大型数控回转工作台传动的消隙机构设计

王 胜

(沈阳市政府投资项目评审中心,辽宁 沈阳 110014)

大型数控回转工作台传动的消隙机构设计

王 胜

(沈阳市政府投资项目评审中心,辽宁 沈阳 110014)

大型数控回转工作台回转运动的结构设计是否合理,决定了数控回转工作台的分度精度高低以及承载能力大小，体现了其技术水平。重点介绍了大型数控回转工作台的回转运动设计方法及双蜗轮蜗杆消隙机构的结构和设计要点，按上述要点设计的工作台分度精度达到了±2″。

回转工作台;蜗轮蜗杆消隙机构;设计

大型数控回转工作台是大型卧式数控铣镗床、落地式数控铣镗床重要的组成部件之一。在大型卧式数控铣镗床中，它的重要程度与机床的主运动是相同的；而在落地式数控铣镗床中，它是主要功能附件之一。大型数控回转工作台一般有两个数控坐标轴，即工作台的回转运动(B坐标轴)和垂直于主轴轴线的水平直线运动(X坐标轴)。其中，工作台回转运动的传动链结构复杂，要求其承载能力大、运动平稳、分度精度高。它是大型数控回转工作台设计难点。

1 问题的提出

2002年，国内多家用户求购工作台可承载10t的大型数控铣镗床。由于大型数控铣镗床工作台的回转定位精度高、结构复杂、设计制造难度大，国内没有厂家能够生产这类机床。当时，中捷机床有限责任公司为了满足用户需求，填补该类机床的国内空白，并借此契机扩大市场占有率，开始研发TK6513型数控刨台卧式铣镗床。在此之前国内10t以上的回转工作台都是传统机械式的,这种传统机械式的回转工作台的快速回转是依靠普通交流电机驱动实现的。当需要工作台分度定位时，先启动普通交流电机驱动工作台快速回转，回转至接近要求的位置后，依靠人工手动微调定位，定位精度一般在±30″左右。由于普通机械式回转工作台采用集中传动的方式传动，传动链长、零件多，其传动件刚性差；且由于采用单个蜗轮蜗杆副进行降速传动，无法消除传动间隙，因而影响工作台回转的平稳性。因此，如果沿用原来的传动方式作为数控回转工作台的传动，是不可能实现数控的高精度分度要求的。数控回转工作台回转运动的结构设计，关键在于缩短传动链、提高传动件的刚性、消除传动间隙及降低工作台圆导轨的摩擦系数。本文以TK6513型数控刨台卧式铣镗床的工作台的结构设计为例，介绍提高数控回转工作台回转分度精度的设计方法。

大型数控回转工作台回转运动的结构设计主要包括以下几个方面：(1)确定传动系统图；(2)计算传动比，初选齿形带、齿轮及蜗轮副的模数；(3)验算总体方案提出的伺服电机的规格型号是否合适；(4)传动零件校核；(5)结构设计。

2 大型数控回转工作台回转运动的设计

2.1传动系统设计

根据回转工作台的具体结构和分度精度要求，本数控回转工作台的驱动采用了双蜗轮蜗杆机构以消除传动间隙。数控回转工作台的传动系统图如图1所示。

传动原理：由装在伺服电机11轴上的小齿形带轮12通过齿形带10驱动大齿形带轮9旋转；大齿形带轮9将旋转运动传递给同轴的蜗杆轴8；蜗杆轴8通过蜗轮5将运动传递给小齿轮6；小齿轮6与大齿轮1啮合驱动大齿轮1(固定在回转工作台上)带动工作台回转。双蜗杆中的另一传动路线是：蜗杆轴8通过花键套7将运动传给蜗杆轴4；蜗杆4通过蜗轮2将运动传递给小齿轮3；小齿轮3与大齿轮1啮合同时驱动大齿轮1回转。

1—大齿轮;2—蜗轮1;3—小齿轮1;4—蜗杆轴1;5—蜗轮2;6—小齿轮2;7—蜗杆轴2;8—花键套;9—大齿形带轮;10—齿形带;11—伺服电机;12—小齿形带轮

这里的两套蜗轮蜗杆副和两个小齿轮其轮齿参数是相同的。

2.2初选传动比、齿形带、齿轮及蜗轮副的模数

根据工作台的结构和总体设计要求，初选齿形带轮传动副的传动比(即齿数比)为36∶72；蜗轮副的传动比为1∶26；齿轮传动副的传动比(即齿数比)为17∶136。因此，总降速比为：

(1)

初定齿轮模数为5；蜗杆模数为8；同步齿形带模数为8。

2.3验算电机型号是否满足要求

根据总体方案，选择工作台回转运动的驱动电机型号为SIEMENS-IFT6105-IAC71交流伺服电机。此电机额定转速n=2 000r/min，电机输出功率P=8kW，电机额定转矩M=38N·m。

经计算，电机的转动惯量、额定扭矩、转速满足要求。

2.4传动零件设计与校核(以蜗轮蜗杆副为例)

a.蜗轮、蜗杆的设计。

设计初选的蜗杆齿数为Z1=1，蜗轮的齿数为Z2=26。根椐机械设计手册[1]表23.5-8，蜗轮、蜗杆的设计应满足接触强度公式：

m2d1≥(15 000/σHPZ2)2KT2=3 747.9mm3

通过机械设计手册[1]表23.5-2，查得蜗杆的模数m为8，直径d1为80mm，计算出许用值为：m2d1=5 120 mm3。

许用值5 120mm3大于计算值3 747.9 mm3。因此，接触强度符合要求。

b.蜗轮、蜗杆的接触强度校核。

根椐机械设计手册[1]表23.5-8,接触应力校核公式为：

(2)

式中：弹性模数ZE由表23.5-9查得，ZE=156N/mm2；由表23.5-10查得，使用系数KA=1；动载系数Kv=1；齿向载荷分布系数Kβ=1.1；蜗轮分度圆直径d2=mZ2=208mm。

将这些数据代入式(2)，计算得σH=140.23N/mm2≤220N/mm2，因此接触强度满足条件。

c.轮齿弯曲强度的校核。

根椐机械设计手册[1]表23.5-8，弯曲强度校核公式为：

(3)

式中：YFS为蜗轮的齿形系数，按ZV2=Z2/cos3γ=26.4及变位系数x=0，查图23.2-24得YFS=4.2；导程角系数Yβ=1-γ/120°=0.952。

将这些数据代入式(3)，得σF=11.9N/mm2<59N/mm2，因此轮齿弯曲强度满足条件。

2.5双蜗轮蜗杆消隙机构的结构设计

为了消除数控回转工作台的传动间隙，提高分度定位精度，本设计采用了双蜗轮蜗杆消隙机构。双蜗轮蜗杆消隙机构简图如图2所示。

a.双蜗轮蜗杆消隙结构的消隙原理。所谓双蜗轮蜗杆消除间隙方法实际是在传动链中采用了一个驱动源，通过双齿轮、双蜗轮蜗杆的并联结构传动最终驱动一个部件的传动形式，也就是在结构中设置了两个同轴的双蜗杆，在传动过程中，两个蜗杆同时驱动两个蜗轮和与蜗轮同轴的小齿轮同向回转。为了达到消除传动间隙的目的，两个蜗杆之间的轴向位置可以调整。在传动链的结构中，蜗杆6的轴向位置是固定不动的，为消除传动系统中出现的传动间隙，通过旋转锁紧螺母13向左拉动蜗杆10，使得小齿轮7和小齿轮11的内侧齿面分别与大齿轮1的左右齿面紧密啮合，使其啮合齿侧间隙为零，即达到消除传动间隙的目的。

b.双蜗轮蜗杆消隙机构的设计要点。

1—大齿轮;2—大齿形带轮;3—齿形带;4—伺服电机;5—小齿形带轮；6—蜗杆轴1;7—小齿轮1;

(1)为了保证齿轮传动的平稳性及消除间隙的预载的恒定性，蜗轮、蜗杆及齿轮的精度不能低于5级；(2)由于消隙机构有一定的预载，其传动件的设计强度、刚度要高于设计手册给定的推荐值；(3)轴承要选择高刚度型号；(4)润滑一定要充分；(5)结构设计要保证调整的方便性。

3 结论

经过TK6513型数控刨台卧式铣镗床样机的试制,数控回转工作台其各项精度指标达到了设计任务书的指标要求，工作台的分度精度达±2″。这种双蜗轮蜗杆消隙机构可广泛用于数控回转工作台的回转传动中。

[1] 徐灏. 机械设计手册[M]. 北京： 机械工业出版社， 1991.

DesignofAnti-backlashMechanismforLargeCNCRotaryTable

WANG Sheng

(Shenyang Government Investment Project Evaluation Center, Liaoning Shenyang, 110014, China)

The structural design of rotary movement for large CNC rotary table is reasonable decision table indexing such as accuracy, load capacity and overall level of technology. Aiming at the architecture and design elements, it shows detail about large CNC motion feature of the rotary table and two worm backlash institutions, designs the anti-backlash mechanism, the indexing accuracy of the table reaches ±2″.

Rotary Table; Double Worm Gear Backlash Mechanism; Design

10.3969/j.issn.2095-509X.2014.03.018

2013-10-14

王胜(1965—)，男，辽宁大连人，沈阳市政府投资项目评审中心高级工程师，硕士，主要从事机械设计与制造领域工程技术研究及管理工作。

TH122

B

2095-509X(2014)03-0068-03