自動換刀數(shù)控鏜床的回轉(zhuǎn)工作臺設計
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1、數(shù)控技術專業(yè) 畢業(yè)設計 數(shù)控技術專業(yè) 畢業(yè)設計報告 畢業(yè)設計題目:數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺設計 指導教師: 學生姓名: 學 號: 畢業(yè)時間: 2 機電工程系 數(shù)控技術專業(yè) 數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺設計 1、 引言 數(shù)控機床的圓周進給由回轉(zhuǎn)工作臺完成,稱為數(shù)控機床的第四軸:回轉(zhuǎn)工作臺可以與X、Y、Z三個坐標軸聯(lián)動,從而加工出各種球、圓弧曲線等?;剞D(zhuǎn)工作臺可以實現(xiàn)精確的自動分度,擴大了數(shù)控機床加工范圍。 目
2、前數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺已廣泛應用于數(shù)控機床和加工中心上,它的總的發(fā)展趨勢為: 1.在規(guī)格上將向兩頭延伸,即開發(fā)小型和大型轉(zhuǎn)臺; 2.在性能上將研制以鋼為材料的蝸輪,大幅度提高工作臺轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)臺的承載能力; 3.在形式上繼續(xù)研制兩軸聯(lián)動和多軸并聯(lián)回轉(zhuǎn)的數(shù)控轉(zhuǎn)臺。 數(shù)控轉(zhuǎn)臺的市場分析:隨著我國制造業(yè)的發(fā)展,加工中心將會越來越多地被要求配備第四軸或第五軸,以擴大加工范圍。 2、 數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺的原理與應用 (一)數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺的原理 數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺主要用于數(shù)控鏜床和銑床,其外形和通用工作臺幾乎一樣,但它的驅(qū)動是伺服系統(tǒng)的驅(qū)動方式。它可以與其他伺服進給軸聯(lián)動。 圖2.1為自動換刀數(shù)控鏜床
3、的回轉(zhuǎn)工作臺。它的進給、分度轉(zhuǎn)位和定位鎖緊都是由給定的指令進行控制的。工作臺的運動是由伺服電動機,經(jīng)齒輪減速后由蝸桿-蝸輪帶動。 為了消除蝸桿副的傳動間隙,采用了雙螺距漸厚蝸桿,通過移動蝸桿的軸向位置來調(diào)整間隙。這種蝸桿的左右兩側(cè)面具有不同的螺距,因此蝸桿齒厚從頭到尾逐漸增厚。但由于同一側(cè)的螺距是相同的,所以仍然可以保持正常的嚙合。 圖2.1 自動換刀數(shù)控鏜床的回轉(zhuǎn)工作臺 1—工作臺 2—滾柱導軌 3、4—夾緊瓦 5—小液壓缸 6—活塞 7—彈簧 8—鋼球 9—圓光柵 10—雙列圓柱滾子軸承 11—圓錐滾子軸承 當工作臺靜止時,必須處于鎖緊狀態(tài)。為此,在蝸輪底部的輻射方向裝有8對
4、夾緊瓦4和3,并在底座上均布同樣數(shù)量的小液壓缸5。當小液壓缸的上腔接通壓力油時,活塞6便壓向鋼球8,撐開夾緊瓦,并夾緊蝸輪。在工作臺需要回轉(zhuǎn)時,先使小液壓缸的上腔接通回油路,在彈簧7的作用下,鋼球8抬起,夾緊瓦將蝸輪松開。 回轉(zhuǎn)工作臺的導軌面由大型滾動軸承支承,并由圓錐滾柱軸承11及雙列向心圓柱滾子軸承10保持準確的回轉(zhuǎn)中心。數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺的定位精度主要取決于蝸桿副的傳動精度,因而必須采用高精度蝸桿副。在半閉環(huán)控制系統(tǒng)中,可以在實際測量工作臺靜態(tài)定位誤差之后,確定需要補償角度的位置和補償?shù)闹?,記憶在補償回路中,由數(shù)控裝置進行誤差補償。在全閉環(huán)控制系統(tǒng)中,由高精度的圓光柵10發(fā)出工作臺精確到位
5、信號,反饋給數(shù)控裝置進行控制。 回轉(zhuǎn)工作臺設有零點,當它作回零運動時,先用擋鐵壓下限位開關,使工作臺降速,然后由圓光柵或編碼器發(fā)出零位信號,使工作臺準確地停在零位。數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺可以作任意角度的回轉(zhuǎn)和分度,也可以作連續(xù)回轉(zhuǎn)進給運動。 (2) 設計準則 1.創(chuàng)造性的利用所需要的物理性能 2.分析原理和性能 3.判別功能載荷及其意義 4.預測意外載荷 5.創(chuàng)造有利的載荷條件 6.提高合理的應力分布和剛度 7.重量要適宜 8.應用基本公式求相稱尺寸和最佳尺寸 9.根據(jù)性能組合選擇材料 10.零件與整體零件之間精度的進行選擇 11.功能設計應適應制造工藝和降低成本的要求 (
6、三)主要技術參數(shù) 1.最大回轉(zhuǎn)半徑:200mm 2.回轉(zhuǎn)角度:0-360度 3.回轉(zhuǎn)精度:0.01度 4.回轉(zhuǎn)速度:6-20r/min 5.最大承重:200KG 三、數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺的結(jié)構設計 (一)傳動方案的確定 1. 驅(qū)動方式選擇 由于數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺的控制精度要求較高且工作功率不大,動力源應選擇步進電機或伺服電機。由于本工作臺設計為閉環(huán)控制,故開環(huán)的步進電機不合適,選用用于閉環(huán)控制中的,廣泛使用的交流伺服電動機。 2. 傳動方案傳動時應滿足的要求 數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺一般由原動機、傳動裝置和工作臺組成,傳動裝置在原動機和工作臺之間傳遞運動和動力,并可實現(xiàn)分度運動。原動機采用交
7、流伺服電動機,工作臺為T形槽工作臺,傳動裝置由齒輪傳動和蝸桿傳動組成。 合理的傳動方案主要滿足以下要求: (1)機械的功能要求:應滿足工作臺的功率、轉(zhuǎn)速和運動形式的要求。 (2)工作條件的要求:例如工作環(huán)境、場地、工作制度等。 (3)工作性能要求:保證工作可靠、傳動效率高等。 (4)結(jié)構工藝性要求:如結(jié)構簡單、尺寸緊湊、使用維護便利、工藝性和經(jīng)濟合理等。 (二)傳動方案及其分析 數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺傳動方案為:伺服電機——齒輪傳動——蝸桿傳動——工作臺 傳動方案分析如下: 齒輪傳動承受載能力較高,傳遞運動準確、平穩(wěn),傳遞功率和圓周速度范圍很大,傳動效率高,結(jié)構緊湊。 蝸桿傳動的特
8、點: 1.傳動比大:在分度機構中可達1000以上。與其他傳動形式相比,傳動比相同時,機構尺寸小,因而結(jié)構緊湊。 2.傳動平穩(wěn):蝸桿齒是連續(xù)的螺旋齒,與蝸輪的嚙合是連續(xù)的,因此,傳動平穩(wěn),噪聲低。 3.可以自鎖:當蝸桿的導程角小于齒輪間的當量摩擦角時,若蝸桿為主動件,機構將自鎖。這種蝸桿傳動常用于起重裝置中。 4.效率低、制造成本較高:蝸桿傳動是,齒面上具有較大的滑動速度,摩擦磨損大,故效率約為0.7-0.8,具有自鎖的蝸桿傳動效率僅為0.4左右。為了提高減摩擦性和耐磨性,蝸輪通常采用價格較貴的有色金屬制造。 由以上分析可得:將齒輪傳動放在傳動系統(tǒng)的高速級,蝸桿傳動放在傳動系統(tǒng)的低速級
9、,傳動方案較合理。 數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺兩種型式:開環(huán)回轉(zhuǎn)工作臺、閉環(huán)回轉(zhuǎn)工作臺。 開環(huán)回轉(zhuǎn)工作臺:開環(huán)回轉(zhuǎn)工作臺和開環(huán)直線進給機構一樣,都可以用電液脈沖馬達、功率步進電機來驅(qū)動。 閉環(huán)回轉(zhuǎn)工作臺:閉環(huán)回轉(zhuǎn)工作臺和開環(huán)回轉(zhuǎn)工作臺大致相同,其區(qū)別在于:閉環(huán)回轉(zhuǎn)工作臺有轉(zhuǎn)動角度的測量元件。所測量的結(jié)果經(jīng)反饋與指令值進行比較,按閉環(huán)原理進行工作,使轉(zhuǎn)臺分度定位精度更高。 由圖3.1所示,數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺的傳動方案為一級齒輪傳動,二級蝸桿傳動: 圖3.1 傳動方案 (3) 齒輪傳動的設計 1. 選擇材料 考慮到齒輪傳動效率不大,速度只是中等,選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì)),硬度為280H
10、BS,大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì)),硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS。 2. 按齒面接觸疲勞強度設計 由設計計算公式進行計算,即 d1t≥2.323KT1?d?u1u(ZE[σH])2 3.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 (1)選用直齒圓柱齒輪傳動。 (2)選小齒輪齒數(shù)z1=22,大齒輪齒數(shù)z2=322=66。 (3)試選載荷系數(shù)Kt=1.3。 (4)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T=9.55106P1n1=9.551061.51200=11937.5N?mm。 4.計算 (1)試算小齒輪的分度圓直徑d1t,代入[σH]較小的值 d1t≥2.323KT1?d?u+1u(ZE
11、[σH])2=2.3231.311937.51?43(189.8522.5)2=32.426mm (2)計算周轉(zhuǎn)速度v v=πd1tn1601000=π32.4261200601000m/s=2.04m/s (3)計算齒寬b b=?d?d1t=132.426mm=32.426mm (4)計算齒寬與齒高之比b/h 模數(shù) mt=d1tz1=32.42622=1.47mm 齒高 h=2.25mt=2.251.47mm=3.3mm bh=32.4263.3=9.83 (5)計算載荷系數(shù) 根據(jù)v=2.04m/
12、s,7級精度,查得動載荷系數(shù)Kv=1.1; 直齒輪,KHα=KFα=1; 由表查得使用系數(shù)KA=1; 由表用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時;KHβ=1.411。由b/h=9.83、KHβ=1.411查圖得KFβ=1.2;故載荷系數(shù): K=KAKvKHαKHβ=11.111.411=1.552 (6)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑,由式得: d1=d1t3KKt=32.42631.5521.3=34.4mm (7)計算模數(shù)m m=d1z1=34.422mm=1.56mm 5.按齒根彎曲強度設計 彎曲強度的設計公式為: m≥32KT1?dz12(YF
13、aYSa[σF]) (1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE1=500MPa;大齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE1=380MPa。 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85,KFN2=0.88。 (2)計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù),由式得: [σF]1=KFN1σFE1S=0.855001.4MPa=303.57MPa [σF]2=KFN2σFE2S=0.883801.4MPa=238.86MPa (3)計算載荷系數(shù)K K=KAKvKFαKFβ=11.111.2=1.32 (4)查取齒形系數(shù) 由表查得 YFa1=2.72 YFa2=2
14、.28 (5)查取應力校正系數(shù) 由表查得 YSa1=1.57 YSa2=1.73 (6)計算大、小齒輪的并加以比較 YFa1YSa1[σF]1=2.721.57303.57=0.01407 YFa2YSa2[σF]2=2.281.73238.86=0.01651 6.設計計算 m≥32KT1?dz12(YFaYSa[σF])=321.3211937.512220.01651=1.02mm 對比計算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力,僅與齒輪直徑有關,
15、可取由彎曲強度算得到模數(shù)m=1.02,并就近圓整為標準值m=3mm,按接觸強度算的的分度圓直徑d=34.4mm,算出小齒輪齒數(shù)z1=d1m=34.41.5≈23。大齒輪齒數(shù)z2=323=69。 7.計算齒輪幾何尺寸 (1)計算分度圓直徑 d1=z1m=233mm=69mm d2=z2m=693mm=207mm (2)中心距 a=d1+d22=69+2072=138mm (3) 計算齒輪寬度 b=?dd1=169mm 取B2=69mm,B1=64mm 8.結(jié)構設計 如圖3.2,3.3所示,小齒輪為實心結(jié)構,大齒輪采用腹板式結(jié)構,齒輪與軸采用單鍵連接: 圖3.
16、2 小齒輪結(jié)構 圖3.3 大齒輪結(jié)構 (4) 渦輪及蝸桿的選用與校核 1.選擇材料 蝸桿傳動效率不大,速度只是中等,故蝸桿用45號鋼;為達到更高的效率和更好的耐磨性,要求蝸桿螺旋齒面淬火,硬度為45-55HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn0P1,金屬鑄造。齒圈用青銅制造,輪芯用灰鑄鐵HT100制造。 2.按齒面接觸疲勞強度設計 根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則,先按齒面接觸疲勞強度進行設計,在校核齒根彎曲疲勞強度。傳動中心距: a≥3KT2(ZEZρσH)2 (1)確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)距T2 按z1=2,估取效率η=0.8,則 T2=9.55106P2n2=9
17、.55106Pηn2=9.551061.50.820N?mm=573000N?mm (2)確定載荷系數(shù)T 因工作載荷較穩(wěn)定,故取載荷分布不均系數(shù)Kβ=1;由表選取使用系數(shù)KA=1.15;由于轉(zhuǎn)速不高,沖擊不大,可取動載系數(shù)KV=1.05;則 K=KAKβKV=1.1511.05≈1.21 (3)確定彈性影響系數(shù)ZE 因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和蝸桿相配,故ZE=160MPa12。 (4)確定接觸系數(shù)Zρ 先假設蝸桿分度圓直徑d1和傳動中心距a的比值d1a=0.35,從而可查得Zρ=2.9。 (5)確定許用應力[σH] 根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造,蝸桿
18、螺旋齒面硬度>45HRC,從而可查得蝸輪的基本許用應力[σH]=268MPa。 應力循環(huán)次數(shù): N=60njLh=602012830010=5.76107 因為電動刀架中蝸輪蝸桿的傳動為間隙性的,故初步定位、其壽命系數(shù): KHN=81075.76107=0.8034 則 σH=KHN?σH=0.8034268MPa=215MPa (6)計算中心距 a≥3KT2(ZEZρσH)2=31.21573000(1602.9215)2mm=147.809mm 取中心距a=200mm,因i=20,故從表中取模數(shù)m=8mm,蝸桿分度圓直徑d1=80mm,
19、這時=d1a=0.4,從而可查得接觸系數(shù)Zρ=2.74,因為Zρ 20、m;
2. 蝸桿
蝸桿分度圓直徑 d1=80mm;
蝸桿軸向齒距 pa=πm=25.133mm;
直徑系數(shù) q=10;
齒頂圓直徑 da1=d1+2ha1=96mm;
齒根圓直徑 df1=d1-2ha1+c=60.8mm;
分度圓導程角 γ=111836;
蝸桿軸向齒厚 sa=π2m=12.5664mm
3. 校核齒根彎曲疲勞強度
σF=1.53KT2d1d2mYFa2Yβ≤[σF]
當量齒數(shù) zv2=z2cos3γ=41(cos11.31)3=43.48
根據(jù)x2=-0.5,zv2=43.48,可查得齒形系數(shù)YFa2=2.87。
螺旋 21、角系數(shù) Yβ=1-γ140=1-11.31140=0.9192
許用彎曲應力 [σF]=[σF]?KFN
從表中查得由ZCuSn0P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力[σF]=56MPa。
壽命系數(shù) KHN=91065.76107=0.823
[σF]=560.823MPa=46.088MPa
σF=1.531.215730008032882.870.9192MPa=13.33MPa
所以彎曲強度是滿足要求的。
4. 結(jié)構設計
如圖3.4所示,渦輪采用連體式結(jié)構:
22、
圖3.4 渦輪結(jié)構
(6) 軸的校核與計算
1. 軸的設計
傳動軸及蝸桿軸的形狀如圖3.6,3.7所示:
圖3.6 傳動軸結(jié)構
圖3.7 蝸桿軸結(jié)構
2. 按許用切應力計算
(1)求兩軸上的功率,轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩:
傳動軸:
取軸承傳動效率η1=0.99;聯(lián)軸器傳動效率η2=0.99
P1=Pm?η1?η2=1.50.990.99=1.47kW
n1=1200r/min
T1=9550P1n1N?m=95501.471200=11.699N?m
蝸桿軸:
取齒輪傳動效率為η3=0.97;軸承傳動效率為η4=0. 23、99
P2=P1?η1?η2=1.470.970.99=1.41kW
n2=400r/min
T2=9550P2n2N?m=95501.41400=33.664N?m
(2)初步確定兩軸的最小直徑:
由材料力學可知,實心圓軸的抗扭強度條件為
τT=TWT=9.55106Pn0.2d3≤[τT]
由此得到軸的基本直徑為
d≥39.55106P0.2[τT]n=C3Pn
選取兩軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表查得τT=35MPa,C=112MPa;于是得
d1≥C3P1n1=11231.471200=11.98mm
d2≥C3P2n2=11231.41400=17.05mm 24、
取輸入軸的直徑為安裝聯(lián)軸器處軸的直徑與聯(lián)軸器的直徑相適應,故需同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT1=1.511699=17548.5N?mm
按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件,在標準GB/T5843-2003,選用YL5型凸緣聯(lián)軸器,其公稱轉(zhuǎn)矩為63000Nmm。半聯(lián)軸器的孔徑d=30mm,故取半聯(lián)軸器長度64mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=40mm。
3.按許用彎曲應力計算
(1)求齒輪及蝸輪作用在傳動軸及蝸桿軸上的力:
傳動軸:
已知小齒輪的分度圓直徑為69mm
傳動軸所受的力如圖3.8所示:
圖3.8 傳動軸受力圖
Ft 25、=2T1d1=211699N?mm69mm=339.1N
Fr=Fttan20=123.42N
Fa=0N
蝸桿軸:
已知大齒輪的分度圓直徑為207mm,蝸輪分度圓直徑為328mm
蝸輪軸所受的力如圖3.9所示:
圖3.9 蝸桿軸受力圖
(2)作出兩軸的空間受力圖及彎矩MH、MV、Me圖和T圖:
傳動軸:
圖3.10 傳動軸應力分析圖
渦輪軸:
圖3.11 渦輪軸應力分析圖
(4) 按彎扭合成應力校核軸的強度
進行校核時,通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)式:
σca=Me2+(αT2)W=Me2+(αT2)0.1d 26、3
及圖中的數(shù)據(jù),以及軸單向旋轉(zhuǎn),扭矩切應力為脈動循環(huán)變應力
取α=0.6;計算軸的應力:
傳動軸:
σca1=Me12+(αT12)W=11367.152+(0.6116992)0.1303=5.38MPa
蝸輪軸:
σca2=Me22+(αT22)W=131174.5792+(0.6336642)0.1803=2.61MPa
前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,由表查得σ-1=60MPa,因此σca<σ-1,故兩軸都安全。
(7) 齒輪上鍵的選取與校核
1. 鍵連接的類型與尺寸
軸上鍵的作用是傳遞扭矩,應用平鍵連接即可。在此用平鍵。由資料可查出傳動軸鍵的截面尺寸 27、為:寬度b=12mm,高度h=8mm,由連軸器的寬度并參考鍵的長度系列,從而取鍵長L=40mm;蝸輪軸鍵的截面尺寸為:寬度b=14mm,高度h=9mm,由大齒輪的寬度并參考鍵的長度系列,從而取鍵長L=50mm。
2. 鍵連接的強度
鍵、軸和連軸器的材料都是鋼,因而可查得許用擠壓力[δp]=50~160MPa,取其平均值[δp]=135MPa。
傳動軸鍵的工作長度l=L-b=40-12=28mm,鍵與連軸器的鍵槽的接觸高度k=0.5h=4mm,從而可得:δp=2000Tkld=6.96MPa≤[δp],可見滿足要求。此鍵的標記為:鍵B1240 GB/T 1096—1979。
傳動軸鍵的工 28、作長度l=L-b=50-12=38mm,鍵與連軸器的鍵槽的接觸高度k=0.5h=4.5mm,從而可得:δp=2000Tkld=4.92MPa≤[δp],可見滿足要求。此鍵的標記為:鍵B1450 GB/T 1096—1979。
(8) 軸承的選用
各個方面的誤差會直接傳遞給加工工件時的加工誤差,因此選用調(diào)心性能比較好的圓錐滾子軸承。此類軸承可以同時承受徑向載荷及軸向載荷,外圈可分離,安裝時可調(diào)整軸承的游隙。其機構代碼為30000,然后根據(jù)安裝尺寸和使用壽命選出軸承的型號為30216。
1. 滾動軸承的配合
滾動軸承是標準件,為使軸承便于互換和大量生產(chǎn),軸承內(nèi)孔于軸的配合采用基 29、孔制,即以軸承內(nèi)孔的尺寸為基準;軸承外徑與外殼的配合采用基軸制,即以軸承的外徑尺寸為基準。
2. 滾動軸承的潤滑
考慮到電動刀架工作時轉(zhuǎn)速很高,并且是不間斷工作,溫度也很高。故采用油潤滑,轉(zhuǎn)速越高,應采用粘度越低的潤滑油;載荷越大,應選用粘度越高的。
3. 滾動軸承的密封裝置
軸承的密封裝置是為了阻止灰塵,水,酸氣和其他雜物進入軸承,并阻止?jié)櫥瑒┝魇ФO置的。密封裝置可分為接觸式及非接觸式兩大類。此處,采用接觸式密封,唇形密封圈。
唇形密封圈靠彎折了的橡膠的彈性力和附加的環(huán)行螺旋彈簧的緊扣作用而套緊在軸上,以便起密封作用。唇形密封圈封唇的方向要緊密封的部位。即如果是為了油封,密封唇應 30、朝內(nèi);如果主要是為了防止外物浸入,密封唇應朝外。
(9) 潤滑與密封
1. 傳動副的潤滑
計算蝸桿傳動的由于蝸桿傳動效率不高,產(chǎn)熱量比較大,因此,蝸桿傳動應用油浴潤滑。下面熱平衡問題,算出潤滑油的溫度,看看是否需要采用強化散熱裝置。
在單位時間內(nèi),蝸桿傳動由摩擦損耗產(chǎn)生的熱量為Q1
則
Q1=1000P1-η
從箱體外表面散逸到空氣中的熱量為Q2
則
Q2=KAt-t0
根據(jù)平衡條件可求出潤滑油的工作溫度t
t=t0+1000P1-ηKA
式中 P—蝸桿輸入功率,kW;
畏—蝸桿傳動效率;
K—散熱系數(shù), 31、K=10~17W/m2?℃,當周圍空氣流通良好時取大值;
A—散熱面積,m2,指內(nèi)壁被油所濺及而外壁與空氣接觸的表面積;
t0—周圍環(huán)境溫度,。
齒輪傳動效率為η1=0.97;一對滾動軸承的效率為η2=0.99;蝸桿傳動效率為η3=0.77,因此蝸桿的輸入功率為0.951KW。
由于齒輪傳動的速度不是很高,傳動比不大,因此,齒輪傳動就不必采取專門的潤滑方式,只需要在裝配時,給齒輪涂上合適的潤滑油即可。
2. 軸承的潤滑
軸承一般采用脂潤滑,在一些特殊情況下,也可以采用油潤滑。在本次設計中,蝸桿軸上的兩個圓錐滾子軸承就應該采用油潤滑,而且潤滑油 32、與蝸桿傳動的潤滑油是同一種潤滑油。這樣,在傳動過程中,潤滑油由于蝸桿的回轉(zhuǎn)就可以飛濺到軸承上,而且潤滑方便?;剞D(zhuǎn)工作臺的其他軸承應該用脂潤滑,而且為了防止?jié)櫥瓦M入軸承,從而破壞了脂潤滑,需要在相應的部位安裝上擋油盤。
3. 密封
為了防止外界飛塵進入回轉(zhuǎn)臺的內(nèi)部以及防止?jié)櫥蜐B出箱體,需要在工作臺于箱體的接觸面、以及軸承端蓋與箱體的接觸面上布置相應的密封件。經(jīng)過設計與選擇,在工作臺與箱體的接觸面上采用氈圈密封,另外,在傳動軸的伸出的相關部位,我們也采用氈圈密封。軸承端蓋與箱體的接觸面上,我們采用O形圈密封。
此外,還有一個重要的密封,就是為了防止蝸桿傳動的潤滑油進入齒輪傳動的部位, 33、我們采用旋轉(zhuǎn)軸唇形式密封圈。
(10) 間隙消除設計
1. 雙螺距漸厚螺桿的介紹
在數(shù)控機床中,分度工作臺、數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺都廣泛采用蝸桿渦輪傳動。渦輪副的嚙合側(cè)隙對其分度定位精度影響最大,因此消除渦輪副的側(cè)隙就成為數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺的關鍵問題。一般在要求連續(xù)精確分度的機構中(如齒輪加工機床、數(shù)控回轉(zhuǎn)工作臺等)或為了避免傳動機構因承受脈動載荷(如斷續(xù)銑削)而引起扭轉(zhuǎn)震動的場合往往采用雙螺距漸厚蝸桿,以便調(diào)整側(cè)隙到最小限度。
圖3.12 雙螺距漸厚蝸桿調(diào)隙原理
雙螺距漸厚蝸桿與普通蝸桿的區(qū)別是:雙螺距漸厚蝸桿齒的左、右兩側(cè)面具有不同的齒距(導程);而同一側(cè)面的齒距(導程)則是相等 34、的(如上圖)。雙螺距漸厚蝸桿副的嚙合原理與一般的蝸桿副嚙合原理相同,蝸桿的軸向截面仍相當于基本齒條,渦輪則相當于同它嚙合的齒輪。由于蝸桿齒左、右梁側(cè)面具有不同的齒距,即左、右兩側(cè)面具有不同的模數(shù)m(m=t/π)。因而同一側(cè)面的齒距相同,故沒有破壞嚙合條件。雙螺距漸厚蝸桿傳動的公稱模數(shù)可以看成普通蝸桿副的軸向模數(shù),一般等于左、右齒面模數(shù)的平均值。此蝸桿齒厚從頭到尾逐漸增厚。但由于同一側(cè)的螺距是相同的,所以仍然可以保持正常的嚙合。因此,可用軸向移動蝸桿的方法來消除蝸桿與渦輪的齒側(cè)隙。
從上圖中知道,蝸桿左側(cè)的齒距為t左,右側(cè)的齒距為t右,中間齒距為t中。
當t右>t左時,s1=t左-c1,s2 35、=t右-c1
相鄰兩齒厚的差值 ?s=s2-s1=t右-t左
不難看出,任意兩相鄰齒厚之差(沿同一軸向截面上)都是?s=s2-s1=t右-t左,這樣的蝸桿從左到右齒厚漸厚,當蝸桿向左移動時,嚙合側(cè)隙將會逐漸減小。同理,當時t右 36、構的原理
考慮到渦輪的定心與平穩(wěn)運作,定心軸外需加墊塊及液壓缸,夾持張緊保持工作臺在張緊的情況下穩(wěn)定工作。由定心要求可知液壓缸體以定心軸為中心四軸對稱,由箱體底部的油路供油,同時為了保證渦輪蝸桿處接觸的潤滑、在墊塊側(cè)邊開潤滑油口。如圖3.14。
圖3.14 液壓原理圖
2. 液壓張緊機構剖面圖
圖3.15 液壓張緊機構剖面圖
3. 墊塊結(jié)構剖面圖
圖3.16 墊塊結(jié)構剖面圖
(十二)三維圖
圖3.17 外觀圖
圖3.18 齒輪傳動剖面
圖3.19 蝸桿傳動剖面
圖3.20 聯(lián)軸器剖面
35
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