《自動換刀數(shù)控鏜床的回轉工作臺設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《自動換刀數(shù)控鏜床的回轉工作臺設計（35頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

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)控回轉工作臺設計 1、 引言 數(shù)控機床的圓周進給由回轉工作臺完成，稱為數(shù)控機床的第四軸：回轉工作臺可以與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速和轉臺的承載能力； 3．在形式上繼續(xù)研制兩軸聯(lián)動和多軸并聯(lián)回轉的數(shù)控轉臺。 數(shù)控轉臺的市場分析：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)控回轉工作臺的原理與應用 （一）數(shù)控回轉工作臺的原理 數(shù)控回轉工作臺主要用于數(shù)控鏜床和銑床，其外形和通用工作臺幾乎一樣，但它的驅動是伺服系統(tǒng)的驅動方式。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、的回轉工作臺。它的進給、分度轉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整間隙。這種蝸桿的左右兩側面具有不同的螺距，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保持準確的回轉中心。數(shù)控回轉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)控回轉工作臺可以作任意角度的回轉和分度，也可以作連續(xù)回轉進給運動。 （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．最大回轉半徑：200mm 2．回轉角度：0-360度 3．回轉精度：0.01度 4．回轉速度：6-20r/min 5．最大承重：200KG 三、數(shù)控回轉工作臺的結構設計 （一）傳動方案的確定 1. 驅動方式選擇 由于數(shù)控回轉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）結構工藝性要求：如結構簡單、尺寸緊湊、使用維護便利、工藝性和經濟合理等。 （二）傳動方案及其分析 數(shù)控回轉工作臺傳動方案為：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)控回轉工作臺兩種型式：開環(huán)回轉工作臺、閉環(huán)回轉工作臺。 開環(huán)回轉工作臺：開環(huán)回轉工作臺和開環(huán)直線進給機構一樣，都可以用電液脈沖馬達、功率步進電機來驅動。 閉環(huán)回轉工作臺：閉環(huán)回轉工作臺和開環(huán)回轉工作臺大致相同，其區(qū)別在于：閉環(huán)回轉工作臺有轉動角度的測量元件。所測量的結果經反饋與指令值進行比較，按閉環(huán)原理進行工作，使轉臺分度定位精度更高。 由圖3.1所示，數(shù)控回轉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（調質），硬度為280H

10、BS，大齒輪材料為45鋼（調質），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.結構設計 如圖3.2，3.3所示，小齒輪為實心結構，大齒輪采用腹板式結構，齒輪與軸采用單鍵連接： 圖3.

16、2 小齒輪結構 圖3.3 大齒輪結構 （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. 結構設計 如圖3.4所示，渦輪采用連體式結構：

22、 圖3.4 渦輪結構 （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 傳動軸結構 圖3.7 蝸桿軸結構 2. 按許用切應力計算 （1）求兩軸上的功率，轉速和轉矩： 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，調質處理。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)軸器的計算轉矩Tca=KAT1=1.511699=17548.5N?mm 按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，在標準GB/T5843-2003，選用YL5型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為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，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，調質處理，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，軸承內孔于軸的配合采用基

29、孔制，即以軸承內孔的尺寸為基準；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速很高，并且是不間斷工作，溫度也很高。故采用油潤滑，轉速越高，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ФO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；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，蝸桿傳動由摩擦損耗產生的熱量為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就可以飛濺到軸承上，而且潤滑方便?；剞D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臺的內部以及防止?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)控回轉工作臺都廣泛采用蝸桿渦輪傳動。渦輪副的嚙合側隙對其分度定位精度影響最大，因此消除渦輪副的側隙就成為數(shù)控回轉工作臺的關鍵問題。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）而引起扭轉震動的場合往往采用雙螺距漸厚蝸桿，以便調整側隙到最小限度。 圖3.12 雙螺距漸厚蝸桿調隙原理 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、右兩側面具有不同的齒距（導程）；而同一側面的齒距（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、右梁側面具有不同的齒距，即左、右兩側面具有不同的模數(shù)m(m=t/π)。因而同一側面的齒距相同，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隙。 從上圖中知道，蝸桿左側的齒距為t左，右側的齒距為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. 墊塊結構剖面圖 圖3.16 墊塊結構剖面圖 (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