普通加高立式铣床实现可回转加工

普通加高立式铣床实现可回转加工摘要：此次毕业设计的题目是普通加高立式铣床实现可回转加工设计。通过对回转机构的设计，能够使我们掌握机械设计的方法.步骤。本次课题研究的内容主要包括：确定实现可控回转机构的传动方案；相关力计算以及其他相关量计算；设计与校核零件；绘制零件图；并且绘制装配图。要对实现可控回转机构进行设计，第一设计出机构的整体方案，整体的传动方案由齿轮传动和蜗杆传动两部分组成；第二进行各零件的设计并校核各零件，将蜗杆与轴制作成一个整体；蜗轮与工作台也整体连接；箱体由箱盖.箱座.顶盖组成，；第三，对各种零件进行装配。立式铣床的圆周进给由回转机构完成，回转工作台的X、Y、Z三个坐标轴一起运动，从而能加工出各种球、圆面等。回转工作台可以实现高精度加工，使立式铣床的能够加工的范围变得更大。当前，可控回转机构主要用于各种机床上。随着数控技术得到广泛的应用.可回转加工的应用已经变成必然。关键词：可控回转机构.齿轮；蜗杆；涡轮；箱体；PLCOrdinaryhighverticalmillingmachinecanrealizerotarymachiningAbstract：Thegraduationdesigntopicisordinaryhighverticalmillingmachinecanrealizerotarymachining.Throughthedesignoftherotarymechanism,Wecanmasterthemethodsandstepsofmechanicaldesign.Thecontentsofthisresearchincludes:Determiningthetransmissionschemeofcontrollablerotarymechanism;Calculationofrelevantforces;Designingandverificatingofparts;Drawingpartdrawing,Anddrawingassemblydrawings.Todesignacontrollablerotarymechanism,Atfirst,weneedtodesigntheoverallprogramoftheagency,whichincludesGeardrivingandwormdriving.Thesecond,designingforeachpartandcheckingeachpart.Makingthewormandshaftasawhole.Wormgearandworktablearealsointegrated.Theboxcomprisesaboxcoverandaboxseat.Thethird,assemblingallkindsofparts.Thecircularfeedofverticalmillingmachinerealizedbytherotarymechanism,x,y,zthreeaxisoftherotarytableexercisetogether,soastoproduceavarietyofball,roundface,etc.Rotarytablecanachievehighprecisionmachining,Sothattherangeofverticalmillingmachinecanbeprocessedtobecomegreater.Atpresent,therotarymechanismismainlyusedforvariousmachinetools.Withthewideapplicationofnumericalcontroltechnology,theapplicationofrotarymachininghasbecomeinevitabl.Keywords:Controllablerotarymechanism-gears,worm,turbine,box,PLCII目录1绪论-11.1本课题的学术背景与实际意义-11.2课题主要的研究内容-12可控回转机构的原理与应用-32.1可控回转机构工作台的原理-32.2可控回转机构的设计准则-32.3传动方案的选择-32.3.1传动方案应满足的要求-32.3.2对传动方案的分析及拟定-42.3.3蜗杆传动方案的特点-53可控回转机构的设计-63.1电机的选择-63.1.1简述交流伺服电机原理并选择合理的电机-63.1.2伺服电动机参数的选择-63.2计算并分配传动装置传动比与计算动力参数-73.2.1确定各轴转速-73.2.2确定各轴输入功率-83.2.3确定各轴输出功率-83.2.4确定各轴输入转矩-83.2.5各轴输出转矩-83.3齿轮传动的设计-93.3.1对齿轮传动的类型和材料的筛选-93.3.2对齿轮按齿面接触强度进行设计-93.3.3对齿轮按齿根弯曲强度进行设计-113.3.4计算几何尺寸-123.4对涡轮和蜗杆进行选用与校核-123.4.1选择涡轮蜗杆的传动类型-12III3.4.2对蜗轮蜗杆的材料进行选择-133.4.3根据齿面接触疲劳强度对蜗轮蜗杆进行设计-133.4.4蜗杆与涡轮的主要技术参数和几何尺寸-143.4.5对齿根弯曲疲劳强度进行校核-143.4.6对效率进行验算-153.4.7精度等级-153.5对轴承进行选用-153.5.1选择轴承的类型-153.5.2计算并求得两轴承所受的径向载荷Fr1以及Fr2-163.5.3计算并求得两轴承的轴向力Fa1以及Fa2-183.5.4计算并求得轴承的当量动载荷P1以及P2-183.5.5对轴承的寿命进行验算-183.5.6对二轴轴承进行校核-183.6计算并校核轴-213.6.1设计，计算并校核一轴-214可控回转机构结构设计-314.1对大.小齿轮的结构进行设计-314.1.1对小齿轮的结构进行设计-314.1.2对大齿轮的结构进行设计-314.2对蜗轮.蜗杆的结构进行设计-324.2.1对蜗杆的结构进行设计-334.2.2对涡轮的结构进行设计-334.3对箱体的结构进行设计-344.4根据上述设计对蜗轮轴进行设计-384.5夹装机构夹装端形状的设计-385利用PLC实现回转机构的电动控制-385.1PLC的简述-395.1.1简述可编程控制器的产生与发展历程-395.2PLC功能介绍-395.2.1PLC的基本组成要素-39IV5.2.2PLC特点的介绍-405.3利用PLC设计正反转控制线路-415.3.1设计控制电路的原理-415.3.2绘制电动机正反转接线原理图-426结论-44参考文献-45致谢-4601绪论1.1本课题的学术背景与实际意义国内外进展：国内:在20世纪80年代以前这段时间我国数控机床的发展状况是，对当时数控机床的认识很浅，国家对这方面的重视程度不够，技术基础非常的薄弱，人员的技术水平差，相关配套设备不完善，发展情况很不稳定，最后只能使得生产陷入停顿。80年代年到如今，我们国家不断的实践中体会到数控技术的重要性，开始从世界各国引入有关数控系统的各种东西，如技术，设备以及人才等有利于数控技术发展的东西，并在其他国家的帮助下进行生产加工活动，使我国数控技术获得很大发展。如今我们国家自已能够独立的设计并开发出满足各种条件的数控机床。但在尖端领域的经验和成果还很少。总之一句话，我们国家的数控技术水平处于落后阶段，需加倍努力发展。在外国，西方国家的数控技术已获得了很大的发展，取得了很大的成就，特别是在高端数控技术的开发方面收获颇丰，长久的在市场竞争中处于主动地位。实际意义：此次毕业设计主要内容是解决立式铣床实现可回转加工的工作原理和机械机构的设计和计算.目前机床总的发展趋势是：1向开发小型和大型转台方向延伸；2为了使提高工作台获得更好的性能，蜗轮的制作材料用钢；随着制造业的发展回转加工将运用于各个领域，预计未来，大部分装备制造业企业会保持保持较高的增长率，在国家的扶持下会越办越好，可回转加工的机床将获得稳定增长。1.2课题主要的研究内容通过对可控回转机构的设计，希望能让学生进一步理解机电系统中机械设计的过程，以及熟练掌握运用AutoCAD来绘制图形的能力。毕业设计是教学内容的重要组成部分，能从各个方面提高学生的整体素质，另外在做毕业设计的过程中使得学生不断去巩固和学习并相关知识，对学生将来走向社会很有帮助。1设计可控回转机构的主要是为了提高学生遇到问题解决问题的能力，是学生能够做到学有所用，掌握机械设计的整体流程。理工科的学生应更注重实践，从而获得生产经验和技能，经过毕业设计，使学生树立正确的生产、经济，全局的观点，从而使学生慢慢过渡到技术人员。22可控回转机构的原理与应用2.1可控回转机构工作台的原理可控回转机构安装在能做直线运动的工作台上，由伺服电动机带动，经过齿轮降低速度，带动蜗杆与涡轮做旋转运动，涡轮与工作台固定连接在一起，经过蜗轮蜗杆的变向，从而使工作台能够实现对零件的回转加工。2.2可控回转机构的设计准则设计过程中，应遵循以下几条设计准则：1）创造性地利用已知所需材料的物理性能2）对原理，性能进行仔细分析3）判断功能载荷及其具有的实际意义4）估测受到的意外载荷5）尽量营造一切对设计有利的载荷条件6）合理的提高产品应力分布以及刚度7）重量以及大小要做到适宜8）运用相关的基本公式获得最佳尺寸9）根据性能的优劣选择合理的材料10）选择并保证部分零件与整体零件之间的精度11）应尽量适应制造工艺满足低成本的要求2.3传动方案的选择2.3.1传动方案应满足的要求可控回转机构一般由原动机和传动机构构成，传动机构负责为原动机和工作台传送运动，动力，完成各种精度要求很高的运动。设计过程中采用的原动机的类型为交流伺服电动机，它的传动装置由两部分构成;一是齿轮传动;二是涡轮蜗杆传动。合理的传动方案需要满足的要求有：3（1）机械功能方面的要求：必须使回转机构对于功率、转速以及运动形式的需求得到满足。（2）工作条件方面的要求：工作环境、工作制度，场地以及其他工作条件。（3）工作性能方面的要求：高的传动效率，稳定的工作性能。（4）结构工艺性方面的要求:结构简易、工艺性,经济合理,整体紧凑、方便使用维护.2.3.2对传动方案的分析及拟定可控回转机构有两种传动方案：第一种方案;二级齿轮传动；第二种方案:一级齿轮传动，二级蜗轮蜗杆传动。第二种方案的传动方案如图：图2.1传动方案原理图第一种方案的最大不足是：总传动比相比小；实际占用空间较大；只能完成回转功能，无法实现工作台的自锁。第二种方案能满足除传动效率外的其它条件。所以把可控回转机构的传动方案初步确定为第二种方案：第二种方案的传动路线为由伺服电机出发经由齿轮再经过涡轮蜗杆最后到达工作台。第二种方案的具体分析如下：齿轮传动有以下优点;一能承受高载荷，二能传递平稳的运动和功率，三拥有4广泛的圆周速度，四传动效率很高，五结构紧凑。2.3.3蜗杆传动方案的特点1传动比相比非常大，在分度机构中通常能达到1000甚至更多。相较于其他形式的传动，当传动比相同时，蜗轮蜗杆的机构尺寸比较小，因此结构更加的紧凑，合理。2能平稳传递运动和动力，蜗杆与蜗杆的齿是连续的且呈螺旋状的齿，两者连续捏合在一起，所以能平稳传递运动和动力，发出的声音很微弱。3拥有自锁功能，当蜗杆的导程角不大于齿轮间的当量摩擦角时，若把蜗杆当作主动件，机构就会处于自锁状态。这样的蜗杆传动常常应用于起重等装置中。4效率比较低、而设计制造的成本相对较高，蜗杆传动过程中：齿面上通常会伴有较大的滑动速度，因摩擦引起的磨损大，因此效率约为0.8，具有自锁功能的涡轮蜗杆传动的效率只有差不多0.3。同时为了提高并减少摩擦性和耐磨性，蜗轮蜗杆一般应用价格昂贵的有色金属来加工制造。综上所述可得：将齿轮放在高速传动系统中，而将涡轮蜗杆放置在低速传动系统中，从而使传动方案合理。53可控回转机构的设计3.1电机的选择3.1.1简述交流伺服电机原理并选择合理的电机交流伺服电动机又被叫做为由两个伺服电动机组合而成的电动机，简称两个伺服电动机，电动机内的定子的安装角度互差为90度，还分别在定子上安装着两个控制绕组，一个绕组主要用来连接交流电压Uf，被叫做励磁绕组Rf；另外一个主要用来连接控制信号电压Uc，被叫做控制绕组L。一般交流伺服电动机的转子都被做成为鼠笼状，即鼠笼式交流伺服电动机。交流伺服电动机有两个鲜明的特点，其中一个是它的转子拥有很高的电阻，另外一个是当电动机运转时拥有很微小转动惯量。按照制作材料的不同，常见转子的结构类型有两种：其中一类转子是由高电阻率导电材料制作的，常常将其做成细而长的转子来使转子的转动惯量降低；另一种鼠笼转子由铝合金材料制作的空心转子，空心转子杯壁非常薄，同时为了能够减小磁路磁阻的大小，常常在空心杯状转子中安放内定子来使磁路磁阻降低.由于具有相当小的转动惯量，快的反应速度，并且能稳定运转的特点，被大量应用于各行业。当控制电压为零时，定子绕组内仅存在由励磁绕组引起的脉动磁场，转子不工作。当控制电压不为零时，电机定子绕组有了一个旋转磁场，转子做与旋转磁场同向的旋转运动，负载值恒定时，转速随着控制电压的波动而改变，将控制电压的相位调换位置，伺服电动机将会反向旋转。从工作原理考虑伺服电动机相较于其它电机，其转子的电阻很小，起动转距大，具有广泛的运行范围，并且不会发生自转现象。综上所述，此次机构设计的动力部分使用微型伺服电机来对其进行控制操作。3.1.2伺服电动机参数的选择1.电动机容量的选择.工作条件下所需的功率:（式)kw./(950TPwn3.1）上式中mi,/,N20Trw6电动机工作时的效率为0.97代入上式得：1.08kw.97)5/(20Pw电动机所需要的输出功率（式,Pw3.2）为电动机传送到工作机主轴之间时的总效率以及齿轮的传动效率，一对滚动轴承的传动效率，蜗杆传动的7.9019.02效率.703所以总效率为58.6.3因此kw64158./.1P02.电机转速的确定.一级齿轮传动装置一般推荐的传动比为：=46.1i涡轮蜗杆的传动比为：=840,总的传动比为=32240.2i21i电动机的转速范围为（式min/0n/6)4032(5rrnNw3.3）因此选择MSME系列的伺服电动机，其额定功率2kw。选用的伺服电机的参数列举于下表：型号额定功率(kw)额定转速（r/min)最高转速(r/min)输出转矩(N.m)最大输出转矩(N.m)松下MGME系列2.01000200019.147.1外形分类适配驱动器型号变压器容量（KVA)质量（kg）F型MFDHTA3903.814.0表3.1伺服电动机的主要参数3.2计算并分配传动装置传动比与计算动力参数7由表得知，齿轮传动比的值为i1=5，涡轮蜗杆传动比的值为i2=40.3.2.1确定各轴转速min/5/20i/1321rin3.2.2确定各轴输入功率kwp921.07.2184.233.2.3确定各轴输出功率kwp90.11822.33.2.4确定各轴输入转矩mNnPT.34180/952.1/9501mNi7812.3233.2.5各轴输出转矩mNT.2189.0172.6.3将经计算所得的各轴转矩、转速、传动比和传动效率填写于下表中：8轴名功率（kw）输入输出转矩（Nm)输入输出转速传动比i效率电动机轴219.110001轴1.921.9018.3418.2100010.972轴1.841.82288.0787.192004.50.963轴1.211.1982320.092296.895400.79表3.2传动装置的传动比的分配与计算的主要参数3.3齿轮传动的设计3.3.1对齿轮传动的类型和材料的筛选1.由国标GB/T10085-1988，齿轮的传动形式选择直齿轮；2.从精度考虑：因为是可控回转机构减速器的设计，精度要求较高，可选择7级的精度；3.材料的选择：根据书机械设计中的表得，制作小齿轮的材料选用40铬，它的硬度用布氏硬度表示为280；制作大齿轮的材料选用45号的钢，其硬度用布氏硬度表示为240，硬度的差用布氏硬度表示为40，可以使得工作条件满足；4.初步选择小齿轮的齿数z1=26，大齿轮的齿数为z2=26x5=130。3.3.2对齿轮按齿面接触强度进行设计9根据公式（式3211.uzdKTdEt3.4）（1)对公式内所需数值进行计算1）选用载荷系数（式kkkAtt3.13.5）.,.,.,kvA2)由小齿轮传递的转矩T=18.15mN3)选用齿宽系数1d4)选取材料弹性的影响系数218.9MpazE5）根据图以齿面硬度为依据查出小齿轮的疲劳强度极限，大齿轮的MpaH601lim疲劳极限为paH502lim6）计算循环应力次数7）获得接触疲劳寿命系数95.0,.21HNHNK8）对接触疲劳应力进行计算，选取失效的概率的值为1%，并取安全系数的值为s=1（式MpaSKHNH2.5401lim13.6）（式5.9.2li23.7）(2)对参数进行计算1)计算小齿轮的分度圆直径，代入较小的值得;t1dHm12.3657.2.589.604.3812.d37t12）计算小齿轮的圆周速度v（式sm/9.06nv1t3.8）3）计算小齿轮的齿宽bdt2.3b14)计算小齿轮的齿宽与齿高比h模数3.10/.6/m1tzt齿高35.2h1054.13.26hb5)计算载荷系数根据圆周速度的值=1.89m/s，7级的齿轮精度，动载系数为=1.1，直齿轮vvk.1FHKk使用系数.A使用插值法得到小齿轮的相对支撑非对称布置的系数为,42.1Hk根据35,42.1,5.FHkhb可得因此9.vA6）对齿轮按实际载荷系数对分度圆直径进行校正：（式mkdt405.39.12.3613.9）7)计算齿轮的模数mzd54.13.3.3对齿轮按齿根弯曲强度进行设计弯曲强度的公式为（式3.10）3321FYzdkTm(1)对各公式进行确定并计算有关的数值.1）小齿轮的弯曲疲劳强度,380,5011MpaMpaFEFE大齿轮2）选择8.,5.021NFNKk3)计算齿轮弯曲疲劳强度的许用应力.选取弯曲疲劳强度系数为s=1.4,得到：paSFENF6.304.15801MK9.28.22114）计算载荷系数:5.1312.FVAKk5）计算齿形系数3.,65.221FY6）查阅并选取应力校正系数为76.,821SS7）对大.小齿轮的进行计算并作比较FS0138.6.3521FSY4.9.22FS大齿轮的数值比较大（2）有关设计计算104.261.034.85.3m由对比的结果获知，因为根据齿面接触疲劳强度计算的模数比较大，所以选取由弯曲疲劳强度所得的模数1.54并取m的值为1.5mm，再根据接触疲劳强度分析计算得到的分度圆得直径为d1=40mm，小齿轮的齿数275.1401dz以及大齿轮的齿数。这种形式的齿轮传动，一方面能够满足齿面3527z的接触疲劳强度，另一方面也满足了齿根的弯曲疲劳强度并且使得结构较为缩小，省去浪费，节约成本。3.3.4计算几何尺寸(1)对分度圆直径进行计算（式mmzd5.20.1347213.11）(2)对中心距进行计算mda5.12.0.421(3)对齿轮宽度进行计算12m45B40.12，取db3.4对涡轮和蜗杆进行选用与校核3.4.1选择涡轮蜗杆的传动类型由GB/T10085-1988得，选用渐开线蜗杆3.4.2对蜗轮蜗杆的材料进行选择由于蜗杆传动的功率不是很大，速度也只是中等速度，因而选用45钢作为蜗杆的材料；为了使效率和耐磨性更好，蜗轮蜗杆螺旋齿面需要首先经过淬火，其硬度约为45-55HRC。蜗杆使用铸锡磷青铜制作,再用金属模来铸造。为了能够节省使用贵重有色金属的量，一般只齿圈用青铜来制造，其它如轮芯就用灰铸铁HT100来进行制造。3.4.3根据齿面接触疲劳强度对蜗轮蜗杆进行设计通过对有关蜗轮蜗杆设计准则的阅读得知：要对涡轮涡进行设计首先得以齿面接触疲劳强度为基准进行粗略的设计，再利用涡轮蜗杆的齿根弯曲疲劳强度来进行校核。传动中心距的公式为（式3.12）322FPEZKTa(1）对涡轮上的转矩进行确定2T第二轴的输入功率为40imin,/0n,84.122传动比转数rkwp选取mNTz.61./7.8415.970,16，二轴的传动效率（2)对载荷系数进行确定因为承受的载荷相比很稳定，选,根据表11-5得使用系数为，由K5.kA于转速很低，故选栋在系数为2.1,1kkA因此(3)确定弹性影响系数Ez由于用铸锡磷青铜来制造，故选取260MpazE（4）确定接触系数p13如果蜗杆分度圆的直径是中心距的0.35倍，获知1d9.2pz(5)对许用接触应力进行确定H制造涡轮使用的材料是铸锡磷青铜，蜗杆的螺旋齿面硬度比45HRC大一些，可知涡轮的基本许用应力为Mpa268涡轮的应力循环次数为610.34/1200hLjnN涡轮的寿命系数为36.16.387HkpaKHN4.02.1（6）对中心距进行计算mm5.196.46.309216a选中心距为依据表11-2获得模数为m=8mm,分度圆的直径,40,im根据为这时由图11-18中获知接触系数的值为，.81d,.d17.2zp，所以计算过程成立。pz3.4.4蜗杆与涡轮的主要技术参数和几何尺寸（1）蜗杆蜗杆的轴向齿距为pa=m=8x3.14=25.1mm;其直径的系数为q=10;顶圆的直径的值等于96mm;齿根圆的直径的值等于60.8mm;分度圆的导程角的值等于1da1fd111835；蜗杆的齿向齿厚的值。6.125.0sma（2）涡轮由于涡轮的齿数为z2=41，其变位系数为x2=-0.5；对传动比进行验算传动比的误差是，处于合理的范围。,412zi%5.401涡轮分度圆的直径为d2=mz2=8x41=328mm涡轮喉圆的直径为da2=d2+2ha2=328+2x8=344mm14涡轮齿根圆的直径为df2=d2-2hf2=328-2x1.2x8=308.8mm涡轮咽喉母圆的直径为rg2=a-0.5da2=200-0.5x344=28mm3.4.5对齿根弯曲疲劳强度进行校核（式53.12FFaFYmdKT3.13）涡轮的当量齿数为5.432.1(cosz32v）。由获知齿形系数为，5.4z.0-xv226.YFa涡轮的螺旋角系数为2.9014.3-0-Y。涡轮的许用弯曲应力为FNFK了解到用铸锡磷青铜制造的涡轮的基本许用弯曲应力为。MPaF56其寿命系数为60.71.2K96FNMPaF50476.5Pa2.831所以满足弯曲疲劳强度的要求。3.4.6对效率进行验算（式)tan()96.05.(v3.14）和相对滑动的速度有固定的关系vf,rct2.31v，。15（式snd/m50.732.1cos06cos106vs。3.15）用插值法查得，将6.8代入比原估计值大，不用验算。3.fvv。，3.4.7精度等级由于是对实现可控回转加工机构的减速传动机构的设计，由GB/T10089-1988中选择涡轮的制造精度为8级。3.5对轴承进行选用3.5.1选择轴承的类型如下，轴1上安装的轴承为角接触球轴承，它的型号代码为7206AC，7206AC号轴承的额定动载荷为，它的额定静载荷为25KNr2c。KNcr3.4图3.1角接触球轴承3.5.2计算并求得两轴承所受的径向载荷Fr1以及Fr216轴1承受轴向力，切向力和径向力三种力的作用，绘制图如（a），把轴系部件承受的空间的力系分成铅垂面（b）的力系，水平面（c)的力系。（a）图3.2轴1的受力分析图（b）17（c）图3.3角接触球轴承的受力图通过对力分析得知：轴上齿轮所受的切向力为：（式N1.9055.403182FtedT3.16）所受的径向力为：2.tan.9taner。所受的轴向力为：0a依据对（b)进行力分析得知：N1.4692.3540Frev1r.83-.-v1re2r40295F504teH1rN1.-.-1rte2r.8622Hv1350.83Frr2r3.5.3计算并求得两轴承的轴向力Fa1以及Fa2由于选用的是7206AC型轴承，轴承的派生轴向力为Fd=0.68Fr，所以N2.91.48.60F8.1r1d36522.3dae14623.5.4计算并求得轴承的当量动载荷P1以及P2径向的动载荷系数为X=0.4，轴向的动载荷系数为Y=0.88轴承承受到中等程度的冲击，由表13-6知，=1.51.PF（式N6.27384.68.024.51FYXfPa1rp1）（）（3.17）18（式N32.804).6.035.4.1FYXfP2ar2p2（）（3.18）3.5.5对轴承的寿命进行验算因P2P1，所以通过轴承2受力的大小来进行验算（式h341085.806Cn0L6h）（）（3.19）满足对寿命的要求。3.5.6对二轴轴承进行校核如下，使用圆锥滚子轴承与二轴进行配合，它的型号代码是，这种轴承的309额定动载荷为，它的额定静载荷为。KNr108cKNcr130二轴承受轴向力，切向力和径向力三个力的共同作用，见图（d），把轴二的相关部件承受的空间的力系分成铅垂面（e）的力系，水平面（f)的力系。（d）图3.4轴二的受力分析图19（e）（f）图3.5圆锥滚子轴承承受力的图示1.计算两轴承受的径向载荷2r1F.对上图分析得：大齿轮承受切向力为：69.8N105.78dT21te承受径向力为：3.tan69tanF1er承受轴向力为：0a蜗杆承受的切向力为：75.201807.2dT2te承受径向力为：N9.48tan39.tanF32re20承受轴向力为：N30.14603289.dTF3ae2对上图分析得：61.245-8035Faere1rervN.3F-v1r2e1rr2.45380ttHr9-FH1r2te1t2r.7vrN38502r2r2.计算并求得两轴承的轴向力Fa，Fa2对圆锥滚子轴承，由表13-7查得，它的轴承派生轴向力为Fd=Fr/2Y，Y=1.7所以9.385.179.0F.1r1d21022N.6dae15023.计算并求得轴承当量动载荷P1，P2，分别用查表法和插值法计算e9.038.5Fe.1376F2rara，因为得到径向载荷系数以及轴向载荷系数分别为轴承1X1=0.4，Y1=1.7轴承2X2=1.0，Y2=0.轴承在运转过程中受到的载荷很小，得fp=1.0.所以2715.N).1567.213.40FfP1ar1p1（）（9038859222）（）（4.对轴承寿命进行验算由于P1P2，所以通过轴承1受力的大小来进行验算h93.52407.21086Cn0L316h）（）（213.6计算并校核轴3.6.1设计，计算并校核一轴轴1的整体形状如图：图3.6轴11.计算输入轴上的功率P1、转速n1以及转矩T1计算得电动机额定功率为P=2kw,工作效率为0.97，所连接的联轴器传动效率0.99，所以一轴输入功率为P1=Px0.97x0.99=1.92kw。输入转数min/r0n1额输入转矩mN4.389502.95T12.计算加在齿轮上的力小齿轮的分度圆直径为da1=40.5mm，所以切向力为N7.9051.540382dTF1at径向力为：.2tnr。轴向力为：1a3.估计并计算轴的最小直径估记轴的最小直径。轴的制作材料选用的型号为45号的钢，并对其进行调质处理。得，因而2A22（式.9m1302.1nPAd33mi3.20）输出轴的最小直径应与安装联轴器处轴的直径d0相等，所以在选轴直径的同时选择联轴器的型号。联轴器转矩计算公式为，转矩几乎不变，得，则1tcaTK.31KtmN4.823.1Tca根据GB/T5843-1996，选择用YL4凸缘联轴器，其公称转矩为40，取半联轴器mN直径=20mm.0d4.对轴的结构进行设计（1）设计并确定轴上各零件的具体装配方案此次设计采用下图中所表达的装配方案。图3.7轴1零件装配（2）按照轴向定位的要求来得到轴各段的直径以及长度一轴各段的直径以及长度如下：23图3.8轴1分段m17LL63m20d05.443L41221。，（3）确定关于轴上零件周向定位的相关尺寸小齿轮直径同一轴直径差不多，因而一般将小齿轮同一轴做成一个整体，所以一轴也叫齿轮轴。半联轴器同轴的周向定位运用普通半圆键的方式来结合在一起。由d4的值查表获知普通半圆键截面尺寸，其长度28mm。另外半h6b联轴器同轴配合形式为。通常利用过渡配合的形式来使得滚动轴承同轴周向定位6k7H得到满足，这里选取m6作轴的直径尺寸公差。（4）拟定轴上所有的圆角拟定轴端的倒角是2x45，其它的圆角半径为5mm。(5)计算并得到轴上承受的载荷由轴的结构图得到轴上承受载荷计算的简图。当拟定轴承各支点的具体位置时，从手册获得a的值。并作出轴的弯矩图以及扭矩图，如下：经过对轴结构图同弯矩图的分析可以得到截面B是轴上最危险的截面。计算得到截面B的MH，MV以及M的值，并将其填写在下表。载荷水平面H垂直面V24支反力=402N，=503.1N1NHF2NH=146.1N,=183.2N1NVF2NV弯矩M=20100.2mmM.730总弯矩6.213847021扭矩TN3.84表3.3轴1危险截面的应力(6)以弯扭合成应力为标准来对轴的强度进行校核在校核的时候，一般情况下只需要对轴上受到最大的弯矩同扭矩的截面（截面B）的强度来进行校核。综上，另外由于轴是双向旋转的，其扭转切应力该是一种脉动的循环变应力，选a的值为0.6，得到轴计算应力为MPa6.3435.10806284WTM222ca）（）（制作轴的材料是45钢，并经过调质处理，从表15-1得知=60MPa。满1-,1-ca足。(7)对轴的工作图进行绘制图3.9轴1工作图3.6.2设计，计算并校核二轴25轴2如下：图3.10轴21.计算并得到二轴(蜗杆轴)的功率P2、转速n2以及转矩T2。选择齿轮传动效率的效率为轴承的效率为，.709.0二轴输入功率输出功率，kw4819.P12kw2.81P2转速min/0rin12二轴输入转矩输出转矩，mN07.8iT122mN186.79.0T22.对作用在齿轮和蜗杆上的力进行计算（1）大齿轮实际的受力由上得大齿轮的分度圆直径d2=mz2=135x1.5=202.5mm则：大齿轮所受切向力69.8N,105.78TF21t所受径向力3.tan96tan1er所受轴向力0a（2)蜗杆实际的受力蜗杆的分度圆直径d3=80mm，蜗杆所受切向力N20TF2t所受径向力N29.51480tan1389.tand32r所受轴向力.4602.TF3a2263.对轴的最小直径进行拟定估计得轴最小直径。制作轴所用材料是45钢，并进行调质处理。由表（15-3）得An=112，所以m5.43208.1nPAd331mi所以=45mm，选轴两端的直径为45mm。mind4.对轴结构进行设计(1)对轴上各零件总体的布置方案进行确定分析得装配方案为：图3.11轴2零件的装配(2)以轴向的定位要求为标准来拟定轴各段的直径以及长度根据轴最小直径并经过分析得，轴上各段的直径以及长度为：27图3.12轴2分段1)由最小直径要求得m37L5245d461=，2)由大齿轮的装配要求得5010d4，3)由蜗轮蜗杆装配要求得2mL3（4）确定轴端的倒角轴端倒角的规格是，轴肩处的圆角的规格是455R（5）对轴上所受载荷进行计算依据轴的结构图画出轴上承受载荷的计算简图。当拟定轴承上各支点的位置时，从手册获得a的值。由简图画出轴的弯矩图以及扭矩图。根据画出的图知晓轴的最危险截面是截面C。计算截面C的MH，MV及M的值，并填写于下表。载荷水平面H垂直面V支反力=1116.0N,=1735N1NF2NF=555.0N,=4394.1N1NVF2N28弯矩M=272407.3HmN=509240.2VMmN总弯矩3.5721.509243.274扭矩T960表3.4轴2危险截面应力图3.13轴2载荷的分析图（6）以弯扭的合成应力为标准对轴的强度进行校核校核时，一般需对轴上同时受到最大弯矩同扭矩的截面（截面B）的强度来进行29校核。综上，并由于轴是以双向旋转的方式运转，其扭转切应力应该是一种脉动的循环变应力，选，那么轴的计算应力是6.0（式MPa82.455.10.79360572WTM222ca）（）（3.21）制作轴的材料为45钢，并经过调质处理，得知=60MPa。满足条件。1-,1-ca(7)对轴的工作图进行绘制图3.14轴2工作图304可控回转机构结构设计4.1对大、小齿轮的结构进行设计4.1.1对小齿轮的结构进行设计由上得，小齿轮分度圆直径为da1=40.5mm，因分度圆直径与一轴的直径几乎差不了多少，应将齿轮与轴合在一起加工。所以把一轴制做成为齿轮轴，加工出轴的同时在轴上铣削出小齿轮。齿轮轴的形状如下：图4.1齿轮轴的结构设计4.1.2对大齿轮的结构进行设计由上得，大齿轮齿顶圆的直径超过160mm，为了节省费用，将大齿轮的形式做成腹板式，并通过普通半圆键使两个轴连接在一起。下面是大齿轮的结构图：31图4.2大齿轮零件图图4.3大齿轮的结构设计4.2对蜗轮.蜗杆的结构进行设计324.2.1对蜗杆的结构进行设计由于蜗杆螺旋部分的直径不是很大，所以把其与轴2整体制作，结构如下。从图得知，在蜗杆螺旋部分的两端设置退刀槽。图4.4蜗杆的结构设计4.2.2对涡轮的结构进行设计一般涡轮结构形式可分为四种;分别为齿圈式、螺栓连接式、整体浇铸式和拼铸式。制作微小尺寸，中小批量的涡轮件采用整体浇铸的方法，采用拼铸的方法进行大批量，大尺寸涡轮的制作。而与螺栓连接式进行对比，齿圈式涡轮整体结构更加的紧凑，非常省材料。所以选用齿圈式结构的涡轮。这种结构由两部分组成，分别为青铜齿圈.铸铁涡轮，齿圈同轮芯配合方式通常用H7/r6，并用紧定螺钉拧紧，提高其可靠性。涡轮的结构如下：33图4.5涡轮的结构设计4.3对箱体的结构进行设计由传动方案得知，工作台箱体作用是支承整个轴系、同时使传动件以及轴系实现运转。1）对箱体的高度进行设计减速器通常需要浸油润滑，因此箱体在满足齿顶圆到油池底面的距离大于或等于30-50mm要求的同时，还应能够使箱体容纳相当量的润滑油，以实现润滑和散热的功能。计算箱体高度的公式如下：（式72am503dH+4.1）342）保证箱体的刚度要求如果箱体的刚度不能满足要求，就会导致箱体在制造以及运行过程中产生一定的变形，以致引起箱体轴承座孔的中心线发生倾斜，导致减速器无法正常运行。影响箱体刚度主要因素有三个;分别为箱体壁厚、轴承座螺栓的连接刚度以及肋板的尺寸。因此箱体要设计合理的壁厚并适当加厚，以承受相邻部件给与它的载荷。因箱体采用铸造的方法制造，箱体的壁厚还需保证铸造壁厚的最小值要求另外壁厚还应使用圆弧过渡的方法以提高其性能。为达到轴承座所需的联接刚度，一般使轴承座孔旁边的联接螺栓尽量紧挨。3)根据需要添加加强肋板在设计箱体的过程中，尽量使轴承座周围的刚度保持在较高的水准，比如可以在平壁式箱体上添加肋板以提高其刚度。这次设计采用添加外部肋板的方式来加强箱体的刚度。4)加工箱体时的一些注意事项在对箱体的机构形状进行设计的过程中，应注意以下事项;一尽量使机械加工的范围小，以获得较高的劳动生产率，减小磨擦损失。二必须把箱体的加工面与非加工面分割开来，以免对加工造成影响。5)确定箱体的相关尺寸并绘制图根据上面有关小齿轮轴，大齿轮轴（蜗杆轴），涡轮轴的尺寸以及满足箱体高度和高度的要求，得到箱体的尺寸，绘制于下图中。35图4.6箱座图4.7箱盖366）箱体采用铸造的方法进行加工374.4根据上述设计对蜗轮轴进行设计由上可得L1=75mm，L2=230mm，L3=37mm，D1=D3=45mm,D