ac轴数控回转工作台毕业设计

ac轴数控回转工作台毕业设计内容摘要：

1 1. 42 3 1. 63 6A V H a HK K K K K       6） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由 文献【 1】 公 式（ 1010a）得 ： 3311 1 . 6 3 63 4 . 9 3 8 . 6 71 . 3t tKd d m mK    7） 计算模数 m。 113 8 .6 7 1 .6 124dm m m m mz   按齿根弯曲强度设计 由文献【 1】中弯曲强度的设计公式（ 105） ： 15 31212 ()[]Fa SadFYYKTm z 确定公式内的各计算数值： 1） 由 文献【 1】 图 1020查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 1 500FE MPa  ；大 齿轮的弯曲强度极限 2 380FE MPa  ； 2） 由 文献【 1】 图 1018取弯曲疲劳寿命系数 1  , 2 。 3） 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数  ，由 文献【 1】公 式（ 1012）得： 11 0 .8 5 5 0 0[ ] 3 0 3 .5 71 .4F N F EF K M P a M P aS    22 0 .8 8 3 8 0[ ] 2 3 8 .8 61 .4F N F EF K M P a M P aS    4） 计算载荷系数 K。 1 1 .1 5 1 1 .3 5 1 .5 5A V F a FK K K K K       5） 查取齿形系数。 由 文献【 1】 表 105查得 1 。 2 。 6） 查取应力校正系数。 由 文献【 1】 表 105查得 1 。 2 。 7） 计算大、小齿轮的[]Fa SaFYY并加以比较。 1112 . 6 5 1 . 5 8 0 . 0 1 3 7 9[ ] 3 0 3 . 5 7F a S aFYY  2222 .2 2 6 1 .7 6 4 0 .0 1 6 4 4[ ] 2 3 8 .8 6F a S aFYY  大齿轮数值大。 设计计算： 3 422 1 . 5 5 1 . 3 6 1 0 0 . 0 1 6 4 4 1 . 1 61 2 4m m m m m     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，可取弯曲强度算得得 模数 mm ，按接触强度算得得分度圆直径 16 1 mm ，算出小齿轮的齿数： 11 3 8 .6 7 271 .5dz m   大齿轮齿数 ： 2 27 121 .5z    取 2 122z  这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 几何尺寸计算 1） 计算分度圆直径 11 27 40. 5d z m m m m m    22 122 183d z m m m m m    2） 计算中心距 12 4 0 . 5 1 8 3 1 1 1 . 7 522dda m m m m    3） 计算齿轮宽度 1 1 40. 5 40. 5db d m m m m    取 2 45B , 1 40B。 涡轮与蜗杆的选用及校核 选择蜗杆传动类型 根据 GB/T 100851988 的推荐，采用渐开线蜗 杆。 选择材料 考虑到蜗杆的传动功率不大，速度只是中等，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 4555HRC。 涡轮用铸锡磷青铜 ZcuSn10P1,金属模铸造。 按齿 面接触疲劳强度进行设计 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，再校核齿根弯曲疲劳强度。 由 文献【 1】 公式 （ 1112） ，传动中心距 ： 3 22 ()[]EPHZZa KT  确定作用在蜗杆上的转矩 2T 按 1 1Z ，估取效率  ，则 17 由运动参数的计算可知：作用在涡轮上的转矩 2 1234T N m 确定载荷系数 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均匀系数 1K。 由表 115选取使用系数 。 由于载荷系数不高，冲击不大，可取动载荷系数  ；则 K K K  确定弹性影响系数 EZ 因选用的是铸锡磷青铜涡轮和钢蜗杆相配，故 12160EZ MPa。 确定接触系数 Z 先假设蜗杆分度圆直径 1d 和传动中心距 a 的比值 1  ，从 文献【 1】 图1118 中可查得 。 确定许用接触应力 []H 根据涡轮材料为铸锡磷青铜 ZcuSnP1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度 大于45HRC，可从 文献【 1】 表 117中查得涡轮的基本许用应力 39。 [ ] 268H MPa 。 应力循环次数 72 6676 0 6 0 1 1 2 0 0 0 2 . 4 1 020hN jn L       寿命系数 8 7710 0 0 .92 .4 1 0HNK    则 39。 [ ] [ ] 26 8 24 H N HK M Pa    计算中心距 3 321 6 0 2 .91 .2 1 1 2 3 4 1 0 ( ) 1 7 6 .8 9241a m m     取中心距 200a mm ,因  ，从文献 【 1】 表 112中取模数 8m ,蜗杆分度圆直径 1 80d mm。 这时 1 80 ，从 文献【 1】 图 1118 中可查得接触系数 39。   ,因为 39。 ZZ ,因此以上计算结果可用。 蜗杆与涡轮的主要参数和几何尺寸 蜗杆 轴向齿距 mm ；直径系数 10q ；齿顶圆直径 1 96ad mm ；齿根圆直径 1 mm ；分度圆导程角 39。 111836  ；蜗杆轴向齿厚 mm。 蜗轮 蜗轮齿数 2 28Z 。 变位系数 2  ； 18 验算传动比 2128 281Zi Z   ,这时传动比误差为 28 %  ，是允许的。 蜗轮分度圆直径 22 8 28 224d m Z m m    蜗轮喉圆直径 2 2 22 240aad d h m m   蜗轮齿根圆直径 2 2 22 20 4. 8ffd d h m m   校核齿根弯曲疲劳强度 22121 .5 3 []F F a FKT YYd d m  当量齿数 ： 22 3328 3 0 .2c o s ( c o s 1 1 .3 1 )v zz    根据 2  ； 2  ，从图 1119中查得齿形系数 2 。 螺旋角系数 ： 1 1 . 3 01 1 0 . 9 1 91 4 0 1 4 0Y      许用弯曲应力 ： 39。 [ ] [ ]F F FNK 从表 1118 中查得由 ZCuSn10P1 制造的蜗轮的基本许用弯曲应力39。 [ ] 56F Mpa  寿命系数 9 6710 0 .7 0 22 .4 1 0FNK  [ ] 5 6 0 .7 0 2 3 9 .3 1 2F M p a    31 . 5 3 1 . 2 1 1 2 3 4 1 0 2 . 6 5 0 . 7 7 9 3 2 . 88 0 2 2 4 8F M p a       弯 曲强度是满足的 验算效率  ta n( 0 .9 5 0 .9 6 ) ta n ( )v   已知  ； arctanvvf  ； vf 与相对滑动速度 sv 有关。 11 8 0 6 6 7 2 . 7 4 /6 0 1 0 0 0 c o s 6 0 1 0 0 0 c o s 1 1 . 3 1s dnv m s     从 文献【 1】 表 1118 中插值法查得  ； 39。 143v  ，带入式中得到 19  大于估算值，因此不用重算。 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的动力传动，属于通用机械减速器，从 GB/T 100891988 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 100891988. 轴承的选用与校核 如图 所示；Ⅱ 轴选用圆锥滚子 轴承 30310 图 轴承三维图 由 文献【 5】 表 175 查得基本额定动载荷 158rC KN ,基本额定静载荷188orC KN。 Ⅱ轴所受的轴向力，周向 力，径向力如 图 所示： 图 受力图 20 对齿轮 进行受力分析，由 文献【 1】 公式 103： 112t TF d tanrtFF costn FF  式中： 1T —— 小齿轮传递的转矩， Nmm ； 1d —— 小齿轮的分度圆直径， mm ；  —— 齿合角，对标准齿轮， 20。 将已知数据代入公式得： 31 2 1 3 .5 1 0 6 6 6 .74 0 .5tFN 1 ta n 66 6. 7 ta n 20 24 2. 6rtF F N    对涡轮蜗杆进行受力分析，由 文献【 1】 公式 117 11212taTFF d 21222at TFF d 1 2 2 ta nr r tF F F  式中： 12,TT—— 分别为蜗杆及涡轮上的公称转矩， Nmm ； 12,dd—— 分别为蜗杆及涡轮的分度圆直径， mm。 将已知数据代入公式得 ： 312 12 2 5 8 .8 1 0 147080t TFNd    322 22 2 1 2 1 1 . 5 1 0 10817224a Td    22 ta n 10 81 7 ta n 20 39 37raF F N    求两轴承所受到的径向载荷 12rrFF和 由受力分析图 可以看出 : 21 图 轴承受力 分析 图 该轴近似于一个超静定梁，所以利用 文献【 5】中 超静定梁的计算方法来计算支撑所受到的力。 由Ⅱ轴的受力分析可知： 32 302 12 6 1 6 1 6r V A B r B C A B r A BF L F L L FLE I E I E I 式中： 45。 238A B B CL m m L m m EI —— 抗弯刚度。 将已知数据代入式中可得： 0 4490rVFN 0 1 2 2211 4022 4884r V A B r A B r B C arVBCF L F L F L FFNL    1 0 2 2 1 3300r V r V r r V rF F F F F N     同理： 3 2 30 2 12 6 1 6 1 6r H A B t B C A B t A BF L F L L F LE I E I E I 将已知数据代入： 0 1534rHFN 2 1 0 25 0 9 7 1 2 0 452 3 8 2 3 8 2 3 8r H t r H tF F F F N    1 1 2 0 1 3616r H t t r H r HF F F F F N     2 2 2 21 1 1 3 3 0 0 3 6 1 6 4 8 9 5r r V r HF F F N N     2 2 2 22 2 2 4。