弧面凸轮精密数控转台设计-分割器【带三维图】【含5张CAD图纸+文档全套资料】
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摘要弧面分度凸轮机构于20世纪20年代发明的，该机构是用于两垂直交错轴间的间歇分度步进传动。由弧面分度凸轮、从动转盘以及在从动转盘径向均布的滚子组成。由于弧面分度机构具有传动速度高、分度精度和动力学性能好、承载能力大、可靠性好等优点，所以广泛应用于各种自动机械，如烟草机械、包装机械、加工中心换刀机械手等。分度凸轮机构具有结构简单，能自动定位以及动静比可任意选择的特点，与棘轮机构、槽轮机构、针轮机构等几种传统的间歇运动机构相比，更适合于要求高速、高分度精度的场合，因而广泛应用于各种多工位自动机械、直线步进机械中。随着自动机械向高速化、精密化、轻量化的方向发展，现有分度凸轮机构已难满足更高要求的需要。关键词：弧面凸轮，蜗轮蜗杆，凸轮机构窗体顶端Abstract The arc indexing cam mechanism was invented in the 1920s, which is an intermittent indexing drive for two vertical staggered axes. By the arc indexing cam, driven turntable and in the radial roller radial uniform distribution of the composition. Because the arc indexing mechanism has the advantages of high transmission speed, good precision and dynamic performance, good bearing capacity and good reliability, it is widely used in various automatic machinery, such as tobacco machinery, packaging machinery, machining center tool change Manipulator and so on.The indexing cam mechanism has the characteristics of simple structure, automatic positioning and static and dynamic ratio can be arbitrarily selected. Compared with the traditional intermittent movement mechanism such as the ratchet mechanism, the sheave mechanism and the pinch mechanism, the cam mechanism is more suitable for demanding high speed, Precision of the occasion, which is widely used in a variety of multi-station automatic machinery, linear stepper machinery. With the automatic machinery to the high-speed, precision, lightweight direction, the existing indexing cam mechanism has been difficult to meet the needs of higher requirements.Key words: curved cam, worm gear, cam mechanism目录摘要1第一章 引言51.1弧面分度凸轮的概述51.2国内外发展状况概述51.3弧面凸轮及弧面凸轮机构的研究展望61.4课题的研究意义71.5课题的研究内容和解决方法8第二章 弧面凸轮精密数控转台方案设计92.1 弧面分度凸轮廓面理论92.2 共轭曲面原理92.3 方案的设计92.4参数的设计10第三章 弧面凸轮机构设计计算113.1 弧面凸轮机构的运动参数123.1 凸轮运动规律133.3 弧面凸轮廓面设计163.4 相关设计计算19第四章 蜗轮蜗杆传动的设计224.1 动力参数234.2 传动零件的设计计算234.3 蜗轮蜗杆参数的计算244.3 涡轮蜗杆的尺寸计算254.4 热平衡计算254.5 选择蜗杆和涡轮的精度等级26第五章 轴以及轴上零件的设计计算265.1 蜗轮轴的设计与校核275.2 结构设计275.3 轴受力分析285.4 校核轴的强度305.5 轴的安全系数校核计算315.6 校核键连接的强度335.7 校核轴承寿命335.9 蜗杆轴的设计35结论36参考文献36致谢38窗体底端第一章 引言在当代机械制造业飞速发展过程中，现代机床制造业正在向“高速、精密、复合、智能和环保”的方向前进，而高速、高效加工在其中扮演着重要角色。在发达国家，围绕高速、高效的新型的机构，不仅在技术开发方面投入了大量精力，而且在应用推广方面取得了前所未有的进展。弧面凸轮机构是由输入轴上的弧面凸轮与输出轴分度轮上的滚动轴承无间隙垂直啮合，从而实现间歇输出的新型传动机构。采用弧面凸轮机构的弧面凸轮箱，它已成为当今世界上精密驱动的主流装置。它具有高速性能好，运转平稳，传递扭矩大，定位时自锁，结构紧凑、体积小，噪音低、寿命长等显著优点，是代替槽轮机构、棘轮机构、不完全齿轮机构等传统间歇机构的理想产品，产品广泛应用配套于各种组合机械、机床加工中心、烟草机械、化工灌装机械，印刷机械、电器制造装配自动生产线等需把连续运转转化为步进动作的各种自动化机械上的必备的理想功能部件。1.1弧面分度凸轮的概述弧面凸轮机构又称为蜗形凸轮机构或滚子齿形凸轮机构，该机构可用于高速间歇分度，与传统的间歇传动机构如棘轮机构、槽轮机构、不完全齿轮机构等相比，具有传动速度高、分度精度和动力学性能好、承载能力大、可靠性好等优点，而且通过弧面凸轮与从动件滚子的共扼啮合传动，可以实现从动件所需要的各种运动规律。目前己广泛应用在烟草机械、包装机械、加工中心换刀机械手等自动机械中。1.2国内外发展状况概述弧面分度凸轮机构是由美国人C.N.Neklutin于20世纪20年代发明的，并由其所创建的Ferguson公司首先进行了系列化标准化生产。之后，前苏联、英国、匈牙利、瑞士、日本等国也相继对弧面分度凸轮机构进行了研究，并成立有专门的生产厂家和研究机构。在弧面分度凸轮的几何学与运动学方面，英国的C.J.Backhouse首次采用微分几何与包络原理等方法对弧面分度凸轮的几何学进行了深入研究。而目前，在日本、德国、俄罗斯和瑞士等国家已实现弧面凸轮的标准化系列化生产。由于弧面分度机构具有传动速度高、分度精度和动力学性能好、承载能力大、可靠性好等优点，所以广泛应用于各种自动机械，如烟草机械、包装机械、加工中心换刀机械手等。在加工制造方面，国外和台湾地区大都采用范成法在数控机床上加工。范成法的理论和加工技术已经非常成熟。在数字化加工方面也有所探索。但可查到文献不多。国外学者在弧面分度凸轮的应用方面也开展了大量的工作。我国对弧面分度凸轮的研究起步较晚，直到20世纪70年代末期才开始相关的研究工作，但经过20多年的努力，目前已在弧面分度凸轮的设计、检测、制造等方面取得了丰硕的成果，在弧面凸轮的制造方面，国内也都是采用范成法，另外对两重包络法、刀位补偿法和自由曲面法也做了理论研究。其中，西北科技大学(原西北轻工业学院)、山东轻工业学院、大连轻工业学院、天津大学、山东诸诚恒瑞精密机械有限公司、西安科达凸轮制造有限公司等高等院校和厂家都做了大量的研究，例如西北科技大学的曹西京等人研制了一种专门用于弧面凸轮磨削的数控磨头，山东轻工业学院的刘兴国开发了一种五坐标数控机床XH756来加工空间弧面凸轮，这种机床可以用较小的中心距来加工大中心距的弧面分度凸轮，南方航空动力机械公司从国外引进的一台五轴加工中心，并配置了行星磨削装置，可实现弧面凸轮的行星磨削。但是，这些研究大多集中在普通弧面分度凸轮方面。1.3弧面凸轮及弧面凸轮机构的研究展望与传统的间歇分度机构相比，弧面凸轮机构在动力学性能、承载能力、分度的精度以及分度的速度方面均有不可比拟的优越性，被誉为是最理想的间歇传动机构，具有广阔的市场前景。从目前弧面凸轮机构的研究与发展分析，弧面凸轮机构未来的研究重点与方向可分为如下几个方面:1、弧面凸轮机构的结构改进与创新针对与圆柱滚子共扼啮合的弧面凸轮机构在实际应用中存在的缺陷，结合其他理论已相对成熟的传动机构，如蜗轮蜗杆传动机构、齿轮传动机构、滚珠丝杆传动机构等，对弧面凸轮机构在原理上和结构上进行改进，以拓宽弧面凸轮机构的应用领域。2、弧面凸轮机构的动力学研究弧面凸轮机构主要是运用于高速、高精度的分度与传动场合，动力学性能的好坏将是弧面凸轮设计与制造质量的主要评价指标之一。有关弧面凸轮机构的动力学研究一直是该领域的一个难题，也将是该领域的重要研究方向。基于弧面凸轮啮合传动过程中的摩擦、磨损与润滑状态分析，改进弧面凸轮机构的设计参数，进行弧面凸轮机构的摩擦学设计，以改善其动力学特性，以及设计有效的动力学性能测试装置，将是一个值得研究的课题。3、弧面凸轮CAD弧面凸轮是种结构复杂的空间凸轮，计算机辅助设计是实现弧面凸轮精确设计的唯一手段。自从我国对弧面凸轮机构进行研究以来，弧面凸轮的CAD一直是研究的重点，特别是九十年代以来，随着三维以D软件的问世，开发操作界面良好的弧面凸轮三维以D软件和弧面凸轮机构的运动仿真系统，以对运动过程进行模拟与仿真，进行装配干涉检查和加工误差的虚拟检测将是个很有价值的研究课题。4、弧面凸轮的制造及其廓面修形的研究弧面凸轮对表面质量和加工精度的要求非常高，在装配过程中，弧面凸轮机构对加工误差特别敏感，容易出现装配干涉。进行弧面凸轮的廓面修形研究，提高弧面凸轮机构的装配性能和降低其装配对加工误差的敏感性，是一个很有意义的研究课题;改进弧面凸轮的加工手段，提高弧面凸轮加工精度与表面质量也一直是人们思考的主要课题;此外，从加工原理上进行改进，探索弧面凸轮的单侧加工、刀具补偿加工、两重包络法加工，将是一个重要的研究方向。5、目前，弧面凸轮机构还没有完善的精度评价指标体系，也没有专门的检测工具。对于弧面凸轮的精度评价体系的完善以及检测方法与手段的探索将是一个重要的研究课题。1.4课题的研究意义弧面凸轮减速器是一种新型、高效的减速器，在国内尚属于研究阶段。该减速器可取代涡轮蜗杆减速器，且具有优良的特性。它可通过调整中心距进行预紧，达到无间隙啮合，长期运转后可保持良好精度，传动效率高，热损耗小。该机构不仅精度高，而且体积小、重量轻、传动效率高、寿命长，适宜于高速高精度及高效率的场合。我国对弧面分度凸轮机构的研究始于20 世纪70 年代末, 上海工业大学, 天津大学、合肥工业大学、吉林工业大学、山东工业大学、陕西科技大学(原西北轻工业学院)、大连轻工业学院、上海工程技术大学等高校以及山东诸城锻压机床厂、西安钟表机械厂、芜湖电工机械厂等厂家都在弧面分度凸轮机构的研究、制造方面取得了一批成果弧面凸轮在经历了几十年的发展后，凸轮机构学的理论研究已经达到较高的水平, 为凸轮机构的设计制造奠定了坚实的理论基础。当今, 凸轮机构的设计已广泛采用解析法并借助计算机来完成, 但目前国内文献介绍的凸轮机构CAD、 CAM 只能设计几种平面或空间凸轮机构。而基于UG软件的二次开发模块开发了弧面凸轮的三维CAD软件，为弧面凸轮数控加工模拟以及建立弧面凸轮的运动仿真系统奠定了基础。因此,现代弧面分度凸轮机构的设计建模技术有着广泛的工程应用背景和研究意义 。随着计算机技术和现代设计理论与方法的迅速发展,三维设计软件尤其是Unigraphics 在机械零件和产品设计中的日益普及，弧面凸轮实体在三维软件特别是在UG中的绘制变得越来越重要。但UG中并无弧面分度凸轮的实体建模命令，这就得要我们借助UG强大的二次开发功能，通过定制弧面凸轮设计界面，达到直接建立三维实体的目的。建模技术是CAD的核心技术，参数化造型技术和特征造型技术是新一代继承化CAD系统应用研究的热点理论。目前国内外对二维图形参数化和简单三维实体的参数化造型较为成熟。对复杂的三维实体的参数化造型尚不多见，特别是弧面分度凸轮这类形状复杂、精确齿形的三维实体参数化造型设计更少。由于弧面凸轮形状复杂，绘制齿形曲线较复杂。并且弧面凸轮各参数间都有严格的函数关系，再加上随着当代机械制造业的不断发展，弧面凸轮的精度要求也越来越高，其实体的绘制较为麻烦。弧面凸轮并不是一个标准件，它的各个参数随着设计要求的不同而不同。如果每设计一个齿轮都要画一个对应的实体部件的话，那不仅增加了设计者的劳动量，还大大降低了设计效率，阻碍了企业的生产和发展。参数化设计是新一代智能化、集成化CAD系统的核心内容，也是当前CAD技术的研究热点。用大型的三维软件实现弧面凸轮的参数化造型已成为设计者的迫切需求，弧面凸轮体参数化造型有重要的意义：（1）弧面凸轮传动的参数化设计与建模系统是CAD技术与弧面凸轮设计相结合的产物，也是两者发展的趋势所在。（2）实现设计过程自动化避免了设计人员手动查阅大量的数据，也避免了手工取点造型的复杂过程，该系统的开发，可以将手算设计的工作人员从繁琐、低效的工作中解放了出来。（3）实现弧面凸轮了的参数化设计以及其精确的造型，可以将设计计算、三维造型与绘制工程图的无缝结合，同时为弧面凸轮的有限元分析、机构仿真和数控加工等工作奠定基础。本课题利用UG的二次开发技术,为解决弧面凸轮参数化设计问题提供了可行的方法,通过直接输入弧面凸轮设计条件，利用计算得出的设计参数进行实体建模,实现弧面凸轮的参数化设计,提高弧面凸轮设计的效率和准确性。1.5课题的研究内容和解决方法本课题利用大型软件UGNX8.0来实现弧面凸轮的三维参数化造型，通过改变弧面凸轮的一些基本参数，生成其相应弧面凸轮。要达到相应的设计要求，首先要知道弧面凸轮的廓面方程，画出弧面凸轮模型后，还应知道UG二次开发的知识，灵活运用UG系统提供的二次开发工具，在模型的基础上编制相应的程序，最后完成弧面凸轮参数化设计模块的开发。第二章 弧面凸轮精密数控转台方案设计2.1 弧面分度凸轮廓面理论弧面凸轮的工作廓面是空间不可展曲面，很难用常规的机械制图方法进行测绘，也不能用展成平面轮廓线的方法设计。针对弧面分度凸轮机构实际啮合过程中滚子曲面与弧面凸轮廓面互为共扼曲面的特点，利用空间包络曲面的共扼原理进行设计计算，推导弧面分度凸轮的廓面方程。2.2 共轭曲面原理 共轭曲面是机构中两构件上用以实现给定运动规律连续相切的一对曲面，研究的是相互接触且有相对运动的两个曲面。对于空问共扼曲面问题用图解法求解困难较大，因此一般结合微分几何和刚体运动学，以向量、矩阵或对偶数等为工具的解析法，研究一对共扼曲面的儿何形状与这对曲面相对运动的关系。 已知共轭运动和共扼曲面中的一个曲面，求另一个曲面，是共轭曲面理中的基本问题。求解方法有包络法和运动法等，因包络法比较繁琐，多用运动法求解。与共扼曲线相仿，一对共轭曲面在啮合过程中连续相切的条件是两曲面在接触点处的相对速度应与过该点所作这对共轭曲面的公法线垂直。根据这个原理，在给定的曲面上任选一点，找出该点进入接触位置曲面所需的转角和位移，用坐标转换法或向量回转法等即可求得接触点在固定空间中的位置，即啮合曲面上的一个对应点。同时也可求出曲面上的对应点。这样一个一个点求解，最后可求得整个啮合曲面及与曲面共轭的曲面。2.3 方案的设计图2.1凸轮机构的组成和名称如上图2.1所示。各部分的名称及作用的介绍如下。输入轴动力输入端；端盖机构箱体的密封防尘部件；凸轮机构实现精密转动的核心部件；轴承1用来支撑输出轴；输出轴动力输出端，用来驱动其他设备或机构；轴承2支撑输入轴端；轴承3配合凸轮运动，实现精密分度转动；转盘用来固定轴承，实现精密转动；轴承4支撑输出轴端。设计方案效果图如下图2.2所示。图2.22.4参数的设计主要设计参数：工作台面直径：500mm；工作台面垂直时中心高为：h=160mm；总传动比：i=150；分度定位精度：；重复定位精度：；最大允许驱动力矩：T=3000N/m。现设减速器为二级传动，第一级为蜗轮蜗杆传动，=50，第二级为弧面凸轮传动，=3。选用电机型号Y112M-4，转速1500r/min，额定功率4kw。本论文中设计的数控转台为分度数多为8。第三章 弧面凸轮机构设计计算在设计弧面凸轮机构时，往往需要根据工作要求确定该机构的一系列基本参数，主要包括：分度数I、弧面凸轮的节圆半径、动程角、从动盘的节圆半径、中心距C以及径距比等。由于各参数之间有着复杂的函数关系，不可能同时都为优先数，因此存在着各参数的合理选取问题。3.1 弧面凸轮机构的运动参数分度数I和从动盘分度期转位角参：分度数I是由弧面凸轮机构所服务的自动机械的生产工艺要求决定的。考虑到该机构的结构特点，分度数I一般在224之间选择，常用的分度数多为6或8。分度数太小时，压力角很大，传动性能较差；分度数太大时，从动盘径向尺寸太大，结构复杂，受转动惯量也很大，运转速度受到很大限，功率消耗很大。凸轮工作副中，若H为凸轮头数，则分度数I与从制间的关系是I=Z/H，弧面凸轮常用分度数及其对应头数见表，凸轮推动定的角度，完成一次分度运动。在一次分度周期中从动盘的转位角：凸轮动程角与动静比k：凸轮转一圈中，从动盘的转位时间与停歇时间，之比称为动静比k，通常希望动静比小一些好，动静比越小，则在一个分度周期内工作机构的操作时间所占比例越大，因此生产率越高。但在满足使用要求的前提下，不要一味追求小的动静比，这样会使动程角减小，负荷惯性矩增大，而且容易产生薄脊现象，降低凸轮负载能力。动程角指对应从动盘转过转位角时凸轮转过的角度，一般为90 330，标准规定间距为0，即90、120、150、180、210、240、270、300、330。中心距C：中心距C即从动盘与凸轮回转中心的距离。我国规定中心距为(40450)mm其公比为1.25。常用的中心距有(40、50、63、80、100、125、150、180、200)mm等。标准中选取了中心距作为系列设计时弧面凸轮机构的优先数系的自变量，这样不同的中心距对应不同的箱体尺寸，满足不同的功率需要，同一中心距选定不同的凸轮也可以实现不同的输出。凸轮的角速度，从动盘的角速度，从动盘与凸轮在分度期的最大角速度比：从动盘节圆半径：不同的中心距对应着不同的从动盘节圆半径。滚子尺寸的选择：滚子的半径、滚子的宽度b以及滚子端面与凸轮廓面的间隙e一般按如下公式进行选取并进行圆整，一般至少一般情况下，从动盘的滚子采用标准滚针轴承，因此在计算出滚子半径和宽度的取值范围后，可选用尺寸临近的标准滚子，然后根据所提供的力学参数进行计算和校核。凸轮节圆半径：在保证接触应力和压力角小于许用值的前提下凸轮尺寸不宜偏大以凑使机构尽可能紧。弧面凸轮的长度l：选取合适的凸轮长度l是很重要的，因为当凸轮长度太短时，易使传动中断，太长又容易发生干涉，凸轮的长度一般根据下列公式进行选取并圆整：3.1 凸轮运动规律用于高速间歇分度的弧面凸轮机构，振动、噪声、冲击和磨损对工作性能的影响是十分严重的，因此在选择从动件运动规律时主要应考虑使其具有较良好的动力学特性，保证其加速度不太大而且不突变。分度凸轮机构的运动规律只有工作行程（升程）而无回程，即总是升停型运动曲线，升程为机构中从动转盘的分度阶段，停程为从动转盘的停歇阶段。常用的凸轮运动规律有三种，即：修正等速运动规律、修正梯形运动规律和修正正弦运动规律，在设计高速凸轮时，应根据具体情况选择运动廓面（曲线）。为了便于分析凸轮机构从动件各种运动规律的共同特性，常把时间t、位移s、速度v、加速度a、跃度j等运动参数进行无因次处理，用大写字母表示相应的无因次量。各种运动曲线的无因次速度V，无因次加速度A，无因次跃动J的最大值Vmax、Amax、J max皆为凸轮曲线的固有特性值，从运动学考虑，选择凸轮曲线时应分析这些因素。 (1)无因次最大速度Vmax重载荷即随动质量大的载荷，应当Vmax小的曲线，离心力较大时，采用Vmax小的曲线较为合适，另外，Vmax小的曲线使得最大压力角也小，凸轮的尺寸也可以小些，Vmax最小的曲线是等速度曲线Vmax=1。(2)无因次最大加速度Amax因为惯性力和转盘质量及加速度有关，惯性力越大，从动件助振力越大，所以转盘质量大时，应选取Amax值较小的运动曲线。另外，Amax关系到从动件与凸轮间法向载荷，而凸轮机构的强度主要根据凸轮接触强度和销轴弯曲强度来计算，因为任何应力都与法向力成正比，所以凸轮强度也与Amax有关，Amax越小，许用应力也越小，极限速度也越小，因此高速凸轮应选用Amax小的曲线。 (3)无因次最大跃动J max最大跃动J max表示加速度的最大斜率，其值的大小与从动件的振动有关。转速越高时，振动频率越接近随动件的固有频率，机构将产生共振。此外，Jmax值越大，振动分量的振幅越大。下表是几种常用运动规律的特性值，其运动规律的计算公式分别介绍如下：修正正弦运动规律：修正正弦曲线是由两种不同周期的正弦曲线拼合而成。其最大速度值较小，最大加速度不大，可以将凸轮的尺寸做得小些，扭矩也较小，一般在负荷未知的情况下优先选用修正正弦运动规律。这种运动规律由三段曲线组成，中部为周期较长的正弦加速度，首末两段为周期较短的正弦加速度，其位移、速度、加速度、跃动曲线如图所示。行程开始部分周期较短的正弦加速度段：行程中周期较长的正弦加速度段：行程终了部分周期较短的正弦加速度段：3.3 弧面凸轮廓面设计共轭接触的基本条件: 弧面分度凸轮的工作廓面是空间不可展曲面，很难用常规的机械制图方法进行测绘，也不能用展开成平面廓线的办法设计，一般应按空间包络曲面的共轭原理进行设计计算。根据共轭曲面原理，凸轮工作廓面从动转盘的滚子间的共轭接触点必须满足下列三个基本条件：(1)在共轭接触位置，两曲面上的一对对应的共扼接触点必须重合；(2)在共轭接触点处，两曲面间的相对运动速度必须垂直其公法线；(3)两曲面在共轭接触点处必须相切，不产生干涉，且在共扼接触点的邻域亦无曲率干涉。弧面凸轮与从动盘滚子实际工作表面相接触的凸轮工作廓面为实际廓面，从动盘滚子中心线在空间轨迹曲面为理论廓面。工作廓面方程:建立坐标系，采用笛卡尔直角坐标系，见图2-6。与机架相连的定坐标系;与机架相连的辅助定坐标系,选择的方向时，应使面对的箭头看, 为逆时针向；与凸轮1相连的动坐标系;与转盘2相连的动坐标系转盘滚子圆柱面在坐标系中的坐标：r、滚子圆柱形工作面的方程参数，Rr滚子半径；凸轮与滚子的共轭接触方程：滚子的位置角；凸轮工作轮廓在坐标系中的坐标：凸轮转角，p凸轮的旋向系数，左旋为+1，右旋为-1。理论廓面方程:齐次变换的优点在于将运动、变换、映射与矩阵运动联系起来，通过一个矩阵就完全描述了坐标系的平移和旋转，广泛应用在空间机构动力学、机器人控制算法、计算机图形学和视觉信息处理等领域。齐次变换矩阵如式所示，Tij描述了坐标系（i）相对于(j) 的位置和方位, 。通过坐标变换，也可以求出理论廓面的方程。从动盘滚子中心线在在坐标系中的坐标：用矢量形式表示为：设从动盘中心线上一点D，在坐标系的矢径为，在坐标系的矢径为，从坐标系变换到的变换矩阵为，从坐标系变换到的变换矩阵为，可知：子坐标系滚中心线r处在的坐标方程： 整理得弧面凸轮的理论廓面方程为：式中p为旋向系数，当凸轮的分度期廓面为左旋时取p=+1，右旋时取p=-1。3.4 相关设计计算凸轮转数 连续旋转凸轮角数度 凸轮分度期转角 凸轮停歇期转角 凸轮角位移 以凸轮分度期转角开始处，计算时取的步长为机构分度期时间 机构停歇期时间 凸轮分度廓线旋向 左旋L凸轮分度廓线头数 H=1转盘分度数 I=8转盘滚子数 z=HI=8转盘分度期转位角 转盘分度期运动规律 改进正弦加速度运动规律转盘分度期角位移 rad rad rad转盘分度期角速度 分度期转盘与凸轮的角速比 分度期的最大角速比 动停比 运动系数 啮合重叠系数 中心距 C=180mm许用压力角 取转盘节圆半径 mm凸轮节圆半径 相邻两滚子轴线间夹角 rad滚子半径 取滚子宽度 取滚子与凸轮槽底部之间沿滚子宽度方向的间隙 取凸轮的顶弧面半径 凸轮定位环面两侧夹角 rad凸轮定位环面侧面长度 h=b+e=（24+6）mm=30mm凸轮定位环面外圆直径 凸轮定位环面内圆直径 凸轮理论宽度 凸轮实际宽度 即 取凸轮理论端面直径 凸轮理论端面外径 凸轮实际端面直径 凸轮的轴孔直径 转盘的轴孔直径 转盘的宽度 转盘上径向对称两滚子外侧端面间距离 转盘上径向对称两滚子内侧端面间距离 第四章 蜗轮蜗杆传动的设计4.1 动力参数电机转速：传动比：电机功率：1. 输入功率计算蜗杆轴功率： 蜗轮轴功率： 2. 各轴的输入转矩电动机的输出转矩Td： 所以：蜗杆轴： 蜗轮轴： 将上述计算结果汇总于表中，以备查用轴名功率P/kW转矩T/(Nmm)转速n(r/min)传动比i效率电机轴42.55104150010.991轴3.922.52104150010.982轴3.129.810530500.84.2 传动零件的设计计算1、涡轮蜗杆的材料选择蜗杆材料选用45钢，整体调质，表面淬火，齿面硬度4550HRC蜗轮材料，根据其中， n1为蜗杆转速，T2为蜗轮转矩初估蜗杆副的滑动速度vs=3.2m/s，选择蜗轮的材料为铝青铜，金属模。2、按疲劳强度设计，根据公式其中，为涡轮的齿数， T为涡轮的转矩， 为系数， K为系数， 为材料的许用应力。参考文献【1】表7.6取则有由参考文献【1】表7.1，按取m=1.5，蜗杆分度圆直径d1=50mm， 4.3 蜗轮蜗杆参数的计算1、蜗杆倒程角2、蜗轮圆周速度3、蜗杆副滑动速度4、蜗轮圆周速度故选择减速器的类型为蜗杆下置5、查参考文献【1】由参考文献【1】表7.8知符合初取的效率值4.3 涡轮蜗杆的尺寸计算1）蜗轮分度圆直径2）中心距3）变位系数4.4 热平衡计算1）估算散热面积A2）验算散热面积A取油温,室温：通常取C。散热系数=1417.5：通风良好，取Ks=17.5 W/()；传动效率，则故散热面积符合要求，不许加装散热片等。4.5 选择蜗杆和涡轮的精度等级 蜗轮的圆周速度通过查表选用精度等级为9级，因为该传动平稳，选用的侧隙种类为c，即传动9cGB/T10089-1988.蜗杆的圆周速度通过查表选用精度等级为8级，因为该传动平稳，选用的侧隙种类为c，即传动8cGB/T10089-1988.第五章 轴以及轴上零件的设计计算5.1 蜗轮轴的设计与校核1. 轴的材料选择因传递功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，考虑到经济性选用常用材料45#钢，调质处理2. 初算轴径对于转轴，按扭转强度初算轴径，查参考文献【1】表9.4得C=106118，考虑到轴端的弯矩和转矩的大小，故取C=110则考虑到键槽的影响，取5.2 结构设计1）联轴器及轴段1的设计：由于联轴器的一端连接工作机一端连接轴，其转速比较低，传递转矩比较大。考虑到安装时不一定能保证同心度，采用有良好的补偿位移偏差性能的刚性可移式联轴器。选用金属滑块联轴器。计算转矩为 其中，T为联轴器传递的名义转矩， K为工作情况系数，取K=1.5。根据转矩及转速选择型号。所以取L1=80mm ，d1=36mm。2)密封圈与轴段2的设计：考虑到联轴器右端的固定和密封圈的标准，取轴段d2=40mm。密封圈为毛毡油封密封圈FZ/T92010-1991中直径是40的。考虑到伸出轴肩的位置不影响零件的拆卸，应留有余隙，取。3）轴段3与轴段6：考虑到蜗杆减速器有轴向力，轴承类型选用圆锥滚子轴承，轴段3上安装轴承，要使轴承便于安装又符合轴承内径系列，暂取轴承型号为30209，查轴承手册，其内径d=45mm，外径D=85mm，宽度B=20mm，故取d3=d6=45mm，考虑到安装挡油板时的侧隙，L3=43mm，轴段6除了安装轴承外还有有加工倒角，故L6=30mm。4）蜗轮与轴段4：轴段4上安装蜗轮，为了方便安装蜗轮d4应该略大于d3，取d4=48mm，按照蜗轮的设计，蜗轮的轮毂宽为（1.51.9）d5，取轮毂宽为60mm，则轴段5的长度略小于蜗轮轮毂宽度，取L5=55mm5)轴肩5的设计：轴段6上安装与轴段3成对的挡油板，考虑到轴承受力的对称性轴肩5的长度L5=8mm。6）键连接：联轴器及蜗轮的轴向连接均采用普通平键连接，分别为键108GB/T1096-1990及键1410GB/T1096-1990.综上，可得出跨距。5.3 轴受力分析 1）蜗轮轴受力：2）计算支撑反力在水平面上负号表示力的方向于受力简图中所设方向相反。在垂直平面上轴承上的总支承反力轴承上的总支承反力3） 画弯矩图在水平面上 A-A剖面左侧：A-A剖面右侧：在竖直平面上合成弯矩A-A剖面左侧：A-A剖面右侧：4） 画转矩图T=287000Nmm5.4 校核轴的强度A-A剖面左侧因弯矩大、有转矩，还有键引起的应力集中，故A-A剖面左侧为危险截面。按弯扭合成强度计算。根据参考文献1式9.3，有式中：I-I截面处弯矩；I-I截面处转矩；抗弯剖面模量，由参考文献1表9.6;；抗扭剖面模量，由参考文献1附表9.6;；根据转矩性质而定的折合系数，对于脉动的转矩，；对称循环的许用弯曲应力，由参考文献1表9.7，。因此，校核通过5.5 轴的安全系数校核计算弯曲应力：,扭转应力：由参考文献1式9.4、9.5、9.6，式中：只考虑弯矩时的安全系数；只考虑转矩时的安全系数；、材料对称循环的弯曲疲劳极限和扭转疲劳极限，由参考文献1表9.3，45号钢调质处理，；弯曲时和扭转时轴的有效应力集中系数，由参考文献1附表9.10、附表9.11，；零件的绝对尺寸系数，由参考文献1附图9.12，；表面质量系数，由参考文献1附图9.8、附表9.9，；把弯曲时和扭转时轴的平均应力折算为应力幅的等效系数， ；弯曲应力的应力幅和平均应力；扭转剪应力的应力幅和平均应力；许用疲劳强度安全系数，由参考文献1表9.13，；所以，校核通过。5.6 校核键连接的强度（1）联轴器处键连接的挤压应力取键、轴、联轴器的材料都为钢，机械设计教材上表得。显然，故强度足够。（2）齿轮处键连接的挤压应力取键、轴、齿轮的材料都为钢，查表6.1得。显然，故强度足够。5.7 校核轴承寿命由参考文献【2】表12.4知，轴承30209的，。(1) 计算轴承的轴向力。轴承、的内部轴向力分别为的方向如图一所示，同向，则显然，,因此轴有左移趋势，但由轴承部件的结构图分析可知轴承I将使轴保持平衡，故两轴承的轴向力分别为图一：轴承布置及受力比较两轴承的受力，因，故只需校核轴承。（2） 计算当量动载荷。由，查表得因为所以当量动载荷（3） 校核轴承寿命。轴承在以下工作，查参考文献【1】表11.9得。平稳，查表11.10，得。轴承I的寿命为已知减速器使用5年，三班制工作，则预期寿命显然，故轴承寿命很充裕。5.9 蜗杆轴的设计1. 选择轴材料因传递功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，考虑到经济性选用常用材料45#钢，调质处理2. 估算轴的基本直径对于转轴，按扭转强度初算轴径，查参考文献【1】表9.4得C=106118，考虑到轴端的弯矩和转矩的大小，故取C=110则考虑到键槽的影响，取根据传动装置的工作条件，拟选用LX型弹性柱销联轴器（GB/T 50142003）。根据，LX1型联轴器就能满足传递转矩的要求。但Y112M-6电机轴径28mm，故选用LX2型联轴器，减速器高速轴轴伸处的直径=20mm。3轴的结构设计（1）初定各段轴径的确定位置轴径/mm说明联轴器处20按传递转矩估算的基本直径以及联轴器的内径取油封处25满足联轴器的轴向定位，并满足封油标准轴承处30轴承为圆锥滚子轴承，初定轴承型号30206，故该段轴径为30，两端相同轴肩36蜗杆处50轴承处30与轴段三相符（2）确定各轴段长度轴的各段长度在草图绘制过程中逐段确定，结果如下：50mm（联轴器LX2处）、50mm（油封处）20mm（轴承处）、8mm（轴肩）、30mm、80mm、30mm、8mm（轴肩）、20mm（轴承处）：（3）传动零件的轴向固定联轴器处采用普通平键由该段轴径选用键GB 1096-2003。（4）轴的密封采取两个唇形密封圈相对放置，既能防止外界灰尘，又能防止漏油。结论 弧面分度凸轮机构有着其它分度机构不可替代的优越性, 其结构简单、高速度高精度等优点使它将逐步取代棘轮、槽轮机构等, 成为有着广阔发展前景的一种间歇分度或步进传送机构。纵观弧面分度凸轮机构发展的历史以及近年的发展现状, 今后我国弧面分度凸轮机构的研究重点应在如下几个方面:(1) 新型点啮合传动的弧面分度凸轮机构
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