8-X6132型万能卧式升降台铣床主轴变速系统
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x6132
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主轴
变速
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目 录 第 1 章 机床 的 规 格 及 用 途 . 1 第 2 章 运动 设 计 . 1 确定极限转 速 . 1 确定公 比 . 1 求出主轴转速级 数 . 1 确定结构网或结构 式 . 2 绘制转速 图 . 2 选用电动 机 . 2 确定传动轴的轴 数 . 2 绘制转速 图 . 3 转速 图 . 4 第 3 章 传动 零 件 的 初 步 计算 . 5 传动轴直径初 定 . 5 主轴轴颈直径的确 定 . 6 齿轮模数计 算 . 6 初算齿轮模 数 . 6 对各种限制的讨 论 . 7 其余验 证 . 8 核算主轴转速误 差 . 8 第 4 章 零件 的 验 算 . 9 第 2 变速组的验证计 算 . 9 小齿轮的弯曲强度验 算 . 9 大齿轮的接触强度验 算 . 10 传动轴的验证计 算 . 12 传动轴的载荷分 析 . 12 传动轴的 最 大挠度计 算 . 13 传动轴在支承处的倾角计 算 . 16 主轴组件的静刚度验 算 . 16 计算条件的确 定 . 16 两支承主轴组件的静刚度验 算 . 17 第 5 章 结构 设 计 的 说明 . 20 第 6 章 参考 文 献 . 21 第 1 页 ， 共 22 页 第 1章 机 床 的规 格 及用 途 本 设 计 机 床 为 卧 式 升 降 台 铣 床 ， 其级 数 Z 18 ， 最 小 转 数 28r / 转 速公比 为 驱动电 动 机功率 N 主 要用 于 加工钢以及铸铁 有 色金 属 ， 采用高 速 钢 、 硬质合金 、 陶 瓷材 料做 成 的刀具。 第 2章 运 动 设 计 定 极限转速 由 已 知 最 小 转 数 28r / 级 数 Z 18 ， 得 到 主 轴 极 限 转 速 1400r / 转速调整范围 50 。 定 公比 由设计任务书 给 定条 件 ，转速公 比 由参考 文 献 1，查得其转速 数列为 28， 35。 5， 45， 56， 71， 90， 112， 140， 180， 224， 280， 355， 450， 560， 710， 900， 1120， 1400 (r / 。 出 主轴转速级数 由参考文献 1， 转速级速 z n 1 (1其中： 转速调整范围 转速公比 第 2 页 ， 共 22 页 n 将 50 ， 入，得 z 18 。 定 结构网或结构式 在设计简单变 速 系统 时 ，变速级数应 选 为 z 3m 2n 的形 式 ，其中 m, n 为正 整数。故 z 18 32 21 ，即选用 2 对三联齿轮， 1 对两联齿 轮进行变 速 。 由参考文献 2， 主变 速 传动系设计的一般原则是 ： 传动副前多后少原 则 ， 传动顺序与扩大顺序 相 一致的原 则 ，变速组 降 速要前慢后 快 。 因 此 ，确 定 其 变速结构式如下： 18 31 33 29 其最末扩大组的调整范围 (1r 9 8 8 ，满足要求。 由于其调整范围已经达到最 值 ，故其最大传动比与最小传动比均已确 定 ， 即最大传动比： (1最小传动比 制 转速图 2 u 1 (1m i n 4 用 电动机 由参考文献 1， 选用 Y 系列封闭自扇冷式 鼠 笼式三相异步电动 机 ，其级 数 P 4 级，同步转 速 1440r / 电机型 号 4 。 定 传动轴的轴数 传动轴数 = 变速组数 + 定比传动副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5 第 3 页 ， 共 22 页 制 转速图 图 2传动 系 统 转 速图 第 4 页 ， 共 22 页 速 图 由参考文献 2， 根据 各 级变速组传动比 ， 在 满 足各传动比的各 总 齿数和中 选择，得各传动组各齿 轮 齿数由图 2示： 图 2动示 意 图 第 5 页 ， 共 22 页 第 3章 传 动零 件 的 初 步计 算 动 轴直径初定 由参考文献 1，传动 轴 直径按扭转刚度用 式 (3行计算： N d 914 其中： d 传动轴直 径 (n j ( (3N 该轴传递的功 率 ( n j 该轴的计算转 速 ( r / 该轴每米长度允许扭转 角 ( m )，本例 中 ， 取 图知，各轴的计算转速 为 ： n j 90r / n j 112r / n j 280r / n j 560r / nj 1440r / 由于本计算为初 定 ， 各轴传递功率为电机功率乘以其中的效 率 ， 故各轴取 电机功率可能造成传动轴直径较 大 ， 但是不会造成轴强度不够的情 况 。 故各轴 的 N 入： 得： 914 440 914 60 d 914 91 80 112 各轴最小轴径为 24 30 35 d 45 6 页 ， 共 22 页 1 n 3 m j j 轴 轴颈直径的确定 由参考文献 3， 功率为 卧式铣床选 用 前轴颈轴径 为 90后轴 颈选用前轴颈的 70%85%，为了选用轴承的方便，主轴中部与圆锥滚子轴承 后轴颈配合测轴颈去 70 为使主轴缓慢过渡 ， 主轴后部与深沟球轴 承 轴承 配合处的轴 颈 55 轮 模数计算 算 齿轮模数 一般同一变速组中的齿轮取同一模 数 ， 选择各组负荷最重的小齿 轮 ， 由参 考文献 1，其计算得 到 的齿轮模数 为 ： m 16338 (u 1) 3j z 2u 2其中： m j 按接触疲劳强度计算的齿轮模数； 驱动电动机功 率 ( u 大齿轮齿数与小齿轮齿数之 比 u 1， 外啮合 取 “ +” 号 ， 内啮 合取“ -”号； 小齿轮齿 数 ； 齿宽系 数 ， B ( B 为齿宽 ， m 为模 数 )， 6 10 ， 此 m m m 选 用 m 8 ； j 许用接触应力 ( ，查表可 得 j 1370于基本 组 ， 小齿轮最小齿数 是 24 ， u 2 ， 其 计 算 转 速 为 n j 560r / 入 式 (3 m 16338 3 (2 1) 242 2 13702 560 对于第一扩大 组 变速组 ， 小齿轮最小齿数是 26 ， u 其计算转速 第 7 页 ， 共 22 页 为 n j 280r / 入 式 (3 m j 2 16338 3 ( 1) 262 13702 280 于 第 二 扩 大 组 变 速 组 ， 小 齿 轮 最 小 齿 数 是 19， u 4 ， 其 计 算 转 速 为 n j 355r / 入 式 (3 m 16338 3 (4 1) 192 4 13702 355 对各 种 限制的讨论 对于第二扩大组变速 组 ， 由于主轴轴径是由标准查得 ， 其值较大 ， 前轴径 为 90 后轴径 为 55 即安装齿轮处轴外径约 为 80 由参考文 献 1 ， 轴上的小齿轮还考虑到齿根贺到它的键槽深处的最小尺寸应大于基圆齿 厚 ， 以 防断裂，即其最小齿数 满足： z 5.6 m (3其中 ： D 齿轮 花 键 孔 的外 径 ( 单键 槽 的取孔中 心 至键 槽 槽 底 的 尺寸两倍 m 齿轮模数 对于主轴 ， 选用单键 槽 ， 查得 D 2 若 m 3 ， 大于已确定的最少齿 数 。 若 m 4 ， 35 ， 满足要 求 ， 故第二扩大 组变 速 组 的 模 数 取 4 考 虑到 花 键 滑 动 与 定 位较 容 易， 除 主 轴 外 ，其 余轴均选用花键连 接 。 对于第二扩大组变速 组 ， 在轴上 ， 选用花 键 8 46 50 9 ， 将 D 50 带 入，若 m 则 大于已确定的最小齿数 26 。 若 m 3 ， 则 小于 26。 故 取 第二扩大组的齿轮模数 m 3 在本设计中 ， 第一扩大组和第二扩大组之间选用了一个公用齿轮 ， 由于相互啮 合的 齿 轮 要 选 用 相 同 的模 数 ， 故 第 一 扩 大 组变 速 组 的 齿 轮 应 选 用模 数 为 m 3齿轮 。 验证第一扩大组变速组 ， 第轴选用花 键 8 32 36 6 ， 将 第 8 页 ， 共 22 页 D 36 代入 ， 得 18 ， 小于最小 齿 数 24。 故满足要求 。 故 第一扩大组变速 组选用模数 3 。 对于 电 机轴 上 的 齿 轮 配合 ，选 D 25 若 m 2 ， 得 小 于最小齿轮 26，故选取 m 2足要求。 其余 验 证 1. 机床主传动 系 统最小齿数 18 20 ，所有齿轮均满足此条 件 。 2. 机床主传动的 最 小 极 限传动比 为 u 1 ，中型 机 床的最大齿数 和 4 Sz 120 ， 以上设计均满足此要求。 算 主轴转速误差 由参考文献 1 ，实际传动比所造成的主轴转速误 差 ，一般不应超过 ( 1)%，即 。经过核算 ， ， 18 级转速各设计转速的实 际 转速为： 28： 1440 26 24 26 19 差 67 48 65 76 35。 5： 1440 26 28 26 19 7 44 65 76 误差 45： 1440 26 32 26 19 7 40 65 76 误差 56： 71： 90： 112： 140： 180： 1440 26 24 40 19 差 67 48 51 76 1440 26 28 40 19 差 67 44 51 76 1440 26 32 40 19 差 67 40 51 76 1440 26 24 56 19 差 67 48 35 76 1440 26 32 56 19 差 67 40 35 76 1440 26 32 26 19 差 67 40 65 76 第 9 页 ， 共 22 页 224： 280： 355： 450： 560： 710： 900： 1120： 1400： 1440 26 24 26 63 差 67 48 65 32 1440 26 28 26 63 差 67 44 65 32 1440 26 32 26 63 差 67 40 65 32 1440 26 24 40 63 差 67 48 51 32 1440 26 28 40 63 差 67 44 51 32 1440 26 32 40 63 差 67 40 51 32 1440 26 24 56 63 差 67 48 35 32 1440 26 28 56 63 差 67 48 35 32 1440 26 32 56 63 差 67 40 35 32 可见 ， 仅有设计转速 450 的实际转速误差略超过允许 值 ， 但是考虑到差距 不大，故选用本设计结果进行绘 制 。 第 4章 零 件 的验 算 2 变速组的验证计算 第一扩大组变速组的最小齿轮齿数为 26 ， 与之相啮合的大齿轮齿数为 65 。由参考文 献 1 ，对 于传递一定 速 度和功 率 的一般驱动 用 齿 轮 ， 基 本、第一扩大组级变速组选用 7 级齿轮，主轴选用 6 级齿轮 齿 轮的弯曲强度验算 由参考文献 4 ，对于直齿圆柱齿轮，弯曲应力需要满足下式： Y Y Y (4F s F 式中： F 齿轮的弯曲疲劳强 度 ( K 载荷 系 数， K K A K 。 对于平稳的原动机与工作 机 ， 有 第 10 页 ， 共 22 页 z z F 使用系 数 K 由 于 v 280 2 39 103 A 60 1 000 60 s ， 查表 得 设轴的刚性 大 ，查 得齿向载荷分布系 数 K 则齿间载荷 分配系数 K 载荷系数 K K A K t 齿轮所受切向 力 ( N )，由于轴 小转 速 为 280r / 代入 得到最大切向力 P P r 280 103 2 39 103 60 103 N ； b 齿 宽 (此 处 b 24 ； 齿形系 数 ，查图 得 齿轮齿根应力修正系 数 ，查图 得 Y 重合度系 数 。 Y 其中 1 1 1 ) 代入 得 Y 2 F 许用弯 曲 应 力 ( ， F ，本齿轮采用 45钢 S F 渗碳淬火 ， 查表得弯曲疲劳极限应力 ： F 350 350 1 取弯曲系 数 代入 ， 得 F 代入公式 ， 得 280 103 F 24 3 。 齿 轮的接触强度验算 由参考文献 4 ，对于直齿圆柱齿 轮 ，接触疲劳强度的校核公式为： 第 11 页 ， 共 22 页 H H H H Zu 1 u (4式中： Z E 材料弹性系 数 ，由表查得 Z E Z H 节点区域系 数 ，查表得 Z 重合度系 数 ， 1 1 ) 其 查表可 得 z 1 0 . 8 8； u 传动比 ， 由前可 知 u 65 26 齿轮所受切向 力 ( N )，由于该对齿轮进入啮合 时 ，轴 最小转 速 为 112r / 代 入 ，得到最大切向力： P P r 112 103 2 103 60 103 N K 载 荷 系 数 ， K K A K 。 对 于平 稳 的 原 动 机 与 工作 机 ，有使 用系数 K 由于 v 112 2 03 A 60 1 000 60 s ， 查表得 设轴的刚性 大 ， 查得 齿向载荷分布系 数 K 则 齿间载荷 分 配系数 K 载荷系数 K K A K H 许用接触应 力 ， H N ，其 中 为试验齿轮的齿面 S H 接触疲劳极限，由参考文 献 4 H 1200 Z N 为接触强度寿命 系数，取 Z N 其余系数与前述相同，故 H H N S H 1200 1260 第 12 页 ， 共 22 页 代入计算得： 103 1 H 24 65 3 满足接触疲劳强度的要求 动 轴的验证计算 齿轮传动轴的抗 弯 刚度验算 ， 包括轴的最大挠度 ， 滚动轴承处及齿轮安装 处的倾角验算 。 其值均应小于允许变形 量 y 及 ， 允许变形量见参考 文 献 3 上 910 页表 3。 10 y 360 参考文 献 1 ， 对于传动轴 仅需要进 行 刚度计 算 ， 无须进行强度验 算。 动 轴 的载荷分析 对传动轴的受力进行简 化 ，得到下示载荷分布图： 56 80 80 79 30 35 图 4的 受 力 分 析 其 中 , 第一扩大组变速组的驱动力 ， 且 3 个驱动力不能同时作 用 ； , 第二扩大组变速组的驱动阻力 ， 且 3 个驱动阻力不能同 第 13 页 ， 共 22 页 a b 时作用。 其弯曲载荷由下式计 算 ： Q (/ Q ) 107 N N ) (4式中 ： N 该齿轮传递的全功 率 ( ， 如前述原因 ， 此处均取 N m, z 该齿轮的模数 (，齿数； n 该传动轴的计算工况转 速 ( r / ， ( n n 该轴输入扭矩的齿轮计算转 速 ( r / 该轴输出扭矩 的齿轮计算转 速 ( r / 将六种驱动力 /驱动阻力分别带入 式 (4 可 得到各驱动力为： a 2 107 107 107 48 280 40 450 44 355 2892 N 2159 N 2488N 对于输出驱动阻 力 ， 由于各种情况转速不定 ， 故应在选定校核用 轴 速度 以后计算。 动 轴 的最大 挠度 计 算 为了计算上的简 便 ， 可以近似地以该轴的中点挠度代替最大挠 度 ， 其最大 误差不超过 3%。 由参考文 献 1 ， 若两支承的齿轮传动轴为实心的圆 形 钢轴 ， 忽略其支承 变形，在单在弯曲载荷作用 下 ，其中点挠度为： l 3 N ( ) 4 (4式中： l 两支承间的跨 距 (对于轴 ， l 360 D 该轴的平均直 径 (本轴的平均直径 D 38 x ， a 齿轮 z 的工作位置至较近支承点的距离 (l i 输入扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠 度 ( 输出扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠 度 ( 第 14 页 ， 共 22 页 其余各符号定义与之前一 致 。 对于输入的三个驱动 力 ，计算其分别作用时对于轴中点的挠度值 对 于 Q ，其输入位置 a 56故 x 56 a1 603603 ( 84 3 48 280 136 于 ，其输入位置 136故 x 360 603 ( 84 3 40 450 75 于 其输入位置 75故 x 360 603 ( 84 3 44 355 引起 的 中 点 挠 度 最 大 ， 在 计 算 合 成 挠 度 时 使 用 ， 行计算。此时轴转速为 450r / 时对之前计算的输出驱动阻力进 行 计算，各力为 b 2 107 107 107 40 450 26 450 56 450 2159 N 3322 N 1542 N 带入式 (4 对于 输 出的三个驱动阻 力 ，计算其分别作用时对于轴中点 的挠度值。 对 于 Q ，其输入位置 a 136故 x 136 b1 60 3603 ( 84 3 40 280 144 对 于 ，其输入位置 144故 x 360 15 页 ， 共 22 页 603 ( 384 3 26 280 35 于 ，其输入位置 35故 x 360 603 ( 84 3 56 280 引 起 的 中 点 挠 度 最 大 ， 在 计 算 合 成 挠 度 时 使 用 ， 行计算。 由参考文献 1 ，中点的合成挠度 按余弦定理计 算 ，即： y y 2 y 2 2 y y (4h a b a b 式中： 被验算轴的中点合成挠 度 ( 驱动 力 阻 力 横剖面上 ， 两向量 合 成时的夹 角 ( 2( ) 在横剖面 上 ， 被验算的轴与其前 、 后 传动轴连心线的夹 角 ( 按被验算的轴的旋转方向计 量 ，由剖面图上可 得 值。啮合 角 20 ，齿面 磨擦角 ，得 2( ) 0 2(20 代入计算 ， 得： 2 明： 虽 然计 算 结 果： 大于 需 用 值 ： y 但在 计算过程中所采用的计算公 式 所选参数都是偏安全考虑取得略大 ， 例如 ： N 该齿轮传递的全功率 ( 在计算过程中都 取 了 5.5 而电机功率只是 5.5 在传递功率过程中有各种磨损 ， 从而使功率损耗 ， 所以齿轮传递的功 率必定会小于 5.5 所以计算结果略大于 需用 值也是允许的，满 足设 计要 求。 第 16 页 ， 共 22 页 t 动 轴 在支承处的 倾 角计算 由参考文献 1 ，传动轴在支承点 A， B 处 的倾 角 A ,B 时，可按下式进 行近似计算： A B 3 ( l 3 4代入 l 360 得 A B 360 计算结果虽略小于许用 值 但都是偏安全考虑设计的 ， 虽然 略小于许用值，但基本满足设计要求。 轴 组件的静刚度验算 算 条件的确定 1. 变形量的允许值 (1) 验算主轴轴端的挠 度 ，目前广泛采用的经验数据 为 ： (4式中 ： l 两支承间的距 离 ， 在本主轴中 ， l 310 故 取 2) 由参考文献 1 ，对 于 工作台宽度为 320卧式 铣 床 ，其主轴前端 静刚度 为 120N / m 。 (3) 根据不产生切削自激振动的条件来确定主轴组件的刚 度 。 由参考文献 1， (1)、 (2)、 (3)可以任选一 种 ， 进 行判定 。 此处 ， 选用 验 算主 轴轴端的挠 度 2. 切削力的确定 最大圆周切削力 按主轴输出全功率和最大扭矩确 定 ，其计算公式为： 2 955104 N P d ( N ) (4Dj n j 式中： 电动机额定功 率 (此处 第 17 页 ， 共 22 页 n 主传动系统的总 效 率 ， i ， i 为各传动副、 轴 承的 效 i 1 率。 由 参 考 文 献 3 ， 对于 普 通 机 床 的 主 变速 系 统， 总 效 率 此处，为方便起见 ， 起 0.8 n j 主 轴 的 计 算 转 速 (r / ， 由前 知 ， 主 轴 的 计 算 转 速 为 90r / D j 计 算 直 径 ，对 于铣 床 ， D j 为最大 端 铣刀 计算 直 径 ， 由 参考 文 献 1 ， 对 于 升降 台宽 度为 320 1250 的卧 式 铣 床 ，其 端 铣刀 的 计 算 直径 及 宽 度分别为 200 B 60 将参数值带入 (4 ， 得 4669N 验算主轴组件刚度 时 ， 须求出作用在垂直于主轴 轴线的平面内的最大切削 合力 P 。 对于升降台式铣床的铣削 力 ， 一般按端铣计算 ， 不妨设本铣床进给系统的 末端传动副有消隙机 构 ， 应采用不对称顺铣 ， 则各切削分力与 比值可大致 认为 则 P ， P 即 P 与水平面 成 60H V t t 角， P 在水平面的投影与 65 角。 3. 切削力的作用点 设切削力 P 的作用点到主轴 前 支承的距离为 s ，则 s c w (式中： c 主轴前端的悬伸长 度 ，此处 c 81mm w 对于普 通 升降台铣床 w B 60入，切削力 P 的作用点到主轴前支承的距离为 s 141 两支 承 主轴组件的静刚 度 验算 (4由于主轴上的大齿轮比小齿轮对主轴的刚度影响较 大 ， 故仅对大 齿轮进行 计算。 第 18 页 ， 共 22 页 主轴受力如图所 示 ： 图 4轴纵 向 视 图 力 的 分布 图 4轴 部 件横 向 视图 力 的分布 为了计算上的简 便 ， 主轴部件前端挠度可将各载荷单独作用下所引起的变 形值按线性进行向量迭 加 ，由参考文献 1其 计 算公式为： (1) 计算切削力 P 作用在 s 点引起主轴前端 c 占的挠度 c3 l s)(l c) sc P 6 3 l 2 C l 2 (4c B A 式中： E 抗拉弹性模 量 ，钢的 E 05 c 为 惯性矩，对于主轴前端，有 4 70 4 d 4 (1 4 ) 128 (1 ( ) ) I 128 12 106 c 64 64 第 19 页 ， 共 22 页 2 I 为 惯性矩 ， 有 4 30 4 d 4 (1 4 ) 80 (1 ( ) ) I 80 106 4 64 其余各参数定义与之前保持一 致 。代入计算，得 方向如图 4 示 ，沿 P 方向 ， p 。 (2)计算力偶矩 M 作用在主轴前端 c 点产生的挠度 y M ( c l c c ) (4 l 2 C l 2 C
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