机械毕业设计（论文）-数控铣床主传动系统的设计【全套图纸】.pdf

哈尔滨石油学院本科生毕业设计（论文） - i - 摘 要 近年来数控铣床向着高速，高精度、高可靠性、智能化、灵活化、集成化趋 势发展的越来越明显。本设计首先介绍了数控铣床主传动系统在国内外发展概 况、数控铣床的特点以及数控铣床的分类和应用范围。在分析和调研了数控铣床 主传动系统发展的基础上，提出了对数控铣床主传动系统包括电动机、传动系统 和主轴部件的总体设计概括,简要的对数控铣床主传动系统在主轴支承结构和主轴 的变速等方面提出了几种可行方法。随后通过具体计算设计出数控铣床主传动系 统二级齿轮变速部分的结构，并对该结构中的各轴和各齿轮进行了校核，对系统 中的主要组件也进行了强度校核。经计算得出该主传动变速机构满足设计要求， 变速箱各部分组件也满足强度要求。为了使拨叉工作时减小磨损，本设计将拨叉 设计成自动脱离滑移齿轮的拨叉。 关键词：数控铣床；主传动；变速箱；主轴；齿轮 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 哈尔滨石油学院本科生毕业设计（论文） - i - abstract with the development of numerical control milling machine recently, the tendency goes on high speed, high accuracy, high dependability, intelligibility, flexibility and integration. the development tendency, characters, classification and application of the overseas and our country of the spindle structure design on the numerical control milling machine are introduced. the determination of the main spindle structure and the characters of the spindle structure design are introduced on the numerical control milling machine. through a concrete calculate, the partial structure of the second degree axis shifting speed is designed. and strength checking for the axis and gears in the structure system is made. after the calculation, the structure of major dynamic and all of the every part of shifting speed case satisfy the request. the design make an automatic tool to escape from slippery gear in order to reduce attrition. key words：numerical control milling machine；main transmission；gearshift； spindle；gearwhee 哈尔滨石油学院本科生毕业设计（论文） - ii - 目 录 第第 1 章章 概述概述 . 1 1.1 数控机床的发展 1 1.2 数控铣床的特点 2 1.3 铣床的分类及应用范围 3 1.4 铣床的主传动系统方案论证 3 第第 2 章章 数控铣床的主传动参数计算数控铣床的主传动参数计算 6 2.1 电动机的选择 6 2.2 确定传动机构的公比 6 2.3 分配各级传动比 7 2.4 计算各轴 7 2.5 本章小结 8 第第 3 章章 数控铣床主传动齿轮的结构设计数控铣床主传动齿轮的结构设计 9 3.1 高速轴齿轮的设计计算 9 3.2 传动轴齿轮的设计 . 11 3.3 校核主轴上小齿轮 . 15 3.4 本章小结 . 17 第第 4 章章 数控铣床主传动系统轴的结构设计数控铣床主传动系统轴的结构设计 . 18 4.1 高速轴的设计计算 . 18 4.2 传动轴的结构设计 . 20 4.3 主轴的结构设计 . 21 4.4 本章小结 . 25 第第 5 章章 数控铣床主传动轴的校核计算数控铣床主传动轴的校核计算 . 26 5.1 高速轴的校核 . 26 5.2 传动轴的校核 . 27 5.3 主轴的校核 . 29 5.4 本章小结 . 33 哈尔滨石油学院本科生毕业设计（论文） - iii - 第第 6 章章 数控铣床主传动部件的计算数控铣床主传动部件的计算 . 34 6.1 轴承的校核计算 34 6.2 拨叉的设计简介 37 6.3 润滑与密封 37 6.4 本章小结 38 结结 论论 39 参考文献参考文献 40 致致 谢谢 41 附附 录录 42 哈尔滨石油学院本科生毕业设计（论文） - 1 - 第1章 概述 1.1 数控机床的发展 1.1.1 数控机床的发展简况 1952 年，美国研制成功第一台数控机床。随着电子技术、计算机技术、自动 控制和精密测量等相关技术的发展，数控机床也在不断的更新换代，先后经历了 5 个发展阶段。 第一代数控：19521959 年采用电子管原件构成的专用数控装置（nc） ，其 体积大、价格高、可靠性低。 第二代数控：从 1959 年开始采用晶体管电路的 nc，虽然可靠性有所提高、 体积大为缩小，但可靠性还是相对较低。 第三代数控：从 1965 年起采用中小规模集成电路的 nc 系统。不仅大大缩小 了体积，可靠性也得到实质性的提高。 第四代数控：1970 年采用大规模集成电路的小型通用电子计算机控制系统 （cnc） 。 第五代数控：从 1974 年开始用微型电子计算机控制的系统（mnc） 。 近年来，微电子和计算机技术日益成熟，它的成果正在不断渗透到机械制造 的各个领域，先后出现了计算机直接数控（dnc） ，柔性制造技术（fms）和计 算机集成制造系统（cims） 。所有这些高级的自动化生产系统均是以数控机床为 基础，它们代表着数控机床今后的发展趋势。 1.1.2 我国数控机床的发展简介 从 20 世纪 50 年代末，我国就开始研究数控技术，开发数控产品，经过多年 不断地调整、优化、重组和开拓，我国数控产业通过自行研究、引进合作、独立 开发和推进产业化进程，已经取得重大突破基本上掌握了关键技术，建立了数控 开发、生产基地，培养了一批数控人才，初步形成了自己的数控产业。“八五”攻 关开发的成果华中号、中华号、航天号、和蓝天号 4 种基本系统建立了 具有中国自主版权的数控技术平台。具有中国特色的经济型数控系统经过这些年 的发展，有了较大的改观，产品的性能和可靠性有了较大的提高，逐步被用户认 可，在市场上站住了脚跟。 从 20 世纪 80 年代以来，我国对数控机床的发展十分重视，经历了“六五”、 “七五”期间的消化吸收、引进技术和“八五”期间科技攻关开发自主版权数控系统 两个阶段，已为数控机床的产业化奠定了良好的基础，并取得长足进步。“九五” 哈尔滨石油学院本科生毕业设计（论文） - 2 - 期间数控机床发展已进入实现产业化阶段。数控机床新开发品种 300 个，已有一 定的覆盖面。新开发的国产数控机床产品提供了一批高水平数控机床，在技术上 也取得了突破，如高速主轴制造技术（1200018000r/min） 、快速进给 （60m/min） 、快速换刀（1.5s） 、柔性制造、快速成型制造技术等为下一步国产数 控机床的发展奠定了基础。曾长期困扰我国、并受到西方国家封锁的多坐标联动 技术对我国已不再是难题，0.1m 当量的超精密数控系统、数控仿形系统、非圆 齿轮加工系统、高速进给数控系统、实时多任务操作系统都已研制成功，尤其是 基于 pc 机的开放式智能化系统，可实现多轴控制，具备联网进线等功能，既可 作为独立产品，又是一代开放式的开发平台，为机床厂和软件开发商二次开发创 造了条件。特别重要的事，我国数控系统的可靠性已有很大提高，mpbf 值可以 在 15000h 以上。同时大部分数控机床配套产品已能国内生产，自我配套率超过 60%。这些成果为我国数控系统的自行开发和生产奠定了基础。 1.2 数控铣床的特点 (1)高柔性 数控铣床最大的特点是高柔性，即可变性。所谓“柔性”既是灵活、通用、万 能，可以适应加工不同形状的工件。数控铣床一般都能完成钻孔、镗孔、铣平 面、铣斜面、铣槽、铣曲面、攻螺纹等加工，而且一般情况下，可在一次装夹中 完成所需的加工工序。 (2)高适应性 在机械加工中，经常遇到各种平面轮廓和立体轮廓的零件，如凸轮、模具、 叶片、螺旋桨等。其母线形状除直线和圆弧外，还有各种曲线。由于各种零件的 型面复杂，需要多坐标轴联动加工，用普通机床手动加工基本上不可能生产出合 格产品。因此采用数控铣床加工的优势就特别明显。 (3)高精度 目前数控装置的脉冲当量一般为 0.001mm，高精度的数控系统可达 0.0001mm。因此一般情况下，绝对能保证工件的加工精度。另外，数控加工还可 避免工人操作引起的误差，一批加工零件尺寸的同一性好，产品质量能得到保 证。 (4)高效率 数控机床的高效率主要是由数控机床的高柔性带来的。如数控铣床一般不需 要使用专用夹具和工艺装备。在更换工件时，只需调用存储于计算机中的加工程 序、装夹工件和调整刀具数据即可。可大大缩短生产周期。更主要的是数控铣床 的万能性带来的高效率，如一般数控铣床都具有铣床、镗床和钻床的功能，工序 高度集中，提高了劳动生产率，并减少了工件的装夹误差。另外，数控铣床的主 轴转速和进给量都是无级变速的，有利于选择最佳切削用量。数控机床都有快 哈尔滨石油学院本科生毕业设计（论文） - 3 - 进、快退、快速定位功能，可大大减少机动时间。 (5)减轻了操作者的劳动的强度 数控铣床对零件加工是按事先编好的程序自动完成的。操作者除了操作键 盘、装卸工件、中间测量及观察机床运行外，不需进行频繁的重复性的手工操 作，大大减轻了劳动强度。 1.3 铣床的分类及应用范围 数控铣床的分类与通用机床类似，通常分为三大类：立式数控铣床、卧式数 控铣床和立卧两用数控铣床。 数控铣床的加工应用范围很广泛，主要包括三大类：平面轮廓加工、曲面轮 廓加工和孔加工。 1.4 铣床的主传动系统方案论证 为满足高速、高精度的加工要求，现代数控机床主传动中采用了如下结构和 设计： (1)数控机床主传动采用直流或交流电动机无级调速 直流主轴电动机无级调速 直流主轴电动机是采用调压和调磁方式来得到主 轴所需的转速。一般直流电动机恒转速调速范围与恒功率调速范围为 1:21:3， 其中恒功率调速范围较大。直流电机的调速范围和性能可满足一些数控机床的要 求，因此早期应用较多。但是，直流电机采用改变激磁电流来达到进一步调速 时，若激磁电流太大，电刷将产生火花，因而限制了电机的最高转速和调速范 围。 交流主轴电动机调速 交流电动机一般为鼠笼式感应电机结构，其体积小， 转动惯性小，动态响应快。无电刷，因而最高转速不受火花限制。采用全封闭结 构，可保证高转速和超载能力，有很宽的调速范围，因此应用越来越广泛。 (2) 采用主轴和电机一体化设计 对于高速和超高速数控机床主传动，一般采用两种设计方式：一种是采用联 轴器将机床主轴和电机轴串接成一体；另一种是将电机与主轴合为一体，制成内 装式电主轴，以实现无任何中间环节的直接驱动，并通过增加循环水冷却方式来 减少发热。所以，主轴高速化的实现是电动机控制技术、轴承技术、冷却润滑技 术集成体现。 (3)主传动系统变速方式 为适应不同加工要求，目前主传动系统主要有三种变速方式。 二级以上齿轮变速系统 变速装置多采用齿轮变速结构。图 1- 1（a）是使用 滑移齿轮实现二级变速的主传动系统。优点是能满足各种切削运动的转矩输出且 哈尔滨石油学院本科生毕业设计（论文） - 4 - 有大范围的调速能力，但结构复杂需要增加润滑及温控装置,成本较高。 一级带传动变速方式 目前多采用同步齿形带传动装置，如图 1- 1（b）所 示，其优点是结构简单，安装调试方便，且在一定条件下能满足转速与转矩输出 要求。但系统的调速范围受电动机约束。这种传动方式可避免齿轮传动时的震动 和噪声，适用低转矩特性要求的主轴。 调速电动机直接驱动方式 如图 1- 1（c）所示，优点是结构紧凑，占用空间 少，转换频率高，但主轴转速变化及转矩的输出和电动机的输出特性完全一致， 电动机的发热对主轴的精度影响大，因此使用受限。 图 1-1 主传动系统图 (4)主传动系统主轴的支承结构 目前数控铣床主轴轴承配置主要形式有 3 种： 图 1-2 主传动系统主轴的支承结构 哈尔滨石油学院本科生毕业设计（论文） - 5 - 前、后支承采用不同轴承 图 1- 2（a）所示为数控机床前支承采用双列短圆 柱滚子轴承和 600 角接触双列向心推力球轴承，后支承采用成对向心推力球轴 承。此种结构普遍应用于各种数控机床,其综合刚度高可满足强力切削要求。 前支承采用多个高精度向心推力球轴承 图 1- 2（b）所示为前支承采用多个 高精度向心推力球轴承,这种配置具有良好的高速性能,但它的承载能力较小适用 于高速轻载和精密数控机床。 前、后支承采用单列和双列圆锥滚子轴承 图 1- 2（c）为前支承采用双列圆 锥滚子轴承，后支承为单列圆锥滚子轴承，其径向和轴向钢度很高，能承受重载 荷。但它限制了主轴最高转速，因此适用于中等精度、低速和重载数控机床。 (5)主轴准停装置 在数控铣床上由于需要进行自动换刀，要求主轴每次停在一个固定准确的位 置上，以保证换刀时主轴上的端面键能对准刀夹上的键槽，同时使每次装刀时刀 夹与主轴的相对位置不变，提高刀具的重复安装精度，从而提高孔加工时孔径的 一致性。准停装置分机械式和电气式。机械准停装置比较准确可靠，但结构较复 杂。现代数控机床一般采用电气式主轴准停装置，利用磁力传感器检测定位。只 要数控系统发出指令信号，主轴就可以准确的定位。 (6)主轴主要结构参数 主轴的主要结构参数有：主轴前、后轴颈 d1 和 d2，主轴内孔直径 d，主轴 前端悬伸量 a 和主轴主要支撑间的跨距 l。这些参数直接影响 (7)设计思路主轴旋转精度和主轴刚度。 设计中首先对数控铣床主传动工艺方案进行制定、分析和论证，经过对比后 确定最为可行的方案，接下来对所选方案展开设计计算。通过题目给定电动机的 额定功率和变速箱公比来分配传动比、计算传动系统的运动参数和动力参数，而 后根据传动比和转矩设计轴上的齿轮，又根据功率和转速设计出轴的结构及其它 部件。为了保证工作过程的安全可靠，还要对传动系统的大部分部件进行强度校 核计算。 哈尔滨石油学院本科生毕业设计（论文） - 6 - 第2章 数控铣床的主传动参数计算 2.1 电动机的选择 题目给定电动机的额定功率为 15kw，又由于该数控铣床主轴变速属于无级 变速系统。由此选择 ytsp 系列 ytsp180m- 4 型变频调速三相异步电动机。 p额定=15 kw。 电动机主要技术数据。型号为 ytsp180m- 4,额定功率为 15kw,额定转速为 1500，最大转矩 2.5。 2.2 确定传动机构的公比 机床主轴的计算转速： 0.3 0.3 max min min 4500 75256 75 j n nn n = r/min 主轴恒功率调速范围： dp r = max 4500 17.6 256 j n n = 电动机恒功率调速范围： dp r = 4500 3 1500 = 因为题目中给定变速箱的公比z=2， lg lg17.6 lg0.62 2 np f r z j = 所以4 f j ，又因为 f jrdp，此时变速箱每档内都有部分低转速只能恒转 矩变速，主传动系统功率特性图出现“缺口”。在“缺口”范围内的转速时电动机的 输出功率达不到其额定功率 d p ，“缺口”宽度d= 4 1.33 3 dp r j =，恒功率区保留一 定“缺口”宽度在实际中经常采用，但d值不应过大，以避免降低机床使用性能或 必须选用较大的电动机功率。通常中型机床d1.41。 “缺口”处的功率：p= 3 15 11.25 4 dpm f rp j =kw 哈尔滨石油学院本科生毕业设计（论文） - 7 - 图-1 主传动系统原理图 2.3 分配各级传动比 传动装置的传动比： 1500 1 1500 m w n i n = 总 ，即 12 1iiix= = 总 因为 1 i 为单级减速，所以 1 i 46 取 1 i =2 则 2 i =0.5 所以 3 3 4500 2562 2 i i = 即 3 i =2 2.4 计算各轴 2.4.1 各轴的转速的动力参数 1 n = n电=1500r/min 2 n = 1 1500 750 2 n i = 电 r/min 3 n =256 j n =r/min 2.4.2 各轴的功率 查机械设计手册，效率取 联轴器=0.99， 齿轮=0.98， 轴承=0.99。电动 机的输出功率为 15kw 轴： 10 15 0.9914.85pp h= 联轴器 kw 轴： 22 21 14.85 0.990.9814.3pp hh= 轴承齿轮 kw 轴： 3 p =“缺口”处的功率，即 3 p =11.25kw 2.4.3 各轴的转矩 0 15 9550955095.5 1500 m m p t n = 电动机 电机轴 传动轴 主 轴 n 哈尔滨石油学院本科生毕业设计（论文） - 8 - 10 95.5 0.9994.5tt h= 联轴器 22 211 94.5 2 0.990.98181.6tt i hh= 轴承齿轮 nm 22 233 181.6 0.5 0.990.9887.2tt i hh= 升速轴承齿轮 nm 2.5 本章小结 本章对数控铣床主传动系统运动参数和动力参数进行计算。确定了电动机的 主要参数，分配了变速箱的传动比，并计算出各轴的转速和转矩。 哈尔滨石油学院本科生毕业设计（论文） - 9 - 第3章 数控铣床主传动齿轮的结构设计 3.1 高速轴齿轮的设计计算 3.1.1 选定齿轮的类型 (1)按传动方案选用直齿圆柱齿轮传动 (2)因传递功率不大故大小齿轮都选用软齿面，小齿轮 45 钢（调质） ，硬度为 240hbs，大齿轮 45 钢（常化）硬度 200hbs (3)选齿轮精度等级为 6 级精度 (4)选 1 z=30 ,则 211 30 260zzi= (5)因为选用闭式软齿面传动，所以采用接触疲劳强度设计，弯曲疲劳强度校 核 3.1.2 按齿面接触强度设计 1t d 2 1 3 21 he h kt uz z dufs (3- 1) 确定公式内的各参数数值 (1)试选载荷系数 t k =1.22.0 估取1.2 t k = (2)计算小齿轮名义转矩 10 95.5 0.9994.5tt h= 联轴器 nm (3)由参考文献17查表 12- 14 选取齿宽系数df=0.5 (4)确定节点区域系数 h z =2.5 （20a = o） (5)由参考文献17查表 12- 12 得材料的弹性系数 e z =189.8 mpa (6)由参考文献17查图 12- 20 和 12- 21 得 lim1lim2 lim1lim2 590mpa480mpa 450mpa390mpa hh ff ss ss = = (7)确定应力循环次数 () 9 11 6060 1500 12 8 300 104.32 10 h nn kt= 9 9 1 2 1 4.32 10 2.16 10 2 n n i = (8)由参考文献17查图 12- 22 得弯曲强度寿命 12 1,1 nn zz= (9)计算许用应力 取失效概率为 1%，接触强度最小安全系数1 h s= 哈尔滨石油学院本科生毕业设计（论文） - 10 - lim11 1 590 1 590mpa 1 hn h h z s s s = lim11 1 590 1 590mpa 1 hn h h z s s s = 计算齿轮参数 试算小齿轮分度圆直径 1t d lim11 1 590 1 590mpa 1 hn h h z x s s s = 计算圆周速度 11 3.14 87.28 1500 6.85m/s 60 100060000 t t d n v p = 计算载荷系数 由参考文献17查表 12- 9 得使用系数 a k =1 因为大齿轮和小齿轮均为直齿，所以1 hafa kk= 由参考文献17查图 12- 24 和 12- 25 得 1.130.08 sm kk bb = 所以1.130.081.21 hfsm kkkk bbbb =+=+= 2 11 2 2 1 1001 v t a kz vu kk f u k b = + + (3- 2) 式中 t b 和 t f 由下式得 1 1 1 0.5 87.2843.64mm 22 94500 2165.44n 87.28 tt t t bd d t f d f= = = 12 kk由参考文献17查表 12- 10 确定 12 14.940.0193kk= 所以 14.9430 6.854 10.01931.59 2165.44 10014 1 43.64 v k = + + 故载荷系数 1 1.59 1 1.211.923 avhh kk k kk ab = 按实际载荷系数校正小齿轮分度圆直径 1 d 3 3 1 1.923 87.28102.14mm 1.2 t t k d k = 确定主要几何参数和尺寸 确定齿轮模数 102.14 3.4 30 m =，将模数圆整为标准值 4m = 哈尔滨石油学院本科生毕业设计（论文） - 11 - 计算分度圆直径 11 22 4 30120mm 4 60240mm dm z dmz = = = = 计算中心距 ()() 12 43060 180mm 22 m zz a + = 计算齿宽 1 0.5 12060mmbd df= = 取 12 3 60180mm60mmbb= = 求作用在齿轮上的力 1 1 22 94500 1575n 120 tan1575 tan20573.25n t rt t f d ffa = = o 3.1.3 按齿根弯曲疲劳强度校核 1 1 2 ffasa kt y y bd m s = fs (3- 3) 确定公式内的各参数值 (1)查取齿形系数和应力校正系数 由参考文献17表 12- 13 查得 11 22 2.521.625 2.281.73 fasa fasa yy yy = = (2)由参考文献17查图，取弯曲疲劳强度寿命系数 12 1 nn yy= (3)计算抗弯疲劳许用应力 取抗弯疲劳安全系数1.4 f s = lim11 1 450 1 321.4mpa 1.4 fn f f y s s s = lim22 2 390 1 278.5mpa 1.4 fn f f y s s s = (4)校核计算 1 111 1 22 1.923 94500 2.52 1.62551.68 60 120 4 ffasa kt yy bd m s = 1 321.4mpa f s= 1 222 1 22 1.923 94500 2.28 1.7349.78 60 120 4 ffasa kt yy bd m s = 2 278.5mpa f s= 所以齿轮 1、2 满足弯曲疲劳强度 3.2 传动轴齿轮的设计 3.2.1 选定齿轮的类型 (1)由传动方案选用直齿圆柱齿轮传动 哈尔滨石油学院本科生毕业设计（论文） - 12 - (2)因机床传递功率不大，故大、小齿轮都选用软齿面。小齿轮材料45钢（调 质），硬度240hbs，大齿轮材料45钢（常化），硬度200hbs (3)选齿轮精度等级为6级精度 (4)选择小齿轮齿数 3 z =30 ,则 532 30 260zzi= (5)因选用闭式软齿面传动，故采用接触疲劳强度设计，弯曲疲劳强度校核 3.2.2 按齿面接触强度设计 3t d 2 2 3 21 he h kt uz z dufs (3- 4) 确定公式内的各参数数值 (1)选载荷系数 t k =1.22.0 估取1.2 t k = (2)计算主动轮传递的转矩 22 211 94.5 2 0.990.98181.6n mtt i hh= 轴承齿轮 (3)由参考文献17查表 12- 14 选取齿宽系数df=0.6 (4)确定节点区域系数 h z =2.5 （20a = o） (5)由参考文献17查表 12- 12 得弹性系数 e z =189.8 mpa (6)由参考文献17查图 12- 20 和 12- 21 得 lim1lim2 lim1lim2 590mpa480mpa 450mpa390mpa hh ff ss ss = = (7)确定应力循环次数 () 9 11 6060 750 12 8 300 102.16 10 h nn kt= 9 9 1 2 2 2.16 10 1.08 10 2 n n i = (8)由参考文献17查图 12- 22 得弯曲强度寿命系 35 11 nn zz= (9)计算许用应力 取失效概率为 1%，接触强度 最小安全系数 1 h s= lim33 3 590 1 590mpa 1 hn h h z s s s = lim55 5 480 1 480mpa 1 hn h h z s s s = 计算齿轮参数 (1)试算小齿轮分度圆直径 3t d 2 3 2 1.2 1816002 12.5 189.8 102.114mm 0.62480 + (2)计算圆周速度 哈尔滨石油学院本科生毕业设计（论文） - 13 - 33 3.14 102.114 750 4.008m/s 60 100060000 t t d n v p = (3)计算载荷系数 由参考文献17查表 12- 9 得使用系数 a k =1 因为大齿轮和小齿轮均为直齿 所以1 hafa kk= 由参考文献17查图 12- 24 和 12- 25 得 1.180.1 sm kk bb = 所以1.180.11.28 hfsm kkkk bbbb =+=+= 2 31 2 2 1 1001 v t a z vku kk f u k b = + + (3- 5) 式中 t b 和 t f 由下式得 3 2 3 0.6 102.11461.27mm 22 181600 3556.81n 102.114 tt t t bd d t f d f= = 12 kk由参考文献17查表 12- 10 确定 12 14.940.0193kk= 所以 14.9430 4.0084 10.01931.298 3556.81 10014 1 61.27 v k = + + 故载荷系数 1 1.298 1 1.281.66 avhh kk k kk ab = (4)按实际载荷系数校正小齿轮分度圆直径 3 d 3 3 3 1.66 102.114113.798mm 1.2 t t k d k = 确定主要几何参数和尺寸 (1)确定齿轮模数 113.798 3.79 30 m =，将模数圆整为标准值 4m = (2)计算分度圆直径 33 55 4 30120mm 4 60240mm dm z dmz = = = = (3)计算中心距 ()() 35 43060 180mm 22 m zz a + = (4)计算齿宽 3 0.6 12072mmbd df= = 取 35 77mm72mmbb= 求作用在齿轮上的力 作用在齿轮 2 上的力 哈尔滨石油学院本科生毕业设计（论文） - 14 - 2 2 22 181600 1513.33n 240 tan1513.33 tan20550.81n t rt t f d ffa = = o 作用在齿轮 3 上的力 2 3 22 181600 3026.67n 120 tan3026.67tan201101.62n t rt t f d ffa = = o 3.2.3 按齿根弯曲疲劳强度校核 2 3 2 ffasa kt y y bd m s = fs (3- 6) 确定公式内的各参数值: (1)查取齿形系数和应力校正系数 由参考文献17表 12- 13 查得 33 55 2.521.625 2.281.73 fasa fasa yy yy = = (2)由参考文献17查图 12- 23 取弯曲疲劳强度寿命系数 35 1 nn yy= (3)计算抗弯疲劳许用应力 取抗弯疲劳安全系数1.4 f s = lim33 3 450 1 321.4mpa 1.4 fn f f y s s s = lim55 5 390 1 278.5mpa 1.4 fn f f y s s s = (4)校核计算 2 333 3 22 1.66 181600 2.52 1.62571.48 72 120 4 ffasa kt yy bd m s = 3 321.4mpa f s= 2 555 5 22 1.66 181600 2.28 1.7368.86 72 120 4 ffasa kt yy bd m s = 5 278.5mpa f s= 所以齿轮 3、5 满足弯曲疲劳强度 3.2.4 确定齿轮的结构尺寸 因为传动轴上的齿轮是连接电机轴和主轴的重要部分，且主轴即可升速又可 降速，为满足设计要求使变速箱结构更加紧凑，将传动轴的齿轮设计为滑移齿 轮。 由参考文献16查得滑移齿轮的长 23k lbbb=+，取10mm k b =，所以 60 77 10147mml =+= 哈尔滨石油学院本科生毕业设计（论文） - 15 - 图 3-1 滑移齿轮 3.3 校核主轴上小齿轮 3.3.1 确定小齿轮的主要参数 确定主轴上小齿轮的材料、硬度及齿数 小齿轮选择 45 钢（调质）硬度为 240hbs 齿数 4 30z = 确定小齿轮的主要几何参数 4 4120600.5mdbdf= 3.3.2 按齿面接触疲劳强度校核 1 t hhe kf u z z bdu s + = hs (3- 7) 确定公式内各数值: (1)节点区域系数 () 2.520 h za= o (2)由参考文献17查表 12- 12 弹性系数 189.8 mpa e z = (3) 3 22 87200 1453.3n 120 t t f d = 升速 (4) avhh kk k kk ba = a k 由参考文献17查表 12- 9 得 1.1 a k = 哈尔滨石油学院本科生毕业设计（论文） - 16 - hsm kkk bbb =+ 由参考文献17查图 12- 24.25 得 1.130.08 sm kk bb = 所以1.130.081.21 hsm kkk bbb =+=+= 因为齿轮为直齿，所以1 hf kk aa = 式中v由式计算 3.14 120 1500 9.42m/s 60 100060000 d n v p = 2 4 1 2 2 1 1001 v t a z v ku kk f u k b = + + （3- 8） 14.9430 9.424 10.01932.466 1453.3 10014 1.1 60 v k = + + 1.1 2.466 1.21 13.282 avhh kk k kk ba = (5) limh s由参考文献17查图 12- 20 得 lim 590mpa h s= n z 由参考文献17查图 12- 22 得 1 n z= 取失效概率为 1%，接触强度最小安全系数1 h s= 13.282 1453.3 3 2.5 189.8473.03 60 1202 t hhe kf u z z bdu s + = 0.7 将使刚度急剧下降 因为30mmd = 75mmd = 所以 30 0.4 75 d d e =0.7 满足主轴的刚度要求 哈尔滨石油学院本科生毕业设计（论文） - 23 - 4.3.2 主轴结构的设计 求轴传递的转矩 22 223 181.6 2 0.990.98348.9n mtt i hh= = 降速轴承齿轮 22 233 181.6 0.5 0.990.9887.2n mtt i hh= 升速轴承齿轮 因为主轴上只能有一对齿轮同时齿和，因此校核时用作用力大的齿轮校核。 确定主轴的最小直径 (1)传递最大转矩 22 223 181.6 2 0.990.98348.9n mtt i hh= = 降速轴承齿轮 (2)初步估算主轴的最小直径 由参考文献17查表 14- 2 得 107a =118 3 p da n =（107118）3 11.25 38 256 = (4- 9) 考虑轴上键槽对轴的削弱作用，轴径需要加大 7%15%，且主轴为空心轴， 扭矩大，则取65mmd = (3)轴的结构设计 由参考文献17查表得0.07h =0.1 主轴的结构设计 1 处装轴承 1 65mmd = 1 107mml = 2 处装齿轮 21 70mmddh=+= 为保证套筒紧靠齿轮左端使齿轮轴向固定，使长度略小于齿宽。所以 2 58mml = 3 处轴向定位齿轮 32 76mmddh=+= 3 107mml = 4 处装齿轮 43 80mmddh=+= 4 70mml = 5 处装轴承 54 85mmddh=+= 5 116mml = 6 处主轴端 6 108mmd = 6 20mml = 图 4-3 主轴的结构 哈尔滨石油学院本科生毕业设计（论文） - 24 - 拟定轴上零件的装配方案，轴上的大部分零件包括齿轮、套筒、左端轴承和 轴承端盖依次由左端装配，仅右端轴承端盖由右端装配 轴上零件的周向固定 齿轮与轴的周向固定采用平键联接，为了保证齿轮与轴有良好的对中性，故 采用h7/r6的配合，滚动轴承与轴的配合为h7/k6 4.3.3 选择齿轮 4 与轴的键联接 选择键的类型和尺寸 (1)选择 a 型平键 (2)根据轴的直径 4 70mmd =，轮毂宽60mmb =由参考文献17查表 14- 5 得键 截面的尺寸为 20mm12mm50mmbhl= 校核键的挤压强度 2 p t dkl s= ps (4- 10) 确定式中各数值： (1) 12 6mm 22 h k = (2)因为选择的是平键连接，502030mmllb=- =-= (3)348.9n mt = (4)由参考文献17查得许用挤压应力 ps=（100120）mpa 22 348900 55.38mpa 70 6 30 p t dkl s = ps 4.3.4 选择齿轮 5 与轴的键联接 选择键的类型、尺寸 (1)选择 a 型平键 (2)根据轴的直径 5 80mmd =，轮毂宽72mmb =由参考文献17查表 14- 5 得键 的截面尺寸为 22mm14mm63mmbhl= 校核键的挤压强度 2 p t dkl s= ps (4- 11) 确定式中各数值： (1) 14 7mm 22 h k = (2)因为选择的是平键连接，63 2241mmllb=- =-= (3)348.9n mt = (4)由参考文献17查表 4- 6 得许用挤压应力 ps=（100120）mpa 哈尔滨石油学院本科生毕业设计（论文） - 25 - 22 348900 30.39mpa 80 741 p t dkl s = ps 4.4 本章小结 本章主要对数控铣床主传动变速箱内各轴进行结构设计，计算出轴的各段轴 径和长度，并选择出与轴配合的键且进行了强度校核。 哈尔滨石油学院本科生毕业设计（论文） - 26 - 第5章 数控铣床主传动轴的校核计算 5.1 高速轴的校核 5.1.1 轴的主要数据 轴选用 45 钢，调质处理 由参考文献17查表 14- 1 得 1 110 1 637mpa353mpa268mpa 155mpa216mpa98mpa 59mpa bs bb b sss tss s - -+ - = = = 5.1.2 计算支反力 水平面支反力： 1575 787.5n 22 t bhdh f ff= 垂直面支反力： 2 23 573.25 119 272.867n 119 131 573.25272.867300.383n r dv bvrdv fl f ll fff = + =-=-= 5.1.3 计算弯矩和转矩 (1)水平面弯矩图 h m 截面c处： 2 787.5 11993.713n m chbh mfl= (2)垂直弯矩图 v m 截面c左边: 1 2 300.383 11935.746n m cvbv mfl= (3)合成弯矩图截面c左边: ()() 11 22 22 93712.535745.577100.298n m cchcv mmm=+=+ 截面c右边: 12 100.298n m cc mm= (4)转矩图 转矩94.5n mt = 5.1.4 按弯扭合成应力校核轴的强度 由图可见截面c处的弯矩最大，校核该截面强度 截面c的当量弯矩： ()()() 222 2 100298.450.6 94500115.216n m ec mmta=+=+ 哈尔滨石油学院本科生毕业设计（论文） - 27 - 式中 1 0 59 0.6 98 b b s a s - = 333 115215.75 6.925mpa 0.10.1 55 32 eee e mmm dwd s p = (5- 1) 校核结果： e s 1 59mpa b s-=，截面c强度足够 5.2 传动轴的校核 5.2.1 轴的主要数据 轴选用 45 钢，调质处理 由参考文献17查表 14- 1 得 1 110 1 637mpa353mpa268mpa 155mpa216mpa98mpa 59mpa bs bb b sss tss s - -+ - = = = 5.2.2 按弯曲强度条件校核 (1)求支反力 0 a m= () 32 41588.588.578.50 byrr fff+-+= 550.81 167 1101.62 88.5 13.27n 415 by f - =- 0 b m= () 32 41578.52482480 ayrr fff-+= ()1101.6278.5248550.81 248 537.54n 415 ay f +- = (2)求剪力 ac 段 537.54n say ff= cd 段 3 564.08n sayr fff=-=- db 段 32 13.27n sayrr ffff=-+=- 哈尔滨石油学院本科生毕业设计（论文） - 28 - 图 5-1 高速轴的计算简图 (3)求弯矩 ac 段 88.547.572n m cay mf= cd 段 2483.291n m dby mf= - 哈尔滨石油学院本科生毕业设计（论文） - 29 - 图 5-2 传动轴的计算简图 (4)校核强度 max max z m w s= (5- 2) 确定式中各数值: max 47.572n m c mm= 3 3 0.1 32 z d wd p = maxmax max 33 47572.29 2.86mpa 0.10.1 55 z mm wd s= s 所以强度校核满足要求 5.3 主轴的校核 5.3.1 主轴的主要数据 主轴的主要数据 轴选用 45 钢，调质处理 由参考文献17查表 14- 1 得 哈尔滨石油学院本科生毕业设计（论文） - 30 - 1 110 1 637mpa353mpa268mpa 155mpa216mpa98mpa 59mpa bs bb b sss tss s - -+ - = = = 5.3.2 计算轴的支反力 水平面支反力： 2907.5 1453.75n 22 t bhdh f ff= 垂直面支反力： 2 23 1058.24 215.5 795.99n 215.571 1058.24795.99262.25n r dv bvrdv fl f ll fff = + =-=-= 5.3.3 计算轴的弯矩和转矩 (1)水平面弯矩图 h m 截面c处： 2 1453.75 215.5313.283n m chbh mfl= (2)垂直弯矩图 v m 截面c左边: 1 2 262.25 215.556.515n m cvbv mfl= 截面c右边: 2 3 795.99 7156.515n m cvd