凸轮选型计算
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规格决定及尺寸选定方法
选定分度头的规格和机种的场合，请预先决定下
尺 述的概略规格。
寸
的
选
定
工件细节
运转条件
负荷条件
直接驱动
分割数
积载负荷
皮带驱动
割付角
台面外径
˔ 规
摆动驱动
凸轮曲线
台面的支撑
格 决
输入轴回转速度 外部负荷
定
和
尺
寸 在这些条件下分度头运转时输出轴上作用的实际
选
定 负荷与分度头的动态额定负荷进行比较，并考虑
˔ 称为工作力矩。
规 格 决 定 和 尺 寸 选 定 方 法
Fw GL
Rw 力臂·工件等 的中心位置
工作力矩可以通过以下关系式求得。 TwɹʹɹFwɾRwɹʢNɾmʣ
但是，Fwɹɿɹ工作必须的力ɹʢNʣ Rwɹɿɹ工作的半径ɹʢmʣ
ʢ注意ʣ 输入轴停止时作用的力矩是静态额定输出力矩， 可以作为比较。
轴的驱动系统请尽量降低间隙并具有一定的刚性。 尺
达到这样的要求就能减小使用因子，就能选定合
寸 的
适的分度头尺寸。另外加入有间隙，会形成台式
选 定
回转时的振动，降低本体的使用寿命，和引起部
件得破损。
˔
ʢ1ʣ马达和分度头的输入轴之间尽可能和其它凸
规 格
轮轴串联直接连接。而且在装置的构造上，不得 决
定
已需要考虑的时候，请在设计中注意以下事项。
TeɹʹɹTɾi fcʴTfʴTwɹʢNɾmʣ 但是 ，Teɹɿɹ实际负荷力矩ɹʢNɾmʣ
fc ɹɿɹ使用因子 ʢ表C.1ʣ驱动方法不同时的使用因子
驱动方法 输出系统 输入系统
减速机减速比
1/20以下 超过1/20 1/30,1/40
ʤ ʥʤ ʥ 1/10,1/20 1/50,1/60
台式 力臂
涡轮直接ʢ1ʣ 涡轮直接ʢ2ʣ 涡轮间接
决 中，图伦随动器轨道面的滚动疲劳设定的寿命，
定
和 在本公司，大致设计寿命是10000小时。因此，这
尺
寸 个寿命是在合适的环境中使用时，只要进行润滑
选
定 油的更换，无需维护就能够保证的工作时间。
方 法
加入，希望寿命时间长于10000小时，则考虑寿命
系数，按照下列公式计算决定必要的力矩。
Tr fhʹʕ Te
TtɹʹɹTiʴTfʴTwʢNɾmʣ
但是，Tt ɿ 负荷力矩ʢNɾmʣ Ti ɿ 惯性力矩ʢNɾmʣ Tf ɿ 摩擦力矩ʢNɾmʣ Tw ɿ 工作力矩ʢNɾmʣ
ʢ1ʣ惯性力矩ɿTi
惯性力矩是指分割时对输出轴上安装的台面、夹 具和工件等进行加速、减速所必要的力矩。 这个惯性力矩可以用惯性矩和输出轴最大角加速 度的乘积求得。
尺
最大加速度Amɺ分割数nɺ割付角Вhɺ输入轴回
寸 的
转速度N的关系式求得。
选 定
˔分度头
ʢ ʣ ЋʹAmɾʕ 2nК
360 N 2 ʕ Вh ɾʕ 60 ʢrad/s2ʣ
˔
但是，Amɿ凸轮曲线的无次元最大加速度
规 格
曲线的 种类
MS 变形正弦
曲线
MC 变形匀速
曲线
MT 变形台型
曲线
TR TR
决 定 和 尺 寸
Am ʶ5.53 ʶ8.01 ʶ4.89 ʶ6.17
选 定
nɹ ɿɹ分割数
方 法
Вhɹɿɹ割付角ʢ˃ʣ
Вhʹʕ Вz t
Вtɹɿɹ总割付角ʢ˃ʣ
Nɹɿɹ输入轴回转速度ʢrpmʣ
zɹɿɹ停留数
˔摆动
ʢ ʣ КɾС 360 N
ЋʹAmɾʕ 180 ɾ ʕ Вh ɾʕ 60
2
ʢrad/s2ʣ
但是Сɿɹ偏差角(˃)
按照实际的负荷力矩
check1 能否满足预期的 寿命时间。ɹ
yes
check2 能否满足允许的 最大台面外径。
尺寸提高1档 no
检查1 no
yes
输入轴力矩计算
涡轮减速机的设定
马达容量的计算
结束
1.负荷力矩的计算
a.标准时间的负荷力矩
直接或者皮带驱动时，在分度头的输出轴上，作 用有惯性力矩，摩擦力矩和工作力矩3种力矩。这 些力矩的总和称之为负荷力矩。
方 法
寿命时间、允许最大台面外径最终决定。
在分度头的选定中，在构想阶段尽可能选择割付
角大，台面直径小，质量轻的类型。或者注意这
些进行设计。这样分度头就能尽量小，也有利于
空间的节省和成本的降低。
C-3
尺寸选定流程
开始
规格决定 ʢaʣ工件细节 ʢbʣ运转条件 ʢcʣ符合条件
˙负荷力矩的计算 ɹTtʹTiʴTfʴTw ˙实际的负荷力矩的计算 ɹTeʹTiɾfcʴTfʴTw
m ɹ ɿɹ质量ʢᶵʣ
g ɹɿɹ重力加速度ʢm/s2ʣ
C-4
规格决定和尺寸选定方法
ʢ3ʣ工作力矩ɿTw
尺 输出轴动作中，利用这个动作做功的场合，作为
寸 的
负荷的外部负荷等力矩作用在输出轴上表现的总
选 定
和就是工作力矩。
例如，输出轴利用时处于水平状态的场合，台式（力
臂），夹具和工件等作为偏心负荷作用的力，也
ʪ平行凸轮单元使用上的注意事项ʫ
平行凸轮机构因为简单，所以有容易制造的优点，但 是，也有因其停留时压力角高，刚性差的缺点。 使用平行凸轮驱动惯性负荷大的台面时，因为停留的 刚性差，将发生残留振动。这个残留振动将给分割精 度带来不好的影响，也对分度头的使用寿命不利。因 此使用直接驱动的场合，推荐使用停留刚性高的滚子 齿轮凸轮类型。 适合于使用平行凸轮的驱动方式是传送带驱动。传送 带驱动使惯性负荷增加，与此同时摩擦负荷增加。由 于这个摩擦负荷的增加遏制了单元振动。平行凸轮可 以制作分割数小的机构，分割数从1开始已经标准化了。 传送带驱动中使用分度头进行分割数小的分割，可以 达到传送节距大的动作，另外通过齿轮等减速输出轴 的负荷力矩变小，分度头的尺寸也能变小。另外输入 轴和输出轴的萍乡配置方面均可以说是适合于传送带 驱动的机构。
和
尺
ᶃ请提高凸轮轴的刚性。
寸
选
ᶄ请使用间隙小的连接方法。
定
ᶅ请选定容量具有一定余裕的马达。
方 法
ᶆ请使用具有高刚性的同步皮带等。
ʢ2ʣ分度头的输入轴和减速机的输出轴直接使用 连接器连接的场合，请使用挠曲刚性高，不容易 产生间隙的连接器。也请考虑要能够进行轴心高 度的调整。
分度头
连接器
减速机
调节用隔板
Dmɹʹɹʕ Cɾioft De ɿɹ最大台面外径ʢᶱʣ ftɹɿɹ台面系数ʢ参照图C.1ʣ C ɿɹ分度头的尺寸
ʢ轴间距离ʣʢᶱʣ io ɿɹ输出轴减速比 ʢ图C.1ʣ各种台面系数图
台式系数ʢftʣ
小型类型
标准类型
广角度类型
台式类型
̍̌
小型多分割类型 扁平类型
̑
̌
̌
̍
̎
̏
̐
寿命系数ʢfhʣ
C-7
ʢ表C.3ʣ台面系数 计算公式
Lhʹ10000ɾfhʢ10/ʢ3ʣ hʣ 但是，Tr ɹɿɹ动态额定输出力矩ʢNɾmʣ
fh ɹɿɹ寿命系数 Lhɹɿɹ寿命时间ʢhʣ
这里的寿命时间是确认是否能够满足预期的寿命 时间。不能满足的时候，请将分度头的尺寸向上 提升一格。
ʢ表C.2ʣ寿命时间和寿命系数
Lhʢhʣ fh Lhʢhʣ fh Lhʢhʣ fh
和
尺
寸
选
С 但是，Tɹcɹiʹʕ Вh ɾQmɾTi
定 方 法
Сɿ摆角ɹСʹʕ 36n0 ʢ˃ ʣ
Вh ɿ割付角ʢ˃ʣ
Qmɿ力矩系数
С Tcwʹʕ Вh ɾVmɾʢTfʴTwʣʴTin
但是，ɹVmɿ图伦曲线的无次元最大速度 Tin ɿ内部摩擦力矩ʢNɾmʣ
ʢ表C.4ʣɹQmɾVm一览表
MS
MC
MT
变形正弦 变形匀速 变形台型
涡轮直接ʢ1ʣ 涡轮直接ʢ2ʣ 涡轮减速机直接 用连接器连接。 安装在壳体上。
涡轮间接
驱动例
C-6
规格决定和尺寸选定方法
3.尺寸的选定
尺
寸 的
使用实际的负荷力矩Te选定分度头的尺寸，再用
选 定
预期寿命和允许最大台面外径是否能够同时得到
满足进行校核。
˔
Check.1 ɹ寿命时间ɿɹLh
规 格
寿命时间是指在额定力矩值下各个输入轴回转
̏̏̑˃̏̒̌˃
c.间接驱动场合的负荷力矩
从分度头的输出轴开始的运动，通过齿轮、链轮 等进行间接驱动的场合，考虑各种力矩的减速比 ʢioʣ可以求得相当的负荷力矩。
ʢ1ʣɹ相对于输出轴的相当惯性力矩ɿTie
ᶗeɹ ʹɹᶗɾio2ɹʢᶵɾNʣ 但是， ᶗeɿ相对于输出轴的惯性力矩
Tieɹ ʹɹᶗeɾЋɹʢNɾmʣ
10,000 12,000 14,000 16,000 18,000 20,000
1.000 1.056 1.106 1.151 1.193 1.231
25,000 30,000 35,000 40,000 45,000 50,000
1.316 60,000 1.712 1.390 70,000 1.793 1.456 80,000 1.866 1.516 90,000 1.933 1.570 100,000 1.995 1.621
1.6 1.7 2.1
1.5 1.6 1.9
直接 带齿轮马达
3.7
3.7
涡轮直接ʢ1ʣ
2.0
1.8
台式 涡轮直接ʢ2ʣ
2.2
2.0
间接 涡轮间接
2.7
2.5
带齿轮马达
4.7
4.7
涡轮直接ʢ1ʣ
1.9
1.7
皮带轮 涡轮直接ʢ2ʣ
2.0
1.9
驱动 涡轮间接
2.5
2.3
带齿轮马达
4.4
4.4
ʢ注意ʣ设计装置的时候，从马达到分度头输入
Tiɹʹɹᶗɾ ЋɹʢNɾmʣ
但是，ᶗɹɿ总惯性矩ʢᶵɾN) Ћɹɿ输出轴最大角加速度ʢrad/s2ʣ
ʢ1ʣʵ1ɹ总惯性矩ɿᶗ
表示围绕同一转动中心的物体各自的惯性矩的总 和。（参照惯性矩的公式） ᶗɹʹɹᶗ1ʴᶗ2ʴʜʜʴᶗnɹʢᶵɾNʣ
ʢ1ʣʵ2ɹ输出轴最大角加速度ɿЋ
输出轴最大角加速度可以通过凸轮曲线的无次元
曲线
曲线
曲线
Qm ʶ0.99
Vm
1.76
ʶ0.72 1.28
ʶ1.65 2.00
TR
ʶ1.76 2.18
ʢ注意ʣ这里求得的输入轴力矩是分度头单体驱 动所必须的力矩。输入轴的外部负荷所产生的力 矩另行考虑。
C-8
规格决定和尺寸选定方法
5.涡轮减速机的选定
尺
寸 的
可以用下列关系式求得减速机输出轴上所受的力
b.特殊时间的场合的负荷力矩
求得各自分割区间中的负荷力矩Tt，采用其中最 大值。 特殊时间的例（分度头）
输出轴回转角
̌̕˃
̏̌˃ ̌˃ ̏̌˃
̍̎̌˃ ̍̔̌˃ 输入轴回转角
̏̏̌˃̏̒̌˃
特殊时间的例（摆动）
输出轴回转角
̌̕˃ ̐̑˃
̌˃ ̎̑˃ ̔̑˃ ̍̏̑˃ ̍̑̕˃ ̎̐̑˃ 输入轴回转角
ʢ2ʣ摩擦力矩ɿTf
所谓摩擦力矩是指轴承、滑动面和其它由于摩擦
而产生对输出轴的作用力矩。摩擦力矩可以通过
下列关系式求得。
TfɹʹɹЖɾFfɾRʢf Nɾmʣ
Ffɹʹɹᶴ
但是，Жɹɿɹ摩擦系数
滚动摩擦
滑动摩擦
Жʹ0.03ʙ0.05
Жʹ0.1ʙ0.3
Ff ɹ ɿɹ作用于滑动面和轴承上的力ʢNʣ
Rfɹɿɹ平均摩擦半径ʢmʣ
ʢ2ʣɹ相对于输出轴的相当摩擦力矩ɿTfe
Tfeɹ ʹɹTfɾioɹʢNɾmʣ
ʢ3ʣɹ相对于输出轴的相当工作力矩ɿTwe
TweɹʹɹTwɾioɹʢNɾmʣ
C-5
2.实际负荷力矩的计算ɿTe
前述的负荷力矩是理论力矩，实际上，由于驱动 系统的刚性，间隙的有无，连接的方法的影响， 作用在分度头输出轴上的实际负荷力矩比理论力 矩要大。另外又与怎样使用有关，会发生较大的 变动。 因此，按照使用状态，估计从经验上得到的使用 因子，对实际负荷进行计算。
4.输入轴力矩的计算ɿTc
尺
输入轴力矩是驱动分度头输出轴经受负荷所必需
ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ
寸 的
的力矩和克服内部摩擦力矩的总和。其中前者还
选 定
分为惯性负荷需要的力矩，摩擦负荷和工作负荷
需要的力矩。
TcʹTciʴTcw
˔ 规
格
但是，ɹTciɿ惯性负荷需要的输入轴力矩ʢNɾmʣ
决 定
Tcwɿ摩擦负荷需要的输入轴力矩ʢNɾmʣ
选 定
矩Terʢ分度头输入轴直接连接的场合ʣ
类型
1ʽfhʽ3
小
型
ftʹ1.5ɾfhʴ2.5
标 准
广 角 度
台 式
多小 分 割型
扁
平
ftʹ2.5ɾfhʴ2.5 ftʹ1.5ɾfhʴ1.5
ftʹ2ɾfhʴ4 ftʹ2ɾfhʴ4 ftʹ2ɾfhʴ4
这里寿命系数fh请参照ʢ表C.2ʣ
fhʼ3 ftʹ7 ftʹ10 ftʹ6 ftʹ10 ftʹ10 ftʹ10
预期寿命达Lh不到10,000h小时的场合，请协商。
机械选定的时候，若寿命时间比必要大得多的时候， 分度头的尺寸也就大得多，很不经济。因此在设 计中，在考虑实际分度头的输入轴回转时间的基 础上，请决定经济的寿命时间。
Check.2 ɹ允许最大台面外径ɿDm 直接驱动的场合，对于分度头的轴间距离，台面 的外径大的时候，在稍微的冲击下，就会产生分 度头所固有的静态力矩以上的作用力，导致凸轮 随动器和凸轮的破损，或转动时间的变长，成为 产生这些故障的原因。 因此，在本公司按照已有的经验和实绩，安装在 分度头上的台面外径的允许值大致可以按照下式 使用。另外，这个公式仅适合于标准本体，由于 输出轴延长所造成的刚性恶化影响的场合，必须 充分注意。 DmɹʾɹDe 但是，Dmɿɹ允许最大台面外径ʢᶱʣ
选定分度头的规格和机种的场合，请预先决定下
尺 述的概略规格。
寸
的
选
定
工件细节
运转条件
负荷条件
直接驱动
分割数
积载负荷
皮带驱动
割付角
台面外径
˔ 规
摆动驱动
凸轮曲线
台面的支撑
格 决
输入轴回转速度 外部负荷
定
和
尺
寸 在这些条件下分度头运转时输出轴上作用的实际
选
定 负荷与分度头的动态额定负荷进行比较，并考虑
˔ 称为工作力矩。
规 格 决 定 和 尺 寸 选 定 方 法
Fw GL
Rw 力臂·工件等 的中心位置
工作力矩可以通过以下关系式求得。 TwɹʹɹFwɾRwɹʢNɾmʣ
但是，Fwɹɿɹ工作必须的力ɹʢNʣ Rwɹɿɹ工作的半径ɹʢmʣ
ʢ注意ʣ 输入轴停止时作用的力矩是静态额定输出力矩， 可以作为比较。
轴的驱动系统请尽量降低间隙并具有一定的刚性。 尺
达到这样的要求就能减小使用因子，就能选定合
寸 的
适的分度头尺寸。另外加入有间隙，会形成台式
选 定
回转时的振动，降低本体的使用寿命，和引起部
件得破损。
˔
ʢ1ʣ马达和分度头的输入轴之间尽可能和其它凸
规 格
轮轴串联直接连接。而且在装置的构造上，不得 决
定
已需要考虑的时候，请在设计中注意以下事项。
TeɹʹɹTɾi fcʴTfʴTwɹʢNɾmʣ 但是 ，Teɹɿɹ实际负荷力矩ɹʢNɾmʣ
fc ɹɿɹ使用因子 ʢ表C.1ʣ驱动方法不同时的使用因子
驱动方法 输出系统 输入系统
减速机减速比
1/20以下 超过1/20 1/30,1/40
ʤ ʥʤ ʥ 1/10,1/20 1/50,1/60
台式 力臂
涡轮直接ʢ1ʣ 涡轮直接ʢ2ʣ 涡轮间接
决 中，图伦随动器轨道面的滚动疲劳设定的寿命，
定
和 在本公司，大致设计寿命是10000小时。因此，这
尺
寸 个寿命是在合适的环境中使用时，只要进行润滑
选
定 油的更换，无需维护就能够保证的工作时间。
方 法
加入，希望寿命时间长于10000小时，则考虑寿命
系数，按照下列公式计算决定必要的力矩。
Tr fhʹʕ Te
TtɹʹɹTiʴTfʴTwʢNɾmʣ
但是，Tt ɿ 负荷力矩ʢNɾmʣ Ti ɿ 惯性力矩ʢNɾmʣ Tf ɿ 摩擦力矩ʢNɾmʣ Tw ɿ 工作力矩ʢNɾmʣ
ʢ1ʣ惯性力矩ɿTi
惯性力矩是指分割时对输出轴上安装的台面、夹 具和工件等进行加速、减速所必要的力矩。 这个惯性力矩可以用惯性矩和输出轴最大角加速 度的乘积求得。
尺
最大加速度Amɺ分割数nɺ割付角Вhɺ输入轴回
寸 的
转速度N的关系式求得。
选 定
˔分度头
ʢ ʣ ЋʹAmɾʕ 2nК
360 N 2 ʕ Вh ɾʕ 60 ʢrad/s2ʣ
˔
但是，Amɿ凸轮曲线的无次元最大加速度
规 格
曲线的 种类
MS 变形正弦
曲线
MC 变形匀速
曲线
MT 变形台型
曲线
TR TR
决 定 和 尺 寸
Am ʶ5.53 ʶ8.01 ʶ4.89 ʶ6.17
选 定
nɹ ɿɹ分割数
方 法
Вhɹɿɹ割付角ʢ˃ʣ
Вhʹʕ Вz t
Вtɹɿɹ总割付角ʢ˃ʣ
Nɹɿɹ输入轴回转速度ʢrpmʣ
zɹɿɹ停留数
˔摆动
ʢ ʣ КɾС 360 N
ЋʹAmɾʕ 180 ɾ ʕ Вh ɾʕ 60
2
ʢrad/s2ʣ
但是Сɿɹ偏差角(˃)
按照实际的负荷力矩
check1 能否满足预期的 寿命时间。ɹ
yes
check2 能否满足允许的 最大台面外径。
尺寸提高1档 no
检查1 no
yes
输入轴力矩计算
涡轮减速机的设定
马达容量的计算
结束
1.负荷力矩的计算
a.标准时间的负荷力矩
直接或者皮带驱动时，在分度头的输出轴上，作 用有惯性力矩，摩擦力矩和工作力矩3种力矩。这 些力矩的总和称之为负荷力矩。
方 法
寿命时间、允许最大台面外径最终决定。
在分度头的选定中，在构想阶段尽可能选择割付
角大，台面直径小，质量轻的类型。或者注意这
些进行设计。这样分度头就能尽量小，也有利于
空间的节省和成本的降低。
C-3
尺寸选定流程
开始
规格决定 ʢaʣ工件细节 ʢbʣ运转条件 ʢcʣ符合条件
˙负荷力矩的计算 ɹTtʹTiʴTfʴTw ˙实际的负荷力矩的计算 ɹTeʹTiɾfcʴTfʴTw
m ɹ ɿɹ质量ʢᶵʣ
g ɹɿɹ重力加速度ʢm/s2ʣ
C-4
规格决定和尺寸选定方法
ʢ3ʣ工作力矩ɿTw
尺 输出轴动作中，利用这个动作做功的场合，作为
寸 的
负荷的外部负荷等力矩作用在输出轴上表现的总
选 定
和就是工作力矩。
例如，输出轴利用时处于水平状态的场合，台式（力
臂），夹具和工件等作为偏心负荷作用的力，也
ʪ平行凸轮单元使用上的注意事项ʫ
平行凸轮机构因为简单，所以有容易制造的优点，但 是，也有因其停留时压力角高，刚性差的缺点。 使用平行凸轮驱动惯性负荷大的台面时，因为停留的 刚性差，将发生残留振动。这个残留振动将给分割精 度带来不好的影响，也对分度头的使用寿命不利。因 此使用直接驱动的场合，推荐使用停留刚性高的滚子 齿轮凸轮类型。 适合于使用平行凸轮的驱动方式是传送带驱动。传送 带驱动使惯性负荷增加，与此同时摩擦负荷增加。由 于这个摩擦负荷的增加遏制了单元振动。平行凸轮可 以制作分割数小的机构，分割数从1开始已经标准化了。 传送带驱动中使用分度头进行分割数小的分割，可以 达到传送节距大的动作，另外通过齿轮等减速输出轴 的负荷力矩变小，分度头的尺寸也能变小。另外输入 轴和输出轴的萍乡配置方面均可以说是适合于传送带 驱动的机构。
和
尺
ᶃ请提高凸轮轴的刚性。
寸
选
ᶄ请使用间隙小的连接方法。
定
ᶅ请选定容量具有一定余裕的马达。
方 法
ᶆ请使用具有高刚性的同步皮带等。
ʢ2ʣ分度头的输入轴和减速机的输出轴直接使用 连接器连接的场合，请使用挠曲刚性高，不容易 产生间隙的连接器。也请考虑要能够进行轴心高 度的调整。
分度头
连接器
减速机
调节用隔板
Dmɹʹɹʕ Cɾioft De ɿɹ最大台面外径ʢᶱʣ ftɹɿɹ台面系数ʢ参照图C.1ʣ C ɿɹ分度头的尺寸
ʢ轴间距离ʣʢᶱʣ io ɿɹ输出轴减速比 ʢ图C.1ʣ各种台面系数图
台式系数ʢftʣ
小型类型
标准类型
广角度类型
台式类型
̍̌
小型多分割类型 扁平类型
̑
̌
̌
̍
̎
̏
̐
寿命系数ʢfhʣ
C-7
ʢ表C.3ʣ台面系数 计算公式
Lhʹ10000ɾfhʢ10/ʢ3ʣ hʣ 但是，Tr ɹɿɹ动态额定输出力矩ʢNɾmʣ
fh ɹɿɹ寿命系数 Lhɹɿɹ寿命时间ʢhʣ
这里的寿命时间是确认是否能够满足预期的寿命 时间。不能满足的时候，请将分度头的尺寸向上 提升一格。
ʢ表C.2ʣ寿命时间和寿命系数
Lhʢhʣ fh Lhʢhʣ fh Lhʢhʣ fh
和
尺
寸
选
С 但是，Tɹcɹiʹʕ Вh ɾQmɾTi
定 方 法
Сɿ摆角ɹСʹʕ 36n0 ʢ˃ ʣ
Вh ɿ割付角ʢ˃ʣ
Qmɿ力矩系数
С Tcwʹʕ Вh ɾVmɾʢTfʴTwʣʴTin
但是，ɹVmɿ图伦曲线的无次元最大速度 Tin ɿ内部摩擦力矩ʢNɾmʣ
ʢ表C.4ʣɹQmɾVm一览表
MS
MC
MT
变形正弦 变形匀速 变形台型
涡轮直接ʢ1ʣ 涡轮直接ʢ2ʣ 涡轮减速机直接 用连接器连接。 安装在壳体上。
涡轮间接
驱动例
C-6
规格决定和尺寸选定方法
3.尺寸的选定
尺
寸 的
使用实际的负荷力矩Te选定分度头的尺寸，再用
选 定
预期寿命和允许最大台面外径是否能够同时得到
满足进行校核。
˔
Check.1 ɹ寿命时间ɿɹLh
规 格
寿命时间是指在额定力矩值下各个输入轴回转
̏̏̑˃̏̒̌˃
c.间接驱动场合的负荷力矩
从分度头的输出轴开始的运动，通过齿轮、链轮 等进行间接驱动的场合，考虑各种力矩的减速比 ʢioʣ可以求得相当的负荷力矩。
ʢ1ʣɹ相对于输出轴的相当惯性力矩ɿTie
ᶗeɹ ʹɹᶗɾio2ɹʢᶵɾNʣ 但是， ᶗeɿ相对于输出轴的惯性力矩
Tieɹ ʹɹᶗeɾЋɹʢNɾmʣ
10,000 12,000 14,000 16,000 18,000 20,000
1.000 1.056 1.106 1.151 1.193 1.231
25,000 30,000 35,000 40,000 45,000 50,000
1.316 60,000 1.712 1.390 70,000 1.793 1.456 80,000 1.866 1.516 90,000 1.933 1.570 100,000 1.995 1.621
1.6 1.7 2.1
1.5 1.6 1.9
直接 带齿轮马达
3.7
3.7
涡轮直接ʢ1ʣ
2.0
1.8
台式 涡轮直接ʢ2ʣ
2.2
2.0
间接 涡轮间接
2.7
2.5
带齿轮马达
4.7
4.7
涡轮直接ʢ1ʣ
1.9
1.7
皮带轮 涡轮直接ʢ2ʣ
2.0
1.9
驱动 涡轮间接
2.5
2.3
带齿轮马达
4.4
4.4
ʢ注意ʣ设计装置的时候，从马达到分度头输入
Tiɹʹɹᶗɾ ЋɹʢNɾmʣ
但是，ᶗɹɿ总惯性矩ʢᶵɾN) Ћɹɿ输出轴最大角加速度ʢrad/s2ʣ
ʢ1ʣʵ1ɹ总惯性矩ɿᶗ
表示围绕同一转动中心的物体各自的惯性矩的总 和。（参照惯性矩的公式） ᶗɹʹɹᶗ1ʴᶗ2ʴʜʜʴᶗnɹʢᶵɾNʣ
ʢ1ʣʵ2ɹ输出轴最大角加速度ɿЋ
输出轴最大角加速度可以通过凸轮曲线的无次元
曲线
曲线
曲线
Qm ʶ0.99
Vm
1.76
ʶ0.72 1.28
ʶ1.65 2.00
TR
ʶ1.76 2.18
ʢ注意ʣ这里求得的输入轴力矩是分度头单体驱 动所必须的力矩。输入轴的外部负荷所产生的力 矩另行考虑。
C-8
规格决定和尺寸选定方法
5.涡轮减速机的选定
尺
寸 的
可以用下列关系式求得减速机输出轴上所受的力
b.特殊时间的场合的负荷力矩
求得各自分割区间中的负荷力矩Tt，采用其中最 大值。 特殊时间的例（分度头）
输出轴回转角
̌̕˃
̏̌˃ ̌˃ ̏̌˃
̍̎̌˃ ̍̔̌˃ 输入轴回转角
̏̏̌˃̏̒̌˃
特殊时间的例（摆动）
输出轴回转角
̌̕˃ ̐̑˃
̌˃ ̎̑˃ ̔̑˃ ̍̏̑˃ ̍̑̕˃ ̎̐̑˃ 输入轴回转角
ʢ2ʣ摩擦力矩ɿTf
所谓摩擦力矩是指轴承、滑动面和其它由于摩擦
而产生对输出轴的作用力矩。摩擦力矩可以通过
下列关系式求得。
TfɹʹɹЖɾFfɾRʢf Nɾmʣ
Ffɹʹɹᶴ
但是，Жɹɿɹ摩擦系数
滚动摩擦
滑动摩擦
Жʹ0.03ʙ0.05
Жʹ0.1ʙ0.3
Ff ɹ ɿɹ作用于滑动面和轴承上的力ʢNʣ
Rfɹɿɹ平均摩擦半径ʢmʣ
ʢ2ʣɹ相对于输出轴的相当摩擦力矩ɿTfe
Tfeɹ ʹɹTfɾioɹʢNɾmʣ
ʢ3ʣɹ相对于输出轴的相当工作力矩ɿTwe
TweɹʹɹTwɾioɹʢNɾmʣ
C-5
2.实际负荷力矩的计算ɿTe
前述的负荷力矩是理论力矩，实际上，由于驱动 系统的刚性，间隙的有无，连接的方法的影响， 作用在分度头输出轴上的实际负荷力矩比理论力 矩要大。另外又与怎样使用有关，会发生较大的 变动。 因此，按照使用状态，估计从经验上得到的使用 因子，对实际负荷进行计算。
4.输入轴力矩的计算ɿTc
尺
输入轴力矩是驱动分度头输出轴经受负荷所必需
ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ
寸 的
的力矩和克服内部摩擦力矩的总和。其中前者还
选 定
分为惯性负荷需要的力矩，摩擦负荷和工作负荷
需要的力矩。
TcʹTciʴTcw
˔ 规
格
但是，ɹTciɿ惯性负荷需要的输入轴力矩ʢNɾmʣ
决 定
Tcwɿ摩擦负荷需要的输入轴力矩ʢNɾmʣ
选 定
矩Terʢ分度头输入轴直接连接的场合ʣ
类型
1ʽfhʽ3
小
型
ftʹ1.5ɾfhʴ2.5
标 准
广 角 度
台 式
多小 分 割型
扁
平
ftʹ2.5ɾfhʴ2.5 ftʹ1.5ɾfhʴ1.5
ftʹ2ɾfhʴ4 ftʹ2ɾfhʴ4 ftʹ2ɾfhʴ4
这里寿命系数fh请参照ʢ表C.2ʣ
fhʼ3 ftʹ7 ftʹ10 ftʹ6 ftʹ10 ftʹ10 ftʹ10
预期寿命达Lh不到10,000h小时的场合，请协商。
机械选定的时候，若寿命时间比必要大得多的时候， 分度头的尺寸也就大得多，很不经济。因此在设 计中，在考虑实际分度头的输入轴回转时间的基 础上，请决定经济的寿命时间。
Check.2 ɹ允许最大台面外径ɿDm 直接驱动的场合，对于分度头的轴间距离，台面 的外径大的时候，在稍微的冲击下，就会产生分 度头所固有的静态力矩以上的作用力，导致凸轮 随动器和凸轮的破损，或转动时间的变长，成为 产生这些故障的原因。 因此，在本公司按照已有的经验和实绩，安装在 分度头上的台面外径的允许值大致可以按照下式 使用。另外，这个公式仅适合于标准本体，由于 输出轴延长所造成的刚性恶化影响的场合，必须 充分注意。 DmɹʾɹDe 但是，Dmɿɹ允许最大台面外径ʢᶱʣ