单臂摇篮式工作台设计说明书

机械装备设计设计说明书课题名称：二O一四年十二月第一章课题简介3第二章 工作原理与主要参数42.1工作原理分析42.2主要技术参数5第三章.工作台的结构设计53.1传动方案及分析53.2电动机的选择63.2.1A轴伺服电机选择63.2.2 B轴伺服电机选择83.3齿轮传动设计93.3.1齿轮的校核93.3.2确定齿轮传动精度133.4蜗杆传动类型173.4.1材料选择173.4.2设计与校核173.5 轴承213.5.1轴承的选型213.5.2轴承寿命校核223.6主轴243.6.1轴的材料243.6.2确定轴的结构尺寸253.6.3校核轴的强度263.7联接、支撑件的设计273.7.1键的选择包括类型选择和尺寸选择。273.7.2键联接的类型283.7.3键的强度校核293.8轴承293.8.1轴承的预紧293.8.2 滚动轴承的配合293.8.3滚动轴承的润滑303.8.4滚动轴承的密封装置303.8.5转台轴承303.9联轴器31第四章工作台设计32第一章课题简介 为了提高数控设备对复杂零件加工的精度和效率，五轴机床等复合机床的研发和创新也越来越重要，而摇篮式工作台是五轴机床的一个重要的部件，五轴加工中心一般是由三个直线轴加两个回转轴来组成，序号工作台直径（mm）工作台承重水平（Kg）工作台承重垂直（Kg）旋转轴减速比倾斜轴减速比其他参901：90自定机械制造装备课程设计主要内容了解该部件的功能，机械装置的总体方案设计，电机功率选择，功能部件的计算选择，运动和动力计算。绘制装配图，标注装配尺寸和配合代号及其他技术要求主要零部件强度校核，绘制主要零件的零件图，标注零件的结构尺寸、尺寸公差和形位公差、表面粗糙度及技术要求。编写计算说明书（包括该部件的现状概况，计算过程）装配图1张、主要零件图不少于6张。 第二章 工作原理与主要参数2.1工作原理分析 单臂摇篮式工作台是五轴机床的一个重要组成部件，五轴加工中心一般是由三个直线轴加两个回转轴来组成。单臂摇篮式工作台即为两轴回转工作台。它主要安装在数控镗床和铣床上，通用情况下，其外形和其他工作台几乎一样，不同的是它的是通过伺服系统的驱动方式来工作的。它也可以与其他的伺服进给 轴联动，实现一体化。它的驱动主要是靠伺服电机，伺服电机的精度高，操作方便。其中分度转位和定位都是通过给定的指令来进行控制的。工作台的运动是由交流伺服电动机，经过齿轮传动后由蜗杆传给蜗轮，最后再由涡轮通过键的联接来带动主轴的转动，或者是直接由蜗杆、蜗轮传动，直接带动另一方向的旋转。也可以同时控制两轴的运动，实现联动。蜗杆副的传动存在间隙，为了消除蜗杆副的传动间隙，采用了双螺距渐厚蜗杆，通过移动蜗杆的轴向位置来调整间隙。这种蜗杆的左右两侧面具有不同的螺距，因此蜗杆齿厚从头到尾逐渐增厚。但由于同一侧的螺距是相同的，所以仍然可以保持正常的啮合。回转工作台的导轨面由转台轴承支撑，该型轴承具有高轴向和径向承载能力，高清斜度和极高的精度，同时保持准确的回转中心。数控回转工作台的定位精度主要取决于蜗杆副的传动精度，因而必须采用高精度蜗杆副。在闭环控制系统中，由高精度的圆光栅发出工作台精确到位信号，反馈给数控装置进行控制。工作台设有零点，由圆光栅或编码器发出零位信号，使工作台准确地停在零位。 2.2主要技术参数工作台直径：400mm工作台承重水平：200Kg工作台承重垂直：130Kg旋转轴减速比：1:90倾斜轴减速比：1:90最高转速20r/min旋转精度0.001第三章.工作台的结构设计3.1传动方案及分析 单臂摇篮式工作台由原动机，传动装置和工作台构成。因为单臂摇篮式工作台是五周机床的重要组成部分，旋转精度要求很高，我们选用伺服电机作为原动机来驱动，控制系统为闭环控制系统。旋转轴减速比：1:90，倾斜轴减速比：1:90，两个减速比比较的大，如果仅用齿轮传动，需要很多级转速，同时齿轮直径比较庞大，我们选用二级减速，一级齿轮减速，二级蜗轮蜗杆减速。由涡轮通过主传动轴带着工作台旋转运动。 齿轮传动承受载能力较高 ，传递运动准确、平稳，传递 功率和圆周速度范围很大，传动效率高，结构紧凑。蜗杆传动有以下特点：（1）传动比大（2）传动平稳（3）可以自锁（4）效率低、制造成本较高。 通过以上分析可得：齿轮传动要放在传动系统的高速级，蜗杆传动要放在传动系统的低速级，传动方案较合理。3.2电动机的选择传动方案如图1所示。计算传动装置的运动和动力参数3.2.1A轴伺服电机选择初步选定回转工作台的材料为铸钢，其密度查机械手册可知= 7.85103kg/m3。由给定的设计参数可知工作台的尺寸为 直径为400mm假设工作台厚度为80mm则有工作台质量 m=7.851033.14200280=78.88kg转动惯量=5.58kg假设工作台在启动之后0.5秒内达到最大转速20则角加速度=（10*3.14*2）/（60*0.5）=2那么驱动力矩=11.16N.m考虑回转台与导轨之间由于轴向压力产生的摩擦，工作台的承载工件重量为m=200kg，回转台78.88kg，则工件和回转台在导轨上的的压力为=（200+78.88）9.8=2733.024N查机械设计手册得钢与铸铁之间油润滑时滑动摩擦因数 f =0.15工作台工作时的摩擦力为：=f得 =0.152733.024=409.95N轴向摩擦转矩：=r=409.95200=81.9Nm同时考虑其他未考虑的次要因素取安全系数为1.2，则Tf=1.2Tf0=98.38Nm则=98.38+11.16=109.54Nm则蜗轮上的功率 =229W同时交流伺服电机拖动负载所需扭矩T=1.88Nm初定蜗轮蜗杆传动效率为0.7，齿轮传动为0.97所需功率P10=P4/（）=337W，同时考虑功率储备取P1=600W传动比的确定初选齿轮传动比=2；蜗杆传动比=45则根据传动比可得各级零件转速：=30，工作台（蜗轮）转速=20齿轮、蜗杆n2=n3=600=3，小带轮转速=1800交流伺服电机的选择根据初定的输出扭矩为T=1.88Nm，驱动小齿轮所需转速转速=1800功率P1=337W为降低电机的重量和价格，选取常用的转速为2000r/min的130系列电机型号为SM 130-077-20 LFB，其满载转速nm=2000r/min,此外，电机的安装和外形尺寸可查表伺服电机选型手册。如图3-23.2.2 B轴伺服电机选择B轴伺服电机的计算与A轴相似，B轴电机带动整个A轴工作台旋转，应选功率比A轴电机稍大的伺服电机。选取常用的额定功率2.4KW的130系列电机型号为SM 130-077-30 LFB，转速为3000r/min,具体尺寸参数如上表。3.3齿轮传动设计根据齿轮的失效形式可知，齿轮材料的主要应满足的要求是：在循环或冲击载荷下，首先要有足够的弯曲强度；其次齿轮表面硬度和耐磨性要好；最后进过热处理后和各种加工后要达到一定的精度要求。小齿轮用40Cr,调质处理，硬度241HB286HB,平均取为260HB，大齿轮用45钢，调制处理，硬度229286HB，平均取240HB。3.3.1齿轮的校核先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。按齿面接触疲劳强度进行设计(1)初步计算传递转矩T1 T1=9.55106P1/N1=（9.55X1061.6/2000）=7640 Nmm齿宽系数 查表12.13 =0.6接触疲接触疲劳极限 由表12.17c =710MP =580MP初步计算的许用接触应力 0.9 =710MPa0.9 =580MPa =639MPa =522MPaA值 由表12.16 取A=85初步计算齿轮直径 d A =85 =33.6m取d=40mm初步齿宽b b=0.6 40=24mm(2)校核计算圆周速度v v=4.18精度等级 由表12.3 选8级等级齿数z和模数m 初选齿数z=20 m=2 取m=2 则Z1=d1/m=40/2=20 Z2=iz1=60使用系数 由表12.9 =1.25动载系数 由图12.9 =1.18齿间载荷分配系数 由表12.10 先求=382N =11.9100cos =cos=1.66 由此得=1.29齿向载荷分布系数 =载荷系数K K= =1.251.181.641.18=2.85弹性系数 由表12.12 =189.8节点区域系数 由图12.16 =2.0接触最小安全系数 由表12.14 =1.50两班制，预计使用寿命10年，每年300个工作日。工作时间占0.1总工作时间 =4800 h由表12.15 估计工作应力循环次数 107NL109，则指数 m=8.78应力循环次数 =6020004800(18.78*0.2+0.58.78*0.5+0.28.78*0.3)=1.152原估计应力循环次数正确。=/i=5.79107接触寿命系数 由图12.18 =1.15 =1.23许用接触应力 =验算 =410.8 MP 故合格(3)确定传动基本尺寸实际分度圆直径d 因模数取标准值时，齿数已重新确定，但并未圆整，固分度圆直径不会改变，即 d 1=mz=220=40mmd 2=mz=340=120 mm中心距a a=80 mm齿宽b b=0.640=24 mm按齿根弯曲疲劳强度进行校核重合度系数 齿间载荷分配系数 由表12.10 齿向载荷分布系数 由图12.14 =1.12载荷系数K K=1.251.181.421.12=2.34齿形系数 由图12.21 1=2.8 2=2.4应力修正系数 由图12.22 1=1.54 1=1.63弯曲疲劳极限 由图12.23c =600MPa =450MPa 弯曲最小安全系数 由表12.14 =1.25应力循环次数 又表12.15，估计3106 NL1010 则指数 m=49.91=6020004800(18.78*0.2+0.58.78*0.5+0.28.78*0.3)=1.152=/i=3.84107 原估计应力循环次数正确弯曲寿命系数 图12.24 =0.92 =0.95尺寸系数 图12.25 =1许用弯曲应力 = =验算 故合理,传动3.3.2确定齿轮传动精度圆周速度，由表12.6确定齿轮传动精度等级为8级小齿轮直径 40mm 齿根圆直径d1 -2hfm =36mm 齿根圆直径d1 +2ham =44mm 大齿轮直径 120mm 齿根圆直径d1 -2hfm =116mm 齿根圆直径d1 +2ham =124mm齿宽B轴传动齿轮设计按齿面接触疲劳强度进行设计按齿面接触疲劳强度进行设计(1)初步计算传递转矩T1 T1=9.55106P1/N1=（9.55X1062.4/3000）=7640 Nmm齿宽系数 查表12.13 =0.6接触疲接触疲劳极限 由表12.17c =710MP =580MP初步计算的许用接触应力 0.9 =710MPa0.9 =580MPa =639MPa =522MPaA值 由表12.16 取A=85初步计算齿轮直径 d A =85 =33.6m取d=40mm初步齿宽b b=0.6 40=24mm(2)校核计算圆周速度v v=4.18精度等级 由表12.3 选8级等级齿数z和模数m 初选齿数z=20 m=2 取m=2 则Z1=d1/m=40/2=20 Z2=iz1=60使用系数 由表12.9 =1.25动载系数 由图12.9 =1.18齿间载荷分配系数 由表12.10 先求=382N =11.9100cos =cos=1.66 由此得=1.29齿向载荷分布系数 =载荷系数K K= =1.251.181.641.18=2.85弹性系数 由表12.12 =189.8节点区域系数 由图12.16 =2.0接触最小安全系数 由表12.14 =1.50两班制，预计使用寿命10年，每年300个工作日。工作时间占0.1总工作时间 =4800 h由表12.15 估计工作应力循环次数 107NL109，则指数 m=8.78应力循环次数 =6020004800(18.78*0.2+0.58.78*0.5+0.28.78*0.3)=1.152原估计应力循环次数正确。=/i=5.79107接触寿命系数 由图12.18 =1.15 =1.23许用接触应力 =验算 =410.8 MP 故合格(3)确定传动基本尺寸实际分度圆直径d 因模数取标准值时，齿数已重新确定，但并未圆整，固分度圆直径不会改变，即 d 1=mz=220=40mmd 2=mz=340=120 mm中心距a a=80 mm齿宽b b=0.640=24 mm圆周速度，由表12.6确定齿轮传动精度等级为8级小齿轮直径 40mm 齿根圆直径d1 -2hfm =36mm 齿根圆直径d1 +2ham =44mm 大齿轮直径 120mm 齿根圆直径d1 -2hfm =116mm 齿根圆直径d1 +2ham =124mm齿宽齿轮结构设计齿轮的结构形式主要由几何尺寸、毛培材料、加工工艺、生产批量、经济因素等影响，个部分尺寸由经验公式可求的。一般按照外形来分可分为实心式、腹板式、轮辐式等。 由于用的齿轮直径小，也没有特殊的工作要求，所以两齿轮均为实心结构的齿轮，齿轮与轴采用单键连接。3.4蜗杆传动类型根据GB/T100851988的推荐，采用渐开线蜗杆。3.4.1材料选择考虑到蜗杆传动效率不大，速度只是中等，故蜗杆用45号钢；为达到更高的效率和更好的耐磨性，要求蜗杆螺旋齿面淬火，硬度为45-55HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，砂型铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT200制造。3.4.2设计与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设计，再按齿根弯曲疲劳强度进行校核。初选值设=4=0.03，=根据传动比=45查表13.11取=0.40，=（=1），蜗杆传动啮合效率=0.68中心距计算涡轮转矩 =672320 Nmm使用系数 查表12.9 =1.18*1.1=1.298转速系数 = =0.86弹性系数 查表13.2 =147寿命系数 =1.321.6接触系数 查图13.2 =2.7接触疲劳极限 查表13.2 接触疲劳最小安全系数 自定 =1.2中心距 取a=160mm传动基本尺寸蜗杆头数 式13.22 取=1涡轮齿数 =i=模数m m=(1.41.7)/= (1.41.7) =7.49.0 取m=8蜗杆分度圆直径 =57.7mm 取=80mm涡轮分度圆直径 =m=830=240mm蜗杆导程角 tan=m/=18/80=0.1 求得 =5.7涡轮宽度 = 取=65mm蜗杆圆周速度 = =8.3相对滑动速度 =8.3当量摩擦系数 由表13.6 按齿面接触疲劳强度验算许用接触应力 最大接触应力 故合格按轮齿弯曲疲劳强度验算齿根弯曲疲劳极限 =115MPa许用弯曲疲劳应力 齿根最大弯曲应力 =故合格蜗杆轴挠度验算轴惯性矩I =2.01允许蜗杆挠度 =0.004m=0.0048=0.032mm蜗杆轴挠度 =0.000087mm 故合格温度计算传动啮合效率 =0.81搅油效率=0.99轴承效率=0.99总效率=0.810.990.99=0.79散热面积估算 =1.25箱体工作温度=37.92此处取合理润滑油黏度和润滑方法润滑油黏度 根据=6.3，取润滑油黏度=220润滑方法 采用浸油润滑由此可以确定蜗轮蜗杆副的一些基本参数：名称符号公式数值蜗杆轴向齿距pxPx=m25.13mm蜗杆导程角pzpz=mz125.13mm蜗杆分度圆直径D1D1=z1m/tan80mm蜗杆齿顶圆直径da1da1=d1+2ha96mm蜗杆齿根圆直径df1df1=d1-2（ha+c）60.8mm蜗杆分度圆柱导程角tan=mz1/d15.7蜗杆齿宽（螺纹长度）B1B1=2m89mm蜗轮分度圆直径D2D2=mz2240mm蜗轮喉圆直径da2da2=d2（ha+xm）256mm（x=0）蜗轮齿根圆直径df2df2= d2（ha-xm+c）220.8mm蜗轮外径de2de2=da2+m264mm蜗轮齿宽B2B2=2m（0.5+）取为61mm蜗轮齿宽角=2arcsin（b2/d1）99.3中心距a1/2(d3+d4)160mm蜗轮咽喉母圆半径rg4rg4=a-da2/232mm齿顶高ha=m，径向间隙c=0.2m。蜗杆长度280mm,各段长度如图3.5 轴承3.5.1轴承的选型由于在工作中，轴承即受到径向力又受到轴向力，并且转速不高。所示蜗杆轴选用圆锥滚子轴承32010。如图4-3图4-3 轴承轴承代号|30000型: 32010基本尺寸/mm|d: 50基本尺寸/mm| D: 80基本尺寸/mm|T: 20基本尺寸/mm|B: 20基本尺寸/mm|C: 15.5安装尺寸/mm|da(min): 56 安装尺寸/mm|db(max): 56安装尺寸/mm| Da(min): 72安装尺寸/mm|Da(max): 74安装尺寸/mm|Db(min): 77安装尺寸/mm|a1(min): 4安装尺寸/mm|a2(min): 4.5安装尺寸/mm|ra(max): 1安装尺寸/mm|rb(max): 1其他尺寸/mm|a: 17.8其他尺寸/mm|r(min): 1其他尺寸/mm|r1(min): 1计算系数|e: 0.42计算系数|Y: 1.4计算系数|Y0: 0.8基本额定载荷/kN|Cr: 61.0基本额定载荷/kN|C0r: 89.0极限转速/(r/min)|脂: 4500极限转速/(r/min)|油: 5600重量/kg|W: 0.3663.5.2轴承寿命校核轴2所受到的轴向力、周向力、径向力如图4-3所示；图4-3（1）计算轴承的径向支反力水平方向支座反力 由 垂直方向支座反力由 合成支座反力 （2）轴承所受的轴向力如图4-5所示；图4-5计算附加轴向力S查表9-8，查手册，32010轴承的 1006N 1122N求轴承的轴向载荷A由结构知， 所以 ：1.压紧 2放松 (3) 求轴承当量动载荷由 查表9-6 =1 =0 查表9-6 =0.44 =1.3因轴承运转中有中等冲击载荷，按表9-7，取(4) 验算轴承寿命因，所以按验算 查表9-4， (3-7)故所选轴承满足寿命要求。3.6主轴3.6.1轴的材料轴的材料主要是合金钢和碳素钢，在价格上，碳素钢要比合金钢便宜，在性能上，碳素钢比合金钢应力集中的敏感性小，所以通常情况下选用碳素钢。 常用的碳素钢一般有30-50钢，其中最常用的是45钢。一般轴的受力比较复杂，为了保证它的力学性能，一般要进行正火或者是调制处理。综合考虑，主轴材料选用45钢，调制处理。 3.6.2确定轴的结构尺寸(1)主轴上的，转速n和转矩查表得：齿轮传动的效率为w=0.97；一对滚动轴承的效率w=0.99；蜗轮蜗杆传动的效率w=0.79(2)求作用在涡轮上的力涡轮所受的力如图4-7所示；图4-6 涡轮受力图(3)初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表16.2得,于是得(4)据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，如图4-8所示。图4-7 主轴结构图 （5）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表16-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见零件图。3.6.3校核轴的强度 按弯扭合成应力校核轴的强度通常在进行校核时，只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据表中的数据，以及轴双向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，根据许用弯曲应力计算时，由于回转主轴选用45钢调制处理，取=60Mpa则轴的最小直径=19.51mm设计轴最小直径d=50mm19.51mm。综上分析计算回转主轴设计合理。 3.7联接、支撑件的设计3.7.1键的选择包括类型选择和尺寸选择。选择键的类型：应考虑所需传递转矩的大小；轴上零件是否需要沿轴向滑移及滑移距离的长短；对中性的要求；键在轴的中部还是端部。选择键的尺寸：键的尺寸有剖面尺寸（键宽b键高h）和长度L。键的剖面尺寸b*h按键所在轴段长直径d由标准选定。键的长度L根据轮毂的宽度确定。一般键长略短于轮毂宽度并符合标准的规定。3.7.2键联接的类型键联接类型分为平键联接、半圆键连联接、楔键联接、切向键联接等。其中平键连接 按用途分为普通平键、导向件、滑键。而普通平键用于静联接，即轴与轮毂之间无相对移动。按键的端部形状可分为A型（圆头）、B型（方头）、C型（单边圆头）。圆头键的优点是轴向固定较好，缺点是键的头部不能充分利用，而且键槽端部对引起的应力集中较大。方头键可避免上述缺点，但键在键槽中固定不好。单 圆头平键常用于轴端部与轴上零件的联接。普通平键联接如图5-1图5-1 键的结构图3.7.2键的选型8级精度的直齿圆柱齿轮要有一定的定心性，因此选用平键，由于是静联接，选用普通平键，圆头。 键长度小于轮毂长度且键长不宜超过查手册得齿轮、涡轮、联轴器与轴的同向定位一般都采用平键联接，其中联接主轴与工作台键槽的轴径为50mm。轴径 d: 4450键的公称尺寸|b(h8): 14键的公称尺寸|(h8)h(11): 9键的公称尺寸|c或r: 0.40.6键的公称尺寸|L（h14）: 36160每100mm重量kg: 0.099键槽|轴槽深t|基本尺寸: 5.5键槽|轴槽深t|公差: (+0.2,0)键槽|毂槽深t1|基本尺寸: 3.8键槽|毂槽深t1|公差: (+0.2,0)键槽|圆角半径r|min: 0.25键槽|圆角半径r|max: 0.4键为 mm，与涡轮配合的主轴的轴径是50mm.所选的键尺寸为mm蜗杆上带键槽的轴颈为36mm, 所选的键尺寸为mm齿轮轴的轴颈为60mm, 所选的键尺寸为mm3.7.3键的强度校核联接涡轮的键mm，由公式得查表2-10得材料为钢的键静联接的=130MPa故强度足够3.8轴承3.8.1轴承的预紧预紧可以提高轴承的旋转精度，增加轴承组合的刚度性、减少振动和噪声。常用的预紧方法有：（1）外圈或内圈间加金属垫片（2）在一对轴承之间装入长短不等的套筒实现轴承的预紧，预紧力的大小可以通过长度差控制，这种方法刚度较大。（3）用弹簧预紧，可得到稳定的预紧力。3.8.2 滚动轴承的配合滚动轴承的配合是指内圈与轴颈、外圈与轴承座孔的配合。这些配合的松紧直接影响轴承游隙的大小，而游隙的大小关系到轴承的运转精度和寿命。轴承是标准件，所以轴承内孔与轴颈的配合按基孔制；外圈与轴承座空的配合按基轴制。装配图上标注滚动轴承配合时，对内圈和轴的配合只标轴的公差带，对外圈与轴承座孔的配合只标注孔的公差代号。但有一点要特别说明的是，因为轴承内孔的基准公差带在零线以下，但一般情况下，圆柱孔的基准公差带在零线以上，所以轴承的配合要比一半圆柱体在相同配合情况下，要紧的多。综合考虑选用H7/k6和K7/h6。3.8.3滚动轴承的润滑主要目的是减少摩擦和磨损，同时期冷却、吸振、防锈和减少噪声等作用。滚动轴承中使用的润滑剂，主要是润滑脂和润滑油。润滑剂和润滑方法的选择可按轴承速度因数dn值来确定。常用的润滑方式有：（1） 油浴润滑 油面不高于最低滚动体的中心。这种方法不适合高速。（2） 飞溅润滑 闭式齿轮传动装置中轴承常用的润滑方法。（3） 喷油润滑 该方法适用于转速高，载荷大，要求润滑可靠的轴承。；另外还有滴油润滑和油雾润滑等。在本设计中，传动轴上使用的轴承型号为32010，转速为2000r/min，选用脂润滑。3.8.4滚动轴承的密封装置密封的作用主要是阻止灰尘、水、酸气等其他杂物进入轴承，并阻止润滑剂流失。密封方法的选择主要与润滑剂的种类、使用环境、温度及密封的圆周速度等因素有关，密封装置可分为接触式及非接触式两大类。接触式密封分为 毡圈密封、皮碗密封、密封环密封。非接触式密封分为 油沟式密封、迷宫式密封、甩油环与油沟组合。在该设计中，由于轴的转速不高，轴的硬度也符合要求，所以选用接触式密封就可以。其中传动轴的圆周速度为，由手册知，选用 毡圈密封。3.8.5转台轴承 轴向/径向轴承YRT：YRT轴承由一个推力/向心座圈，一个推力/向心座圈，一个推力垫圈，两个滚针保持架组件和一组向心圆柱滚子组成。座圈和轴圈有均布的安装螺纹孔。该型轴承具有高轴向和径向承载能力，高清斜度和极高的精度。适于高精度回转工作台，卡盘以及测量试验中的轴承装置，该型轴承对与之配合的设备零件的要求