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1、全套CAD图纸，联系 153893706 第1章 绪 论1.1 课题背景远古时代，人类的祖先面对着充满神秘色彩的天空，编织出许多美丽、动人的神话、传说故事。这些故事经过无数代人的流传，便真有了冒险者，不惜生命代价尝试原始的飞行探险。1903年12月17日，莱特兄弟第一架动力飞机的试飞成功，使人类飞行的梦想变为现实。但是人类并没有为此而满足，他们将眼光瞄准了更遥远的宇宙空间。1926年3月16日，美国人戈达德制成了世界首枚液体火箭。1957年苏联卫星首次进入太空。1969年7月20日，阿波罗11号飞船登月成功。1981年4月12日，世界上第一架航天飞机哥伦比亚号发射。从此人类进入了宇宙探险时代。
2、最早，飞行器上天之前要用许多实物进行实验研究，这样不仅造成许多财力、物力、和人力的浪费，而且有限的实验所获得的规律也不是十分的准确，其中存在很大的偶然性。随着人类航天活动的越来越频繁，对设备的可靠性及经济性的要求也越来越高。尤其是近几年来几次重大的航天飞行事故促使人们对以往的实验手段进行了深刻的反省，开始了仿真测试设备的研究，仿真转台就是在这样的背景下产生和发展起来的。二十世纪七十年代后，计算机尤其是数字计算机的发展为仿真技术提供了更高的技术基础。现在仿真转台已应用到航空、航天设备的研制和测试的各个环节。1.2 仿真转台的国内外发展状况1.2.1 国外仿真转台的发展状况美国是世界上最早研制和使
3、用转台的国家，它的第一台转台于1945年诞生于麻省理工学院。从那时起直到现在，美国的转台研制和使用，无论在数量、种类，还是在精度和自动化程度上都居于世界领先水平，代表了当今世界转台的发展水平和方向。此外，英、法、德、俄等国也投入了大量的人力、财力进行仿真转台的研究。但是以美国最为典型，下面主要以美国的转台研究和发展为例进行介绍。回顾美国转台的发展过程，大体可以分为以下几个阶段： 第一阶段的主要标志：用机械轴承支撑台轴，轴的驱动采用交流力矩电机。 1945年，美国麻省理工学院仪表实验室研制成功世界上第一台转台，开始了转台发展的第一个阶段。此转台后来命名为A型台，台轴的支撑采用一般的滚珠轴承，轴的
4、驱动直接用交流力矩电机完成。在A型台的基础上，于1950和1953年又相继研制出了B型台和C型台。 第二阶段的主要标志：采用液体静压轴承支撑台体，用支流力矩电机驱动轴系。 1956年，美国开始研制液体静压轴承转台，并研制出了D型液体轴承台，他的摩擦力矩仅为C型转台的1/8，有利于提高精度。 从五十年代开始，除了麻省理工学院，美国还有一些公司也开始研制转台。如Carco公司于1967年生产了T-025、026和081型转台。Fecker公司于1964年和1965年先后生产了352型、452型转台。1968年，E型台的研制成功被认为是美国转台发展的第二个阶段。E型台的主要材料是非磁性材料356号铝
5、，采用轴向和径向带有压力补偿的液体轴承，并在耳轴上采用了空气轴承。 第三阶段的主要标志：采用计算机控制和测试自动化技术。 从1968年到1969年Fecher公司生产了3768、3769型单轴转台及5768、5569型双轴转台，这期间一个引人注目的发展是这几类转台均采用数字计算机进行控制，其中5569型转台还可用数字计算机进行自动测试，可工作在伺服、同步速率、辅助速率、数字位置、自动转位及纸带定位等状态。 1969年之后，美国的转台设计和制造进入了系列化阶段，技术得到发展和完善，相应地转台也成为一种广泛使用的测试设备。从那时起至今，位于宾西法尼亚洲匹兹堡的CGC公司成为美国制造惯性导航测试设备
6、和运动模拟系统的主要厂商，并一直代表着美国乃至世界惯性设备，尤其是转台的发展水平。 CGC公司于六十年代末至七十年代初研制了51系列转台，包括51A型、51C型、51D型、和51G型等。这一系列转台的主要特点是：台体形式为双轴台，采用气浮轴承。从七十年代初开始，CGC着手研制53系列多轴转台。先后研制成功了53B、53D、53E、53G、53W等型转台。53系列转台的主要特点是：台体形式均为多轴台，普遍采用气浮轴承，轴系回转精度和正交精度均达到角秒级；使用感应同步器作测角元件。CGC生产的51系列双轴台和53系列多轴台在控制上均采用了MPACS30H系列模块化精密角度控制系统，这一系统的应用是
7、转台技术的重大发展。从此，转台进入了计算机控制和测试自动化阶段。 1984年，CGC公司提出了改进的三轴台（Improved Three Axis Test Table,简称ITATT）的制造方案。在CGC的设计制造方案中，规定ITTATT是一台超精密三轴设备。ITATT三轴测试转台可用于舰船导航和空间传感器的测试，还可用于战略系统的测试。 ITATT转台在制造方案中采用了新材料和许多新技术。在台体材料与机械结构方面，采用了石墨复合材料碳纤维增强塑料级球形结构改善了转台的对称性及偏转特性。在轴承方面采用有缘磁悬浮轴承。在电机方面使用多相感应式电机。用滚环代替滑环，降低了摩擦力矩，提高了高速平稳
8、性和控制精度，同时提高了可靠性。在测角系统中，将感应同步器和绝对光学编码器结合使用。在控制方面，采用了数字状态反馈技术为误差补偿创造了条件。采用了这些新技术之后，高精度三轴转台ITATT的技术指标比以前的转台提高一个数量级以上。表1.1是几种型号的三轴转台与ITATT的技术指标：表1.1 几种型号的三T的技术指标比较轴转台与ITAT型号三根轴的摆动轴的正交度轴的定位精度最大指向误差速率不平稳性内框轴中框轴外框轴内框轴/中框轴中框轴/外框轴内框轴中框轴外框轴0.250.350.352.10.90.460.741.35.81500.50.410.651.51.90.250.60.525.5500.
9、150.460.71.40.950.770.750.774.3500.450.50.60.120.010.640.580.982.32000.330.250.470.40.40.840.640.982.730ITATT0.030.020.010.020.020.030.0.0.030.1121.2.2 国内仿真转台的发展状况国内自六十年代中期开始转台的研制工作，其发展状况大致如下：1966年，707所开始研制DT-1型单轴低速转台，1974年进行全面的精度测定，1975年通过鉴定。该台由机械台体和电子控制箱两部分组成，采用气浮轴承，交流力矩电机直接驱动，用感应同步器和旋转变压器组成测角系统。
10、1975年，303所研制成功了SFT-1.1型伺服台，首次应用光栅为精密测角元件。该伺服台与美国Fecker公司生产的200型转台一样，可提供三种工作状态。 1979年，哈尔滨工业大学和原六机部6354所及441厂合作研制出我国第一台双轴伺服转台TPCP-1型双轴气浮轴承台，又称7191双轴台。 1982年，6354所研制成了7191-型双轴台，该台是在7191转台的基础上研制的，提高了可靠性。 1983年，航天部一院13所研制了SSFT型双轴伺服台，该转台是我国最大的双轴伺服台。 1984年，哈工大与6354所共同承担了计算机控制双轴转台，即CCGT双轴转台的研制任务，1988年研制成功。该
11、台是我国第一台计算机控制的双轴台。 1985年，由哈工大研制的DPCT型单轴计算机控制转台是我国第一台计算机控制的转台。 1990年，中国航空精密机械研究所研制成功了SGT-1型三轴捷联惯导测试转台。这是我国第一台计算机控制的高精度三轴惯导测试台。 在转台的开发和制造领域，中国和世界先进水平相比还有许多差距，例如，对于转台相关的技术缺乏深入系统的研究，导致了生产的转台可靠性差，也没有批量生产的能力；在一些领域存在空白等。1.2.3 未来转台的发展趋势不断应用新技术来提高转台的测试精度，增强转台的稳定性及环境适应性是3未来转台发展的主要趋势。具体为：1. 进一步提高技术指标；2. 实现测试自动化
12、；3. 加强各种环境下的测试，控制环境对测试精度的影响，如温度、压力、地基等的影响。4. 对测试的可靠性、稳定性提出进一步的要求。同时，由于转台的应用越来越广泛并逐渐向商品化发展，使得转台的研制在保证精度的前提下不断的应用新材料和新工艺以降低成本，这也成为未来转台发展的一大趋势。1.3 立题的目的和意义本转台主要用于测试机载雷达跟踪目标的灵敏性,模拟雷达在跟踪动态目标时的现场实际运动情况。它在机载雷达的研制和实验室测试方面具有不可替代的作用。1.4 本文主要工作 本论文主要将完成对三轴雷达仿真转台的总体设计,对三轴雷达仿真转台机械结构的详细设计：对内中外三环的转矩的计算与三轴各轴电机的转矩校核
13、，根据本次设计的相关技术要求对本转台的误差分析。第2章三轴雷达仿真转台总体设计2.1 转台技术要求转台总体设计是转台设计中的关键环节，它对转台所能达到的技术性能和经济性起着决定性的作用。本次设计所要达到的技术要求如下： 1负载尺寸： 2负载重量：150kg 3转角范围：内环90，中、外环45 4最大角速度：内环300/s、中环180/s、外环160/s5最小角速度：内环0.003/s、中环0.003/s、外环0.003/s6最大角加速度：内环500/s2、中环180/s2、外环180/s2 7三轴转角精度：0.003 8三轴相交度：0.5mm 9视场角：45 10双十频响指标：内环4Hz，中、
14、外环3Hz2.2 总体设计流程 根据机械设计总体设计的一般规律及三轴仿真转台的特点，三轴雷达仿真转台总体设计流程如图2.1：图2.1 转台总体设计流程图2.3 转台类型的确定三轴仿真转台根据其方位轴系和滚动轴系所在位置的不同，分为立式和卧式两种类型。立式转台外环是方位轴系，内环是滚动轴系；卧式转台与立式转台相反，外环是滚动轴系，内环是方位轴系。根据本次转台设计的技术指标，内环转角范围为90，而中、外环转角范围为45，所以内环应为滚动轴系。因此我们选用立式转台。根据驱动装置的不同，转台又可分为液压驱动转台、电动转台和电液混合驱动转台。液压驱动自身存在线性度差、转角小、低速性能差、维护复杂等许多缺
15、点。而本设计要求的转速范围为：内环0.003/s300/s、中环0.003/s180/s、外环0.003/s160/s。显然，低速性能要求较高，液压驱动不能满足要求，所以我们选择电力驱动。综上，我们选用立式电动转台。2.4 转台运动功能设计2.4.1 工作原理三轴雷达仿真转台的三个轴都由电机直接驱动，通过改变电机电流来改变各轴的转速，通过一个峰值电流来实现电机的最大加速度。各电机的启停及通过各电机的电流由接收到的外部信号控制，从而使转台上的负载能够跟踪信号的运动。2.4.2 运动功能方案转台运动功能图如图2.2所示，内环、中环和外环均由电机驱动，外环实现方位运动、中环实现俯仰运动、内环实现滚转
16、运动。图2.2 转台运动功能图2.5 转台总体布局设计 根据技术指标，考虑到负载尺寸较大，为了尽可能降低转台惯量，提高转台的响应速度，我们将内环轴设计为中空，负载直接安装在内环轴的中空部位。在尽可能减小转台中环惯量的同时，为了保证中环刚度，我们将中环框架设计为与内环（滚动轴）同心的圆筒结构，这种结构具有结构刚度高、工艺性好等优点，且能实现尽量小的转动惯量。由于本转台整体结构较大，同时为了保证中环框架的正确安装，我们将外环框架设计为分体式薄壁箱结构，这一结构可以在达到最小质量的情况下实现最大的结构刚度。综上所述，本转台的总体结构我们采用立式O-O-U结构形式。其总体布局如图2.3所示图2.3 三
17、轴雷达仿真转台总体布局图2.6 转台主要参数设计本转台负载安装于内环轴孔中，负载尺寸为，所以内环轴径由负载尺寸决定也为。内环轴壁厚尺寸，考虑其刚度，结合经验暂定为23mm，由于转台设计的特殊性，其它结构尺寸均与前一步结构设计的结果直接相关，所以暂无法确定。2.7 本章小结 在本章设计中，根据此次设计的技术要求，完成了本设计的总体设计流程，确定了转台的类型为O-O-U型；根据转台的运动原理，设计出它的运动功能方案，三轴均为直接驱动；根据技术指标，考虑转台的负载尺寸，确定负载过渡盘厚度为23mm，设计转台的总体布局为立式。第3章 三轴雷达仿真转台机械结构详细设计详细设计主要完成转台的内部机械结构设
18、计，包括转台内环结构设计、中环结构设计、外环结构设计以及轴承、联轴器、电机和测量元件的选择。转台机械结构详细设计流程如图3.1所示图3.1 转台结构详细设计流程图3.1 转台内环结构设计内环结构设计是转台设计的第一步，因此也是设计的关键一步。内环结构设计所要解决的关键技术问题是：全中空轴系设计及负载的安装界面设计。3.1.1 结构设计内环轴系的结构设计如图3.2所示，轴系转子为内环轴（内环框架），负载安装在内环轴的后端，由于负载尺寸较大，在内环轴的后端增加一负载过渡盘，辅助支撑负载，内环波导座位于负载过渡盘的顶端。内环轴系的支撑采用钢丝滚道轴承，由于内环轴的轴向尺寸较大，为了保证轴的刚度，我们
19、除了在轴的前端用一钢丝滚道轴承作为主支撑外，在轴的后端再增加一钢丝滚道轴承作为辅助支撑。内环驱动电机安装在轴系前端，电机转子用螺钉与内环轴相联，这种布置一方面可以扩大视场角，另一反面可以最大限度的起到静力矩平衡的作用。内环测角元件为感应同步器。内环定子与中环框架作成一体。这样既可以使结构紧凑，又可以实现更高的系统刚度和精度。 图3.2 内环轴系结构图 本转台各轴系均为局部转角，系统超限保护均为三级保护，其顺序为软件保护、光电开关保护和机械限位，其中机械限位均有橡胶缓冲装置。3.1.2 转矩计算理论力学定义3刚体的转动惯量是刚体转动时惯性的度量，它等于刚体内各质点的质量与质点到轴的垂直距离平方的
20、距离之和，即 （3.1）由式3.1可见，转动惯量的大小不仅与质量大小有关，而且与质量的分布情况有关。因此对于结构不规则的复杂零件，用式3.1计算转动惯量就显得非常复杂。由理论力学知识我们可以得出转动惯量的又一计算公式 （3.2）式中惯性半径（或回转半径）。由式3.2可见，只要我们知道零件的回转半径和质量就可以方便地计算出零件的转动惯量。在机械制图软件AutoCAD的“工具”菜单中有一“查询面域/质量特性”命令，此命令可以直接生成三维零件的质量及回转半径。利用此命令我们就可以很方便地计算出零件的转动惯量。本次设计所有关于转动惯量的计算都是使用此方法来完成的。零件转矩与转动惯量的关系见式3.1 （
21、3.3）式中零件角加速度。表3.1 绕内环转动零件数据名称质量（kg）转动惯量（kgm）负载15038.690负载过渡盘77.35215.704滚动波导座6.1750.123滚动轴65.79118.068辅助轴承内环40.67611.312感应同步器转子10.2043.352合计350.19887.249内环轴系各零件质量及转动惯量计算结果如表3.1所示转矩：Nm3.1.3 轴向固定方式的选择1. 选择驱动系统的轴向固定方式时,要考虑作用在轴上的轴向力是怎样通过轴承传递到箱体或支座上去的,零部件轴向固定是否可靠,不能靠过渡配合来承受轴向力。2. 当轴向力很小时,可采用挡圈、弹性挡圈、紧定螺钉、
22、销等实现轴向固定。当轴向力较大时,应采用轴肩、轴环、套筒、圆螺母、轴端压板、圆锥面等进行轴向固定。3. 为了防止轴承内座圈与轴发生相对轴向位移,内座圈与轴通常需要在两个方向上进行轴向固定。4. 对于工作温度不高、两个支承之间的距离较小的轴来说,可以采用两端固定,使每一个支承都能限制轴的单向移动,两个支承合在一起就能限制轴的双向移动。对于工作温度较高、两个支承之间的距离较大的轴来说,应采用一端固定一端游动的方法,使一个支承限制轴的双向移动,另一个支承游动。5. 对于能承受双向轴向载荷的轴承组合结构,安装时可以对轴承进行预紧,消除间隙,并使滚动体与内外座圈之间产生预变形,这样可以提高轴承的刚度和旋
23、转精度,减小轴在工作时的振动。对于用来承受双向轴向载荷的单个轴承,其间隙不能在安装时通过预紧来消除。6.为了简化结构、减小轴向尺寸、减轻重量,大、中型雷达的方位转台可以采用带内齿轮或外齿轮的特大型轴承,该轴承能承受径向力、双向轴向载荷和倾覆力矩,其内、外座圈与转台有关部分通常采用螺栓进行轴向固定。3.1.4 轴的最小直径的确定轴的最小直径的设计，由公式： （3.4）其中：d为轴的最小直径；A为由材料与受载情况决定的系数； P为轴传递的功率（kW）； n为轴的转速（r/min）。由表3.2，A的值取80，带入式3.4，d=988表3.2 轴常用几种材料的A值轴的材料Q235、20Q275、354
24、5ZL101AA16013513511811810685723.1.5轴承的选择轴承分为滚动轴承和滑动轴承，它们都可以用于支撑轴及轴上零件，以保持轴的旋转精度，并减少转轴与支撑之间的摩擦和磨损。滑动轴承的摩擦损失较大，使用、润滑、维护也比较复杂；滚动轴承摩擦因数较低，启动力矩小、轴向尺寸小，特别是已经标准化，使得设计、使用、润滑、维护都很方便。滚动轴承的分类也很多，包括调心球轴承、调心滚子轴承、推力球轴承、圆锥滚子轴承、深沟球轴承、角接触球轴承、圆柱滚子轴承、滚针轴承等等。由于内框轴在旋转时需同时承受轴向力与径向力，所以选择的轴承形式必须满足这两点要求，满足需求的轴承有：推力调心滚子轴承、角接
25、触球轴承、圆锥滚子轴承。推力调心滚子轴承的轴向载荷有限制，不可选。在同样外形尺寸下，角接触球轴承，由于内框需同时承受轴向和径向载荷，所以选择安装角接触球轴承。、3.1.6 轴承的固定与密封轴承端盖既对轴承起到固定支撑作用，也对轴承起到密封作用。本次设计中轴承尺寸如表3.3所示表3.3 端盖尺寸号尺寸关系符号尺寸关系符号尺寸关系D（轴承外径）130D0D+2.5=145D5D0+2.5=175（螺钉直径）12D2D0+2.5=170e1.2=14n（螺钉数）8（个）D40.9D=117d012轴承密封是为了阻止润滑剂外泄流失污染环境，并防止灰尘、水、腐蚀性气体等侵入轴承。一般可分两大类：1. 接
26、触式密封1) 毡圈密封：轴承端盖上开出梯形槽，将按标准制成环形的细毛毡放置于槽中，以与轴密合接触。2) 唇形密封圈密封：密封圈由皮革或耐油橡胶等材料制成，具有唇形结构，将其装如轴承盖中，靠材料的弹力和环行螺旋弹簧的扣紧作用与轴紧密接触。2. 非接触式密封1) 间隙式密封：在轴表面与轴承端盖通孔壁之间形成有一定轴向宽度的环行间隙，依靠间隙流体阻力效应密封.2) 迷宫式密封：在旋转件与固定件之间构成曲折的间隙来实现密封。由于内框无特殊要求，所以采用普通密封方式即可满足设计要求。本次设计采用毡圈油封，型号：毡圈FZ/T92010-913.1.7 内框轴与负载盘的联接方式内框轴轴端与负载盘的联接可采用
27、的方式有多种：如过盈配合、键连接、成型连接、弹性环联接、胀紧套连接等等，均可实现。过盈配合连接是利用两个相配零件的装配过盈量实现的一种连接。零件的配合表面多为圆柱面。组成过盈联接后，由于组合处的弹性变形和装配过盈量，在包容件和被包容件的配合面间将产生很大的正压力。当连接承受外载荷时，配合表面考此正压力所产生的摩擦力或摩擦力矩来传递载荷。但拆开过盈配合联接需要很大的外力，往往会损坏连接零件的配合表面，甚至整个零件。键联接包括平键联接、半圆键联接、楔键联接、切向键联接。平键联接具有结构简单、对中性好、拆装方便等优点，但这种联接不能承受轴向力，起不到轴向固定作用。半圆键联接只用于静联接，主要用于载荷
28、较小的联接及锥形轴端与轮毂的连接。楔键联接用于静联接，主要用于定心精度要求不高、载荷平稳和低速的场合。切向键联接承载能力大，适于传递较大的转矩，常用于传递直径大于100mm的重型机械轴上，且对中精度要求不高的场合。成型联接是利用非圆剖面的轴装在相应零件毂孔中而形成的，具有拆装方便、对中性好、应力集中小、传递转矩大等优点，但加工比较复杂，应用尚不广泛。弹性环联接定心性好，拆装方便、承载能力高，并有密封作用。在弹性环基础上演变出的胀紧套连接不但继承了以上优点，而且结构简单，加工方便，并由成批型号产品可供选择，不必单独设计，所以本次设计中，中框轴与负载盘的联接采用胀紧套联接方式。规格：最大转矩M=1
29、7Nm,质量0.41kg,型号：Z5胀紧套转动惯量：kg/m2胀紧套结构尺寸如图3.3所示单位：mm图3.3 Z5型胀紧套3.1.8 主要零件刚度校核根据精密测试设备的精度要求，其支撑件的结构及尺寸设计，都远远满足强度条件，因此这里只对刚度进行校核。又因为本转台内环框架即为内环轴，所以只对内环轴的刚度进行校核。滚动轴为空心阶梯轴，其扭转角计算公式见式3.4 （3.5）式中切变模量； 阶梯轴上第段所传递的扭矩； 阶梯轴上第段的长度；阶梯轴上第段的外径；阶梯轴上第段的内径。为了尽可能减小转台的转动惯量，在保证强度和刚度的情况下，本转台各轴的材料均采用铝合金材料（），其物理性能见表3.4表3.4 物
30、理性能熔点608密度(kg/m)弹性模量MPa)74.20切变模量MPa)27.30泊松比0.36将数据代入式（3.4） m)查机械设计手册，关于许用扭转角的参考数据如下：精密机械的轴 m一般传动轴 m精度要求不高的轴 m显然，滚动轴的扭转角m，内环轴的扭转刚度满足要求。由于负载安装与内环轴的内孔中，所以内环轴的弯曲刚度必定满足要求。3.1.9 电机转矩的校核在转台设计中，电动转台通常都采用直流力矩电机驱动。但是直流力矩电机作为直流电机由于有换向器和电刷，所以存在许多缺点。例如，峰值转矩小、存在接触导电、有点火化和无线电干扰、电机的可靠性和维护性相对较差等。为了克服这些缺点，我们在考察了6国内
31、外电机发展的最新进展，并考虑本次设计的经济性后，我们决定选用直流无刷电机。由于本次设计的转台结构较大，对电机结构的要求也比较特殊，所以设计中我们需要的电机都是根据我们的需要定购。对于内环电机，根据我们力矩计算结果再乘以1.3倍的安全系数，电机的转矩为Nm。按照电机结构尺寸，由式（3.2）、（3.3）计算其转子转矩为： Nm。内环电机所需转矩为：Nm。显然 Nm，所以，所选电机转矩满足要求。3.2 转台中环结构设计中环结构设计所要解决的关键问题是，中环轴系的结构布局、轴承的选择及布置和与外环支撑件的配合等。3.2.1 结构设计中环轴系的结构设计如图3.4所示，中环框架尺寸较大，为了减小重量和转动
32、惯量将其设计为全中空结构，内部加筋板来保证刚度。中环轴与中环电机转子轴做成一体，中环框架向外伸出两个耳轴，在耳轴孔中安装轴套和联轴器用以与中环轴相联，联轴器采Z5型胀紧联结套。轴系采用两对角接触球轴承，对称两端电机驱动，外环框架的上分体箱即为中环电机的电机座，这种布置可使结构更加紧凑，尽可能的减小了安装误差。由于内环的重量分布于中环轴的一侧，为了平衡内环重量，在中环轴的另一侧加一组配重块。测角元件采用光电绝对式码盘，该轴系摩擦力矩小、结构简单、易于调整。（a）（b）图3.4 中环结构设计图图3.5中环框架剖面图由于中环框架结构形状比较复杂，为了更清楚的表达其结构形状，图3.5是中环框架的三维模
33、型图。3.2.2 转矩计算表3.5 绕中环转动零件数据名称质量kg)转动惯量kgm)滚动轴系377.163117.079中环框架227.63346.774配重222.97239.492码盘1.5000.002轴套46.0010.761俯仰机械限位盘36.9603.237俯仰波导座0.6130.002俯仰联轴器24.7040.271合计937.546207.618与内环转矩计算方法相同，先由三维图形通过计算机计算出零件的质量和回转半径，由式3.2和式3.3分别计算出零件的转动惯量和转矩。绕中环轴转动的各零件的转动惯量计算结果如表3.5所示。转矩：Nm由于电机转子轴即为俯仰轴，所以此处不需对俯仰轴
34、扭转角进行校核。3.2.3 电机转矩校核对绕中环转动零件的转矩乘以1.3倍的安全系数作为我们所选的电机转矩，即电机转矩为847.926Nm。由三维图形、式3.2和式3.3计算出电机转子的转矩Nm。中环电机所需转矩为：Nm显然，Nm，所，以所选电机转矩满足要求。3.3 转台外环结构设计外环结构设计所要解决的关键问题是，分体式外框架及其薄壁箱式框架结构、轴承及联轴器的选择等。3.3.1 结构设计外环轴系的结构如图3.6所示。外环轴系的主支撑采用钢丝滚道轴承，它可以同时承受双向的轴向力和径向力；外环框架为分体的中空箱式结构，重量轻，便于安装调试。将外框架分为框架和两个中环基座的分体结构，目的是为了保
35、证一体的中框架正确安装，分体结构需要保证的关键问题是要保证框架和两个中环基座的准确安装和中环轴承座孔与框架的联轴器孔的垂直度和相交度，为此，要求加工中将外框架和两个中环基座安装成一体后精加工，以达到设计要求，同时要求两个中环基座与框架保证一定的配合精度将外框架设计成薄壁箱式框架结构可以使框架在达到最低重量的前提下实现最大的结构刚度，大型薄壁箱式框架结构的关键在零件的铸造技术，包括木模制造。为此，我们将加强框架铸造环节的质量控制，以满足指标要求。外框架上分体箱模型图如图3.7所示。外环电机由一对轴承支撑自成一体，安装方便，外环轴与外框架采用涨紧式联轴器联接，外环测角元件为光电码盘。3.3.2 转
36、矩计算由三维图形通过计算机计算出零件的质量和回转半径，由式3.2和式3.3分别计算出零件的转动惯量和转矩。转矩：Nm与俯仰轴系相同方位电机转子轴即为方位轴，所以此处也不需对方位轴扭转角进图3.6 外环轴系结构图 图3.7外框架上分体箱三维视图行校核。绕外环轴转动的各零件的转动惯量计算结果如表3.6所示表3.6绕外环转动零件数据名称质量kg)转动惯量kgm)滚动轴系377.163117.079俯仰轴系801.7632485.618外环框架600.907435.613方位滚道轴承外环32.38911.573方位轴26.7120.348方位联轴器23.6570.445方位码盘1.5000.008方位
37、零位销座7.6872.709合计2060.9063078.4433.3.3 电机转矩校核对绕外环转动零件的转矩乘以1.3倍的安全系数作为我们所选的电机转矩，即电机转矩为11169.959Nm。由三维图形、式3.2和式3.3计算出电机转子的转矩Nm。中环电机所需转矩为：Nm显然，Nm，所，以所选电机转矩满足要求。3.4 机械转角限位装置设计 前面已说过，转台各轴系均为局部转角，系统超限保护均为三级保护，其顺序为软件保护、光电开关保护和机械限位，其中，软件保护不是本设计的内容，光电开关机保护中的光电管为购买的标准件，也不是本设计的内容，本设计只对机械限位装置的结构进行设计。如图3.8和图3.9所示
38、为内环转角限位装置结构和外环转角限位装置结构由图3.8和图3.9可以看出，内环转角机械限位与外环转角机械限位装置结构相似，都是由两个固定的限位座和一个运动的限位块组成。为了缓冲和减小噪声，在固定的限位座上安装橡胶缓冲装置。由于外环转动惯量较大，所以除在限位座上安装橡胶缓冲装置外，还安装有缓冲液压缸，进一步改善缓冲的效果。图3.8 内环转角机械限位装置图3.9 外环转角机械限位装置中环机械限位装置与内、外环机械限位装置结构不同，其结构如图3.10所示图3.10 外环转角机械限位装置由图3.10可以看出，外环机械限位装置由机械限位盘、俯仰机械插销、俯仰机械插销导套和限位缓冲橡胶等组成，俯仰机械限位
39、盘随俯仰轴系一起运动，运动范围由俯仰机械插销导套和限位缓冲橡胶等控制在。当转台在不工作的时候，用机械插销固定俯仰轴系，使其不会左右运动。3.5 本章小结 本章设计内容为此次设计的主要内容，详细设计了三轴雷达仿真转台机械结构，其包括了内环、中环、外环的结构设计。内环、中环、外环均采用电机直接驱动，由于该驱动需要较低转速和较大转矩，此电机为定做，所以这里就没有标出电机型号。另外中轴和外环轴上的轴承亦是定做，故没有查出相应型号。此章设计完成了三轴主要零件的刚度校核和三轴电机转矩的校核，选用了电机并对机械转角限位装置完成了设计。根据次章设计基本完成了各主要部分的结构尺寸。第4章 误差分析 误差分析的主
40、要内容是根据本次设计的相关技术要求，分析各轴的回转精度以及三轴的相交度。4.1 回转精度分析回转精度是影响转台技术指标的主要误差之一，本节将对各轴的回转精度作以简要分析，4.1.1 滚动轴系回转精度由于滚动轴系的支承，我们采用钢丝滚道轴承。此种轴承滚动体数目多，排列紧密，具有很强的误差均化能力。其中，在载荷的分配方面，主支撑承担主要的轴向和径向负荷。因此，这里着重考虑主要支承轴承引起的滚动轴的回转误差。(1) 滚动轴承的有效直径mm，滚道基体的端跳动设计为mm，则由此造成的滚动轴的最大回转误差为：(2) 由于钢丝直径不均匀造成钢丝滚道端跳动为mm，则由此造成的滚动轴的最大回转误差为：(3) 钢
41、球的直径误差为mm，则由此造成的滚动轴的最大回转误差为：滚动轴总的回转误差为： 设计要求三轴的转角精度均为，即，显然，所以滚动轴系回转精度满足设计要求。4.1.2 俯仰轴系回转精度对于转台俯仰轴系的支撑，我们采用的是两对角接触球轴承。取两对轴承的平均跨距作为回转精度计算的轴承跨距。(1) 中环轴轴承的最大径向跳动mm，轴承跨距mm，由此造成的中环轴的最大回转误差为：(2) 轴承座孔不同轴度及最大径向跳动为mm，轴承跨距mm，则由此造成的中环轴的最大回转误差为：(3) 框架两端轴头的最大不同轴度mm，轴承跨距mm，则由此造成的中环轴的最大回转误差为：中环轴总的回转误差为：由于，所以俯仰轴系回转精
42、度满足设计要求。4.1.3 方位轴系回转精度方位轴系的支承，我们也采用钢丝滚道轴承。 (1) 轴承的有效直径mm，滚道基体的端跳动设计为mm，则由此造成的方位轴的最大回转误差为：(2) 由于钢丝直径不均匀造成钢丝滚道端跳动为mm，则由此造成的方位轴的最大回转误差为：(3) 钢球的直径误差为mm，则由此造成的方位轴的最大回转误差为：方位轴系轴总的回转误差为：由于，所以俯仰轴系回转精度满足设计要求。4.2 三轴相交度分析4.2.1 滚动轴与俯仰轴的相交度滚动轴与俯仰轴的7相交度误差主要是由滚动轴的径向误差和俯仰轴的径向误差造成的。滚动轴的径向误差既与材料和加工有关又与装配有关，由4.1节的分析可知
43、由材料和加工造成的径向误差为：mm装配误差： mm俯仰轴系的 mm相交度误差：0.026+0.15+0.0450.221mmmm，所以，满足要求。4.2.2 俯仰轴与方位轴的相交度与滚动轴系和俯仰轴系径向误差产生的原因相同，方位轴的径向误差也是既与材料和加工有关又与装配有关。同样，由4.1节的分析可知，方位轴系的mm，装配误差： mm联轴器误差：mm相交度误差：0.026+0.15+0.045+0.0170.238mmmm，所以，满足要求。4.3 本章小结 根据此次设计的相关技术要求在本章内容中主要完成对于误差的分析。回转精度是影响转台技术指标的主要误差之一，本章详细地分析了各轴的回转精度，也
44、分析了由与材料、加工和装配有关的径向误差造成的相交度误差，并对回转精度和相交度进行了校核。 第5章 测量及其它元件简介三轴伺服转台一般由机械部分、驱动部分、控制系统和检测系统四部分组成。各部分都对转台的技术指标有重要影响，转台的精度也由这四部分的精度组成。机械部分的精度主要由结构和加工来决定，驱动部分的精度主要由驱动元件的精度决定，控制系统和检测系统的精度主要由控制和检测元件的精度和性能决定。本转台所用到的驱动元件为永磁交流伺服电机，测量元件有感应同步器和光电码盘，其它元件有联轴器、钢丝滚道轴承等，本章将对这些元件的结构及工作原理作以简单介绍5.1 直流无刷电机直流无刷电动机驱动系统由电机本体和驱动控制电路及位置传感器组成，具体如图5.1所示，电机本体结构如图5.2所示。定子采用三相对称绕组，转子由转子磁钢激励，磁路为径向结构，瓦形磁钢粘接在转子铁心上，定、转子采用分装形式，位置传感器为光电编码器，与电机同轴安装,用来检测电机转子的位置。图5
