.37C.593由于轴的平均直径为 34mm，因此该轴安全。4.3.3 确定各轴段的直径和长度根据各个零件在轴上的定位和装拆方案确定轴的形状及直径和长度， 即蜗轮轮芯1d为 68mm。为蜗轮轴轴径最小部分取 34mm。2d轴段与上刀架体有螺纹联接，牙形选梯形螺纹，根据表，取公称直径为3，螺距 ， 。m4mP12H5.6查表得，外螺纹小径为 31mm，内、外螺纹中径为 38mm，内螺纹大径为 45mm，内螺纹小径为 32mm，旋合长度取 55mm。尺寸长度为 34mm，蜗轮齿宽 当 时， ，取2L2b31zmdalb6.157.02。b154.4 中心轴的设计4.4.1 中心轴的材料选择,确定许用应力考虑到轴主要起定位作用，只承受部分弯矩，为空心轴，因此只需校核轴的刚度即可。选用 45 号钢，正火处理，查教材机械设计表 16.3 得弯曲许用应力和对称循环应力状态下的许用应力分别为 ， 。MPab60Pab514.4.2 确定各轴段的直径和长度根据各个零件在轴上的定位和装拆方案确定轴的形状及直径和长度， 。md15与轴承配合，轴承类型为推力球轴承，型号为 51203， ， ，2d d179， ，所以 。mT19D35md172与轴承配合，轴承类型为推力球轴承，型号 51204， ， ，3d md25d271， 。mT15D47图 4.8 中心轴受力图分配各轴段的长度 ， ， 。mL801932mL2034.4.3 轴的校核轴横截面的惯性矩 4()193.66IDdm车床切削力 F=2KN，E=210GPa33 4205.1019.6BqlEI 3 3 34(4)(4)8.22.qayl mEI因此 BByy中心轴满足刚度条件。4.5 齿盘的设计4.5.1 齿盘的材料选择和精度等级上下齿盘均选用 45 号钢，淬火，180HBS，初选 7 级精度等级。4.5.2 确定齿盘参数考虑齿盘主要用于精确定位和夹紧，齿形选用三角齿形，上下齿盘由于需相互啮合，参数可相同，当蜗轮轴旋转 150时，上刀架上升 5 ，齿盘的齿高取 4 ，由mm(2*)hac（4.9） 得算式 4=（ 21+0.25） 。m标准值 ， 。0.1*ah5.*c求出 ,取标准值 。m782故齿盘齿全高 。mha 4052).1)(*取齿盘内圆直径 为 120 。d外圆直径为 。140齿顶高 。mha2*齿根高 。 cf 5.)(齿数 38z齿宽 b10齿厚 3.142ms齿盘高为 5m4.5.3 按接触疲劳强度进行计算（1）确定有关计算参数和许用应力 366101.759.509.5906.224pT Nmn（2）取载荷系数 .tk（3）由教材机械设计表 12.13 得齿宽系数 .d（4）由教材机械设计表 12.12 得材料的弹性影响系数 ，取 ，MPaZe8.1920故 。5.HZ（5）由教材机械设计图 12.17（c）得，3801limH302limH（6） =60241(830015)， =5.18107hL2N（7）由教材机械设计第三章中的数据得接触疲劳寿命系数，.1NZ1.2N（8）计算接触疲劳许用应力， 取安全系数 ，由教材机械设计式（12.11）得HS 1362NHlinZMPaS12linH按齿根抗弯强度设计由教材机械设计式（12.17）得抗弯强度的设计公式为(4.10)321()FaSYkTmdZ确定公式内的各参数数值（1）由教材机械设计图 12.23（c）得抗弯疲劳强度极限 MPaF602lim1li（2）由教材机械设计中图 12.24 得抗弯疲劳寿命系数,.1NY.12（3）由教材机械设计中图 12.21 和图 12.22 得12.63,.5FaFaSS（4）计算抗弯疲劳许用应力，取抗弯疲劳安全系数 SF=1.4由教材机械设计中式（12.19）得 MPaYFNF2561lim21（5）由教材机械设计中式（12.16）得弯曲疲劳强度验算121 1.790.31.4612FFaS FkY abdm 故满足弯曲疲劳强度要求4.6 轴承的选用滚动轴承是现代机器中广泛应用的部件之一。它是依靠主要元件的滚动接触来支撑转动零件的。与滑动轴承相比，滚动轴承摩擦力小，功率消耗少，启动容易等优点。并且常用的滚动轴承绝大多数已