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1、目 录第一章 数控转台的介绍.11.1 转台的介绍.11.2 转台分类.31.3 数控转台的结构.71.4 新型数控转台.81.5 国内外数控转台发展概况.8第二章 数控转台的总体设计.142.1 控转台工作台的结构和理.142.2 控转台工作台的方案设计.15第三章 关键零部件的设计计算 .163.1联轴器的选择.16 3.2涡轮蜗杆传动的设计.16 3.3分度凸轮传动的设计计算.203.4轴的设计.323.5滚动轴承的选择及寿命计算.36第四章 总结.37参考文献.38附录翻译.39第一章 数控转台的介绍1.1 转台介绍“转台”是回转工作台的简称。在计量工作中又称为分度台。广义而言，具有旋
2、转工作台的仪器或设备，都可称作“转台”，如陀螺测试中使用的伺服转台、速率转台等专用仪器，然而，通常所说的“转台”，并非是这些专用仪器，而是指通用性很强的、应用范围很广的回转工作台而言，它既是机床加工中一种重要的分度附件。用作加工时，转台可以与普通钻、铣床，或者精密铣床、镗床、磨床、坐标镗床等配用，对钻模、分度板、齿轮、凸轮、样板、多面体、端齿盘，以及航空发动机的机匣、涡轮盘、复合钻模等等有精密角度要的零件进行检测。转台在机械、航空、仪表、电子等工业系统都有广泛的用途。转台的发展水平，很大程度上标志着一个国家的工艺水平。转台的种类和型号虽然繁多，但其基本结构大同小异，主要有四大系统：主轴系统、传
3、动系统、锁紧系统、读数系统；二大零件：工作台和底座。主轴系统是转台的关键部件，工作台和检测元件就安装在主轴上，主轴系统的精度直接影响转台的分度精度；工作台和主轴系统依靠传动系统驱动，当旋转到所要求的角度时，必须用锁紧机构固定，然后进行测量或加工；工作台旋转的角度数值，是由读数系统给出的，它除了显示出检测元件和主轴系统的整度数之外，还具备一套测微机构，从而给出分、秒数值，使转台可以进行任意角度值的分度。典型转台见图1所示光学投影转台1-主轴系统 2-传动系统 3-锁紧系统 4-读数系统 5-工作台 6-底座图1.1 光学投影转台1.2 转台分类 由于转台型号繁多，品种多样，使用广泛，所以其分类方
4、法也是多种多样的，可以从不同专业角度来对转台进行分类。1.按用途分类图1.2 正在工作中的光学投影台加工用转台作为机床附件中加工中使用的转台。该类转台要求有尺寸小、重量轻、刚性打、操作简单迅速和与加工相适应的精度。计量用转台在计量室中作为角度一起用于零件检测的转台。该类转台要求较高的分度精度和相应的技术指标，分度误差一般不大于10角秒。图1.3 正在检测的自动转台2.按结构形式分类水平转台工作台在水平方向回转360度的转台。该类转台型号最多，数量最大使用最普遍。（见图1.1）立式转台工作台在水平垂直方向回转360度的转台。该类转台型号较少，使用不多，它可以代替分度头，并可以与其他形式的转台拼配
5、，实现特殊的使用要求。（见图1.4）双向转台转台可以在水平和垂直两种姿态下工作，扩大了应用范围，又称为立卧式转台。（见图1.5.1，1.5.2）图1.4 立式转台 图1.5.1双向转台 图1.5.2 双向转台图1.6 光学转台可倾斜转台工作台面除了水平方向可以回转360度之外，还可以在90度范围内实现倾斜运转，是转台具有三个自由度，大大增加了适应能力。（见图1.6） 图1.7 机械转台 由机械刻度和游标鼓轮读数分度值得转台。该类转台分度精度一般比较低，大多作为普通机床的附件用于加工。3.按读数形式分类：（1）机械转台（图1.7）（2）光学转台（图1.1、1.6、1.8）（3）数显转台(图1.9
6、)（4）自动转台（图1.10） 图1.8 光学转台 图1.9数显转台 图1.10 自动转台4.按精度分类 低精度转台分度误差 60”; 普通精度转台分度误差10”60” 精密转台分度误差4”10” 高精度转台分度误差4”1” 超精密转台分度误差1” 5.按驱动形式分类： （1）手动转台（2）电动转台、（3）气动转台（4）液压转台（5）自动转台等6.按照回转轴数可以分为单轴转台和多轴并联转台。1.3 数控转台的结构 数控转台从机构上可以分为几个部分：驱动、传动、分度定位、刹紧等机构。数控转台通过传动部分。将有系统控制的驱动传递到需要转动角度的工作台面，实现数控转台的分度单位。（1）驱动 液压转台
7、采用液压驱动齿条或者液压马达，通过齿条驱动齿轮或者液压马达驱动齿轮的方式进行动力提供；而电动转台则采用伺服电动机通过动力。（2）传动 有齿条齿轮传动、涡轮蜗杆传动记者方式。电动转台一般是通过一对齿轮（或者是用联轴器直接与蜗杆相连）将电动机动力传递到蜗杆，带动整体进行分度；液压转台采用液压马达驱动的传动机构，类似于电动转台；采用齿轮齿条的，则是通过由活塞驱动的齿条带动与之啮合的与台面相对固定的齿轮进行分度。（3）分度定位 等分转台一般采用端盘分度定位，任意分度转台一般采用高精度涡轮蜗杆分度定位。采用端齿盘分度定位的转台中，又有两联齿盘和三联齿盘之分，两联齿盘分度单位，机构相对简单，动、定两个齿盘
8、直接啮合，分度运动时，动定齿盘实现进行脱开 啮合运动这一运动表现在转台台面上有一定量的抬起运动，台面的抬起量与定齿盘和动齿盘的相对运动量相一致。三联齿盘分度定位，从结构上比两联齿盘复杂动定齿盘不直接进行啮合，而是通过一公用齿盘进行啮合过度，齿盘的啮合与脱开是通过公用齿盘的移动来完成的，公用齿盘的抬起不表现在在的台面的运动来完成的，但啮合刚性比量联齿盘结稍差。采用端齿盘分度定位的等分转台，其分度定位端齿盘包括向心齿、直齿，弧面齿等形式，为达到高精度的分度，端齿盘一般采用淬硬钢齿面磨削的工艺方法，产品可达到高刚性和高精度的要求。但其分度等分受齿盘齿数的限制。采用涡轮蜗杆分度的转台，分度元件为涡轮蜗
9、杆副。一般蜗杆材料选用淬火刚，涡轮材料一般采用耐磨铜合金，其分度等分不受限制分度定位精度直接取决于蜗杆涡轮的加工精度。（4）刹紧机构 等分转台的刹紧一般采用液压，飞相互啮合的齿盘施加一定的压力，使端齿盘可靠啮合定位。任意分度的数控转台，较多采用胀紧套或刹紧片用液压或者气压刹紧的方式，刹紧可靠性比较高。1.4 新型数控转台的出现随着机械工业的发展，数控转台家族的成员在不断的增加。为了适应现代机床自动夹具的要求，配油式数控转台应运而生。它在原有数控转台的基础上增加了配油功能，可以直接向安装在转台台面的不同夹具提供液压油，消除了管路或者线路的限制。配油式数控转台按照配油对象与转台台面连接方式不同，分
10、为：板式连接和管式连接。板式连接：安装在台面上的配油对象不需要再配油管，只需将配油对象的输入油口与转台台面的输出油口对应后固定即可。缺点为，位置固定，内部配油管路复杂。管式连接（见图）：安装在台面上的配油对象，通过油管与转台台面的配油器连接实现配油。管式连接对配油对象没有位置限制，并且控制油路可以灵活组合，实现自动夹具的复杂动作。1.5 国内外数控转台发展概况由于我国工业起步比较落后，直到解放后，随着工业的发展，才有了自己的机床附件厂，生产一些机械转台。近十多年来由于精密机械、光学技术、电子技术的不断发展，逐步出现了光学转台、数显转台和数控转台，生产厂家也逐渐增多，他们大体可以分为二大系统：民
11、用系统和军工系统。民用系统以原一机部的机床厂和机床附件为主；军工则以航空部队303所和625所为主。国内部分厂家生产的各种转台见表1.1表1.1 国内部分转台资料 在我国，数控机床与装备的发展亦得到了高度重视，近年来取得了相当大的进步，特别是在通用数控领域，以PC为平台的国产数控系统，已经逐步缩短了与世界先进水平的差距。作为机床的主要部分，分度类机床附件对机床的性能、质量、可靠性起着至关重要的作用，做为数控转台的开发和生产厂家，在近期的任务是进一步开发研制高精度、高刚性、高回转速度的多功能转台。 在国外，机械转台生产和使用的年代都比较久，生产厂家也比较多，其中有代表性的企业有日本的津田驹工业公
12、司、西德霍夫曼公司、美国的莫尔（MOORE）专用工具公司等（见图1.11、1.12）。 图1.11自动转台 图1.12 超精密转台国外部分厂家生产的各种转台见表1.2。表1.2国外部分转台第二章 数控转台的总体设计2.1 数控回转工作台的机构和原理（1） 数控回转工作台是五轴联动的基础，它能够实现回转轴与摆动轴的两坐标定位。分度工作台的分度、转位和定位工作，是按照控制系统的指令自动地进行，每次转位回转一定角度（6度、10度、15度、30度、45度、90度、180度），但实现工作台转位的机构的都很难达到分度精度的要求，所以要有专门的定位元件来保证。因此定位元件往往是分度工作台的关键。常用的定位元
13、件有插销定位、反靠定位、齿盘定位和钢球定位等几种。 在数控机床上一般有数控回转工作台来实现圆周进给运动。数控回转工作台（简称数控转台）除了可以实实现圆周进给运动之外，还可以完成分度运动。数控转台的外形和分度工作台没有多大差别，但在结构上则有一系列的特点。由于数控转台能实现进给运动，所以它在结构上和数控机床的进给驱动机构有许多共同之处。不同点是驱动机构实现的是直线进给运动，而数控转台实现的是圆周进给运动。数控转台可分为开环和闭环两种。在数控机床上一般由数控回转工作台来实现圆周进给运动。数控回转工作台( 简称数控转台) 除了可以实现圆周进给运动之外, 还可以完成分度运动。数控转台的外形和分度工作台
14、没有多大差别, 但在结构上则具有一系列的特点。由于数控转台能实现进给运动, 所以它在结构上和数控机床的进给驱动机构有许多共同之处。不同点是驱动机构实现的是直线进给运动, 而数控转台实现的是圆周进给运动。数控转台可分为开环和闭环两种。（2）其工作原理简述如下：回转工作台的运动由交流侍服电机驱动涡轮蜗杆传动, 带动分度凸轮系统, 使工作台旋转。当数控回转工作台接到数控系统的指令后, 首先松开圆周运动部分的涡轮夹紧装置, 松开涡轮, 然后启动交流侍服电机, 按数控指令确定工作台的回转方向、回转速度及回转角度大小等参数。摆动部分的工作原理与此相同。需要说明的是, 当工作台静止时必须处于锁紧状态, 工作
15、台沿其圆周方向均匀分布6 个夹紧液压缸进行夹紧。当工作台不回转时, 夹紧油缸在液压油的作用下向外运动, 通过锁紧块仅仅顶在涡轮内壁, 从而锁紧工作台。当工作台需要回转时, 数控系统发出指令, 反向重复上述动作, 松开涡轮, 使涡轮和回转工作台按照控制系统的指令进行回转运动。2.2 数控回转工作台的方案设计由图2.1 可知, 整个数控回转工作台按照功用不同可以分为两个组成部分,即圆周回转部分和摆动部分, 在圆周回转部分和摆动部分中, 又可以按照传动结构分为两个部分, 即齿轮传动部分和蜗轮蜗杆传动部分, 见图2.1。以下将简单说明一下计算和设计过程。 图2.1 回转部分和摆动部分中涡轮涡杆、分度凸
16、轮传动示意图3.其他说明在设计中，要求输出转矩为1000NM.第三章 关键零部件的设计、选用与计算3.1 联轴器的选择1. 根据工作要求，选择膜片联轴器2. 转矩计算 （3.1.1） 即转矩 T=7.397887NM 查表11-2知 工作系数则联轴器的计算转矩 （3.1.2）3.型号选择 从ZB/TJI19022-1900中查的了M4型膜片联轴器的许用转矩为163NM，许用最爱转速4500r/min，轴径为24-35之间，故适用。 JM4联轴器 轴端Y型轴空，A型键槽，d=28，L=62 从动端J型轴空，A型键槽，d=30，L=603.2 蜗轮蜗杆传动的设计与计算1.根据GB/T10085-1
17、985的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）2.选择材料 考虑到蜗杆传动的规律不是很大，速度只是偏高，故蜗杆采用45钢因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555HRC。蜗轮用铸锡磷青铜（ZCuSn10P1）,金属膜铸造。3.已知的参数：电动机功率P=2.2KW,最高转速n=2840r/min,蜗杆主动，单向旋转。4.确定主要参数 取 Z1=1 传动比 i=28.4 则 Z2=128.4=28.4 （3.2.1）5.按齿面接触疲劳强度计算 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，再校核齿根弯曲疲劳强度。 由 （3.2.2） （1)确定作用在蜗轮上的转矩 T2 已
18、知 Z1=1 估取效率=0.75 联轴器=0.99 则 T2 = 9.55 X 10 （3.2.3） =9.55 X 10 X =155999.25Nmm (2)确定载荷系数 因工作载荷稳定，故取载荷不均匀系数 差资料，选取使用系数 由于转速不高，冲击小，选取动载系数 则 K= （3.2.4） (3) 确定弹性影响系数 由资料查得材料的弹性影响系数 =160MPa。 （4）先假设蜗杆分度圆直径 和传动中心距 a 的比值=0.35 （3.2.5） 由图11-18中可差得 =2.9 （5）确定需用接触应力=268Mpa 应力循环次数N N=60j= （3.2.6） 寿命系数 （3.2.7） （6）
19、计算中心距取中心距 a=125,由于 i=28.4，从表11-2中取模数m=6.3蜗杆分度圆直径此时， 由图11-18中可查得接触系数 由于 ，故以上计算结果可用。6. 蜗杆与涡轮的主要参数与几何尺寸（1）蜗杆 轴向齿距 （3.2.8） 直径系数（查表） q=10 （3.2.9） 齿顶圆直径 （3.2.10） 齿跟圆直径 （3.2.11） 分度圆导程角 （3.2.12） 蜗杆轴向齿厚 （3.2.13） 蜗杆齿底圆直径 （3.2.14）（2）蜗轮蜗轮齿数 Z=31， 变位系数 （3.2.15） 验算传动比 i= （3.2.16） 此时传动比误差为 （31-30）/30 （3.2.17）故是可以用
20、的。 蜗轮分度圆直径 （3.2.18） 蜗轮齿根圆直径 （3.2.19） 蜗轮喉圆直径 （3.2.20） 蜗轮喉母圆半径 （3.2.21） 蜗轮外圆直径 （3.2.22） 取 6. 校核齿根弯曲疲劳强度 （3.3.23）当量齿数 （3.2.24）由 从图11-19中查得齿形系数 （3.2.25）螺旋角系数 （3.2.26）许用弯曲应力 （3.2.27）由表11-9中查得ZcuSn10P1制造的涡轮的基本许用弯曲应力寿命系数 （3.2.28） 故弯曲强度是满足的。7. 验算效率 （3.2.29）已知 （3.2.30）与滑动速度 有关. （3.2.31）从表11-18中用插值法查得=0.01659
21、 得 （3.2.32）8. 从GB/T10089-1988，选用7级精度9. 结构设计10. 蜗杆有关数据查取： 蜗杆螺旋线公差 轴向齿距地极限偏差 累计公差 齿形公差 齿厚公差: 最小法面侧隙 （g等级） 3.3 分度凸轮传动的设计计算 （1）主要运动参数及几何尺寸的计算 初始条件：弧面分度凸轮 转速n=100r/min （3.3.1）从动转盘8个工位，中心距设置为180mm。 凸轮角速度 （3.3.2） 凸轮分度期转角 （3.3.3） 凸轮停歇期转角 （3.3.4） 凸轮角位移Q Q=0开始 计算步长为12 凸轮和托盘的分度期时间 t= （3.3.5） 凸轮和托盘的停歇期的时间 （3.3.
22、6） 凸轮分度轮廓线旋向及旋向系数P 左旋L P=+1 凸轮分度廓线头数H 单头 H=1 转盘分度数 I I=8 转盘滚子数Z Z= （3.3.7） 转盘分度期运动规律 选用改进正弦加速度 转盘分度期转位角 （3.3.8） 转盘分度期角位移 S为所选运动规律的的无因次位移 （3.3.9）转盘分度期角速度 V为所选运动规律的无因次速度 （3.3.10） 转盘与凸轮在分度期的角速比 （3.3.11） 最大角速度比 转盘分度期的角位移、角速度和角跃度与凸轮转角的曲线图 （3.3.12） 为所选运动规律的无因次速度最大值 （3.3.13）对改进正弦加速度规律 （3.3.14）曲线图见图3.2图3.2
23、凸轮转角的曲线图 （3.3.15）动停比k，运动系数 ， （3.3.16）重叠系数 （3.3.17） 图3.3 转盘几何尺寸中心距 C 给定C=180许用压力角 取 （3.3.18）转盘节圆半径或 （3.3.19）取 =102 （3.3.20）凸轮节圆半径 =C-=180-102=78 （3.3.21）滚子中心角 （3.3.22）滚子半径 =（0.50.7）102sin =19.5227.32 取=22 （3.3.23）滚子宽度b b=(11.4)=(11.4) 22=(2230.8)取 b=26 （3.3.24）间隙e=(0.20.3)b 且e510 e=(0.20.3) 26=5.27.8
24、 取e=6 （3.3.25） （3.3.26） （3.3.27） 凸轮定位环面两侧夹角 （3.3.28）凸轮定位环面两侧面长度 h h=b+e h=26+6=32 （3.3.29）凸轮的顶弧面半径 （3.3.30）凸轮定位环面外圆直径 =13.88 （3.3.31）故 （3.3.32） 凸轮的直径 （3.3.33）凸轮理论宽度 c （3.3.34）凸轮的宽度l的范围 故 取 =100 （3.3.35）凸轮理论的端面直径 （3.3.36）凸轮的实际端面直径D （3.3.37）凸轮的理论端面外径 （3.3.39）（2） 凸轮的工作曲面设计及其计算1.选取坐标系 均用右手直角坐标系（1）与机架相连的
25、定坐标系（2）与机架相连的辅助定坐标系，选择的方向时，应使面对的肩箭头看，为逆时针方向（3）与凸轮1相连的东坐标系（4）与转盘2相连的动坐标系2. 转盘滚子圆柱面在动坐标系中的方程式 =， （3.3.40）式中、滚子圆柱形工作方面的方程参数3. 凸轮与滚子的共轭接触方程式 （3.3.40）式中滚子的位置角，即与间夹角，由量起，逆时针方向为正凸轮的旋向系数，当凸轮的分度期轮廓线为左旋时，：右旋时，4. 凸轮工作轮廓在动坐标系中的方程式 （3.3.41） 5. 求解凸轮工作轮廓的三维坐标值 凸轮工作轮廓的三维坐标是上述三组非线性方程的联立求解，用CAD求其数值.具体步骤如下：（1） 按选定的运动规
26、律由每一凸轮转角求得转盘相应的角位移和角速比（），并按下式求得滚子的位置角： （3.3.42） ， （3.3.43） 式中 转盘分度期转位角无因次位移恒取绝对值图所示情况，各个滚子的起始位置角按下表求得滚子代号1233 （2） 选定中心距C后，把求得的和带入共轭接触方程式，得到每个时滚子圆柱面上共轭接触点的曲面参数与间的制约关系（3） 每个时设定一系列值，由上述制约关系式求得相应的，同一有二个，用于凸轮轮廓R，用于凸轮轮廓L（4） 把同一时和的每组对应值代入滚子的方程式中，即可求得滚子圆柱面上共轭接触点的坐标、（5） 把上述每一时求得的和、代入凸轮的坐标方程式中，即得到相应的凸轮工作轮廓的三维
27、坐标值、，并列出表格（6） 当凸轮转角时，转盘停歇，故和时的、即为凸轮定位环面的三维坐标值（3）弧面分度凸轮机构的动力学计算凸轮（包括凸轮轴）的转动惯量 （） （3.3.44） 式中 材料密度，凸轮质量（包括轴），转盘（包括滚子）的转动惯量 （） （3.3.45） 式中 转盘质量，工作台的转动惯量 （） （3.3.46） 式中 、工作台的厚度及外径，工作台的重量，转盘与工作台上在分度期间的惯性力矩、最大惯性力矩（） （3.3.47） （3.3.48）转盘与工作台上在分度期间的最大荷载力矩 （）设计时作为已知条件，根据实际工作情况测定转盘与工作台上在分度期间的最大荷载力矩 (） （3.3.49）
28、 式中 当量摩擦因数当量摩擦半径，转盘与工作台上的最大荷载，N转盘与工作台上在分度期间的最大阻力矩（） + （3.3.50）如和较难计算，在设计时可近似按10% 20%的估算此二项之和凸轮上需要的最大驱动力矩（） （3.3.51）凸轮产生最大驱动力矩所需要的电动机功率 （kw） （3.3.52） 式中 电动机到凸轮间传动系数的效率凸轮的转速验算电动机、传动系统、凸轮等的转动惯量是否足够，即,如 则应增加从电动机到凸轮间传动系统的转动惯量来满足；如无法增加，则电动机功率应按能产生凸轮上最大驱动力矩来计算，公式见（2）,单位 （） （3.3.53）式中 电动机、传动系数、凸轮等换算到凸轮轴上的等效
29、转动惯量、凸轮、电动机、第个传动件的转动惯量凸轮、电动机、第个传动件的角速度 （3.3.54）式中 维持机械系统正常工作所需要的换算到凸轮轴上的等效转动惯量电动机允许的转差率如电动机传动系统及凸轮有足够大的转动惯量时（即），机构实际所需要的电动机功率（kw） （3.3.55） 式中 工作情况系数，根据电动机的过载特性、凸轮转速及机构运动规律特性值等选定，一般=1.52.0电动机传动系统和凸轮等的转动惯量可以类似于飞轮储能的作用，以帮助以帮助电动机克服转盘在分度期的惯性力矩峰值，因此可用本表式（2）计算电动机功率。但时应验算传动系统等的转动惯量是否足够凸轮工作曲面上在节圆半径处的最大圆周力，转盘
30、上的最大轴向力（N） （3.3.56）凸轮工作曲面上的最大轴向力，转盘上在接远处的最大圆周力= （3.3.57）方向与转盘在处的圆周速度方向相同凸轮工作曲面上的最大径向力，转盘上的最大径向力= （3.3.58）方向有节点分别指向凸轮、转盘旋转中心。3.4 轴的设计校核1. 输出轴上的功率、转速和转矩查文献知道：联轴器的传动效率为=0.99，单头蜗轮蜗轮的传动的传递效率的=0.75，滚子轴承传动效率=0.98，则 =P=kW=1.6kW （3.4.1）又 =12.5 （3.4.2）于是 = （3.4.3）2.求作用在转盘滚子上的力 因已知轴上转盘的分度圆直径为 Rp2=102 mm 而 （3.4.4） （3.4.5）3.初步确定轴的最小直径先按文献1中的式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据文献1中表15-3，取=115，于是得 （3.4.6） 在输出轴上
