伺服转台的传动系统设计毕业设计.doc

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1、 毕业设计 伺服转台的传动系统设计学 号：09130193姓 名：尹天诚专 业：机械工程及自动化系 别：机械电子工程指导教师：教授二一三年六月摘 要毕业设计是对大学专业知识的巩固、提高和综合运用，是对学生的理论与实际相结合能力的考验。通过毕业设计这一过程，完成简单机械系统装置的设计，树立正确的设计思想和工程意识，培养独立分析、解决实际设计问题的能力，为今后的学习和工作打下良好的基础。本文完成了对一个伺服转台的传动系统设计。与已有的伺服系统相比，此系统它具有结构紧凑、外廓尺寸小和重量轻等优点。论文首先简要介绍了课题的背景，以及伺服系统的应用，然后根据方案确定传动结构种类，从而确定了传动的基本类型

2、。论文主体部分包括驱动装置（包含电动机）、锥齿轮传动、少齿差行星减速器。通过对驱动装置包含电动机选取，然后分配锥齿轮传动、行星减速器、的传动比，确定锥齿轮和行星减速器的大致结构之后，对其进行了整体结构的设计计算和校核。论文最后对设计过程进行了总结。因本人的知识水平有限，实际工作经验不足，之中的错误与不妥之处在所难免，恳请读者批评指正关键词：伺服传动系统；少齿差行星减速器；锥齿轮传动ABSTRACTThe graduation design is an approach for students to consolidate, improve and apply the professional

3、 knowledge they have learned in university and it is also a test of the students ability of combining theories with practices. Through the process of designing a simple mechanics working procedure, I have gained the idea of designing, the ability of analyzing and solving problems. Therefore it helps

4、 me lay a solid foundation for the further study and workThis paper completed the transmission system design of a servo turntable. Compared with the existing servo system at home and abroad. This system has compact structure. Outline the advantages of small size and light weight.Paper first briefly

5、introduces the background of the topic. and the application of servo system. Then according to the schemes to determine the transmission structure types. To identify the basic types of transmission. Paper main body part including drive device(Consists of motor). Bevel gear drive. Planetary gear redu

6、cer. Through the drive unit consists of motor. Bevel gear drive. Planetary gear reducer. Distribution of transmission ratio. After the general structure of the spiral bevel gear and planetary gear reducer is determined. On the whole structure design and calculation and checking. Finally, the paper d

7、esign process are summarized.There is a limit to a persons knowledge and working experience. So I sincerely hope that the readers can give me more advice if there is any mistake leaded by my carelessnessKey words: Servo drive system; Less tooth differenced planetary reducer; Bevel gear drive 目 录摘 要i

8、ABSTRACTii目 录iii1绪论12概述23传动系统的总体设计23.1伺服电机的选取23.2传动方案的选取33.3输出机构选择44传动系统设计44.1传动锥齿轮的设计44.2行星减速装置的设计74.2.1齿轮齿数确定74.2.2模数确定74.2.3齿轮几何尺寸的确定104.2.4偏心轴的设计164.2.5输出轴的设计174.2.6销轴及销轴套的选择184.3顶圆柱齿轮设计185主要零件的校核205.1偏心轴的校核215.2销轴的弯曲强度校核225.3输出轴的校核245.4键的校核25结束语26参考文献271 绪论伺服控制技术是自动化学科中与产业部门联系最紧密、服务最广泛的一个分支。伺服系

9、统是用来控制被控对象的某种状态（一般是转角和位移），使其能自动地、连续地、精确地复现输入信号的变化规律，可以广泛应用于武器、军舰、航空、航天等军事部门及高精度机床控制。例如，常见的伺服转台在雷达天线的自动瞄准跟踪控制、战术导弹发射架的瞄准运动控制、军舰的炮塔运动控制、高射炮转角控制、坦克炮塔的控制等都是基于对转台的运动控制，所以对其进行设计有重要的现实意义。在军事上，伺服转台性能的优劣直接关系到武器系统的可靠性和置信度，是保证型号产品及武器系统精度和性能的基础。同时，伺服转台也是机电实验室中常用的实验设备，对提高实验室科技水平有着重要的意义。本设计以舰载火炮发射伺服驱动转台系统为背景，探讨在海

10、洋条件下舰载伺服转台驱动系统的总体设计方案，驱动装置包含电动机、行星减速器、回转大轴承、位置反馈、速度反馈、控制系统等，使伺服转台能够最快速的随动和响应舰体的运动，使火炮能始终准确瞄准确定的方位射击，从而使着弹点准确，这对伺服转台系统的性能提出更高的要求。2 概述本设计以舰载火炮发射伺服驱动转台系统为背景，通过给定参数最终完成伺服转台的传动系统设计。主要设计指标参数回转转速范围：0300r/min回转半径：1000mm以内台面平面度： 0.01mm 台面跳动量： 0.01mm 最大转动角加速度： 25/s2 角速度精度：0.05mil/s（保精度角速度0.0130/s） 总重：450kg以下驱

11、动重量：600kg（均匀分布） 使用环境条件：温度-45+50、湿度85 %3 传动系统的总体设计3.1 伺服电机的选取通过对私服系统的分析计算可知1.5KW的电机足以满足伺服系统动力需求，通过分析比较最后选取选华大产电机，型号：110ST-M05030电机的主要参数3.2 传动方案的选取通过对比可知行星齿轮传动与普通齿轮传递相比较，具有质量小、体积小、传动比大、承载能力大以及传动平稳和传动效率高等优点。少齿差传动是行星齿轮传动中的一种。由一个外齿轮与一个内齿轮组成一对内啮合齿轮副。它采用的是渐开线齿形，内外齿轮的齿数相差很小，简称为少齿差传动。一般所讲的少齿差行星齿轮传动是专指渐开线少齿差行

12、星齿轮传动而言的。少齿差行星齿轮减速器具有结构紧凑、体积小、重量轻、传动平稳、效率高、传动比范围大等优点。所谓渐开线少齿差行星传动，就是由齿数差很小（一般14）的渐开线内啮合变位齿轮副组成的K-H-V型传动或2K-H型传动。若齿数差为1，则称为一齿差行星传动；依次类推。渐开线少齿差行星传动是一种特殊的轮系，由固定的渐开线内齿轮2、行星轮1、系杆H及输出机构V组成。因齿轮1和2采用渐开线齿廓，且两者齿数相差很少，一般为14，故称为渐开线少齿差行星传动。工程中以K代表中心轮，H代表系杆，V代表输出机构，因此又称为K-H-V型轮系。设计任务：设计四齿差渐开线行星齿轮减速器。转臂H通常有单偏心轴和双偏

13、心轴两种，双偏心的转臂H是采用相对180的偏心轴上安装两个行星轮，可抵消离心力。图中行星轮与输出轴V之间用销轴连接。输出有两种方式：一种是内齿轮与机壳固定在一起，输出轴输出（图2.1）；另一种是构件V固定，该减速器设计采用的是由双偏心轴带动行星轮传动，内齿轮固定不动，由输出轴输出。 图2.1 内齿轮固定3.3 输出机构选择 较常用的有销轴式、十字滑块式、浮动盘式和零齿差式四种。1) 销轴式它是由固连在输出轴的若干个销轴与行星齿轮轮辐上对应的均布销轴孔所组成。由于它在结构上可以保证行星齿轮上的销轴孔直径比销轴套的外径大两倍的偏心距，因此在传动过程中，销轴套始终与行星齿轮上的销孔壁接触，而使行星齿

14、轮的自转运动通过销轴传递给输出轴，且在行星齿轮与输出轴之间实现传动比为i=1的运动关系。2) 十字滑块式这种机构是由两个端面具有矩形榫的连接盘和两个端面具有凹槽的行星齿轮，以及一根带凹槽的输出轴组成。它的优点是结构简单、制造容易，成本较低，且可以补偿由于转配或零件制造的误差。但其承载能力和传动效率相比销轴式低，故适于传递小功率，低转速和不连续运转的条件下工作；或只有一个行星齿轮的少齿差行星传动的结构中。3) 浮动盘式主要由两个浮动盘和固连在行星齿轮轮辐上的销轴及销轴套等组成。优点是结构简单、安装方便、摩擦损失小、使用效果好。而且制造工艺比销轴输出机构简单，容易获得所需要的精度。4) 零齿差试采

15、用一对零齿差的齿轮将行星齿轮与输出轴连接起来而组成的W机构。在该机构中，零齿差齿轮副的内齿轮（或外齿轮）与行星齿轮做成一体，而另一齿轮则与输出轴合为一体。它的优点是结构紧凑、制造方便，零件数目较少，故成本较低，适用于小功率和传动比为i60及齿数差为1或2的行星减速器。本减速器设计采用销轴式作为输出机构。4 传动系统设计4.1 传动锥齿轮的设计通过对整体传动比的分配即对锥齿轮适合传动比查询取锥齿轮传动比1）选择小齿轮材料为45钢（调制），硬度为280HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS，两者硬度相差40HBS。选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取整。 2）由设计公式进行计算 即查得弹性系数

16、为册查得极限应力， 设置，取k=1.53）取的接触疲劳寿命系数 4）取选=1.2 查表得=1, =1. 2，=1.2 计算按实际的载荷系数，校正分度圆的直径技术模数5）按齿根弯曲疲劳强度设计1）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度 2）)查得弯曲疲劳寿命的系数 3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4则4）载荷系数K=1.728节圆锥角5）当量齿数查取齿形系数 （10-5） 查取应力校正系数计算大小齿轮的并加以比较。=0.0173综合考虑 M=3 6）几何尺寸计算mm节锥顶距 节圆锥交 大端直径 齿宽 取 4.2 行星减速装置的设计4.2.1 齿轮齿数确定由于选定传

17、动比i-30，且齿差数。对于KHV型行星传动输出轴输出方式，根据公式其中为内齿轮的齿数，为外齿轮的齿数。故取齿数，。4.2.2 模数确定因采用了内啮合和较大的正变位齿轮副，从而提高了齿面接触强度和齿根弯曲强度，且齿面接触强度远高于齿根弯曲强度。所以，少齿差传动的模数通常是按弯曲强度决定的。也可按照结构要求和功率大小初选，然后校核弯曲强度，因为模数最后的确定往往是受结构尺寸的限制的。硬齿面齿轮传动具有较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿根弯曲强度设计，再校核齿面接触疲劳强度。根据齿根弯曲强度设计（1）确定公式内的各计算数值1）查得齿轮的弯曲疲劳强度极限；2）查得弯曲疲劳寿命系数；3）计算弯曲疲劳许用应

18、力；取弯曲疲劳应力安全系数 S=1.44）计算载荷系数查得： 使用系数 动载系数 齿间分布系数 齿向分布系数 故载荷系数5）查取齿形系数 查得： 6）查取应力校正系数查得： 7）计算并比较大小8) 计算行星轮传递的转矩（2）设计计算取m=2.5少齿差行星传动减速器，要求整体结构小而紧凑，轴向尺寸小。因此要求齿轮的厚度很小，则行星轮分度圆直径齿宽（3）校核齿面接触疲劳强度1）齿面接触应力式中 -材料弹性系数 -节点区域系数 -载荷系数 -行星轮间载荷分配不均匀系数 -行星轮分度愿直径 -行星轮传递的转矩 -齿宽 -齿数比查得： 材料弹性系数 节点区域系数 载荷系数K=1.566 载荷分配不均匀系

19、数 U=1.03则2）许用接触应力查得： 接触疲劳强度极限 寿命系数 工作硬化系数 尺寸系数 安全系数S=1.05则许用接触应力因为所以满足齿面接触疲劳强度，模数m=2.5符合设计要求4.2.3 齿轮几何尺寸的确定1）齿数 （滚齿） （插齿） 插齿刀齿数 2）初始齿形角 查表得 3）齿顶高系数ha=0.8（短齿制）4）选择变位系数及啮合角渐开线少齿差行星齿轮传动，因为内齿轮和外齿轮的齿数相差甚少，所以需要对他们的渐开线齿形进行变位，为了保证它们之间的啮合不发生齿廓重迭现象，并有一对以上的轮齿啮合，内、外齿轮都要选取适当的变位系数。加工齿轮时，刀具是逐渐切入工件的，切入的终止位置不同，加工出来的

20、齿轮尺寸也不同。刀具切入工件的终止位置可分为三种不同情况，也就是刀具中线有三种不同的终止位置，一种是中线切于分度圆而成为分度线，加工出来的齿轮就是标准齿轮；其它两种是中线离开分度圆或与分度圆相交，加工出来的齿轮不是标准齿轮，而是变位齿轮，前者称为正变位齿轮，后者称为负变位齿轮。齿数差啮合角12345）外齿轮变位系数 6）啮合角 无齿侧间隙齿合方程：取 7）内齿轮齿数插齿刀与被切内齿轮之间的中心分离系数8）内齿轮变为系数=1.22589）插齿刀10）插刀变为系数 11) 插齿刀和被切内齿轮的切削齿合角得： 12）插齿刀和被切齿轮之间的中心分离系数 13）标准中心距 14）安装中心距 15）中心距

21、分离系数16）齿顶降低系数 17）齿顶高 外齿轮 内齿轮 18） 分度圆半径 外齿轮 内齿轮 19）齿顶圆半径 外齿轮 内齿轮 20）基圆半径 外齿轮 内齿轮 21) 齿顶压力角 外齿轮 查得 内齿轮 查得 22）验算重合度重合度为实际啮合线长度与基圆周节之比,啮合齿轮传动时要求重合度大于1。 23）验算齿顶不相碰配内齿轮副时为防止发生（图3.1）所示的情况，即节点对方的齿顶相碰，为保证正常运转，须使内齿轮副节点对方的齿顶径向间隙大于0。24）验算齿廓不重迭干涉图3.2 齿廓干涉在少齿差齿轮传动中Gs必须验算,齿廓不产生重叠干涉的条件是 =1.421rad=1.3703rad 25）校核内齿轮

22、加工时，是否产生范成顶切要保证条件 26）校核插内齿轮时，是否产生径向切入顶切要保证条件查得，而.满足条件27）校验过渡曲线干涉 避免内齿轮齿根干涉的条件 满足条件避免外齿轮齿根干涉的条件满足条件25）外齿轮跨测齿数取26）外齿轮公法线长度 27）圆柱直径 取28）量柱距 内齿轮齿数为偶数 则 4.2.4 偏心轴的设计输入轴（偏心轴）： 45钢调质， 220250 HBW轴的主要功用是支撑回转零件及传递运动和动力。由于在轴系零、部件的具体结构末确定之前，轴上力的作用点和支点间的跨距都无法进行精确确定，故弯矩大小和分布情况不得而知，因此在轴的设计中，采用的主要方法就是边计算、边画、边修改。由于轴

23、工作时产生的应力多为应变力，所以轴的失效多为疲劳损坏，因此轴的轴的材料种类很多，设计时主要根据对轴的强度、刚度、耐磨性等要求，同时考虑制造工艺问题和热处理方式等因素加以选用，力求经济合理 初算最小轴径 对于45刚，C=106135，考虑到轴端承受转矩，选较大值C=130则轴段上有一个键槽,轴径应增大5%，结构设计按轴上零件的尺寸，轴段1上安装锥齿轮，其直径应符合齿轮内径配合。最后取 取L=46mm轴段2为固定偏心轴段上面分别装有轴承30028和6208所以取 取L2=40mm轴段3 4为偏心轴穿过行星架的部分，该轴段上安装轴承，选择轴承位为N211E型，内径d=55mm,外径D=100mm，B

24、=21mm。轴段5安装轴承30208 该段 取L5=24mm4.2.5 输出轴的设计根据轴向定位的要求确定各段直径和长度:从左向右1到3段用于连接输入轴取其长度为46.25mm。1到2为26.5mm,2到3为19.75mm。3到4段，根据选择的圆锥滚子轴承30211，其内径d=55mm，轴承宽度为B=21mm,故取其长度为30.75mm。4到5段，用于安装顶齿轮，根据齿轮设计这段的长度63.4mm5到6段，根据选择的圆锥滚子轴承30209，其内径d=45mm，轴承宽度为B=19mm,故取其长度为30.6mm。参考机械设计，取该轴的倒角为，所有倒圆为r1。齿轮与轴的轴向定位采用平键连接，由机械设

25、计课程设计查该平键为14953。4.2.6 销轴及销轴套的选择1）销轴数目的选择销轴数目取62）销轴直径d的选择 初选 。3）销轴套直径 式中：为销轴套壁厚，=2.510mm，取=3mm则输出轴的设计按轴上零件的尺寸，轴段1上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列。选取圆锥滚子轴承，轴承代号30211，轴承内径d=55mm，外径D=100mm，B=21mm，T=22.75mm，C=21mm。故轴段1直径取d=55mm,轴段长度略大于轴承宽，取L=30mm。轴段2安装齿轮d=50mm，L=65mm。4.3 顶圆柱齿轮设计通过对系统的优化分析取顶齿轮的齿数为40（1） 试选载荷系数Kt1.3（2） 小

26、齿轮传递的转矩T1=2.57 Nmm（3） 由机械设计书表107选取尺宽系数d1（4） 由机械设计书表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa（5） 由机械设计书图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2550MPa；（6） 由机械设计书图1019查得接触疲劳寿命系数KHN10.90；（7） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 H10.9600MPa540MP计算（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t代入H中较小的值。d1t=44.95mm（2） 计算圆周速度v=2.26m/s（3） 计算

27、载荷系数K根据v=2.26m/s,7级精度，由图108查得动载系数KV=1.10；直齿轮，KH=KF=1；由机械设计书表102查得使用系数KA=1；由机械设计书表104查得7级精度、小齿轮相对支承对布置时，KH=1.449。由=10.68，KH=1.449查机械设计书图1013得=1.423；故载荷系数： K=KAKVKHKH=11.111.432=1.57按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 d1=mm=47.87mm计算模数m m =mm=1.99，按齿根弯曲强度设计m2） 确定计算参数（1） 由图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500Mpa；大齿轮的弯

28、曲强度极限FE2=380Mpa；（2） 由图1018取弯曲疲劳寿命系数K FN1=0.85，KFE2=0.88；（3） 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（1012）得；F 1Mpa=303.57MpaF 2Mpa=238.86Mpa（4） 计算载荷系数；K=KAKVKHKH=11.111.35=1.485（5） 查取齿型系数；由机械设计书表105查得YFa1=2.65；YFa2=2.18（6） 查取应力校正系数；由机械设计书表105查得YSa1=1.58；YSa2=1.792（7） 计算大、小齿轮的并加以比较；=0.01379=0.016383） 设计计算；mmm=1.

29、424mm取m=2.5mm分度圆直径；d=mz=2.5X40=100；齿顶高；齿根高；齿宽；=0.4X100=40；5 主要零件的校核5.1 偏心轴的校核1）求作用在行星齿轮上的力圆周力；径向力；法向力；由于两个行星轮相同，故作用在两个行星轮上的力大小相同。2）计算支撑反力；在水平面上；负号表示与图中所画力的方向相反在垂直面上；负号表示与图中所画力的方向相反4） 计算弯矩；有图可以看出在截面A处弯矩最大；在水平面上在垂直面上合成弯矩4）校核强度由图知a-a截面为危险截面抗弯截面系数为 抗扭截面系数为 弯曲应力为 扭剪应力为 取折合系数则轴的计算应力 查得轴的许用弯曲应力，故满足要求。5.2 销

30、轴的弯曲强度校核式中： P 为输入功率 P=1.5KW n 为输入转速 n=1666.7r/min i 为传动比 i=-30 u 为行星轮数目 u=2 考虑到行星轮间载荷分布不均匀的系数，当u=2时，一般取=1.21.3则销轴应满足条件 式中： 为输出转矩 为销轴中心圆直径 为销轴套与滑槽的接触长度 为销轴直径则 销轴套与滑槽平面的接触强度校核应满足条件式中： 为输出转矩 为销轴中心圆直径 为销轴套与滑槽的接触长度 为销轴套外圆半径 为许用接触应力；当HBW30，取= 2530HRC则 =1905.3 输出轴的校核有图可以看出输出轴的转速最慢故输出轴的转矩最大，1）求作用在圆柱齿轮上的力圆周力

31、径向力=45375.464）校核强度由图知a-a截面为危险截面抗弯截面系数为 抗扭截面系数为 弯曲应力为 扭剪应力为 取折合系数则轴的计算应力 查得轴的许用弯曲应力，故满足要求。5.4 键的校核输出轴上的键连接强度校核；根据d=50mm从参考文献8表6-1中查得键的截面尺寸为：。根据轮毂宽度并参考键的长度系列取键长L=53mm键、轴和轮毂的材料都是钢，由参考文献8表6-2查得许用挤压应力，取其平均值，。键的工作长度为，键与轮毂键槽接触高度k=0.5h=0.59mm=4.5mm，由此可得MPa=110MPa该键连接是可靠的。结束语大学四年的学习即将结束了，在指导老师的耐心指导下完成了“伺服系统的

32、设计”的设计。本毕业设计的工作是在李连进老师的悉心指导下完成的，李老师严谨的治学态度和科学的工作方法给了我极大的帮助和影响，在此衷心感谢指导老师对我的关心和指导。通过这三个月的学习和研究，使我的专业知识进一步得到巩固和提高，在设计的过程中，参考了大量的科学文献资料，研究探讨了多种设计方案，在老师的指导下和同学们的研讨下设计出本方案，培养了我分析问题、解决问题及独立思考的能力，掌握了一定的科学知识，找到了自己的理论知识和科学实际中的差别，使自己的视野和思路由理论知识延伸到生产实践中去，为今后的工作打下坚实的基础。四年的学习生活即将结束，相信在自己不懈的努力下必将取得更大的成绩，为建设好祖国发挥自

33、己的光和热。参考文献1 机械设计手册编委会，机械设计手册，机械工业出版社，2004年2 段铁群，机械系统设计，科学出版社，2010年3 孙靖民，机械优化设计，机械工业出版社，2003年4 张展，行星差动传动装置，机械工业出版社，2009年5 饶振纲，行星齿轮传动设计，化学工业出版社，2006年6 GB10609.11989技术制图标题栏7 GB10609.21989技术制图明细栏8 GB/T146891993技术制图图纸幅面和格式9 GB/T146901993技术制图比例10 GB/T174501998技术制图图线11 GB/T174531998技术制图图样画法剖面区域的表示法12 GB4458.41984机械制图尺寸