数控回转工作台带全套CAD图纸

陕西国防工业职业技术学院
SHAANXI INSTITUTE OF TECHNOLOGY 毕业设计论文
题目水平回转工作台
专业机电一体化
班级机电3111班
姓名罗小亮
学号23311131
指导教师王刚
目录
摘要 (3)
第一章绪论 (4)
1.1概述 (4)
1.2数控回转工作台的发展及展望 (4)
1.3数控回转工作台的原理 (5)
1.4 设计要求及主要参数 (6)
1.4.1设计准则 (6)
第二章数控回转工作台的结构设计 (6)
2.1设计工作台的基本要求 (8)
2.2数控回转工作台传动方案的选择 (9)
2.3电机的选择 (11)
2.3.1选择步进电机的注意事项 (11)
2.3.2电机的参数计算 (11)
2.4齿轮的设计 (12)
2.4.1齿轮材料确定 (12)
2.4.2齿轮强度计算 (12)
2.4.3尺寸计算 (12)
2.4.4齿轮结构设计 (14)
2.5蜗轮蜗杆设计 (15)
2.6蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 (16)
2.7轴的校核与计算 (18)
2.8联轴器的选择 (19)
2.9输入轴的设计 (20)
2.10蜗杆轴的设计 (25)
2.11轴强度的校核 (28)
总结 (30)
参考文献 (32)
致谢 (33)
摘要
数控机床在机械行业中扮演的角色越来越重要。

特别是数控机床朝着大功率、高速度、高精度、高稳定性的方向发展，其可靠性已成为衡量其性能的重要指标。

而数控回转工作台作为数控机床中不可或缺的部件，其精度已直接影响到机床的整体性能。

为了提高效率，扩大机床制造范围，数控机床除了做三轴直线进给运动之外，通常还需要用数控回转工作台来做加工的圆周运动。

由此来满足自动改变工件相对主轴的位置，让机床更好的对工件各个面的加工。

配合数控系统的控制，数控回转工作台可以有效提高生产率，消除人为误差，提高加工精度。

数控回转工作台主要是应用于数控铣床与数控镗床或加工中心，它主要是用于对板类、箱体等类似工件的不间断回转加工和多面加工。

第一章绪论
1.1概述
数控铣床作为效率比较高的机械制造设备，现在应用的已经非常普遍了。

在加工工件时，将工件装在回转台上，为了满足工件的加工需求，能给工件加工到更多的表面，除了一般机床都能进行的三轴直线运动之外，还必须用回转工作台来给工件做回转运动。

数控系统控制着工作台，去做各种需求的圆周运动。

必要时它可以和其他的坐标轴一起联动，这样来加工复杂一点的零件。

同时在精度的保证下，理论上可以实现任意角度、任意分度的转动。

数控回转工作台的结构最常见的是用电机作为动力源，再者是齿轮传动来减速，最后是蜗轮蜗杆连接工作台，起到带动转动的作用。

设计中回转精度是主要的参考对象。

现在技术越来越先进，社会对回转工作台的要求也是很大。

回转工作台分类可能会有很多，但是一般是可以分为两种，它们是数控回转工作台，还有就是分度台。

数控回转工作台可以自动的运动加工，它的结构和市面上的一般机床的进给机构可能有点相似。

它们最主要的不同的地方在于一般机床是做直线运动的，但是数控回转工作台还可以做回转的运动。

两种回转台从外表上看上去是差不多的，关键不同在于它们的内部。

数控回转工作台又可以细分为两种，一种开环,另一种是闭环。

开环与闭环结构上是看不出什么区别的，它们的区别在于闭环它多了一个角度测量的功能。

这个测量功能会反馈和系统给的指令相互对比，选择闭环的话，工作加工的精度会高一些。

1.2数控回转工作台的发展及展望
目前国内数控机床可以说得到了快速的发展，近年来取得的进步也是非常明显不过了。

尤其是国内的数控系统，从没有到现在的这么成熟。

可以说我国的数控技术大有可为，不断在接近西方国家的先进技术。

作为机床的主要组成部分，回转工作台相对机床的各方面的性能来说是非常重要的。

在未来数控回转工作台主要是向着两个极端发展，一个是开发小型转台，一个是大型转台。

于此同时呢它在性能方面主要还是朝着以更强的以钢为材料的蜗轮，这样可以很大程度的增加工作台转动的速度，增加转台承担负载的能力。

未来在设计形式上也是向着多轴一起联动的趋势前进。

在不久的将来，我国机床的附件将会朝着高档的水平发展。

不管是产品
质量或是产品性能，都会慢慢跟上西方发达国家的水平。

并不断地创新，走出自己的特色。

加强对产、学、研的结合力度，从而走专业化生产道路，面向市场，满足数控机床发展的需求。

1.3数控回转工作台的原理
数控回转工作台应用最多的还是在这三个机床中，它们分别是数控铣床、加工中心还有就是数控镗床了。

与一般的工作台比较起来，在外形上我们很难发现它们会有怎样的不同，它们使用着不同的驱动。

数控回转工作台是可以跟其他的伺服结合一起运动。

图1-1 闭环内部结构
1-步进电机；2-主动齿轮；3-偏心环；4-从动齿轮；5-柱销；6-压块；7-
螺母；8-锁紧螺钉、11-轴承盖、套筒；9-蜗杆；10-蜗轮；12、13-加紧
瓦；14-压紧液压缸；15-活塞；16-弹簧；17-钢球；18-光栅；
如下图1-1所示该结构图就是演示的闭环数控回转工作台的内部结构，这种工作台是由1电机作为动力元件的，然后2、4齿轮传动作为减速器的效
果给电机减速。

在用齿轮传动带动9蜗杆，9与蜗轮10配合转动这就可以带动工作台转动了。

通常消除反向间隙、传动间隙的方法有很多的，这里是用了偏心环3就能达到消除齿轮2、4之间的啮合侧隙的目的了。

设计中为了实现蜗杆9、齿轮4连接在一起，其中间采用的是楔形拉紧圆柱销5。

用这种连接方式的优点的是还可以减少各轴和轴套之间的配合间隙。

回转台转角的位置是采用光栅18来进行测量的，它的测量结果会与指令信号相互比较。

如果其中存在偏差，那么将偏差放大，然后由控制电机使其朝着降低偏差的方位回转，从而使工作台达到精确定位的目的，设计中对于台面的锁紧通过均匀分布的小油缸14达到目的。

在其要加紧时，通过油缸上面的上腔注入压力油，从而使活塞15向下移动，然后钢球17，来推开装置中的夹紧块12、13，从而使蜗轮处于夹紧状态。

当回转台工作时，只需由数控系统来发指令，从而夹紧液压缸14，使其上腔的油回流到油箱，而钢球17此时在弹簧16弹力的作用下向上运动，然后夹紧块12、13会从蜗轮中松开，就在这时蜗轮就可以同回转工作台一起按系统的指令做回转运动。

这个工作台的导轨面采用滚柱轴承来支承，并同时采用圆锥滚子轴承来确保正确的回转中心的位置。

工作台是由镶钢滚柱导轨来支撑的，这样可以使回转台平稳的运动。

1.4 设计要求及主要参数
1.4.1设计准则
将严格按照以下设计准则来完成本次设计：
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.
第二章数控回转工作台的结构设计
2.1设计工作台的基本要求
数控回转工作台一般是由三部分组成的，其中一部分是传动装置，另一部分是原动机，还有工作台。

其中的传动装置主要是在其中传递运动，让工作台运转。

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、维护便利、工艺性和经济合理等。

数控回转工作台作为数控铣床装夹工件的机床附件，它对机床的影响是非常大的。

而数控回转台合理的传动方案的好坏直接影响到数控回转工作台的性能。

所以选择合适的传动方案对于本次设计显得尤为重要。

2.2数控回转工作台传动方案的选择
有如下三种不同的方案
图2-1 方案（1）
方案（1）采用的是皮带传动加涡轮蜗杆的传动方案。

分析此方案可发现皮带有不少的缺点：
1、滑动损失
皮带在工作时，由于带轮两边的拉力差以及相应的变形经差形成弹性滑动，导致带轮与从动轮的速度损失。

弹性滑动与载荷、速度、带轮直径和皮带的结构有关，弹性滑动率通常在1%-2%之间。

有的皮带传动还有几何滑动。

过载时将引起打滑，使皮带的运动处于不稳定状态，效率急剧下降，磨损加剧，严重影响皮带的寿命。

2、滞后损失
皮带在运行中会产生反复伸缩，特别是带轮上的绕曲会使皮带体内部产生摩擦引起功率损失。

3、空气阻力
高速传动时，运动中的风阻将引起转矩损耗，其损耗值与速度的平方成正比。

因此，设计高速皮带传动时，皮带的表面积宜小，尽量用厚而窄的皮带，带轮的轮辐面要平滑，或用辐板以减小风阻。

4、轴承的摩擦损失
皮带在工作时，轴承受到皮带的拉力，也引起转矩损。

滑动轴承的损伯为2%-5%，滚动轴承的损失为1%-2%
图2-2：方案（2）
方案（2）采用的是涡轮蜗杆加齿轮组的传动方案
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。

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
图2-3：方案（3）
方案（3）采用的是齿轮传动加锥齿轮的传动方案，锥齿轮在很大程度上与涡轮蜗杆有可以相互取代的可能，但在本次设计中要求能传动自锁，这是锥齿轮传动所不具备的。

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，都可以用点液脉冲马达、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。

2.3电机的选择
许多机械加工需要微量进给。

要实现微量进给，步进电机、直流伺服交流伺服电机都可作为驱动元件。

步进电机的特点:一是过载性好。

其转速不受负载大小的影响，不像普通电机，当负载加大时就会出现速度下降的情况，所以步进电机使用在对速度和位置都有严格要求的场合；二是控制方便。

步进电机是以“步”为单位旋转的，数字特征比较明显，这样就给计算机控制带来了很大的方便，反过来，计算机的出现也为步进电机开辟了更为广阔的使用市场；三是整机结构简单。

传统的机械速度和位置控制结构比较复杂，调整困难，使用步进电机后，使得整机的结构变得简单和紧凑。

所以选择步进电机的计算如下：
1）电机的选择
按照工作要求和条件选两相混合式步进电机 2）功率 工作所需功率为：
/1000w w w w p F V kW η= (3-1)
/9950w
W nw P T kW η= (3-2)
式中150T N M =，36/min w r η= 电机工作效率0.97w η=，
15036/(99500.97) 3.9w p kW =⨯⨯=
电机所需的输出功率为：
/w P P η= (3-3)
式中：η为电机至工作台主动轴之间的总效率。

齿轮：0.97w η= 轴承：0.99w η=
蜗杆; 0.8w η= 。

因此3
312
30.970.990.80.75ηηηη==⨯⨯= 0.75η=
/ 3.8w p p kw η==
一般电机的额定功率
(1 1.3) 3.8 4.2m p p kW =-=-
则取电机额定功率为： 3.8m P =。

3）转矩
由后面齿轮的转矩可得：
5495.510 1.8110p T N mm n
⨯==⨯
4）确定电机转速
由文献[2, 5~5]表1-8推荐的各种机构传动范围为，取： 齿轮传动比：3-5， 蜗杆传动比：15-32，
则总的传动范围为：1231553245160i i i =⨯=⨯-⨯=-
电机转速的范围为
(45160)3616205760/min m N i n r =⨯=-⨯=-为降低电机的重量和价格，选取常用两
相混合式步进电机11BYG250D-0502，其各项指标如表3-1所示:
11BYG250D-0502步进电机指标
5）利用步距角检验
主要技术参数中，回转精度：0．03°。

60i =可得步距角为：
0.03 1.8
i α==
计算的值与11BYG250D-0502步进电机的步距角相吻合。

11BYG250D-0502步进电机满足
条件。

2.4齿轮的设计
2.4.1齿轮材料确定
根据GB/T10085—1988的推荐，采用直齿轮传动的形式。

2.4.2 选择材料
考虑到齿轮传动效率不大，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，要求齿轮面，硬度为45-55HRC。

按齿面接触疲劳强度设计
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。

传递转矩T1=9.55×106P1/N1=（9.55X106×0.75/3000）=2.39N.M
载荷系数K：因载荷平稳，由《械设计手册》查得取K=1.2
齿宽系数ψd:由《械设计手册》查得取ψd=1
许用接触压力［δH］：［δH］=［δH2］=220Mpa
传动比i1:i2=3
将以上参数代入公式
D13≥（671/[δh]）2（6-21）KT1(i+1)/ψdi
D1≥32.88mm
2.4.3确定齿轮的主要参数与主要尺寸
1）齿数取Z1=30，则Z2=i2×Z1=3×30=90,取Z2=90。

2）模数 m=d1/Z1=32.88/30=1.09mm,取标准值m=1.1。

3）中心距标准中心距α=m/2(Z1+Z2)=44.4mm
4）其他主要尺寸
分度圆直径：d1=mZ1=1.5x30=45mm,
d2=mZ2=1.5x90=135mm
齿顶圆直径：da1=d1+2m=33+2x1.5=36mm,
da2=d2+2m=99+2x1.5=102mm
齿宽：b= ψdd1=0.6x33=19.8mm, 取b2=b1+(5-10)=25-30mm,取b1=30mm。

校核齿根弯曲疲劳强度
δF=22K T1YFS/bmd1≤［δF］
复合齿形系数Ys：由x=0（标准齿轮）及Z1 Z2查图6-29得YFS1=4.12，YFS2=3.96则
δf1=2kT1YFS1/bmd1=2x1.2x2.39x103x4.12/(19.8x1.5x33)=74.6Mpa＜［δF1］δf2=δf1YFS2/YFS1=(74.6x3.96/4.12)Mpa=71.70MPa＜［δF2］
弯曲强度足够。

确定齿轮传动精度
齿轮圆周速度v=d1nπ/(60x1000)=3.14x72.5x970/(600x1000)=3.68m/s
由表6-4确定第Ⅱ公差组为8级。

第Ⅰ、Ⅱ公差组也定为8级，齿厚偏差选HK
2.4.4齿轮结构设计
小齿轮 da1 =33mm 采用实心式齿轮
大齿轮da2 =99mm 采用实心式齿轮
2.4.8齿轮结构设计
如图2-3，2-4所示，分别为小齿轮、大齿轮的零件图。

两齿轮都是采用实心结构，采用单键连接齿轮与轴。

图2-3 小齿轮图
图2-4 大齿轮图
2.5蜗轮蜗杆设计
根据GB/T10085—1988的推荐，采用渐开线蜗杆。

2.5.1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。

2.5.2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：
a ≥
（1）确定载荷系数K
因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数K β=1；由使用系数K A 表从而选取K A =1.15；由于转速不高，冲击不大，可取动载系数K V =1.1；则
K=K A *K β*K V =1*1.15*1.1=1.265≈1.27 (3-4)
（2）确定弹性影响系数Z E
选用的铸锡磷青铜蜗轮和蜗杆相配。

（3）确定接触系数Z ρ
先假设蜗杆分度圆直径d 1和传动中心距a 的比值d1/a=0.30，从而可查出Z ρ=3.12。

（4）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 。

因为电动刀架中蜗轮蜗杆的传动为间隙性的，故初步定位、其寿命系数为K HN =0.92，则
[σH ]= K HN [σH ]‘=0.92×268=246.56≈247MPA
（5
）计算中心距
2
24a mm ≥=
取中心距a=50mm ，m=1.25mm ，蜗杆分度圆直径d 1=22.4mm ，这时=0.448，从而可查得接触系数=2.72，因为＜Z ρ，因此以上计算结果可用。

2.6蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 2.6.1 蜗杆
直径系数q=17.92；分度圆直径d 1=22.4mm ，蜗杆头数Z 1=1；分度圆导程角γ=3°11′38″
蜗杆轴向齿距：P A ==3.94mm ；(3-7) 蜗杆齿顶圆直径：
*11232.2a a d d h m mm
=+*=(3-8)
蜗杆轴向齿厚：1/2a S m π==1.97mm(3-10) 2.6.2 蜗轮
蜗轮齿数：Z 2 =90，变位系数Χ=0 验算传动比：i=2z /1z =90/1=90(3-11)
这是传动比误差为：（88-90）/60=2/60=0.033=3.3%(3-12) 蜗轮分度圆直径：d 2=mz 2=1.25*90=112.5mm (3-13) 蜗轮喉圆直径：d a2=d 2+2h a2=93.5 (3-14)
蜗轮喉母圆直径r g2=a-1/2 d a2 =50-1/293.5=3.25 (3-17) 2.6.3 校核齿根弯曲疲劳强度
22
121.53[]a F F F kT Y Y d d m σβσ=
≤
当量齿数
根据Χ2=0，Z V2=62，可查得齿形系数
2
a F Y =2.31，螺旋角系数
Y β=1-γ/140°=0.9773；
许用弯曲应力[δF ]= []'H δ K FN
[δF ]=56×0.72=40.32MPa(3-21)
=[]'H δ=1.53 1.2717040
45155 2.5⨯⨯⨯⨯=2.31×0.9773=4.29MPa(3-22)
所以弯曲强度是满足要求的。

2.7 轴的校核与计算 2.7.1 画出受力简图
图 3-1受力简图
计算出：R 1=46.6N R 2=26.2N
2.7.2画出扭矩图
T=η.i.T 电机
=0.36×60×0.98
=21.2 N.M （3-33）
图3-2扭矩图
2.7.3弯矩图
M=72.8×180×10-3 =13.1N.
图3-3弯矩图
2.8联轴器的选择
目前市面上常用的联轴器已经标准化了，在联轴器选择的过程中可以根据载荷的特点、工作条件和要求选择合适的类型。

然后根据传动的转矩及其它参数进行选择。

作用在联轴器上的转矩：
595.510n PK T n
⨯=
式中：n T 为联轴器公称转矩 P 为驱动功率 n 为工作转速
K 为工作系数，取K=2 则：
5595.51095.5100.73
234404053.2
n p T K
N mm n ⨯⨯⨯==⨯=⋅ 再根据后面初步确定的轴1最小端直径：
考虑到联轴器连接的电机和轴1，在工作中或许有小小震动，并且电机启动频繁，所以选用弹性套柱销联轴器。

又由于联轴器应该满足转矩n T 小于联轴器公称转矩的要求，再根据标准GB/T4323-1984，选用TL1型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为6300N ·mm 。

其标记为：
914
/432319841020
ZC BG T JB ⨯-⨯
2.9输入轴的设计
本设计中轴1材料采用45钢，调质处理，其结构如图2-5所示；
图2-5 轴1
2.9.1轴上参数计算 （1）求输入轴上的1P ，1T 设计中取轴承传动效率 2=0.99η 联轴器传动效率 1=0.99η
1121111
0.730.990.990.715
4053.2/m i n
0.73955000095500001720
4053.2
P P
K W n r P T N mm n ηη=⋅⋅=⨯⨯====
⨯=
⋅
min 6.32d mm
=
（2）计算作用于齿轮上的力
上面我们已经求出了小齿轮分度圆直径是40.5mm
11221720
104.2433
tan 20=104.240.36437.940t r t a T F N d F F N F N
⨯=
===⨯==
轴上力情况分析如下图2-6所示；
图2-6 轴1受力图
（3）求轴最小直径
因为设计选取轴是45钢，而且是调质处理，可知0112A =,于是得
m i n 116.32.2
d m m
=== 用输入轴的最小直径端作为联轴器安装的地方VI VII d -，该段与联轴器相配,根据联轴器的型号故取10VI VII d mm -=。

从动端半联轴器L=22mm ，为保证轴段的挡圈压有空间安放，VI-VII 段的长度要取比L 略小一点，故取18VI VII L mm -=。

因为VI-VII 左端需制出一轴肩，故取V-VI 段的直径15V VI d mm -= （4）轴的设计
1）本设计拟定轴1上零件的结构情况如图2-7所示；
2）本设计中轴承初步为滚动轴承。

考虑到轴承在工作中同时受到了径向力与轴向力的作用，所以设计中采用单列圆锥滚子轴承。

根据工作的需求，并且
15V VI d mm -=，查参考文献[2]表9-30初步选定圆锥滚子轴承30204。

其尺寸为
204715.25d D T mm mm mm ⨯⨯=⨯⨯，所以20IV V I II d d mm --==，15.25IV V L mm -=。

3）按照轴向定位来确定轴的各段参数 如图2-7所示为轴1的结构。

图2-7 轴1分段
20I II d mm -= 25I II L mm -=
25II III d mm -= 46II III L mm -= 30III IV d mm -= 15III IV L mm -= 20IV V d mm -= 15.25IV V L mm -= 15V VI d mm -= 30V VI L mm -= 10VI VII d mm -= 18VI VII L mm -= 4)轴上周向定位
半联轴器、齿轮与轴三者的周向定位都是采用平键连接方式。

按II III d -由参考文献[1]表6-1得87b h ⨯=⨯mm 。

同时设计中为了确保齿轮与轴的配合有较好的对中性，故取齿轮与轴的配合为
7
6
H n ，同样在半联轴器与轴连接中，选取
平键为33b h mm ⨯=⨯，选取半联轴器与轴的配合为7
6
H k 。

同时滚动轴承与轴的周向定位设计中采用过度配合来，为7
6
H m 。

5）倒角、圆角
查参考文献[1]表15-2，选轴两端的倒角0.845⨯，各轴肩处的圆角半径在图中可以看出。

6）求轴的载荷
如图2-8所示，是轴1输入轴所受的应力分析图；
从设计中轴的工作环境和结构图可以得知截面B 才是轴的危险截面。

下表为截面上的H M 、V M 及M ，如表2-3所示；
表2-3 轴1截面应力
图2-8 输入轴应力
7)根据弯扭合成应力来计算校对输入轴
在对输入轴校核时，一般只需校核输入轴上承受最大扭矩、弯矩所在的截面的强度，即危险截面A。

查参考文献[1]式15-5和上述表中的参数，再加上输入轴单方向旋转的，其扭矩切应力就是它的脉动循环变应力，取α=。

0.6
计算轴的应力：
2.6ca MPa σ=
==
设计中已经选取了轴1是45钢，采用调质处理，查参考文献[1]表51-1可以知道1[]60MPa σ-=，明显满足1[]ca σσ-<的条件，所以是安全。

2.9.2输入轴结构设计
如图2-9所示，为设计的输入轴的结构，轴共分六段。

各轴段的参数已经列出，详见轴CAD 图纸。

图2-9轴1结构图
2.10蜗杆轴的设计
本设计中蜗轮轴是45钢，调质处理。

2.10.1轴参数设计
1.蜗杆轴上3P 、3n 和3T 的计算 联轴器10.99η= 齿轮20.97η=
3112313330.730.990.970.7/4053.2/31351.1/min
0.7
9550000
95500004947.821351.1
P P KW
n n i r P T N mm n ηη==⨯⨯=======⋅
2.齿轮上力计算
大齿轮分度圆直径已经在齿轮的设计中算出为2121.5d mm =
而 32224947.8281.45121.5
0t a n 29.65
t a r t n T F N d F N
F F N α⨯=
=====
3.计算轴最小直径。

查参考文献[1]式15-2，查参考文献[1]表15-3，选取0112A =，则
m i n 1129.1
d m m === 取min 30d mm =
由此取轴两端的直径是33mm 4.轴的结构
轴结构如下图2-10所示。

由于轴承同时受到了径向力和轴向力，所以设计中选用单列圆锥滚子轴承。

根据要求并因为30I II d mm -=，所以选用单列圆锥滚子轴承30206，其尺寸为d x D x T 30mm x 62mm x 17.25mm =。

图2-10 蜗杆轴结构
（1）计算各轴长
1）设计满足最小轴要求 1230d mm -= 2332d mm -= 121330d mm -= 8930l mm -= 1263l mm -= 2330l mm -= 2）设计确保大齿轮合理装配
111210111112101130323212I d mm d mm l mm l mm
----====
3)设计确保蜗杆安装
3472l mm -= 3440d mm -= 4540d mm -= 4525l mm -= 4）结合与涡轮的配合设计
112270l mm -= 6782l mm -= 7810l mm -= 6740d mm -=
（4）涡轮轴各端倒角为1.545⨯，其轴肩的各圆角的半径为R2
图2-11 轴2力图
对涡轮轴受力分析，如图2-11为涡轮轴的受力分析图； 1212t T F d =
222
2a T F d = 22tan r t F F α=
21T Ti = 0T = 1122
t t F r F r ⋅=⋅ 21263.6t F N = 2635.7a F N
= 2459.9r F N
= 可以从图中明显得知截面A 才是危险的。

下表2-4为截面A 处的H M V M 及M 的 值：
表2-4 截面应力
2.11轴强度的校核
设计中在对涡轮轴校核时，一般只需校核涡轮轴受到最大扭矩、弯矩截面的强度，即截面A 。

参考文献[1]式15-5和上述表中的参数，再加上轴是单向旋转的，涡轮轴的扭矩切应力就是脉动循环变应力，选0.6α=。

那么计算轴的应力：
6.0ca MPa σ=
==
设计中已经选输入轴是45钢，调质处理。

查参考文献[1]表51-1可以知
道1[]60MPa σ-=，明显满足1[]ca σσ-<的条件，所以是安全。

总结
《毕业设计》是我在大学里的最后一门课程。

通过这次毕业设计，我学会了如何查阅现有的技术资料、如何举一反三、如何通过改进并加入自己的想法与观点，使之成为自己的东西。

并且结合生产知识，培养理论联系实际以及分析和解决工程实际问题的才能，并使大学三年所学的知识得到进一步巩固、深化和扩展,我知道自己还有许多不足之处在以后的学习与工作中，我会更加努力，在实践中总结自己，争取最大的进步。

在此，我对我的论文指导老师关文芳老师表示衷心的感谢，感谢他的监督和指导，我还要感谢这三年里给我授课的所有老师，感谢你们传给我知识，对我的关心与指导，在这里对他们说一声：老师，您们辛苦啦。

最后还要感谢参考文献中所列书籍、文章及资料的作者，感谢他们编辑出来的书籍给予我的指导。

参考文献
[l] 濮良贵,纪名刚.机械设计[M].北京:高等教育出版社,2006
[2] 吴宗泽,卢颂峰,冼键生.简明机械零件设计手册[M].北京:中国电力出版社，2010
[3] 吴宗泽.机械设计课程设计手册[M].北京:高等教育出版社,2006
[4] 孙恒,陈作模,葛文杰.机械原理[M].北京:高等教育出版社,2006
[5]郑金兴.机械制造装备设计[M].哈尔滨：哈尔滨工程大学出版社,2006
[6]赵雪松,任小中,于华.机械制造装备设计[M].武汉：华中科技大学,2009
[7] 文怀兴.数控铣床设计[M].北京:化学工业出版社,2005
[8] 邓三鹏.数控机床结构及维修[M].北京:国防工业出版社,2011
[9] 王友林.数控双转轴式回转工作台的结构与工作原理[J].煤矿机械
致谢
经过七周的时间，我的课程设计已经接近尾声。

由于经验的匮乏，难免有许多考虑不周全的地方。

如果没有老师的督促和精心的指导及同学的支持，想要完成这次课设设计是难以想象到的。

在这里首先要感谢我的指导老师王刚老师，从我做课程设计开始，王老师就始终关心我的进展情况，为我的学业培养倾注了大量心血。

无论在学习中遇到什么困难，老师始终给我耐心的指导和积极的鼓励。

王老师丰富的学识、严谨求实的态度、正直、宽容、坦诚的待人之道，循循善诱的教导方式给我留下了深刻的印象。

值此课设完成之际，谨再一次向我的指导老师王老师表示由衷的感谢并致以崇高的敬意。

《毕业设计》是我在大学里的最后一门课程。

通过这次毕业设计，我学会了如何查阅现有的技术资料、如何举一反三、如何通过改进并加入自己的想法与观点，使之成为自己的东西。

并且结合生产知识，培养理论联系实际以及分析和解决工程实际问题的才能，并使大学三年所学的知识得到进一步巩固、深化和扩展,我知道自己还有许多不足之处在以后的学习与工作中，我会更加努力，在实践中总结自己，争取最大的进步。

在此，我对我的论文指导老师王刚老师表示衷心的感谢，感谢他的监督和指导，我还要感谢这三年里给我授课的所有老师，感谢你们传给我知识，对我的关心与指导，在这里对他们说一声：老师，你们辛苦啦。