数控回转工作台设计

-1-数控回转工作台的原理与应用2.1数控回转工作台的原理数控回转工作台主要用于数控镗床和铣床，其外形和通用工作台几乎一样，但它的驱动是伺服系统的驱动方式。它可以与其他伺服进给轴联动。图2.1为自动换刀数控镗床的回转工作台。它的进给、分度转位和定位锁紧都是由给定的指令进行控制的。工作台的运动是由伺服电动机，经齿轮减速后由蜗杆-蜗轮带动。为了消除蜗杆副的传动间隙，采用了双螺距渐厚蜗杆，通过移动蜗杆的轴向位置来调整间隙。这种蜗杆的左右两侧面具有不同的螺距，因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。图2.1自动换刀数控镗床的回转工作台1—工作台2—滚柱导轨3、4—夹紧瓦5—小液压缸6—活塞7—弹簧8—钢球9—圆光栅10—双列圆柱滚子轴承11—圆锥滚子轴承当工作台静止时，必须处于锁紧状态。为此，在蜗轮底部的辐射方向装有8对夹紧瓦4和3，并在底座上均布同样数量的小液压缸5。当小液压缸的上腔接通压力油时，活塞6便压向钢球8，撑开夹紧瓦，并夹紧蜗轮。在工作台需要回转时，先使小液压缸的上腔接通回油路，在弹簧7的作用下，钢球8抬起，夹紧瓦将蜗轮松开。-2-回转工作台的导轨面由大型滚动轴承支承，并由圆锥滚柱轴承11及双列向心圆柱滚子轴承10保持准确的回转中心。数控回转工作台的定位精度主要取决于蜗杆副的传动精度，因而必须采用高精度蜗杆副。在半闭环控制系统中，可以在实际测量工作台静态定位误差之后，确定需要补偿角度的位置和补偿的值，记忆在补偿回路中，由数控装置进行误差补偿。在全闭环控制系统中，由高精度的圆光栅10发出工作台精确到位信号，反馈给数控装置进行控制。回转工作台设有零点，当它作回零运动时，先用挡铁压下限位开关，使工作台降速，然后由圆光栅或编码器发出零位信号，使工作台准确地停在零位。数控回转工作台可以作任意角度的回转和分度，也可以作连续回转进给运动。2.2设计准则1．创造性的利用所需要的物理性能2．分析原理和性能3．判别功能载荷及其意义4．预测意外载荷5．创造有利的载荷条件6．提高合理的应力分布和刚度7．重量要适宜8．应用基本公式求相称尺寸和最佳尺寸9．根据性能组合选择材料10．零件与整体零件之间精度的进行选择11．功能设计应适应制造工艺和降低成本的要求2.3主要技术参数1．最大回转半径：200mm2．回转角度：0-360度3．回转精度：0.01度4．回转速度：6-20r/min-3-5．最大承重：200KG3数控回转工作台的结构设计3.1传动方案的确定3.1.1驱动方式选择由于数控回转工作台的控制精度要求较高且工作功率不大，动力源应选择步进电机或伺服电机。由于本工作台设计为闭环控制，故开环的步进电机不合适，选用用于闭环控制中的，广泛使用的交流伺服电动机。3.1.2传动方案传动时应满足的要求数控回转工作台一般由原动机、传动装置和工作台组成，传动装置在原动机和工作台之间传递运动和动力，并可实现分度运动。在本课题中，原动机采用交流伺服电动机，工作台为T形槽工作台，传动装置由齿轮传动和蜗杆传动组成。合理的传动方案主要满足以下要求：1．机械的功能要求：应满足工作台的功率、转速和运动形式的要求。2．工作条件的要求：例如工作环境、场地、工作制度等。3．工作性能要求：保证工作可靠、传动效率高等。4．结构工艺性要求：如结构简单、尺寸紧凑、使用维护便利、工艺性和经济合理等。3.1.3传动方案及其分析数控回转工作台传动方案为：伺服电机——齿轮传动——蜗杆传动——工作台该传动方案分析如下：齿轮传动承受载能力较高，传递运动准确、平稳，传递功率和圆周速度范围很大，传动效率高，结构紧凑。蜗杆传动有以下特点：1．传动比大：在分度机构中可达1000以上。与其他传动形式相比，传动比相同时，机构尺寸小，因而结构紧凑。-4-2．传动平稳：蜗杆齿是连续的螺旋齿，与蜗轮的啮合是连续的，因此，传动平稳，噪声低。3．可以自锁：当蜗杆的导程角小于齿轮间的当量摩擦角时，若蜗杆为主动件，机构将自锁。这种蜗杆传动常用于起重装置中。4．效率低、制造成本较高：蜗杆传动是，齿面上具有较大的滑动速度，摩擦磨损大，故效率约为0.7-0.8，具有自锁的蜗杆传动效率仅为0.4左右。为了提高减摩擦性和耐磨性，蜗轮通常采用价格较贵的有色金属制造。由以上分析可得：将齿轮传动放在传动系统的高速级，蜗杆传动放在传动系统的低速级，传动方案较合理。同时，对于数控回转工作台，结构简单，它有两种型式：开环回转工作台、闭环回转工作台。两种型式各有特点：开环回转工作台：开环回转工作台和开环直线进给机构一样，都可以用电液脉冲马达、功率步进电机来驱动。闭环回转工作台：闭环回转工作台和开环回转工作台大致相同，其区别在于：闭环回转工作台有转动角度的测量元件（圆光栅）。所测量的结果经反馈与指令值进行比较，按闭环原理进行工作，使转台分度定位精度更高。由图3.1所示，数控回转工作台的传动方案为一级齿轮传动，二级蜗杆传动：图3.1传动方案3.2齿轮传动的设计-5-由所选电机可知P=1.5kW传动比设定为i=3，选用7级精度（GB10095—88），效率η=0.97工作日安排每年300工作日计，寿命为10年。3.2.1选择材料考虑到齿轮传动效率不大，速度只是中等，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，二者材料硬度差为40HBS。3.2.2按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行计算，即d1t≥2.32√KT1∅d∙u±1u(ZE[σH])231．确定公式内的各计算数值。1）选用直齿圆柱齿轮传动。2）选小齿轮齿数z1=22，大齿轮齿数z2=3×22=66。3）试选载荷系数Kt=1.3。4）小齿轮传递的转矩T=9.55×106P1n1=9.55×106×1.51200=11937.5N∙mm。5）齿宽系数∅d=1。6）由文献查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12。7）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度σHlim2=550MPa。8）由下式计算应力循环次数：N1=60n1jLh=60×1200×1×(2×8×300×10)=3.46×109N2=3.46×1093.2=1.08×1099）取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90；KHN2=0.95。10）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由式得[σH]1=KHN1σHlim1S=0.9×600MPa=540MPa[σH]2=KHN2σHlim2S=0.95×600MPa=522.5MPa-6-2．计算1）试算小齿轮的分度圆直径d1t，代入[σH]较小的值。d1t≥2.32√KT1∅d∙u+1u(ZE[σH])23=2.32√1.3×11937.51∙43(189.8522.5)23=32.426mm2）计算周转速度v。v=πd1tn160×1000=π×32.426×120060×1000m/s=2.04m/s3）计算齿宽b。b=∅d∙d1t=1×32.426mm=32.426mm4）计算齿宽与齿高之比b/h。模数mt=d1tz1=32.42622=1.47mm齿高h=2.25mt=2.25×1.47mm=3.3mmbh=32.4263.3=9.835）计算载荷系数。根据v=2.04m/s，7级精度，查得动载荷系数Kv=1.1；直齿轮，KHα=KFα=1；由表查得使用系数KA=1；由表用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时；KHβ=1.411。由b/h=9.83、KHβ=1.411查图得KFβ=1.2；故载荷系数：K=KAKvKHαKHβ=1×1.1×1×1.411=1.5526）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式得：d1=d1t√KKt3=32.426×√1.5521.33=34.4mm7）计算模数m。m=d1z1=34.422mm=1.56mm3.2.3按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为：-7-m≥√2KT1∅dz12(YFaYSa[σF])31．确定公式内的各计算数值。1）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=380MPa。2）查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88。3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数1.4S,由式得：[σF]1=KFN1σFE1S=0.85×5001.4MPa=303.57MPa[σF]2=KFN2σFE2S=0.88×3801.4MPa=238.86MPa4）计算载荷系数K。K=KAKvKFαKFβ=1×1.1×1×1.2=1.325）查取齿形系数。由表查得YFa1=2.72YFa2=2.286）查取应力校正系数。由表查得YSa1=1.57YSa2=1.737）计算大、小齿轮的并加以比较。YFa1YSa1[σF]1=2.72×1.57303.57=0.01407YFa2YSa2[σF]2=2.28×1.73238.86=0.016512．设计计算m≥√2KT1∅dz12(YFaYSa[σF])3=√2×1.32×11937.51×222×0.016513=1.02mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m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，可取由弯曲强度算得到模数m=1.02,并就近圆整为标准值m=3mm,按接触强度算的的分度圆直径d=34.4mm，算出小齿轮齿数z1=d1m⁄=34.41.5⁄≈23。大齿轮齿数z2=3×23=69。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。-8-3.2.4计算齿轮几何尺寸1．计算分度圆直径d1=z1m=23×3mm=69mmd2=z2m=69×3mm=207mm2．中心距a=d1+d22=69+2072=138mm3．计算齿轮宽度b=∅dd1=1×69mm取B2=69mm，B1=64mm3.2.5结构设计如图3.2，3.3所示，小齿轮为实心结构，大齿轮采用腹板式结构，齿轮与轴采用单键连接：图3.2小齿轮结构-9-图3.3大齿轮结构3.3蜗轮及蜗杆的选用与校核由于前述所选电机可知P=1.5kW，传动比设定为i=20，效率η=0.8工作日安排每年300工作日计，寿命为10年。3.3.1选择蜗杆传动类型根据GB/T10085—1988的推荐，采用渐开线蜗杆。3.3.2选择材料考虑到蜗杆传动效率不大，速度只是中等，故蜗杆用45号钢；为达到更高的效率和更好的耐磨性，要求蜗杆螺旋齿面淬火，硬度为45-55HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。3.3.3按齿面接触疲劳强度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。传动中心距：-10-a≥√KT2(ZEZρ[σH])231．确定作用在蜗轮上的转距T2。按z1=2，估取效率η=0.8，则T2=9.55×106P2n2=9.55×106Pηn2=9.55×106×1.5×0.820N∙mm=573000N∙mm2．确定载荷系数T因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数Kβ=1；由表选取使用系数KA=1.15；由于转速不高，冲击不大，可取动载系数KV=1.05；则K=KAKβKV=1.15×1×1.05≈1.213．确定弹性影响系数ZE因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和蜗杆相配，故ZE=160MPa12。4．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d1a=0.35，从而可查得Zρ=2.9。5．确定许用应力[σH]根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45𝐻𝑅𝐶，从而可查得蜗轮的基本许用应力[σH]′=268MPa。应力循环次数：N=60njLh=60×20×1×(2×