数控回转工作台设计 毕业设计

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数控回转工作台的设计

1 概要

1.1 前言

1.1.1 数控回转工作台的介绍

数控机床是一种高效率的加工设备，当零件被装夹在工作台上以后，为了尽可能完成较多工艺内容，除了要求机床有沿X、Y、Z三个坐标轴的直线运动之外，还要求工作台在圆周方向有进给运动和分度运动。这些运动通常用回转工作台实现。

a、数控回转工作台的主要功能有两个：一是实现工作台的进给分度运动，即在非切削时，装有工件的工作台在整个圆周进行分度旋转；二是实现工作台圆周方向的进给运动，即在进行切削时，与X、Y、Z三个坐标轴进行联动，加工复杂的空间曲面。

b、分度工作台只能完成分度运动，而不能实现圆周运动。由于结构上的原因，通常分度工作台的分度运动只限于完成规定的角度（如45°60°或90°等），即在需要分度时，按照数控系统的指令，将工作台及其工件回转规定的角度，以改变工件相对于主轴的位置，完成工件各表面的加工。

数控回转工作台在电火花线切割机床上的应用：

电火花线切割加工已广泛用于国防和民用的生产和科研工作中，用于加工各种难加工材料、复杂表面和有特殊要求的零件、刀具和模具。从工艺的可能性而言，现在的商品电火花线切割加工机床可分为三类：切割直壁二维型面的线切割加工工艺及机床；有斜度切割功能、可实现等锥角三维曲面切割工艺及机床；可实现变锥度、上下异形面切割工艺及机床。

上述X、Y和U、V四轴联动能切割上下异形截面的线切割机床，仍无法加工出螺旋表面、双曲面表面和正旋曲面等复杂表面。

如果增加一个数控回转工作台附件，工件装在用步进电机驱动的回转工作台上，采取数控移动和数控转动相结合的方式编程，用θ角方向的单步转动代替或着配合Y轴方向的单步移动，即可完成上述这些复杂曲面加工工艺。

1.1.2 电火花加工的产生和加工原理

电火花加工又称放电加工（electrical discharge machining, 简称EDM），在20世纪40年代开始研究并逐步应用于生产。它是在加工过程中，使工具和工件之间不断产生脉冲性的火花放电，靠放电时局部、瞬时产生的高温把金属蚀除下来。因加工时放电过程中可见到火花，故我国称之为电火花加工-《特种加工技术》。

电火花加工的原理是基于工具和工件（正、负电极）之间脉冲性火花放电时电腐蚀现象蚀除多余的金属，以达到对零件的尺寸、形状及表面质量预定的加工要求。

电腐蚀的主要原因是：电火花放电时火花通道中瞬时产生大量的热，达到5000℃以上的温

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度，足以使任何金属材料局部熔化、气化而被蚀除掉，形成凹坑。这样，人们在研究抗腐蚀办法的同时，开始研究利用电腐蚀现象对金属材料进行尺寸加工。

电火花线切割加工（wire cut EDM, 简称WEDM）是在电火花加工基础上于20世纪50年代末最早在前苏联发展起来的一种新的工艺形式，是用线状电极（钼丝或铜丝）靠火花放电对工件进行切割，故称电火花线切割，有时简称线切割。它在国内外已获得广泛的应用，目前国内的线切割机床已占电加工机床的70％以上。

电火花线切割加工的基本原理是利用移动的细金属导丝作电极，对工件进行脉冲火花放电、切割成形。

图1-1 电火花线切割原理

1.1.3 电火花线切割加工的现状与发展

根据电极丝的运行速度，电火花线切割机床通常分为两大类：一类是双向快走丝（或称高速走丝）电火花线切割机床（WEDM—HS），这类机床的电极丝作高速往复运动，一般走丝速度为8～10m/s，这是我国生产和使用的主要机种，也是我国独创的电火花线切割加工模式，其特点是机床结构简单、价格便宜、但性能稍差；另一类是单向慢走丝（或称低速走丝）电火花线切割机床（WEDM—LS），这类机床的电极丝作低速单向运动，一般走丝速度低于0.2m/s，这是国外生产和使用的主要机种，我国也已生产和逐步更快的采用慢走丝机床。

随着零件及精密模具技术要求的不断提高，对电火花线切割加工高效、精密、完整性的要求也愈来愈高。在切割速度计切割精度方面，自本世纪初国内“中走丝”（具有多次切割功能的高速走丝机床）机床被成功应用于模具加工来，对国产高速走丝电火花切割机传加工指标产生了巨大的推动作用，采用复合工作液的条件下，第一次切割最高平均效率已超过200mm2/min，在4次切割平均切割效率大于50mm2/min，条件下表面粗糙度达到Ra<0.8μm。

但从放电加工机理方面考虑,“中走丝”也暴露出一些对于切割效率、精度及表面完整性而

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言难以克服的问题。在切割效率及精度似乎又进入了一个瓶颈阶段，在表面完整性研究方面，由于表面完整性对工件的使用性能，如耐用性、耐磨性、疲劳强度、高温持久强度、耐腐蚀性等有重大影响。为了使电火花线切割加工工艺接近精密磨削的水平，并满足长寿命精密模具和苛刻使用条件下零件的质量要求，国外对低速走丝线切割切割机理及工艺已经进行了长久的研究，并提出了“表面完整线切割”的概念，而我国的HSWEDM在此领域的研究几乎还处于空白状态。

虽然国外一些发达国家的电火花线切割加工机床自动化程度高，功能多，加工质量好，但这些先进的机床价格昂贵，国内一般企业买不起。而结构简单，价格低廉的国产高速走丝电火花线切割机床在相当长的时期内仍然是模具制造、新特材料及复杂曲面零件加工的重要设备。因此进一步研究高速走丝线切割加工技术，扩大其加工工艺范围，不仅具有重要的理论意义，而且具有显著的经济和社会效益。

1.1.4 复杂直纹曲面的加工方法

所谓直纹面就是由一族连续变动的直线构成的曲面。直纹面加工在航空零件、模具制造加工中有着广泛应用 。电火花线切割多轴联动加工系统是为了实现复杂 曲面加工而研制的数控系统。目前，4轴联动数控电火花线切割机已具备加工复杂直纹面的能力-《复杂型面摸具线切割加工新技术研究》。

国产的数控线切割机床，其工作台一般都是按直角坐标系设计的，适合于加工二维图形的工件。如果设想改变现有国产线切割机床工作台的坐标设置，即由原来的X + Y工作台转换成A (绕X 轴转动) + C (绕Z 轴转动)或B (绕Y 轴转动) + C，或X + C，或它们之间的其它组合形式。这样仍然是两轴联动控制，但是可以加工出复杂的直纹曲面。

编程的基本思想是：在加工过程中, 工件绕Z 轴的转动(C)和工件绕X 轴的摆动(A )之间协调配合, 使工件下端圆周切于摆动轴中心, 而电极丝过相切点, 工件上端电极丝则沿所需要之图形切割。在图1-2中, 工件上端为正六边形, 下端为圆。所以, 程序的编制应保证工件绕OX 轴摆动和绕 Z 轴转动时, 电极丝下端通过切点, 而其上端则沿正六边形移动。

图1-2电火花加工方法

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知道了复杂型面线切割加工的运动形式后，可以通过建立数学模型进一步分析复杂性面零件线切割加工的运动规律。

如果在数控高速走丝电火花线切割机床上增加一个数控回转工作台附件，工件装在数控回转工作台上，采用数控移动和数控转动相结合方式编程，用θ角方向的单步转动来代替y轴方向的单步移动，即可完成图1-5零件的加工工艺。

图1-3 电火花线切割加工复杂型面

如果采取数控转动和数控摆动相结合或两个数控摆动相结合的方式编程，采用更为先进的软件控制系统，一个使工件旋转，另外一个使工件摆动，即可用于加工有锥度（斜度可大30°）、两端之间平滑过渡三维型面模具，如大端为正圆，小端为正六边形等三维斜壁的拉丝模具（如图1-6）。

图1-6 下圆上六方三维斜壁模具

1.2 设计任务与要求

在现有的两坐标联动数控电火花线切割机床的工作台上再设计一个具有两个旋转自由度的数控回转工作台，将其安装在原有的工作台上，与原有的工作台成为一个整体，成为一个多自由度的回转工作台，再通过对数控系统的升级（不属于此题范畴），使该机床成为五坐标联动的数控机床。

这样的回转数控工作台不仅可以沿X、Y、方向作平行移动，在A、B两轴能同时运动，且能随时停止，在A、B两轴上均可在一定角度内连续转动。不仅可以加工简单的直面、斜面、圆

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弧面，还可适应更大的斜面（锥度）和更复杂的直纹曲面零件的加工。

传统的电火花线切割机床的两轴平移坐标工作台以及偏移式丝架、双坐标联动装置的配合也只能加工出上下异性界面形状的零件，仍然无法加工出复杂表面，因此在直线进给运动上叠加回转或者摆动进给运动使之成为多轴联动数控机床。

课题的主要任务（需附有技术指标分析）：

1、确定总体方案；

2、进行必要的匹配计算，选择适当的元器件； 3、机械部分总体设计（装配图A0 1张）;

4、零件设计，绘制零件图若干（折合2张A0图纸）； 5、编写设计说明书1份。

1.3 设计过程

第1-2周：熟悉设计任务，收集，调研 第 3 周：方案论证，作开题报告 第4-6周：总体设计 第7-10周：零、部件设计 第11-13周：撰写说明书

第14周：其他：包括翻译和其他工作

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2 工作台设计方案及其分析

2.1 数控电火花线切割机床的机构组成及其作用

机床本体由床身、坐标工作台、运丝机构、丝架、工作液箱、附件和夹具等几部分组成。 （1）床身部分：

床身一般为铸件，是坐标工作台、绕丝机构及丝架的支承和固定基础。 （2）坐标工作台部分：

电火花线切割机床最终都是通过坐标工作台与电极丝的相对运动来完成对零件加工的。 （3）走丝机构：

使电极丝以一定的速度运动并保持一定的张力。 （4）锥度切割装置：

（a）偏移式丝架：主要用在高速走丝线切割机床上实现锥度切割。

（b）双坐标联动装置：在低速走丝线切割机床上广泛采用，可以实现上下异形截面的加工。

2.2、传动方案的确定

图2-1 回转工作台原理图

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由于现有XY坐标工作台电火花线切割机床通过可以实现在XY平面内的曲线切割，因此不需要在Z轴实现回转运动，所以为了实现更多的加工工艺，且考虑到电火花切割时电极丝只能沿Z轴垂直方向，不能有较大的偏移角度，工作台亦不能A、B两轴进行360°的回转运动，否则会造成工作台本身与电极丝发生干涉，破坏工作台机构，因此本设计中采用A、B两轴在一定角度内连续摆动运动。

两轴摆动可联动，也可独立运动，配合已有工作台X、Y轴方向的平移，再通过对数控系统的升级（不属于此题范畴），使该机床成为多坐标联动的数控机床，来完成对复杂直纹曲面的加工。

2.2.1 A轴结构确定

A轴摆动机构采用悬臂式结构，即比B轴少一个支撑座。其运动由交流伺服电机驱动圆柱齿轮传动，带动涡轮蜗杆系统，使工作台实现在A轴内±30°的连续摆动。涡轮蜗杆传动平稳，振动，冲击和噪声均较小，能以单级传动获得较大的传动比，机构紧凑，且当螺旋线升角小于啮合面的当量摩擦角时蜗杆传动便具有自锁性，有利于实现回转工作台所要求的分度和锁紧的实现，故选用涡轮蜗杆传动。

当数控工作台接到数控系统的指令后，首先松开运动部分的涡轮加紧装置，同时电机解除自锁，然后启动交流伺服电机，按数控指令确定工作台的回转方向，回转速度及回转角度大小等参数。

因为是涡轮蜗杆传动与分度，所以停位不受限，并不像端齿分度盘一样，只能分度固定的角度的整数倍（5°、10°、15°等），而且偏转范围大，能加工任何角度与倾斜度的孔与表面。齿的侧隙是靠齿轮制造精度和安装精度来保持，大齿轮的支撑轴与蜗杆轴做成一个轴这种连接方式能增大连接的刚度和精度，更能减少功率的损耗。

本设计属于开环数控回转工作台，旋转编码器与交流伺服电机和支撑座的尾端连接，能将旋转后的位置准确的反馈回系统。

设计中应主要减少A轴在X轴方向上的结构尺寸，以减少非加工范围造成的X轴无效行程，并使机构尺寸不会超出工作台范围。同时降低工作台的高度以增大工件的加工厚度，避免A轴机构高度超出丝架的跨度产生运动干涉。

2.2.2 B轴结构确定

B轴工作原理与A轴相同，主要零件类型相同，只是采用两个支撑座以固定安装在XY坐标工作台上，其左支撑座只起到支承作用，只要零件位于右支撑座内。由于B轴位于Y轴工作台上，其尺寸只要不超出Y轴工作台长度即可，因此应只要减少B轴在Y轴方向上的结构尺寸，以减小实际影响Y轴加工范围的机构尺寸。

2.2.3 回转工作台的锁紧原理

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在A、B两轴摆动结构中，虽然蜗杆传动具有自锁性能，但是考虑到加工方式的要求和A轴的特殊结构，因此，首先采用伺服电机的自锁实现对机构静止时的锁定，同时采用在摆动轴涡轮轮毂上使用油压环抱式锁紧装置，以大面积的缩进摆动部分，锁紧时圆周表面紧密配合，减少了盘面压力不稳定的起伏，所以具有高刚性和耐重切削的特性。

油压环抱式锁紧装置是由一个薄壁套筒套在涡轮的轮毂上，当套筒内通高压油后，薄壁套筒径向变形，抱紧轮毂。薄壁套筒通过两端的凸缘被固定在箱体上。涡轮被抱紧，与涡轮通轴并固连的大齿轮和右支座轴也被固定，这就意味着回转至某一角度的工作台和B轴机构被夹紧、固定。这对圆锥面、斜面等直纹面的切削、倾斜孔加工会大幅度提高加工系统的刚性，明显提高机床耐重切削的能力-。 锁紧力计算：

输入油压20MPa，锁住面积：油压环长20mm，保守估计80％接触。 则接触面积：

S=πdl80％=π x 66.4 x 20 x 80％=3335.9mm2 （2-1）

锁紧力：

F=psμ = 20 x 3335.9 x 0.2 =13343.6N （2-2）

锁紧力矩：

2.2.4 回转工作台的润滑与密封

因为两轴摆动机构有较大的摆动角度，所以虽然涡轮蜗杆及齿轮传动都是在箱体内，涡轮蜗杆顶面都里箱底有较大的距离，也不能采用常规的甩油润滑。再者箱盖与箱座之间不能有很好的密封，且在倾斜时会将存于箱底的油与齿轮顶脱离接触，没法再甩油。

所以应选用循环喷油润滑。但在装配时轴承部分要先填好润滑脂，以免长时间得不到润滑而降低使用寿命。

喷油润滑的好处非常多，可以冲掉传动过程中齿轮啮合区的磨粒、减少磨损、延长使用寿命、对涡轮蜗杆进行很好的冷却与润滑等。

右支撑座采用常规的齿轮-蜗杆减速器密封方法，各轴承端采用油润滑和橡胶圈密封，与B轴机构连接的轴承段采用橡胶圈密封。

对于左端支撑，采用齿轮减速器的密封方法，各轴承端采用油润滑和橡胶圈密封。

T=FR = 13343.6 x 33.2 x 10-3=443N2m （2-3）

2.3 回转工作台的组成

A、B两轴摆动机构均由交流伺服电机、联轴器、输入轴、高速级小齿轮、高速级大齿轮、中间轴、低速级小齿轮、低速级大齿轮、蜗杆轴、涡轮、涡轮等组成。

B轴：

B轴机构由两个支撑座构成，左支撑座只起支撑作用，传动零件均位于右支撑座内。主要

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有一级齿轮减速器和一对涡轮蜗杆传动组成。伺服电机驱动一级齿轮减速器传动，齿轮减速器通过蜗杆轴带动涡轮蜗杆传动，涡轮安装在支承轴上，支承轴与A轴机构箱体螺栓连接，在保证螺栓连接可以安装的同时应尽量减少机构尺寸，以上零件均位于右支撑座内。

A轴：

伺服电机驱动一级齿轮减速器传动，一级齿轮采用垂直方向安装，以减小A轴运动时的极限范围，但应保证对电火花机床工作台尺寸高丝架跨度的要求，扩大可使用的机床范围。

A轴传动零件与B轴右支撑座相同，伺服电机驱动一级齿轮减速器传动，齿轮减速器通过蜗杆轴带动涡轮蜗杆传动，涡轮安装在输出轴上，输出轴与工作台采用螺栓连接，在保证螺栓连接可以安装的同时应尽量减少机构尺寸。

2.4 主要参数

回转角度：±30°

最大回转半径：300mm 最大承载重量：100kg 脉冲当量：0.001° 电动机步距角：0.5°

2.5 回转工作台的传动精度对工艺指标的影响

数控机床中常见的反应式步进电机的步距角一般为0.5°～3°。步距角越小，数控机床的控制精度越高。

步进电机进给系统的脉冲当量一般取为0.01mm或0.001°，这时脉冲位移的分辨率和精度较高，但是由于进给速度v=60fδ(mm/min)或ω=60 fδ(min﹣1)，在同样的最高工作频率?时δ越小，则最大进给速度之值也越小。

步进电动机的进给系统使用齿轮传动，不仅是为了求得必需的脉冲当量，而且还满足结构要求和增大转矩的作用。

在数控机床仅给系统中，考虑惯量、转矩或脉冲当量的要求，必须进行减速的情况下，采用齿轮传动。减速齿轮的齿侧间隙使换向后运动滞后于指令信号，造成开环或闭环伺服进给系统的死区误差，影响定位精度。为了消除齿隙并增强刚性，应采用各种具有消隙或预紧措施的齿轮副。

在数控机床中，分度工作台、数控回转工作台都广泛采用涡轮蜗杆传动。蜗轮副的啮合侧隙对其分度定位精度影响最大，因此消除蜗轮副的侧隙就成为数控回转工作台的关键问题。

一般在要求连续精度分度的机构中或为了避免传动机构因承受脉动载荷而引起扭转的场合往往采用双螺距渐厚蜗杆，以便调整啮合侧隙到最小限度。

双螺距渐厚蜗杆与普通蜗杆的区别是：双螺距渐厚蜗杆齿的左、右两侧面具有不同的齿距；而同一侧面的齿距则是相等的。

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双螺距渐厚蜗杆副的啮合原理与一般蜗杆副啮合原理相同，蜗杆的轴向截面仍相当于基本齿条，涡轮则相当于同它啮合的齿轮。由于蜗杆齿左、右两侧面具有不同齿距，即左、右两侧面具有不同的模数，因而同一侧的齿距相同，故没有破坏啮合条件。

双螺距渐厚蜗杆传动的公称模数m可看成普通蜗轮副的轴向模数，一般等于左、右齿面模数的平均值。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。因此可用轴向移动蜗杆的方法来消除蜗杆与涡轮的齿侧隙-《数控回转工作台的原理和设计》。

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3 主要零件的设计

3.1 工作台外形尺寸及重量计算

工作台最大承重：100kg，回转半径：300mm。

由《机械零件手册》查得，工作台材料为45钢，采用淬火提高钢的硬度和强度极限，但由于淬火会引起内应力，使钢变脆，所以工作台淬火后必须回火，以消除内应力。对于工作台连接处，采用焊接处理。其结构如图3-1：

图3-1 工作台结构

工作台尺寸：B=200mm，L=300mm，H=360mm，R1=60mm，r=30mm,m=30mm,n=30mm,a=40mm 工作台通过螺钉与涡轮输出轴连接，连接处进行喷砂处理增大表面摩擦力。螺钉受横向载荷和转矩，当采用螺钉与孔壁间留有间隙的普通螺钉连接时，靠连接预紧后在结合面间产生的摩擦力来抵抗横向载荷。

取螺钉直径10mm，数目4根 由《机械设计》查得，螺钉预紧力为 受横向载荷：

(3-1)

受转矩：F1= KS2 T / 4fr = 1.2 x 1210 x 0.3/0.5 x 4 x 0.04 =5440N (3-2) 选择螺栓材料为Q235，性能等级为4.6的螺栓，有《机械设计》查得材料屈服极限为240MPa，安全系数为1.5，故螺栓材料取用应力[ζ]=160 MPa。 求得螺栓危险截面的直径（螺纹小径d1）为：

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d1 = （4 x 1.3 x F/π[ζ] ）ˉ3= {[4 x 1.3 x(5440+1210/4)]/ π[ζ] }=7.713mm (3-3) 矩形截面梁的弯曲应力沿截面高度按二次抛物线规律分布在中性轴处弯曲切应力最大。 由

(3-4)

可知工作台可用，工作台中21Kg。

按粗牙普通螺纹标准，选用螺纹公称直径为d=10 mm。

3.2 步进电机的选用及运动参数的计算

已知脉冲当量为0.001°，电机步距角为0.5°,工作台转速为6r/min。 工作台扭矩为：

T=FL=121.05 x10x0.3=363 N2m (3-5)

A轴机构重量小于121Kg,B轴所受扭矩为：

T=FL<（121.05+100）x10x0.2=444N2m (3-6)

工作台转动所需功率为202.5W,A轴机构回转所需功率为700W，所以两个轴的伺服电机采用不同的电机，但主要零件设计方法形同，B轴机构伺服电机选用1000W。

此处仅以A轴机构主要零件设计为例，由《数控机床系统设计》知，总传动比为： 总传动效率为：

ηα=η

i0=α/δ=0.5/0.001=500 (3-7)

轴承2η齿轮2η涡轮、杆2η联轴器

=0.98x0.97x0.8x0.99=0.75 (3-8)

参考《机电传动控制》，伺服步进电机额定功率为

选定伺服电机参数为：

电机型号：ACM604 额定电压：220V 额定功率：400W 额定力矩：1.27N2m 额定转速：3000r/min 电机总长:127.8mm

电机安装直径:70mm 电机重量:1.48Kg

电机轴直径:14mm 伸出轴长度：30mm 磁对极:4

(3-9)

τm13

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编码器:2500

由于A、B两轴摆动机构输出轴的扭矩和回转时所需的功率相同，且电机的输出扭矩和功率均选择的较大，因此可以用相同的零件，只是部件的装配结构有一些差别。

分配传动比时，考虑到应使各级传动件尺寸协调，结构匀称合理，尽量使传动装置外廓尺寸紧凑，重量较小，所以涡轮蜗杆的传动比应尽量小以减少涡轮的直径，查《机械设计》蜗杆传动比取62。

为了减少齿轮副的尺寸，避免大齿轮很大，小齿轮很小的情况，齿轮传动比应该取小一些，以使齿轮减速器部分的结构紧凑，减少总体结构尺寸。

则齿轮总传动比为：

i=500/62 = 8.065

各轴转速：

Ⅰ轴 n1=nm=3000 r/min

Ⅱ轴 n2=n1/i1=3000/8.065=372 r/min Ⅲ轴 n3=n2/i2=372/62=6 r/min 各轴输入功率：

P1=400x0.98x0.99=388.08 W

P2= P12η12=388.08x0.98x0.97=368.91 W P3=368.91x0.98x0.8=289.2 W 各轴输出功率：

P1′= P1x0.98=380.32 W

P2′= P2x0.98=361.53 W P3′= P3x0.98=283.416 W 各轴输入转矩：

Td=1.27 N2m

T1= Td2n1=1.27x0.99x0.98 = 1.232 N2m T2= T12n2=1.232x0.99x0.98x8.065 = 9.45 N2m T3= T22n3=9.45x0.99x0.8x62 = 459.17 N2m 各轴输出转矩：

T1′= T1x0.98 = 1.207 N2m

T2′= T2x0.98 = 9.261 N2m T3′= T3x0.98 = 450 N2m

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3.3 齿轮传动的设计、主要参数和几何尺寸

已知齿轮副的传动比为8.065，输入转矩为1.232 N2m，小齿轮转速为3000r/min，设定工作寿命15年（设每年工作300天），两班制，机构工作平稳，正反转。

齿轮毛坯采用锻造毛坯，先切齿，后表面硬化处理，最后进行精加工，淬火并渗氮处理。 斜齿轮优点：

（1）啮合性能好，在斜齿轮轮齿的接触线为与齿轮轴线倾斜的直线，轮齿开始啮合和脱离啮合都是逐渐的，因而传动平稳、噪声小，同时这种啮合方式也减小了制造误差对传动的影响；

（2）重合度大，可以降低每对轮齿的载荷，从而相对的提高了齿轮的承载能力，延长了齿轮的使用寿命，并使传动平稳；

（3）斜齿标准齿轮不产生根切的最少齿数较直齿轮着少，因此，采用斜齿轮传动可以得到更为紧凑的机构。

由于齿轮副转速不高，故选用7级精度（GB10095-88）。

材料选择：选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差40HBS。

选小齿轮齿数=20，大齿轮齿数Z2=20x8.065=161.3，取162 按齿面接触强度设计： 由设计计算公式进行试算，即

（3-10）

确定公式内的各计算数值：

试选载荷系数Kt=1.6，小齿轮传递的转矩为1.232 N2m。 选取齿宽系数=1，

查《齿轮手册》的材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa疲劳强度极限ζ

Hlim2=550MPa。

。

Hlim1=600MPa，大齿轮的接触

按齿面硬度查《机械设计》得小齿轮的接触疲劳强度极限ζ计算应力循环次数：

N1=60n1jLh=60x3000x1x(2x8x300x15)=1.296x1010 (3-11)

N2=1.296x1010/8.065=1.607x109 (3-12) 取接触疲劳寿命系数KHN1=0.85；KHN2=0.92。 取失效概率为1﹪，安全系数S=1.2，得

［ζH］1= KHN12ζHlim1/S=0.85x600/1.2 MPa=425 MPa (3-13) ［ζH］2= KHN22ζHlim2/S=0.92x550/1.2 MPa=421.67 MPa (3-14)

则许用接触应力:

15

数控回转工作台的设计

［ζH］=（［ζH］1+［ζH］2）／2=423.3 MPa (3-15)

选取区域系数ZH=2.433，

查的1=0.78，εα2=0.87，则εα=εα1+εα2=1.65。 计算圆周速度:

v=πd1tn1/60x1000=3.14x14.8x3000/60x1000=2.324 m/s (3-16)

试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得d1t = 14.8 mm

计算尺宽b及模数m

b=Фdd1t=1x14.8=14.8 mm mnt=d1tcosβ/Z1=0.718 h=2.25 mnt =2.25x0.718=1.616 mm b/h=14.8/1.616=9.16 计算纵向重合度:

ε

β

=0.318Фd Z1tanβ=0.318x1x20xtan14°=1.586 计算载荷系数K：

已知使用系数KA=1，根据v=2.324 m/s,7级精度，查得动载系数Kv =1.11；查得KHβ=1.42；

查得KFβ=1.35, KHα= KFα=1.4. 故载荷系数：

K=KAKvKHαKFβ=1x1.11x1.4x1.42=2.21 按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径得：

mn=d1cosβ/ Z1=0.801 按齿根弯曲强度设计：

计算载荷系数： K = KA Kv KFα KFβ =1 x 1.11 x 1.4 x 1.35 =2.10 根据纵向重合度εβ = 1.586，查得螺旋角影响系数Yβ = 0.88。

计算当量齿数：

ZV1 = Z1/ cos3β = 20 / cos314°= 21.894 ZV2 = Z2/ cos3β = 162 / cos314°= 177.34 查得齿形系数：YFa1 = 2.73 , YFa2 = 2.11 查得应力校正系数： = 1.565 , YSa2 = 1.85

(3-17)

(3-18)

(3-19)

(3-20)

(3-21)

(3-22)

(3-23)

(3-24)

(3-25)

(3-26) (3-27)

16

陕西科技大学毕业论文（设计说明书）

查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限= 500 MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限ζMPa；取弯曲疲劳寿命系数 KFN1= 0.85，KFN1= 0.88。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 ，得：

[ζF]1 = KFN1ζ[ζF]1 = KFN2ζ

由：

FE1 = 380

FE1 / S = 0.85 x 500/1.4 =303.57 MPa (3-28) FE2 / S = 0.88 x 380/1.4 =238.86 MPa (3-29)

YFa1 YSa1/[ζF]1 = 0.01407 ，YFa2 YSa2/[ζF]2 = 0.01634，大齿轮的数值大。 则有公式3-25计算：

mn ≥ 0.6

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲强度算得的模数并圆整为标准值1。 取m=1 计算齿数：

Z1=d1 cosβ/m=16 (3-30)

取Z1=16，则Z2=8.065x16=129.04，取130。 几何尺寸计算：

计算中心距：

a=( Z1+Z2)mn/2cosβ=(16+130)x1/2cos14°=75.2 mm (3-31)

按圆整后的中心距修正螺旋角：

β=arcos(Z1+Z2)mn/2a=13.9° (3-32)

因β值改变不多，故参数εα、Kβ、ZH等不必修改。

计算小齿轮、大齿轮的分度圆直径：

d1= Z1mn/cosβ=16x1/cos13.9°=16.5 mm (3-33)

d2= Z2mn/cosβ=130x1/cos13.9°=133.9 mm (3-34)

计算齿轮宽度：

b=Фd d1=16.5 mm (3-35)

圆整后取B2=20 mm,B1=25 mm。

计算中所所选取的参数以及查得的参数均参考《机械设计》第十章齿轮传动中所列出的图表。

大齿轮齿顶圆直径小于160mm，根据动力参数，几何尺寸，以及箱体条件和整体装配的限制，结合生产加工方式与工艺水平，故以选用腹板式结构为宜，齿轮与轴采用平键连接。

在工作条件完全相同的情况下，采用斜齿轮传动可比直齿轮传动获得较小的传动几何尺寸，也就是说，斜齿轮传动比直齿轮传动具有较大的承载能力。

17

数控回转工作台的设计

主要参数：

1.齿形角α=20° 2.齿顶高系数ha*=1 3.顶隙系数c*=0.25 4.模数m=1

5.分度圆螺旋角β=13.9° 几何尺寸：

1.分度圆直径d1=16.5 mm d2=133.9 mm 2.齿距p=3.14mm 3.齿顶高ha=1 mm 4.齿根高hf=1.25 mm

5.齿顶圆直径da1=18.5 mm da1=135.9 mm 6.齿根圆直径df1=14 mm df1=131.4 mm 7.全齿高h=2.25 mm

8.基圆直径db1=15.5 mm db2=129.92 mm

由于A、B两轴机构的伺服电机相同，系统总传动比相同，各分配比也相同，同时满足两轴的需要，因此两轴采用相同的齿轮副传动。

3.4 蜗杆与涡轮的设计、主要参数和几何尺寸

已知输入扭矩为9.45 N2m，作用在涡轮上的扭矩为459.17 N2m，蜗杆转速为372r/min，传动比为62，工作载荷较稳定，但有不大的冲击，要求寿命为12000h。

根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆。

考虑到蜗杆传动的功率不大，速度较小，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45～55HBS。涡轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而齿芯用灰铸铁HT100制造。 按齿面接触疲劳强度进行计算：

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，再校核齿根弯曲疲劳强度。

传动中心距为：

(3-36)

取Z1=1，估取效率η=0.8， 确定载荷系数K：

因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数Kβ=1，选取使用系数KA=1.15，由于转速不高，冲击不大，可取动载系数KV=1.05，则

18

陕西科技大学毕业论文（设计说明书）

K=KA Kβ KV=.15x1x1.05≈1.21 （3-37） 确定弹性影响系数ZE

因选用的是铸锡磷青铜涡轮和蜗杆相配，故ZE=160MPa? 。 确定接触系数Zρ

先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值为0.40，可查得Zρ=2.75。 确定许用接触应力：

根据蜗杆材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC，可查得涡轮的基本许用应力[ζH]′=268 MPa。

应力循环次数为

N=60jn2Lh=60x1x6x12000=4.32x106 （3-38）

寿命系数：

（3-39）

则

[ζH] =KHN2[ζH]′ =0.81 x 268 =217.08 MPa （3-40）

计算中心距：a ≥106.67 mm

取中心距a = 160 mm ，因i = 62 ，故去模数m = 4 mm ,蜗杆分度圆直径d1=71 mm 。这时d1/a = 0.451 ，可查得接触系数Z′ρ=2.65，因为Z′ρ

蜗杆：

轴向齿距pa = 12.56 mm ；直径系数q =17.75；齿顶圆直径da1 = 79 mm；齿根圆直径df1 = 61.4 mm；分度圆导程角γ= 3°13′28″,蜗杆传动具有自锁性能；蜗杆轴向齿厚sa = 6.28 mm。

涡轮：

涡轮齿数Z2 = 62；变位系数x2 = +0.125； 涡轮分度圆直径d2=m Z2=62x4=248 mm

涡轮喉圆直径da2 =248 + 2 x4x(1+0.125) = 257 mm 涡轮齿根圆直径df2 =248-2x4x(1-0.125+0.2)= 239.4 mm 涡轮咽喉母圆半径 rg2 = a – 0.5da2 = 31.5 mm 涡轮采用螺栓连接式结构。 校核齿根弯曲疲劳强度：

（3-41） 当量齿数:

19

数控回转工作台的设计

ZV2= Z2/cos3γ=62/ cos33°13′28″=62.27 （3-42）

根据x2 = +0.125，ZV2=62.27，可查得齿形系数YFa2= 2.25 螺旋角系数：

Yβ = 1-γ/140°=0.9779 （3-43）

许用弯曲应力：

[ζF] =[ζF]′2KFN

查得由ZCuSn10P1制造的涡轮的基本许用弯曲应力[ζF]′=56 MPa 。

寿命系数

（3-44）

[ζF] = 56 x 0.85=47.6 MPa

ζF =(1.53x1.21x459.17x103)/71x248x4= 26.56 MPa

弯曲强度是满足的。

精度等级公差和表面粗糙度的确定：

考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T 10089-1988圆柱蜗杆、涡轮精度中选择8级精度，侧隙种类为f，标注为8f GB/T 10089-1988。

然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度。 热平衡核算：

蜗杆传动由于效率低，所以工作时发热量大。

在闭式传动中，如果产生的热量不能及时散逸，将因油温不断升高而使润滑油稀释，从而增大摩擦损失，甚至发生胶合。

所以，必须根据单位时间内的发热量Φ1 等于同时间内的散热量Φ2 的条件进行热平衡计算，以保证油温稳定地处于规定的范围内。

由于摩擦损耗的功率Pf =P（1-η）， 则产生的热流量为：

Φ1 =1000 P（1-η）=54.988 W （3-45） 取箱体的表面传热系数αd=10，内表面能被润滑油所飞溅到，而外表面有可为周围空气所冷却的箱体表面面积S=0.128m2,周围空气的温度ta=20℃。

以自然冷却方式，从箱体外壁散发到周围空气中的热流量 按热平衡条件，可求得在既定工作条件下的油温：

由于t0< 80℃ ,满足工作要求。 验算效率：

Φ2=αd S (t0-ta) （3-46）

t0= ta +Φ1/αd S =62.2℃ （3-47）

η=（0.95～0.96）tanγ/tan(γ+φ V) （3-48）

K20

陕西科技大学毕业论文（设计说明书）

已知γ= 3°13′28″=3.1°；φ V =arctan?V；?V与相对滑动速度VS有关。

VS = πd1n1/60x1000cosγ=1.38 m/s （3-49）

查得?V= 0.04，φ V =2.1°； 代入式中得η=0.6。

3.5 轴的设计与校核

由于机构轴类零件较多，且A、B两轴的主要零件相同，本处只列出其中一部分轴的设计与校核过程。 齿轮轴：

齿轮的功率为P=388.08 W，转速为n=3000 r/min，转矩为T=1.232 N2m。 作用在齿轮上的力：

因已知高速级小齿轮分度圆直径为d=38 mm，而：

Ft = 2T/d = 2 x 1232/38 = 64.85 N （3-53）

Fr = Ft tanαn /cosβ = 64.85 x tan20°/cos14°= 24.33 N （3-54） Fa = Ft tanβ = 64.85 x tan14°= 16.17 N （3-55） 圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图3-3所示。 初步确定轴的最小直径：

选取轴的材料为45钢，调质处理。取A0 = 112，于是得：

（3-56）

齿轮轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径dⅠ-Ⅱ。

为了使所选的轴直径dⅠ-Ⅱ与联轴器的孔径相适应，故需选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩Tca = KA 2T3 ,考虑到转矩变化，故取KA = 2.3，则

Tca = KA 2T3 =2.3 x 1232 N2mm = 2.8336x103 N2mm （3-57）

按照计算转矩Tca 应小于联轴器公称转矩的条件，同时考虑到电机伸出轴直径为14mm，查标准GB/T 5014-2003 或《机械零件手册》，选用YLD1行刚性联轴器J1J2型。

其公称转矩为10 N2m。半联轴器的孔径为d1 =14 mm，d2 =10 mm， 故取dⅠ-Ⅱ = 10 mm，

半联轴器长度L=47 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L=22 mm。 轴的结构设计：

21

数控回转工作台的设计

图3-2 齿轮轴的装配方案

拟定轴上零件的装配方案：本题的装配方案如图3-2所示。

根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：

为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一个轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径

dⅡ-Ⅲ = 12 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=20 mm。

半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=22 mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比L1 略短一些，现取lⅠ-Ⅱ = 20 mm。 初步选择滚动轴承：

因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。

参考工作要求并根据dⅡ-Ⅲ = 12 mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承7201C，其尺寸为d x D x B=12mm x 32mm x 10mm ,故dⅥ-Ⅶ = 12 mm；而lⅥ-Ⅶ = 10 mm。

右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，因为定位轴肩高度为h=0.07xd=0.7 mm，因此，取d

Ⅴ-Ⅵ = 14 mm。

齿轮轴齿轮部分的轴段Ⅳ-Ⅴ直径为dⅣ-Ⅴ = 18.5 mm,长度为lⅣ-Ⅴ =25 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用轴肩定位，dⅢ-Ⅳ= 10 mm。

轴承端盖的总宽度为15 mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求和为了减少机构尺寸的目的，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离l=30 mm ,故取lⅡ-Ⅲ =50 mm。

取齿轮距箱体内壁之距离a=8 mm，则lⅢ-Ⅳ=10 mm，lⅤ-Ⅵ =10 mm。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 轴上零件的周向定位：

半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。

按dⅠ-Ⅱ 查得平键截面b x h =3 mm x 3 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为12 mm，半联轴

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器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。

确定轴上圆角和倒角尺寸：

取轴端倒角为1x45°,各轴肩处的圆角半径见零件图所示。 求轴上的载荷：

首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定的支点位置时，应从手册中查取a值。对于30205型圆锥滚子轴承，查得a=7.2 mm。

因此，作为简支梁的轴的支承跨距L2+L3=59.4 mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图3-3），参考《机械原理》。

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出C是轴的危险截面。计算出的截面C处的MH、MV及M的值列于下表。

表3-1 截面C处的载荷值

载荷 支反力F 弯矩M 总弯矩 水平面H 垂直面V FNH1= FNH2 =37.7 N MH = 1687.075 N2mm FNV1= FNV2 =14.03 N MV1 = 1221.24 N2mm MV2 = -31.5N2mm M1 =（MH2+ MV12 ）ˉ2 = 2084.5 N2mm M2 =（MH2+ MV22 ）ˉ2= 1687.4 N2mm T = 1232 N2mm 扭矩T 按弯扭合成力校核轴的强度：

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。 根据上表的数据，以及轴双向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力为：

（3-58）

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查得[ζ全，且该轴不需要精确校核疲劳强度。

-1] = 60 MPa。因此

ζa < [ζ-1] ,故安

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数控回转工作台的设计

图3-3 轴的载荷分析图

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陕西科技大学毕业论文（设计说明书）

输出轴：

已知输出轴输入功率为T2=289.2 W ，转速为6 r/min，输入转矩为459.17 N2mm，蜗杆轴输入转矩为9.45 N2mm，蜗杆直径d2=71 mm，涡轮分度圆直径为d2=248 mm，齿形角为α=20°. 作用在涡轮上的力：

Ft = 2T2/d2 = 2 x 454.48x103/265 N = 3430 N （3-59） Fr = Ft tanα =3430 x tan20°= 1248.4 N （3-60） Fa = 2T1/d1 = 2 x 46.38 x103/50 =1855.2 N （3-61）

圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa方向如图3-3所示。 初步确定轴的最小直径：

选取轴的材料为45Cr，调质处理，取A0=108。 按公式3-56初步估算轴的最小直径：dmin =38.7 mm

输出轴的最小直径为安装工作台和左端轴承处轴的直径dⅠ-Ⅱ和dⅥ-Ⅶ，故取dⅠ-Ⅱ = dⅥ-Ⅶ = 40 mm，LⅠ-Ⅱ =30 mm 。

因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。

参照工作要求并根据dⅥ-Ⅶ = 40 mm，由轴承产品目录中选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30208，其尺寸为d x D x T=40mm x 80mm x 19.75mm。 轴的结构设计：

拟定轴上零件的装配方案：

该轴用于安装涡轮和工作台，由涡轮带动工作台转动，同时考虑到A轴机构也在绕Y轴回转，所以采用图3-4的装配方案。

图3-4 输出轴的装配方案

根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度：

为了满足输出轴与工作台的连接，工作台螺栓孔分布圆直径为84 mm，则轴Ⅱ-Ⅲ段螺栓孔直径为10 mm。

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数控回转工作台的设计

同时为了减少轴的尺寸和质量，取dⅡ-Ⅲ = 104 mm，LⅡ-Ⅲ = 20 mm。

取涡轮距箱体内壁距离为8 mm，轴承距箱体内壁距离为8 mm，LⅥ-Ⅶ = 19.75+8+8+3=38.75mm，

取安装涡轮处的轴段Ⅴ-Ⅵ的直径dⅤ-Ⅵ =46 mm；涡轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知涡轮轮毂的宽度为 60 mm，为了使套筒端面可靠地压紧涡轮，此轴段应短于轮毂宽度，故取LⅤ-Ⅵ = 57 mm。

涡轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，故取h= 4.3 mm，则dⅣ-Ⅴ =55 mm，从整体装配和运动干涉考虑，取LⅣ-Ⅴ = 74.16 mm。

根据dⅣ-Ⅴ =55 mm 选取单列圆锥滚子轴承30211，其尺寸为d x D x T=55mm x 100mm x 22.75mm。

其定位轴肩高度h=4.5 mm，因此dⅢ-Ⅳ =64 mm，轴承端盖总宽度为20 mm，此轴段的长度应略大于轴承端盖的总宽度，故取LⅢ-Ⅳ =25 mm。

为了保证机构运动时输出轴不产生轴向移动，在Ⅶ-Ⅷ段采用圆螺母和止动垫圈进行固定，故取dⅦ-Ⅷ = 32 mm，LⅦ-Ⅷ=20 mm。 轴上零件的周向定位：

涡轮与轴的周向定位采用平键连接，按dⅤ-Ⅵ 查得平键截面b x h = 14mm x 9mm，键槽用键槽铣刀加工，长度为50mm，同时为了保证涡轮与轴配合有良好的对中性，故选择涡轮轮毂与轴的配合为H7/k6.

取轴端倒角为1 x 45°，各轴肩处的圆角半径见零件图。 求轴上的载荷：

首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定的支点位置时，应从手册中查取a值。对于30205型圆锥滚子轴承，查得a=21 mm。

因此，作为简支梁的轴的支承跨距L2+L3=113.85 mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图3-3）。

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出C是轴的危险截面。计算出的截面C处的MH、MV及M的值列于下表。

表3-2 截面C处的载荷值

载荷 支反力F 弯矩M 总弯矩 水平面H 垂直面V FNH1=1622.36 N FNH2 =1807.64 N FNV1= 590.48 N FNV2 =657.92 N MH = 97341.6 N2mm MV1 = 281242.8 N2mm MV2 =-210385 N2mm M1 =（MH2+ MV12 ）ˉ2 = 297612.2 N2mm M2 =（MH2+ MV22 ）ˉ2= 231812.4 N2mm T = 454480 N2mm 扭矩T 按弯扭合成力校核轴的强度：

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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。 根据上表的数据，以及轴双向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，按公式3-58，轴的计算应力为：

ζa = 38.8785 MPa

前已选定轴的材料为40Cr，调质处理，查得[ζ因此ζa < [ζ

-1]

-1] = 70 MPa。

,故安全，且该轴不需要精确校核疲劳强度。

3.6 机体结构尺寸和主要零件的质量

机体结构尺寸：

表3-3 回转工作台机体结构尺寸

名 称 机座壁厚 机盖壁厚 机座凸缘厚度 机盖凸缘厚度 机座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁连接螺栓直径 机盖与机座连接螺栓直径 连接螺栓d2的间距 轴承端盖螺钉直径 定位销直径 大齿轮顶圆（涡轮外圆）与内机壁距离 齿轮（涡轮轮毂）端面与内机壁距离 机盖、机座肋厚 轴承端盖外径 轴承端盖凸缘厚度 外机壁至轴承座端面距离 符 号 δ δ1 b b1 b2 df n d1 d2 l d3 d Δ1 Δ2 m1、m2 D2 t L 尺寸关系 mm 8 8 12 12 20 16 4 12 8 60 8 6.4 10 8 m1= m2≈6.8 D+(5～5.5)d3 （1～1.2）d3 C1+C2+(8～12)

A轴： 主要零件的质量：

工作台：21.05 Kg 涡轮：8.94 Kg

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数控回转工作台的设计

齿轮轴：0.788 Kg 大齿轮：3.9 Kg 蜗杆轴：4.15 Kg 输出轴：5.7Kg B轴：

涡轮：8.94 Kg 齿轮轴：0.788 Kg 大齿轮：3.9 Kg 蜗杆轴：4.15 Kg 输出轴：5.7Kg

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4 装配图的设计

装配图是反映各个零件的相互关系、结构形状以及尺寸的图纸。因此，设计通常是从画装配图着手，确定所有零件的位置、结构和尺寸，并以此为依据绘制零件工作图。装配图也是机器组装、调试、维护等的技术依据，所以绘制装配图是设计过程中的重要环节，必须综合考虑对零件的材料、强度、刚度、加工、装拆、调整和润滑等要求，用足够的视图和剖面图表达清楚。

装配图绘制前的准备：

在画装配图之前，应翻阅有关资料，参观或装拆实际减速器，因为此传动系统的齿轮减速部分的斜齿轮传动与减速器类似，弄懂各零部件的功用，做到对设计内容心中有数。此外，还要根据任务书上的技术数据，按前文所述的要求，选择计算出有关零部件的结构和主要尺寸，具体内容有：

（1） 确定各类传动零件的中心距、最大圆直径和宽度(轮毂和轮缘)。其它详细结构暂不确定； （2） 选出电动机类型和型号，并查出其轴径和伸出长度；

（3） 按工作情况和转矩选出联轴器类型和型号、两端轴孔直径和孔有关装配尺寸的要求； （4） 确定滚动轴承类型，如向心轴承或角接触轴承等，具体型号暂不确定；

（5） 根据轴上零件的受力、固定和定位等要求，初步确定轴的阶梯段，具体尺寸暂不定； （6） 确定机体的结构方案(剖分式、整体式等)；

（7） 逐项计算和确定机体结构和有关零件的尺寸，并列表备用。

绘图时，应选好比例尺，尽量优先采用1:1，以加强真实感。

第一阶段的设计内容是通过绘图设计轴的结构尺寸及选出轴承型号；确定轴的支点距离和轴上零件力的作用点；计算轴的强度和轴承寿命。大致步骤如下页框图。

图4-1 步骤框图

传动零件、轴和轴承是机构的主要零件，其它零件的结构和尺寸是根据主要零件的位置和

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数控回转工作台的设计

结构而定。所以设计时应先画主要零件后画其他零件，先画传动零件的中心线和轮廓线后画结构细节。

设计轴的结构时，既要满足强度的要求，也要保证轴上零件的定位、固定和装配方便，并有良好的加工工艺性所以轴的结构一般都做成阶梯形，方法如3.5节。

阶梯轴的径向尺寸(直径)的变化是根据轴上零件受力情况、安装、固定及对轴表面粗糙度、加工精度等要求而定的。阶梯轴的轴向尺寸(各段长度)则根据轴上零件的位置、配合长度及支承结构确定

第二阶段的主要工作内容是设计传动零件、轴上其他零件及与轴承支点结构有关零件的具体结构。

轴承端盖用以固定轴承及调整轴承间隙并承受轴向力。轴承端盖有嵌入式和凸缘式两种。根据轴颈的速度，轴承可以用润滑脂或润滑油润滑。当浸油齿轮圆周速度小于2ms时，宜用润滑脂润滑；当浸油齿轮圆周速度大于2ms 时，可以靠机体内油的飞溅直接润滑轴承，或引导飞溅在机体内壁上的油经机体剖分面上的油沟流到轴承进行润滑，这时必须在端盖上开槽。为防止装配时端盖上的槽没有对准油沟而将油路堵塞，可将端盖的端部直径取小些，使端盖在任何位置油都可以流入轴承。如采用润滑脂润滑轴承时，应在轴承旁加挡油板, 以防止润滑脂流失。

在输入轴和输出轴的外伸处，都必须在端盖轴孔内安装密封件，以防止润滑油外漏及灰尘、水汽和其他杂质进入机体内。

密封形式的选择，主要是根据密封处轴表面的圆周速度、润滑剂的种类、工作温度、周围环境等决定的。

第三阶段的主要内容是设计回转工作台的机体和附件。

铸造机体一般采用铸铁（ HT 150 或 HT200）制成。铸铁具有较好的吸振性、容易切削且承压性能好。在重型减速器中，为了提高机体的强度和刚度，也有用铸钢（ Z G15 或 ZG25 ）铸造的。铸造机体的缺点是重量较大，但仍广泛应用。

机体可以采用剖分式结构或整体式结构。剖分式机体结构被广泛采用，其剖分面多与传动件轴线平面重合。

设计机体应在三个基本视图上同时进行，并考虑以下几个方面的问题： （1） 机体要具有足够的刚度；

（2） 应考虑便于机体内零件的润滑、密封及散热； （3） 机体结构要有良好的工艺性；

（a）铸造工艺的要求

在设计铸造机体时，应考虑到铸造工艺特点，力求形状简单、壁厚均匀、过渡平缓、金属不要局部积聚。

(b)机械加工的要求

设计结构形状时，应尽可能减少机械加工面积，以提高劳动生产率，并减少刀具磨损

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陕西科技大学毕业论文（设计说明书）

装配图内容包括工作台结构的各个视图、尺寸、技术要求、技术特性表、零件编号、明细表和标题栏等。经过前面几个阶段的设计，已将增速箱的各零部件结构确定下来，但作为完整的装配图，还要完成上述的其它内容。

在完成装配图时，应尽量把工作台的工作原理和主要装配关系集中表达在一个基本视图上。对于蜗杆传动，则可在主视图上表示。装配图上避免用虚线表示零件结构，必须表达的内部结构（如附件结构）可采用局部剖视图或局部视图表达清楚。

画剖视图时，对于相邻的不同零件，其剖面线的方向应该不同，以示区别，但一个零件在各剖视图中的剖面线方向和间隔应一致。对于很薄的零件（如垫片），其剖面可以涂黑。 根据教学要求，装配图某些结构可以采用简化画法。例如，对于相同类型、尺寸、规格的螺栓联接，可以只画一个，其它用中心线表示。螺栓、螺母、滚动轴承可以采用制图标准中规定的简化画法。

装配图先不要加深，因设计零件工作图时可能还要修改装配图中的某些局部结构或尺寸。 这一阶段应完成的内容分述于下：标注尺寸、写出减速部分的技术特性、编写技术要求、列出零件明细表及标题栏、检查装配图、

图纸检查并修改后，待画完零件图再加深描粗。所有文字和数字应按制图规定的格式、字体清晰地写出，图纸应保持整洁。

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数控回转工作台的设计

5 使用说明书

回转工作台的特点：

该回转工作台是根据放电加工的原理，结合数控回转工作台结构原理而设计的机电一体化产品。本回转工作台最大的特点是相比与采用偏移式丝架、双坐标联动装置进行加工上下异性界面形状的零件的局限性，本产品可以通过通过对数控系统的升级，使该机床成为多坐标联动的数控机床。这样的回转数控工作台不仅可以沿X、Y、方向作平行移动，在A、B两轴能同时运动，且能随时停止，在A、B两轴上均可在一定角度内连续转动。不仅可以加工简单的直面、斜面、圆弧面，还可适应更大的斜面（锥度）和更复杂的直纹曲面零件的加工，扩大了机床的加工工艺范围。 主要用途：

在已有机床功能的基础上，实现对大锥度、直纹曲面模具的加工。 回转工作台加工条件及性能：

供电电源：额定电压为220V，频率为50Hz。 最大功率：<1 KW 最大电流：8.5A 脉冲当量：0.001° 伺服电机步距角：0.5° 编码器分辨率：2500 回转工作台维护、保养

﹙1﹚装配前轴、轴承、齿轮等重要零件要进行清洗。机架、箱体等涂油漆； ﹙2﹚轴承均做定期润滑，每七天一次；

﹙3﹚安装完成后，要进行一小时的空载试验、保证机器正常运行； ﹙4﹚负载试验时。轴承温度不能超过30摄氏度； ﹙5﹚装配完胜后，轴承座上加防尘盖。

﹙6﹚当工作台累计工作500小时以上时，要进行例行检查，检查内容有各传动部件螺钉，螺母是否有松动并拧紧，并按润滑要求进行加油。

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陕西科技大学毕业论文（设计说明书）

6 结论

这次毕业设计是我对本专业所学知识一次非常难得的理论与实际相结合的机会，通过这次比较完整的电火花线切割机床回转工作台设计，我不再是单纯的理论知识学习状态，在和实际设计的结合中锻炼了我的综合运用所学的专业基础知识，解决实际工程问题的能力，同时也提高我查阅文献资料、设计手册、设计规范以及计算机制图等其他专业能力水平，而且通过对整体的掌控，对局部的取舍，以及对细节的斟酌处理，使我的能力得到了锻炼，经验得到了丰富，基本上达到了毕业设计的目的和要求。

虽然该毕业设计困难很多，一无资料，二无经验，且设计内容繁多，过程繁琐，但我的收获却更加丰富。各种系统的适用条件，各种设备的选用标准，系统的各部分安装方式，我都是随着设计的不断深入而不断熟悉并学会应用的。在和老师的沟通交流中，更使我从多个角度对设计有了新的认识，也对自己提出了新的要求，从一开始找资料，形成初步的总体方案，再到第一次结构设计，又发现了一个又一个的问题，往往是解决一个又产生一个问题，但是设计的进程不断的前进着。

在设计过程中一些零件的设计和装配方案很难确定，原因是由于本身设计受到已有的XY坐标工作台尺寸和承载能力的限制和电火花加工的特殊性，而又必须考虑本专业的一些要求规范，从而形成了一些矛盾点，这些矛盾在处理上让人很难斟酌，正是基于这种考虑我意识到一个 较好的设计，必须是不断的设计与修改，同时要不断的吸收有用的知识改进自己的方案。

这次毕业设计在我以前完成课程设计的基础上更多的提高了我知识运用和机构设计的能力，培养了自己的创新意识，正是这一次设计让我积累了无数实际经验，也必然会让我在未来的工作学习中表现出更高的应变能力，更强的沟通力和理解力。

顺利如期的完成本次毕业设计给了我很大的信心，让我了解专业知识的同时也对本专业的发展前景充满信心，增加了自己对电火花线切割这种特种加工方法有了更深入的认识，同时也是对大学期间所学的专业知识的一次系统的复习和温故知新，是在进入工作岗位之前对自己的一次充分的调整和准备。

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数控回转工作台的设计

致 谢

2011年2月底，我就着手开始自己的毕业设计。经过这段时间的忙碌，我的设计工作也有成果了。这次做毕业设计给我最深刻的印象就是，一个现实的机构设计是一个系统的复杂的过程，充分发挥了我们的设计创造思维。

毕业设计是对我们大学四年所学的专业知识的一个综合应用，并且也是对四年大学所学知识的一个全面检查，是在我们进入工作岗位前的一次磨练与准备。它要求我们要将这几年所学的理论知识加以联系实际、系统运用。

以前学的都是理论知识，少有机会用于产品设计。而真正应用到实际中时才发现有很多的很实际的因素要考虑，现在觉得实践出真知。比如有些零部件的数据千辛万苦算出来了等到装配时，问题就出来了然后就得想办法解决。发现问题并且解决问题就是很大的进步。

另外为了开拓创新思维，我看过了平时都没看过的很多的专业书籍。在构想、设计、计算、绘图及查询资料的过程中，我把理性知识转化为感性知识，加深对各方面理论的理解。锻炼了我们理论联系实际、查询资料的能力。最重要的是提高了我Auto-CAD画图能力和画图速度。

这次是对自己以前专业知识方面的巩固，比如有些大一大二学的知识都模糊了。所以还应该对以前学的知识要经常多回过头去温习，这样才能把知识真真正正的掌握知识。正所谓“温故而知新”。 这次毕业设计真的收获了很多。是一次很好的理论联系实际的设计，让我对自己未来的工作更有信心，相信自己一定会做出很好的成绩！

在此谨对我的指导老师周明贵老师以及同学给予的帮助表示感谢！

设计者：李永强 2011-06-03

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陕西科技大学毕业论文（设计说明书）

参 考 文 献

[1] 濮良贵 纪明刚 主编.《机械设计》. 高等教育出版社 . 2001 [2] 郑甲红 朱建儒 刘喜平 主编.《机械原理》. 机械工业出版社 .2006 [3] 邓星钟等编著.《机电传动控制》.华中科技大学出版社 . 2007 [4] 朱辉等编著.《画法几何及工程制图》.上海科学技术出版社 .2003 [5] 周开勤 主编.《机械零件手册》.高等教育出版社 . 2001 [6] 白基成等编著.《特种加工技术》. 哈尔滨工业大学出版社 .2006 [7] 文怀兴 夏田 编著.《数控机床系统设计》.化工工业出版社. 2005 [8] 齿轮手册编委会 遍.《齿轮手册》.机械工业出版社. 2000

[9] DK77系列电火花数控线切割机床使用说明书（机械部分）.宁波德威机械有限公司 [10] 王新荣 张霞 夏广岚.《复杂型面摸具线切割加工新技术研究》.2006 [11] 周英.《数控回转工作台的原理和设计》.2010

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数控回转工作台的设计

附录Ⅰ ACM系列交流伺服电机电气参数

附表-Ⅰ ACM系列交流伺服电机电气参数

产品型号 额定电压 额定功率 额定力矩 额定转速 额定电枢电流 最大径向负载 最大轴向负载 电机机座尺寸 电机安装直径 电机法兰直径 电机轴直径 出轴长度 电机总长 磁对极 编码器 电机重量 工作环境温度 ACM601V36 ACM602V36 ACM602V36A ACM602V60 ACM602V60A ACM604V60 ACM604 V W N.M RPM A N N mm mm mm mm mm mm 36 100 0.318 3000 4 78.6 38.2 60 70 50 8 25 86.7 4 36 200 0.64 3000 7.6 245 68 60 70 50 11 30 100.7 4 36 200 0.64 3000 7.6 245 68 60 70 50 14 30 100.7 4 60 200 0.64 3000 4.7 245 68 60 70 50 11 30 100.7 4 60 200 0.64 3000 4.7 245 68 60 70 50 14 30 100.7 4 60 400 1.27 3000 8.4 245 74 60 70 50 14 30 127.8 4 220 400 1.27 3000 2.8 245 74 60 70 50 14 30 127.8 4 2500可选 2500可选 2500可选 2500可选 2500可选 2500可选 2500可选 Kg ℃ 0.701 0～40 0.966 0～40 0.984 0～40 0.966 0～40 0.984 0～40 1.463 0～40 1.48 0～40

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陕西科技大学毕业论文（设计说明书）

附录Ⅱ 数控电火花线切割机床参数

附表-Ⅱ 数控电火花线切割机床参数

机床型号 工作台尺寸mm 工作台行程mm 线架跨度 800 800 800 800 800 800 500x800 630x800 630x1000 800x1000 800x1200 1000x1200 DK7750J 596x1060 DK7763 790x1060 DK7763J 790x1260 DK7780 900x1300 DK7780J 900x1500 DK77100 1010x1500 加工锥度（选6°-60°/80 6°-60°/80 6°-60°/80 6°-60°/80 6°-60°/80 6°-60°/80 配） 最大切割速度mm?/min 最佳加工面粗糙度?m 电极丝直径mm 电极丝定行速度m/s 工作液 DX-1DX-4南光-1 加工精度 按GB7926-87标准 工作台移动脉冲当量mm 供电电源 机床消耗功率KVA 最大工件重量kg 主机重量kg 主机外形尺寸mm 3100 2070x 1770x1750 3500 2265x 2065x1980 3500 2265x 2065x1980

≥90 ≥90 ≥90 ≥90 ≥90 ≥90 ≤2.5 ≤2.5 ≤2.5 ≤2.5 ≤2.5 ≤2.5 0.20 0.10 0.20 0.10 0.20 0.10 11.5 11.5 11.5 11.5 11.5 11.5 DX-1DX-4南光-1 按GB7926-87标准 0.001 DX-1DX-4南光-1 按GB7926-87标准 0.001 DX-1DX-4南光-1 按GB7926-87标准 0.001 DX-1DX-4南光-1 按GB7926-87标准 0.001 DX-1DX-4南光-1 按GB7926-87标准 0.001 0.001 50Hz.380V <1.0 50Hz.380V <1.0 50Hz.380V <1.0 50Hz.380V <1.0 50Hz.380V <1.0 50Hz.380V <1.0 850 1000 1000 1500 1500 1500 5000 2900x 2500x2150 5500 2900x 2500x2150 6500 3100x 2500x2100

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陕西科技大学毕业论文（设计说明书）

附录Ⅱ 数控电火花线切割机床参数

附表-Ⅱ 数控电火花线切割机床参数

机床型号 工作台尺寸mm 工作台行程mm 线架跨度 800 800 800 800 800 800 500x800 630x800 630x1000 800x1000 800x1200 1000x1200 DK7750J 596x1060 DK7763 790x1060 DK7763J 790x1260 DK7780 900x1300 DK7780J 900x1500 DK77100 1010x1500 加工锥度（选6°-60°/80 6°-60°/80 6°-60°/80 6°-60°/80 6°-60°/80 6°-60°/80 配） 最大切割速度mm?/min 最佳加工面粗糙度?m 电极丝直径mm 电极丝定行速度m/s 工作液 DX-1DX-4南光-1 加工精度 按GB7926-87标准 工作台移动脉冲当量mm 供电电源 机床消耗功率KVA 最大工件重量kg 主机重量kg 主机外形尺寸mm 3100 2070x 1770x1750 3500 2265x 2065x1980 3500 2265x 2065x1980

≥90 ≥90 ≥90 ≥90 ≥90 ≥90 ≤2.5 ≤2.5 ≤2.5 ≤2.5 ≤2.5 ≤2.5 0.20 0.10 0.20 0.10 0.20 0.10 11.5 11.5 11.5 11.5 11.5 11.5 DX-1DX-4南光-1 按GB7926-87标准 0.001 DX-1DX-4南光-1 按GB7926-87标准 0.001 DX-1DX-4南光-1 按GB7926-87标准 0.001 DX-1DX-4南光-1 按GB7926-87标准 0.001 DX-1DX-4南光-1 按GB7926-87标准 0.001 0.001 50Hz.380V <1.0 50Hz.380V <1.0 50Hz.380V <1.0 50Hz.380V <1.0 50Hz.380V <1.0 50Hz.380V <1.0 850 1000 1000 1500 1500 1500 5000 2900x 2500x2150 5500 2900x 2500x2150 6500 3100x 2500x2100

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