五坐标机床用两座回转联动工作台的设计毕业论文(编辑修改稿)

五坐标机床用两座回转联动工作台的设计毕业论文(编辑修改稿)内容摘要：

与上转台电机相连的联轴器选为膜片式联轴器，估取其效率  m = ，支撑蜗杆的轴承选为圆锥滚子轴承，其传动效率  g = ，蜗杆传动选为单头蜗杆，其传动效率  w = ，与上主轴相连的轴承选为角接触球轴承，其传动效率为  q = ，因此上工作台的总传动效率根据公式  z =  m  g  q  w （ 62） 则  z =    = 以上数据选取根据《机械设计课程设计》表 82。 根据公式  =  1  2  3 （ 63）  ：上工作台实际总传动效率；  1 ：啮合摩擦损耗时的效率，  1 = tg /tg( + V)  V ：当量摩擦角  V = arctg fV 查《机械设计》（第七版）表 1118，取  V = 4176。 04′，则  1 =  2 ：轴承摩擦损耗时效率  3 ：溅油损耗时的效率 一般取  2  3 =，则 =  1  2  3 =  = 说明设计计算条件是符合要求的。 为便于加工，蜗杆和蜗轮旋线方向取为右旋。 8 根据蜗杆分度圆直径公式 dg = Vd (64) 则 dg = 60 = 由于 V 4 5m/s，则选用蜗杆下置。 选择蜗杆传动类型 根据 GB/T 10085 1988 的推荐，采用渐开线蜗杆（ ZI）。 材料选择 考虑蜗杆传动传递的功率不大，速度较低，故蜗杆用 45 钢 ；因希望提高些效率， 耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为 45 55HRC。 蜗轮用铸锡磷青铜 ZCuSn10P1，金属膜铸造。 为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮心则用灰铸铁 HT100 制造。 按齿面接触疲劳强度进行尺寸设计 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，在校核齿根弯曲疲劳强度。 由传动中心距公式 a ≥   232 EHZZKT  (65) 确定作用在蜗杆上的转距 T2 按 Z1 = 1，估取效率 = ，根据公式 T =   Pn （ 66） 则 T2 =   Pn =    = 334250N mm 确定载荷系数 K 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数 K = 1；由《 机械设计》（第七版）表 115选取使用系数 K = ；由于转速不高，冲击不大，可取动载系数 VK = ；根据公式 K = K  K  VK （ 67） 则 K = 1  确定弹性影响系数 ZE 因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故 ZE = 160 1/2MPa。 确定接触系数 Z 先假设蜗杆分度圆直径 d1 和传动中心距 a 的比值 d1/a = ，从《机械设计》（第七版）图 1118 中可查得 Z =。 确定许用接触应力 [ H ] 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，可从《机械设计》（第七版）表 117 中查得蜗杆的基本许用应力 [ H ] = 268MPa。 根据应力循环次数公式 N = 60jn2Lh (68) 则 N = 60 1 4 15000 =  9 根据寿命系数公式 KHN = 7810N (69) 则 KHN = 78 = 再根据许用接触应 力公式 [ H ] = KHN [ H ] (610) 则 [ H ] = 268 = 305 MPa 计算中心距 a = 23 1 6 0 2 .91 .2 1 3 3 4 2 5 0 ( )305= 取中心距 a = 125mm，因 i =30，故从《机械设计》（第七版）表 112 中取模数 m = ，蜗杆分度圆直径 d1 = 63mm。 这时 d1/a = ，从《机械设计》（第七版）图 1118 中可查得接触系数 Z = ，因为 Z  Z ，因此以上计算结果可用。 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 蜗杆 轴向齿距 Pa =  m =  = 直径系数 q = d1 / m = 63 / = 10 齿顶圆直径 da1 = d1 +2ha1 = 齿根圆直径 df1 = d1 2hf1 = 分度圆导程角  = 蜗杆轴向齿厚 sa = 12m = 蜗轮 蜗轮齿数 2z = 31；变位系数 2x =  ； 验算传动比 21zi z =311 = 31，这时传动比误差为 313030 = = %，是允许的。 蜗轮分度圆直径 d2 = m 2z = 31 = 195mm 蜗轮喉圆直径 da2 = d2 + 2ha2 = 195 + 2 2 = 199mm 蜗轮齿根圆直径 df2 = d2  2hf2 = 195 2 12 = 171mm 校核齿根弯曲疲劳强度 根据当量齿数公式 2Vz = 23cosz （ 611） 10 则 2Vz = 331(cos 5 )= 根据 2x =  ， 2Vz = ，从《机械设计》（第七版）图 1119 中可查得齿形系数 YFa2 =。 根据螺旋角系数公式 Y = 1 140 （ 612） 则 Y = 1 140 = 根据许用弯曲应力公式 [ F ] = []F  KFN (613) 从《机械设计》（第七版）表 118 中查得由 ZCuSn10P1 制造的基本许用弯曲应力 []F = 40MPa。 根据寿命系数公式 KFN = 6910N （ 614） 则 KFN = 69 10= 因此 [ F ] = 40  = 又根据疲劳强度公式 F = 212 YFa2Y （ 615） 则 F =1 .5 363  = MPa 由于 F  [ F ] ，因此弯曲强度是满足的。 11 图 61 上蜗杆结构 图 62 上蜗轮结构 上回转台中主轴与轴承的参数确定及几何尺寸计算 初步确定轴的最小直径 上主轴的功率 P = ； 上主轴的转速 n = 4r/min； 上主轴的转距 T = 9550000  = 334250N mm； 根据公式 d A0 3Pn (616) 初步估算轴的最小直径。 选轴的材料为 45 钢，调质处理。 根据《机械设 计》（第七版）表 153，取 A0 = 112，于是得 mind  112  = 41mm 12 根据公  = (616) 则  = = MPa 根据已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由《机械设计》（第七版）表 151 查得 [ 1 ]=60 MPa。 因此   [ 1 ]，故计算得到数据可用。 考虑安全系数，取 mind = 50mm。 与上主轴联接轴承的参数确定和几何尺寸计算 选取轴承预期计算寿命 hL 根据《机械设计》（第七版）表 133 查得 hL = 25000h 确定轴承基本额定动载荷 取轴肩距离为 倍的轴承内径，则轴肩大径 d = 50 + 50  2 = 60mm 当量载荷为 P = (500 + 100) 10 = 6000N，转速 n = 4r/min。 根据基本额定动载荷公式 C = P66010hnL (617) 则 C = 6000 660 4 2500010=10270N 由计算结果选用轴承 32912 型圆锥滚子轴程。 轴承尺寸为： d = 60mm； D = 85mm； T = 17mm； B = 17mm； C = 14mm 轴承重量为 W = 联接上主轴与工作台面的胀紧套的尺寸选择 此处选择为 Z2 型膜片胀紧套，此种胀紧套为圆盘型通过螺纹联接的胀紧套，可以实现紧密联接作用，能够承受较大载荷。 所选用的胀紧套尺寸为： d = 70mm； D = 110mm； l = 24mm； L = 28mm； L1 = 胀紧套重量为。 13 图 63 上主轴结构 下回转台中蜗杆传动的参数确定及几何尺寸计算 下回转台蜗杆传动的初步效率计算 下转台工作台面最大转速： n = 4r/min 根据公式： Pw = 1000FV 其中，工作台面转速 V = m/s，工作台面载荷 F = 500N, 则，下工作台功率为 P = 500  =。