1、1毕业论文开题报告机械设计制造及其自动化并联抛光机构设计与分析1选题的背景与意义11选题的背景抛光技术，又称镜面加工，是制造平坦而且加工变层很小，没有擦痕的平面加工工艺。作为一种加工工艺，抛光不仅仅能增加工件的美观性，而且能改善材料表面的耐磨性、腐蚀性及获得特殊性能。在电子设备、精密机械、仪器仪表、医疗器械等领域应用广泛。传统的模具加工中，抛光往往作为精加工的最后一道工序，其主要目的是降低工件表面的粗糙度，同时在一定程度上去除模具在成型时形成的凹凸层及裂纹层，并修复共建表面的面型误差，从而达到要求的形状、尺寸、位置精度和表面粗糙度。传统的抛光机床往往采用串联机床结构，即采用由床身、立柱、主轴箱
2、和工作台等部件串联而成的正交结构。串联机床采用非对称的结构布局，这可能会导致受力与受热变形的不均匀；误差也会随着各运动坐标的误差累计；部件多，结构复杂，大型部件的模块化程度低；运动部件重量大，不利于高速加工；封闭式结构，难以实现大型构件的现场加工。为了更好地解决并联机床工作中的不足，我们引入一个新的概念并联机床。并联机床是上个世纪90年代中期问世的一种新型数控加工设备。它实质上是一种现代机器人技术与机床结构技术相结合的产物，其原型是并联机器人。从1965年德国的STEWART提出将并联机构运用于航空模拟器上，到1975年澳大利亚著名学者HUNT将并联机构运用于机器人结构，到1994年美国芝加哥
3、国际机床展上美国的GIDDINGSDOFCURVETREATING。15目录摘要13ABSTRACT错误未定义书签。目录151绪论1711课题来源及研究的目的和意义17111课题来源17112研究的目的和意义1712国内外并联机床发展现状和应用状况18121国外并联机床发展情况18122国内并联机床发展情况1913论文的主要研究内容202抛光机构方案设计2121概述2122设计原则21231抛光机构的实现方式22232整体结构的设计223具体参数设计2431导轨框架参数设计2432丝杠的选用25321丝杠的初选25322滚珠丝杆副校核2733直流步进电机的选用28331等效转动惯量计算2833
4、2等效负载转矩计算2834丝杠联轴器的选用2935丝杠轴承的选择30351丝杠上端轴承选用30352丝杠下端轴承选用3036平台结构设计及平台交流电机的选用311637变速箱齿轮设计32371参数设计32372齿根弯曲疲劳强度计算3438变速箱输出轴设计36381输出轴结构设计36382轴上载荷的计算37383轴的工艺设计3739铰链连接的设计384结论39参考文献40致谢错误未定义书签。171绪论11课题来源及研究的目的和意义111课题来源本课题系宁波大学机械工程与力学学院2011届毕业生毕业设计题目。112研究的目的和意义抛光是光学等精密加工中最重要的一道工序，又称镜面加工。其目的是去除工
5、件加工后在表面形成的凹凸层和裂纹层，形成光滑的表面，同时按照要求纠正光学表面的几何形状，以此来达到预期抛光效果。不仅如此，抛光还可以改善材料表面层的耐腐蚀性、耐磨性以及获得其他特殊性能。因此，选择适合的抛光方式和抛光工艺对于提高产品质量是及其重要的。传统的抛光方法很简单，往往依靠工人熟练精湛的手艺来加工出优质的光学表面。这种抛光方式不仅设备简单，而且工艺条件容易满足。但是，它的缺点也是显而易见的。一方面，这种凭经验加工的方式需要反复的误差检查，这就使得加工周期变长，且加工质量难以得到保证。另一方面，在抛光非球面表面时，这种加工过程就很难精确控制，自动化生产难以进行，更别说对抛物面和高次曲面等非
6、球光学表面进行精密加工了。此外，从材料性能上来讲，传统的抛光过程会使工件表面形成破坏层和变质层，对工件表面的光学性能产生影响。到目前为止，工业上所使用的机床大部分扔采用的是串联结构，这种结构一般是用过将床身、立柱、主轴箱和工作台等部件串联在一起而成的。串联机床拥有控制简单、运动空间大和加工灵活性好等优点。但是，它的缺点也是显而易见的。串联机床的误差往往在每个运动轴上叠加，对产品精度产生很大的影响；由于部件太多且分布不均匀，在工作时常引起受力和热变形不均匀等现象；运动部件的重量大，在高速加工时容易引起危险；对大型构件的现场加工能力低。为了解决传统串联式抛光机床中存在的不足，并联机床便应运而生。并
7、联机构实质上是一种从并联机器人和航空航天技术中发展过来的一种新型机构。这种机构拥有独立的运动轴，通过这些运动轴的巧妙配合，组成开放式的并联机床。由于各个轴都是相互独立的，所以避免了传统串联机床中各轴之间传递误差的影响。这种机床具有操作简单、易于控制、精度高、刚度大、惯性小、承载能力强、运动反解模型简单等优点。18近年来，并联机床越来越受到各国的重视，许多国家的科研单位和高校纷纷投入到并联运动机床的研发当中，其领域也变得越来越广泛。随着计算机技术、自动化和数控技术的不断发展，以及高性能和高效率数控机床对市场影响力的增大，并联机床的研究已成为数控技术研究的一个热点。12国内外并联机床发展现状和应用
8、状况121国外并联机床发展情况早在1965年，STEWART就提出了一种新型的、六自由度的空间并联机构。它的上下有两个平台和六个可以独立伸缩的并联连杆，伸缩杆与平台之间由两个球铰链A、B、C、D、E、F和A、B、C、D、E、F连接，称为STEWART平台，如图11所示。此后，经图11STEWART平台的工作原理过数十年的研究，1944年GIDDINGSLEWIS公司在美国芝加哥MTS94机床博览会上推出VARIAX并联机床，被称为“21世纪的机床”，并在国内外引起广泛的关注。至今为止世界各主要工业国家都将大量的人力物力投入到虚拟轴机床的研究和开发当中。美国HEXEL公司将并联机床和并联结构进行
9、普及化，并推出了TOMADO型5做表加工中心和铣床工作台以及6自由度的定位平台和微型机器人等一些列低价位的产品。欧洲方面，德国MIKROMAT机床公司推出欧洲第一台商品化的并联运动机床6XHEXA立式加工中心。另一家德国INDEX机床公司在2000年率先推出采用并联机床的车削中心。俄罗斯LAPIC公司则将STEWART平台机构运用到了TM1000型精密加工中心和KHM750型3做表测量机。法国RENAULTAUTOMATION公司在1999年推出URANESX卧式加工中心。19图116XHEXA型并联运动机床另外，英国的GEODETIC公司，挪威MULTICRAFT公司，日本丰田、日立、三菱等
10、公司，瑞士ETZH和IFW研究所，瑞典NEOSROBOTICS公司，意大利COMAU机床公司，丹麦BRAUNSCHWEIG公司，韩国SENATECHNOLOGIES公司等单位相继研发出了许多不同构造的数控机床、激光加工和水射流机床、坐标测量机和加工中心。122国内并联机床发展情况我国早在上世纪末就开始关注并联机床的研究和创新。1993年底，哈尔滨工业大学就开始了对变量运动机床的基本理论、基本结构形式和加工过程进行计算和仿真研究。我国第一台大型镗铣类虚拟轴机床原型样机VAMT1Y由清华大学精仪制造工程研究所的汪劲松教授主持，与天津大学合作开发研制成功。2001年在北京国际机床展览会上，展示了哈尔
11、滨工业大学与齐齐哈尔第二机床企业集团公司联合开发的BJ1并联机床。2007年12月17日，哈量集团在引进瑞典EXECON公司技术的基础上，发布了新一代并联机床LNKSEXE700，并进行了现场演示。这一机床的研制成功，在一定程度上解决了我国复杂产品加工的难题。2008年4月21日再北京举行的中国数控展览会上，沈阳机床集团推出了数十台先进的数控机床产品，其范围涉及到国防工业、飞机、造船、发电等诸多重点行业领域。其加工精度、加工效率等都已经达到了国际领先水平。特别是在航空航天、国防工业等领域中，打破了发达国家对大型、五轴高档数控机床的垄断，极大地促进了国内重点企业的生产竞争力。北京理工大学开打的B
12、KXI型变轴数控机床，是在STEWART平台的技术原理上设计而成的，它具有高速度、高精度、高刚度、高柔性、低成本等诸多优点。燕山大学在研制5自由度5UPSPRPU并联机床的同时，还成功开发了适用于并联机床数控系统软件平台。此外，从事致力20于此方面研究的著名高校还有北京航空大学、国防科技大学，东北大学，南京航空航天大学和北京邮电大学等。图12清华大学的VAMTIY这种将研究单位与产业发展、市场需求结合起来的方式，很好地促进了企业的发展，同时这种发展反过来推动技术的进一步创新，形成一个良性循环。总的来说，并联机床在我国已经取得了非常好的成果，我国在这一领域的研究方面与世界先进水平差距不大。13论
13、文的主要研究内容本文将以一种座椅底架如图13为对象进行研究，设计能用于抛光该产品的机构。主要研究内容将包含以下几个方面（1）以描述对象为基础，找出完成对象加工所需要的运动参数，设计决定整个并联机床的结构和尺寸。（2）用制图软件正确描述并联机床的结构特征。（3）对设计机床中的标准零部件进行选用，对特殊零部件做特别的设计。图13座椅底架212抛光机构方案设计21概述并联抛光机构是利用几个相互独立的自由度导轨相互配合进行加工的机床。在加工中误差主要来自各个自由度导轨，每个导轨的误差都是独立的，故对机床本身则要求每个导轨都具有较高的精度、刚度和完善且能长时间稳定可靠地工作等性能，以此来满足加工过程的需
14、要。在本课题设计过程中，分为两个部分的设计过程。一个是机械整体结构的设计，这个过程主要从被加工零件加工工艺和机床与零件的相对运动关系入手，结合零件的几何形状和位置等参数，确定机构的整体尺寸；另一个是对电机及零部件的设计，这个过程主要考虑机床的内部因素，在已确定的参数下，正确选择符合要求的电机，同时多零部件的外观和结构进行优化设计。22设计原则机床在设计的时候应遵循以下原则（1）多留余量在设计机床的整体和零部件选用时，应在严格控制最低要求的基础上多增加一些余量。由于我们本次课题只是以座椅底架为一个抛光对象，我们不能以它的加工标准作为设定最高余量的参考。（2）提高精度和刚度并联机床的误差直接来自于
15、每个自由度导轨的误差，这就要求每一个导轨都具有较高的刚度和精度，保证在加工中的形变尽量小。在确定导轨参数时，也要特别增大导轨铁板的厚度。（3）简化结构为了减少影响误差的因素，同时有利于结构的分析，并联机床结构应尽量简单。构件越多，越容易产生传递原件之间的传递误差，还有在传递过程中的弹性形变和温度的影响。23并联抛光机构方案的设计22231抛光机构的实现方式本课题采用横向分块法，将整个抛光机构按设计时的不同部分分割成两个模块，如图21所示，整个结构被分成导轨机构、平台机构两部分，在每个部分中又有若干模块。在整个课题的设计过程中，分别对各个模块进行详细设计，然后连成一个整体。图21并联抛光机构总体
16、结构图232整体结构的设计在抛光机床整个构架中，我们设定四个直线导轨，利用连杆与中间的平台连接。通过导轨中丝杠的转动，带动连杆上下移动，使平台产生一个倾斜角。在导轨部分中，丝杠被固定在导轨里面，下端用角接触轴承连接，上端用深沟球轴承连接，在丝杠上端，用联轴器连接电机轴。整个电机被固定在上平面上，如图22，图23。并联抛光机构整体结构设计导轨机构设计平台机构设计丝杠直流电机平台结构变速箱铰链连接23图22丝杠下端图23丝杠上端在平台中，电机被固定在正方形平台上方的中间，输出轴连接到变速箱中。变速箱被固定在平台下方。变速箱的输出端水平，输出轴末端可以用来安装抛光轮。平台的四个角有四个球铰链连接。如
17、图24。24图24平台机构24本章小结本章叙述了整个机构的设计思路和设计原则，同时阐明了整个机构的具体结构设计，为接下来进一步选择和设计适合的零部件奠定了理论基础。总的来说，整体结构设计的提出，是完成整个课题的第一步，也是最关键，最决定性的一步。以后的设计，可以紧紧围绕以上思路展开，逐步完成整个设计。3具体参数设计31导轨框架参数设计整个外部构架由四个直线丝杠导轨组成。经实际测量，被抛物直径约为600MM，高度约为200MM。为了在工作是能留出充分的空间给机床的加工运动。我们让四个到位位于边长为1400MM的正方形的四个端点上，如图31。同时，取立柱高度为1500MM。25图31在斜对角截面中
18、，处于对角位置的两个导轨间距为1400219796MM。在机构的中间有个平台，尺寸为400400，对角线长度为40025656MM。我们要求在连杆的运动控制下，平台能转动90，所以，我们取连杆长度为1979629896MM。于是我们得到对角截面的两个极限位置，如图32。图32为了给平台下的被加工工件留下足够的空间，防止丝杠过度运动导致平台触碰到被加工工件，同时保证平台能90转动，我们取丝杠下极限位置距地面130MM，上极限位置距地面1430MM，这样我们就得出了丝杠的行程为1300MM。32丝杠的选用321丝杠的初选在上面整体构架基本参数的选定中我们已经确定了丝杠的行程为1300MM。26初选
19、滚珠丝杠CDM321025。丝杠公称直径为32MM，导程为10MM，精度等级为T2设丝杠工作最大进给转速为300R/MIN。按额定动负荷CACAJ选择丝杠副CAJ3161060EHKATHWENLFFFFFF31当丝杠带动桌面向上运动时，丝杠的进给抗力主要来自平台的重力，且可能承载的来自平台重力的最大值为平台重力的一半，此时丝杠的摩擦力可忽略不计。则丝杠轴向当量负荷EF21YFF21（40040040078510698210）123088N取转速EN300R/MIN表31滚珠丝杠工作寿命主机类型一般机床组合机床数控机床精密机床工程机械自控测试系统航空机械寿命HL/H10000150005000
20、100001500010002000由上表31可得，HL15000H表32温度系数TF工作温度/125150175200225250TF095090850807507参考表32，根据共工作温度低于100这一条件，我们取TF1表33精度系数AF精度等级12345710AF10090807由表33可得，AF10表34负荷性质系数WF负荷性质12515017527WF09509085根据表34可得WF095表35硬度系数HF硬度HRC5855525504754540HF（动负荷）10111135156192240385HF（静负荷）1011114016721026545由表35可得HF10表36可靠
21、性系数KF可靠度/909596979899KF10062053044033021由表36可得KF021根据公式31，算得CAJ3161060EHKATHWENLFFFFFF210010101950881230（6101500060）3153761N322滚珠丝杆副校核不发生失稳的最大压缩负荷称为临界压缩负荷，用NF表示NFMAX12021FKLEIF（32）式中E为材料的弹性模量，钢为210GPA，I为丝杠轴最小截面惯性矩，4264DI，2D为丝杠螺纹底径，2D255MM，0L为最大受压长度，取0L1300MM，1K为安全系数，这里取31，1F为丝杠的支承方式系数，由FS取2。28则NF341
22、010120421KLDF34101031311052522435671NMAXF33直流步进电机的选用331等效转动惯量计算滚珠丝杠转动惯量3240LDJS3210857137552344462CMKG4462410MKG（33）平台负重在丝杠上产生负荷这算到电机轴上的转动惯量22264TAN）（SPWTGWJ（34）式中，W为中间平台的重量，我们取平台可能的最大重量不妨假设平台是400400400的实心铁块。则W0433108578949310N从图22中可以看到，连杆与导轨之间形成46角。当平台对拉杆在竖直轴上作用时，在水平轴上会形成一个拉力XF2TAN46W。SPT为丝杠导程，且SPT
23、10MM。则23219802TAN461094WJ65642102CMKG65646102MKG因此，折算到电机轴上的等效转动惯量EJEJWSJJ4462410MKG65646102MKG45264102MKG332等效负载转矩计算LTIWTSP41804010109434877MN初选直流电机Z22110。已知其最大转矩MAXJM95MN，其转动惯量MJ942CMKG，MF1600HZ。步进电机动态特性校验29MEJJ49526404534说明惯量可以匹配LTMAXJM，所以转矩也明显满足要求。34丝杠联轴器的选用已知丝杠的最高转速N300MIN/R，电机的功率为P15KW，电机轴的直径D1
24、8MM。由于丝杠在导轨中被稳定固定，工作时并不是产生晃动和偏差，因此可以说两轴的同轴度较高；且丝杠转速较低、工作时无冲击、丝杠和电机轴的刚性较大。综合考虑，我们选用凸缘联轴器。公称转矩TNP610559300511055964775310MMN表37工作情况系数AK工作机AK原动机分类工作情况及举例电动机汽轮机四缸和四缸以上内燃机双缸内燃机单杠内燃机1转矩变化很小，如发电机、小型通风机、小型离心泵131518222转矩变化小，如透平压缩机、木工机床、运输机151720243转矩变化中等，如搅拌机、增压泵、有飞轮的压缩机、冲床171920264转矩变化和冲击载荷中等，如织布机、谁比较班级、拖拉机
25、192124285转矩变化和冲击载荷大，如造纸机、挖掘机、起重机、碎石机232528326转矩变化大并有极强冲击载荷，如压延机、无飞轮的活塞泵、重型初压轧机3133364030参考表37得AK17则TKTACA17477531081175MN从GB/T58432003中查得凸缘联轴器GYS1符合要求，可用。35丝杠轴承的选择351丝杠上端轴承选用如图33，丝杠上端的轴承被用来连接丝杠和导轨。轴承主要用来承受径向载荷，轴向载荷很小。因此我们可以选用深沟轴承。根据丝杠末端轴的直径，我们选用的深沟轴承型号为6004。图33丝杠上端轴承连接352丝杠下端轴承选用如图34，丝杠的下端主要用来承受来着工作
26、平台和丝杠重力的载荷，相比之下，径向载荷很小。因此我们选用角接触球轴承。根据丝杠末端的直径，我们选用角接触球轴承的型号为7204B。轴承寿命计算以小时数表示的轴承基本额定寿命HL为60106PCNLH（35）31图34丝杠上端轴承连接式中，HL为轴承的基本额定寿命，C为轴承所能承受的载荷，P为轴承所受到的载荷。式中的指数我们取3。查表GB/T2921994,可知，型号为7204B的角接触球轴承的额定载荷C14KN。丝杠所受到的载荷P计算如下丝杠所受载荷丝杠重量平台重量/4平台重量（假设取最大值）GVG铁11101085740335024N丝杠重量GVG铁22101058731320032328
27、N则412GGP1584N已知丝杠的最大转速为300MIN/R，将已知数据代入公式35，得60106PCNLH3615841400030060103835713H36平台结构设计及平台交流电机的选用平台是一个正方形的版面，几何尺寸为400MM400MM20MM，如图35。台面的正中间有一个直径为57MM的孔，在孔的周围有四个螺孔，用来固定平台上面的电机，保证其在工作时的稳定和定位。在平台上表面的四个角上有四个球铰链，分别用连杆连接到四个支线导轨丝杠上的连接装置。平台下面是一个变速箱，用螺钉固定在平台下平面上。电机轴通过平台中间32的孔伸进变速箱内，轴的末端连接直齿锥齿轮，并把运动传递到输出轴上
28、。平台下平面上有一个轴承套，用螺钉固定在平台下平面上。它的功能是用来定位轴承，便于平台的制作和整机的装卸。图35平台构造这里的电机的主要功能就是带动抛光轮转动的电机，由于抛光所需要的动力不大，同时考虑到变速箱的传递过程中所产生的阻力，本课题就选用沈阳微电机厂生产的微型三相异步电动机，型号为YTZ6332。以下是电机的运行条件1）海拔不超过1000M；2）周围介质温度不应超过40；3）周围空气的相对湿度不大于85；4）在无爆炸，且无足以腐蚀金属和破坏绝缘的尘埃的地方。电机的主要技术参数如下38所示表38电机的技术参数型号功率转速（转/分）电压（V）频率电流（A）效率（）因数启动转矩最大转矩额定电
29、流重量KGYTZ6332550W27803805014745081222466837变速箱齿轮设计371参数设计33变速箱齿轮传动形式为一对大小相同的直齿锥齿传动，它的设计目的是改变输出轴方向，同时传递力矩和功率，但是并不需要改变输出轴的速度，因此只需设计两个完全相同锥齿。这对锥齿传动中，两轴之间的交角90，参考图36。图36锥齿传动由表1011选择齿轮的材料为45钢（调制），其硬度为250HBS。我们取锥齿的压力角为20，齿顶高系数AH10，顶隙系数C02。表39锥齿轮标准模数系列（摘自GB/T123681990）MM1112512513751517522252527533253537544
30、555566578910参考表39，我们取锥齿的模数M5，取齿数Z21。由于传动比12I1，得出分锥角1245齿顶高AHAHM1055MM齿根高MCHHAF（1002）56MM分度圆直径MZDD21521105MM齿顶圆直径COS221AAAAHDDDD10525COS45112MM齿根圆直径COS221FFFFHDDDD10526COS45965MM锥距2/2221ZZMR5212/27424MM齿根角RHFF/TAN6/74240081顶锥角FA454624962根锥角FF45462403834顶隙MCC0251分度圆齿厚2/MS785当量齿数COS/ZZV2122969齿宽3/RB742
31、5/32475取齿宽B20MM已知电机的功率为P550W/H，电机稳定转动时的转速为N2780R/MIN，由PTN可以得出电机稳定运行时受到的阻力扭矩TP/N2780R/MIN550W/H187MN又已知锥齿轮的平均分度直径MD9086MM，则齿轮的平均分度圆处受到的力TF412N。锥齿轮传动的齿宽系数RBR/20/7425027平均模数501RMMM5（105027）4325当量齿数COSZZVCOS45212969取VZ30齿轮精度选择表310各类机械所用的齿轮传动的精度等级范围机器名称精度等级机器名称精度等级汽轮机36拖拉机68金属切削机床38通用减速器68航空发动机48锻压机床69轻型
32、汽车58起重机710载重汽车79农业机械811参考表310可以选择锥齿轮的精度等级为7级。372齿根弯曲疲劳强度计算直齿锥齿轮的弯曲疲劳强度可以近似地按平均分度圆处得当量圆柱齿轮进行计算，则35FMSAFATFBMYYKF（36）直齿锥齿轮的载荷系数KKKKKVA（37）其中使用系数AK查表1021得AK10动载荷系数VK查图1081得VK119齿间载荷分配系数HK可取为1。齿间向载荷系数BEHHKK51，其中BEHK是轴承系数。参考表310可以取BEHK125表311轴承系数BEHK应用小轮和大轮的支承两者都是两端支承一个两端支承一个悬臂两者都是悬臂飞机车辆工业用、船舶用1001101251
33、001101251101251,50将上面的数据代入公式36中，得KKKKKVA10119112514875齿形系数及应力校正系数FAY、SAY可以按当量齿数VZ查表1051，得FAY252SAY1625将公式501RMMM代入式35中，得501FRSAFATFBMYYKF（38）引入式2121UDR，变化后得3621212121UMZUDRBRRR将公式11501222ZMTZMTDTFRMMT代入公式37，得3221215014FSAFARRYYUZKTM39由图1020（C）1查得齿轮的弯曲疲劳强度极限F400MPA式中2221DDU2D将已知数据代入公式38中，得04524006251
34、522110522127050127087147851453222对比发现，齿面接触疲劳强度计算的模数M大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，所以设计可用。38变速箱输出轴设计381输出轴结构设计首先拟定输出轴的装配方案，如图37。图37变速箱输出轴安装初步选用滚动轴承因轴承主要承受径向载荷，同时受到少量轴向载荷，故选用角接触球轴承。参照轴的直径，我们选择型号为7204B的轴承。为了满足左侧轴承的轴向定位要求，在轴承右端需制出一个轴肩，轴承段的37直径1D20MM，取轴肩段的直径2D24MM；轴承左端用法兰盘固定。齿轮段为了满足左侧的定位要求，通过减小直径来制出一个轴肩，3D20MM，固定齿轮的左
35、侧。同时，在齿轮的右侧用挡圈定位。挡圈的右端定位在右轴承的左端，同时右轴承的轴端用轴端挡圈定位。根据变速箱的尺寸，我们确定轴承端段的长度为1L17MM，轴肩段长度2L1308MM，右侧段程度3L178MM。齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。平键的截面HBMMMM63，键槽用键槽铣刀加工，长为15MM。同时为了保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为67NH。轴承与轴的周向定位用过度配合，此处选轴的直径尺寸公差为M6。轴上各轴端和轴肩处都用452的倒角。382轴上载荷的计算假设齿轮传动的效率096，则PP输出0550960528KW又MIN/30021RNN于是3002850
36、955000095500002NPT输出输出16808MMN已知轴上齿轮的分度直径为ZMDMM432521908MM而8901680822MTDTF输出37022NNTRFFTAN37022TAN201347N其中，TF为圆周力，RF为径向力。383轴的工艺设计选用轴的材料为45钢，加工前先要进行调制处理，以防止轴在车削加工过程中弯曲变形。调制温度控制在210230摄氏度。选取的原料轴长340MM，直38径24MM。如图36，以轴肩的右端为基准。先用车床夹住左端，对好刀以后先轴向进刀2MM，从轴的右端向左进刀178MM。接着在车床上调转轴，夹住右端，对刀至基准，向左进刀1308MM，轴向进刀2
37、MM，再向左进刀至轴端。用铣床切割过长的轴端，倒角。39铰链连接的设计这本课题设计的抛光机构中，铰链机构位于平台与导轨之间，用来传递动力和保持平台状态。为了保证平台运动的精确性，尽量减小传递误差，我们选用球铰链连接。铰链的一端被连在导轨丝杠上的连接装置上，以下简称丝杠滑块，如图38。图38丝杠滑块铰链的另一端被固定在平台对称的四个角上，与平台相连，如图39。39图39平台4结论并联式抛光机是一种灵活、实用、高精度的新型抛光机构。塔具有精度高、惯性小、承载能力高、运动反解模型简单、刚度高、便于操作等优点。本文以并联抛光机为设计构思，对如何实现整个机构设计，提高机构的安全性、稳定性做了充足的准备。
38、在设计过程中，有以下几点收获3在STEWERT平台实现的基础上，运用丝杠的转动替代了可伸缩的铰链机构。龙门架的运用很好地解决了整体机构的稳定性和可靠性，为机床提供了足够的运动空间，满足了并联抛光机床的转角需求。4球铰链的运用很好地弥补了平台转动时产生的角度补偿，同时又具有较高的精度，减少了零部件之间的间隙，提高了平台运动的准确性和加工的精确性。5龙门架的运用不但大大提高了整体机构的刚度，而且根据其定位尺寸和平台的转角需求，可以确定丝杠的行程。6通过并联抛光机床部件的力学分析，得出了适合该工作情况下各个零部件型号，直观地显示了并联机床各个零件在运动时的相对位置关系。课题中还存在着一些需要继续深入
39、研究的问题（1）并联抛光机床的结构设计并没有考虑外部控制电路的设计，还有在整40个机构的运动过程中，有一些特殊的运动规则需要在控制电路中注意，如几个导轨运动时应注意几何运动的约束，单个导轨的运动有可能导致机械碰撞，损坏整个机构的中心部分。（2）并联抛光机床在工作中会产生大量的热量，因此对于整个抛光机床在工作室结构变形对精度的影响不可忽略，还需要进一步分析研究。参考文献1濮良贵，纪名刚机械设计M高等教育出版社,200652胡涛3PRS并联气囊抛光机床的设计与研究D哈尔滨工业大学200901073孙勇一种6自由度的混联运动抛光机P中国专利CN2009100449861200906244孙勇9自由度
40、混联运动抛光机P中国专利CN200910044988041200906245王彦斌五自由度混联研抛机床的运动学分析与插补控制D吉林大学200703276雷源忠我国机械工程领域研究进展与展望J中国科学基金，2009,15057赵兴科，王中，郑玉峰，等抛光技术的现状J表面技术，2000,028张国斌多自由度抛光系统柔性抛光头姿态控制策略研究D浙江工业大学200901129张佳丽发动机叶片五坐标数控抛光机总体设计与研究D西北工业大学200710李长河，蔡光起并联机床发展与国内外研究现状J青岛理工大学学报，2008，290111鲜鸿雄，李绣峰，邓锦炽，等并联运动机床现状与关键技术研究综述J机床与液压，
41、2010,380112张署，UHEISEL并联运动机床M北京机械工业出版社，200313赵永生，郑魁敬，李秦川，等5UPS/PRPU5自由度并联机床运动学分析J机械工程学报，2004，400214邵传伟机床需求分析报告R北京伊贝格技术有限公司2009020315李金泉，丁洪生，付铁，等并联机床的历史、现状及展望J机床与液压，2003，0316李艳，王勇，陈正洪，等并联机器人智能控制研究现状J机床与液压，2008，361217何景峰，谢文建，韩俊伟六自由度并联机器人输出解耦控制J机械工程学报，2004，401118边玉超自由曲线曲面CNC插补技术的研究D北京化工大学200419于淼，赵继，张代治
42、，等混联虚拟轴研抛机床的多柔体动力学研究J机械科学与技术，2004，230620陈修龙，邓昱，赵永生五自由度并联机床虚拟样机建模与仿真J农业机械学报，2008，390121杨志永，黄田，梅江平，等基于全域优化的高速并联机械手控制器参数整定J机械工程学报，2006，4294222JONGWONKIM,CHONGWOOPARK,WOKKWANBAE,ETALPARALLELPARALLELMECHANISMFORMULTIMACHININGTYPEMACHININGCENTERUS,006135683APOCT24,200023STEVETCHARLES,ROBERTSSTOUGHTONPARAL
43、LELMECHANISMUS6330837B1PDEC18,200124JONGWONKIM,CHONGWOOPARK,JAECHULHWANG,ETALPARALLELMECHANISMSTRUCTUREFORCONTROLLINGTHREEDIMENSIONALPOSITIONANDORIENTATIONUS006503033B1PJAN7,200325SEKYONGSONG,DONGSOOKWONSIXDEGREESOFFREEDOMPARALLELMECHANISMFORMICROPOSITIONINGWORKUS006477912B2PNOV12,200226HIROMICHIOTA
44、THREEDEGREEOFFREEDOMPARALLELMECHANISM,MULTIAXISCONTROLMACHINETOOLUSINGTHEMECHANISMANDCONTROLMETHODFORTHEMECHANISMUS20070248428A1POCT25,200727SHAMBHUNATHROY,MICHAELMERZPARALLELKINEMATICSMECHANISMWITHACONCENTRICSPHERICALJOINTUS006497548B1PDEC24,200228MICHAELMERZ,SHAMBHUNATHROYPARALLELROBOTUS2006024589
45、4A1PNOV2,200629BARRYEPPLER,RONALDKKERSCHNER,MARTINCSHIPLEYIMAGEBASEDINSPECTIONSYSTEMINCLUDINGPOSITIONINGCOMPENSATIONFORNONPLANARTARGETSUS006628746B2PSEP30200330ZHUZHENQI,CUIHONGLIANGSIXDEGREEDOMOFFREEDOMPRECISIONMEASURINGSYSTEMUS007040033B2PMAY9,200631DANIELTWALLACE,SCHRISTOPHERANDERSON,SCOTTMANZOPLATFORMLINKWRISTMECHANISMUS007066926B2PJUN27,2006
