龙门机床加工中心主轴系统改型设计.doc

龙门镗铣床加工中心主轴部分的改型设计学 院机械学院专 业机械设计制造及其自动化班 级学 号姓 名指导教师 辽宁科技大学 2015，04目录龙门镗铣床加工中心主轴部分的改型设计1摘要4第一章 绪论61.1 我国机床行业发展趋势61.1.1 我国机床发展史61.1.2 我国机床行业今年的发展状况71.1.3 我国机床行业未来发展的趋势71.2 本课题的提出91.2.1 龙门镗铣床及镗铣加工中心简介91.2.2本课题提出的意义101.3 本课题研究的主要任务111.4可行性分析12第二章 主轴系统的设计132.1 设计参数132.2 主轴箱体方案设计132.2.1 加工中心主轴型号的选择132.2.2 电机型号的选择142.2.3 电机主轴轴颈的确定152.2.4 电机转速的确定162.2.5 加工中心变速箱总体结构设计172.3 主要结构的设计与计算182.3.1 带传动的设计182.4齿轮传动设计212.4.1 轴上的第一组啮合齿轮212.4.2 轴上的第二组啮合齿轮252.4.3 轴上的第一组啮合齿轮282.2.4 轴上的第二组啮合齿轮322.4.5 第轴啮合齿轮362.5轴的尺寸设计及强度校核402.5.1 轴的尺寸设计402.5.2 轴的尺寸设计432.5.3 轴的尺寸设计45第三章 主轴箱其余部件选择463.1 轴承选择463.2 液压缸的选择47第四章 Z轴拖动系统的设计474.1 拖动导轨的选型474.2 导轨间隙调整装置484.3 导轨滚珠丝杠设计484.3.1 载荷计算484.3.2 确定额定动载荷Ca及丝杠的选型484.3.3 稳定性验算494.3.4 刚度验算504.3.5 效率核算51致谢52参考文献53摘要图纸全套cad qq129735602本课题主要内容是以中捷摇臂转床厂已有的产品GMD200动桥式龙门数控铣钻床的基础上改型设计，由以前的钻，铣两种功能提升到镗，铣，钻三种功能。这次改型设计主要是主轴箱和Z轴拖动系统的设计。主轴箱的设计主要是电机的选型，变速系统的设计，轴的强度校核，拖动系统设计等，变速系统的设计是这次改造过程的重点和难点。其中电机的选型要根据设计参数从转速以及转矩的角度上考虑，来选择一个最合适的电机，要求电机在满足设计所需的动力的基础上，能够最大限度的节省能源和电力。其次，变速系统设计部分是针对所给设计的参数要求，从设备的寿命，安全系数，效率，以及整体结构特点综合考虑分析之后进行速比分配，使变速箱系统获得良好的工作效果。拖动系统设计主要是根据刀台的重量以及主轴轴颈大小，刀具行程来确定拖动系统滚珠丝杠轴颈大小，从来确定其他零部件的尺寸。通过该机构的设计，使学生对机械加工设备有进一步的了解，同时熟练掌握可变速减速器等机构的设计方法，树立严谨的设计理念，从而达到综合训练的目的，为将来走向工作岗位打下坚实的基础。关键字：电机选择；速比分配；强度校核；拖动系统AbstractThe core content in this paper is the model change of the fretting damage Longmen CNC that is increase one more function of boring through the creation which has the function of drilling and milling, that is based on the product created by the Bilateral Radial Drilling Machine Factory. Generally, there are two parts in this paper-the spindle box and the driving system on the Z axis.The design of the spindle box include the model selection of the electric machine, speed control system-which is the key and difficult points in this paper, the strength checking of the axis and the design of the driving system. Firstly, the selection of the electric machine that is based on the parameters that are known from the sheets through the rated torque and rated speed. The electric machine should own the capacities of energy conservation and save money that is based on the function that satisfy the operating requirement. Secondly, the design of speed control system should analysis by synthesis the factors that including the equipment life, safety factor, efficiency and the general structure features to allocate the speed ratio that could optimize the running. The design of driving system must considerate the weight of the cutter sets, the size of the principal axis and the maximum cutter travel to determine the size of the ball screw, then confirm the other accessories.Through the design, the students could have a further understanding of mechanical processing equipment, in the meantime, mastering institutions such as variable speed reducer design methods, set up rigorous design concept, so as to achieve the purpose of the comprehensive training, go to work to lay a solid foundation for the future.Key words: Selection of the electric machine; Speed ratio distribution; Strength checking; Driving system 第一章 绪论1.1 我国机床行业发展趋势1.1.1 我国机床发展史一个国家的工业实力很大程度上取决与这个国家机械制造业的发达程度，可以说机械制造业的发展史伴随着人类文明发展史延续至今，西方的发达得益于他们的两次工业革命，这不难看出机械制造业对人类的重要性。工业革命导致了多种多样的机床的诞生和改进。1774年，英国科学家John Wilkinson发明了较为精密的炮筒镗床。第二年，他利用这台镗床加工出了汽缸，达到了当时可以称得上苛刻的瓦特蒸汽机的要求。之后，他对与之前的设备加以改进，在1775年，他研制出了水轮驱动的汽缸镗床，这大大增进了蒸汽机的发展。此后，机床开始用蒸汽机通过曲轴驱动。被称为“英国机床之父”的Maudslay制造了车床可由丝杠传动刀架，实现了机动进给和车削螺纹，这是机床机构的一次重大的突破。进入了十九世纪之后，由于防止，动力，交通运输机械和军火生产的推动，各种类型的机床相继出现，比如1817年，英国发明家罗伯兹制造了龙门刨床；1818年美国人惠特尼制成卧式铣床；187年，美国研制成万能外圆磨床；1835年和1897年发明滚齿机和插齿机。到了20世纪前期，机床行业已经进入精密化时代，单一的机床已经逐渐演化出了铣床，刨床，磨床，和钻床等，并且这些机床已经基本定型，也为精密机床和生产机械和半自动化创造了条件。中国机床工业的发展要从二十世纪中叶，1949年中华人民共和国成立后逐渐发展起来的，至今已有将近70年的历史。回首中国机床行业这60多年的发展道路，一路上充满了艰辛与坎坷。其发展大致可以分为两个阶段，建国30年为一个阶段，改革开放又是一个阶段。两个时期的人们有着不同的思想意识，这也必然会影响机床工业的发展。第一阶段，新中国刚刚成立，国内经历过内战之后，百废待兴，技术人才匮乏，科技落后。在苏联技术人员指导下，机床厂根据苏联人的图纸逐步生产一些普通的手动机床，用以供应生产急需。在1950年到1957年这八年的时间里，进一步引进更为先进的技术，整合规划发展，我国陆续建设起了机床厂“十八罗汉”，七所综合性的机床研究所，并成为当时的机床工具产业先锋，为整个中国的机床工业的生产，布局和管理打下了坚定的基础，这可以称得上是中国工业发展将近70年中的黄金时期。第二阶段，在经历了国内一系列错误的意识形态的惨痛的革命教训，中国走向了改革开放的道路。机床工业进一步走向了科学生产，大力发展的道路。1980年的改革开放，我国开始逐步引进德，美，日的数控系统，以及各类数控机床，加工中心，进行了综合性生产。2006年，我国有进一步加强了自主创新。中国的机床行业在数控生产研发领域渐入佳境。改革开放的30多年，我国的机床产业在技术上，质量上飞速发展。用户遍及各行各业。由于经济稳定的发展，市场需求量越来越大，在2000年到2007年这8年时间中，金属切削机床年产量从19.2万猛增至62万台，增加了3.5倍；数控机床增加了7倍；加工中心产量增加了18倍。在世界四大国机床厂展览会上，都有展出，新品种更加多种多样，体现出中国机床工业的欣欣向荣。1.1.2 我国机床行业今年的发展状况时至今日，我国各大机床集团仍在努力解决机床主机性能不强，体型过大，自动化及核心零件研发缓慢，数控机床核心技术与欧美相比存在很大的差距，机床操作可靠性不高，产业效益低下等问题。争取在十五年内，亦步亦趋，稳扎稳打，使中国机床产业在国际上的地位逐步提高，使中国的机床企业在国内的机床业中高端市场上具有较高的话语权。现在是中国进一步实现产业地位转型的关键时期，高尖端制造业的发展机遇期即将来临，借助国家政策的帮扶计划，为了能够让自身在机床市场中站稳，各大企业应该努力的发展行业的差异性竞争力。成本，技术，销售渠道和服务等方面是否存在差异性竞争力，是决定一家企业能否在众多公司集团中脱颖而出的关键因素。就在2014年的上半年，由于国际市场经济的复苏，机床制造业的订单量也在持续的增加。作为世界经济发动机的超级大国，美国，正逐步缩减和退出量化宽松政策，也可以看出目前国际市场经济仍然存在不稳定因素。综合考虑在2015年，我过机床产品出口有望增长10%到12%。1.1.3 我国机床行业未来发展的趋势未来的我国机床行业主要是以数字化，自动化，智能化，网络化，绿色化为为主要发展方向，为了让中国机床行业在未来与国际市场上的同行们的竞争中占有一席之地，推进传统机床产业势在必行。作为制造业的主体工具，机床一直是各行各业装备发展升级的根本保障。不仅如此，装备制造业又对机床生产行业起到了推动发展的作用，加快了机床行业的产业优化升级。在装备制造业的大力推进下，我国的机床行业的产业结构和生产模式得到了长足的发展。一切从实际出发，脚踏实地发展是机床行业的发展原则，快速，准确的定位未来的发展趋势是机床企业占据市场的发展规律。从总体来看，机床企业要想获得丰厚的利润，一是靠投资，二是靠出口。从2014年年底到2015年4月份之间，全国机床制造业利润增长不到15%，与上个年度相比下降了4.17%，这说明了目前我国机床行业的发展速度已开始明显放缓。就目前来看，我国机械制造业的资金固投中，有半数以上是被欧美高端设备所占据，而机床正是这些从外购进的主要设备之一。这正需要我国机床需求量的增速回落，但这同时也使得我国的机床企业发展更加艰难，形势更加复杂。当前，我国机床企业需求的重心应该转向高尖端的设备，由于国外的机械制造业的机床需求量一直处于疲软状态，而我国的机床又远达不到国外企业的技术要求，这也使得我国国内的中低端机床市场得不到更好的发展。我们需要做的就是争取加快企业核心竞争力的转型，由中低端转向中高端。尽管各方面仍有诸多的不足之处，但是目前我国在机床制造业上取得的成绩也是不容小觑的。未来的发展模式也必然是更加优化，高端的路线。可以说，一直以战略地位为主的基础性行业的我国机床制造业正在逐步走向了经济性与战略性并重的国家经济主体的支柱行业。同样，作为世界上的第一大机床消耗和出口国，我国在市场需求方面，随着国内以重工业为基础的汽车、机械、冶金、模铸、电器、化工等行业发展势头强劲迅而带动了对精度，可靠性，效率要求甚高的精密仪器行业，机床制造业也开始步入了高速发展阶段。根据全球机床制造业市场经济前景分析报告所述的内容可以了解到，目前我国的机床制造业差异性加大，我国的机床制造企业已经达到了五万多家，主要集中于长三角，珠三角，两湖，广东一带，完全有可能听到一家实力强劲却不了解的企业的名字，制造业的不断增加，极大的促进了我国机床行业的发展，诸如三一重工，北方重工之类的大型机械企业的有关领导也开始尝试在自己的企业内增加机床制造单位。从进口方面来讲，去年我国从德国，美国，日本进口的机床设备占引进设备总额的60%，从机器总来上来看，高效，高可靠性，高精度是这些进口设备的主要特点，这说明我国机床制造业在企业核心竞争力上的转型应该朝着高精度，高可靠性，高效率的方向发展，以扭转现在的尴尬局面。我国有关领导已经将发展机床制造业提高到了战略角度。这可以从近些年来国家的帮扶政策，发展资金流流入方向上充分体现出来。虽然近几年来，我国机床行业的发展一直不景气，但是随着国家帮扶政策力度的加大，机床制造业一定可以走出困境。1.2 本课题的提出1.2.1 龙门镗铣床及镗铣加工中心简介龙门镗铣床是集机，电，液为一体的先进的机床设备，适用于航空、重机、机车、造船、发电、机床、汽车、印刷、模具等行业半精加工和精加工，也可以用于粗加工。龙门镗铣床总体结构由一个龙门架组成，龙门架由双立柱、活动横梁、连接梁、横向溜板及铣头滑枕组成刚性框架，横梁沿立柱导轨上下运动（W轴），横梁上配置一台立式大功率多功能滑枕式镗铣头，镗铣头溜板沿横梁导轨左右运动（Y轴）及其上下运动（Z轴），龙门框架沿床身纵向运动（X轴）。目前加工中心中镗铣加工中心是应用最多，范围最广的加工中心设备，所以平常人们常提到的加工中心实际上就是指镗铣加工中心。加工中心的进给轴既能够实现无级变速，也可以多轴联动作业，当然，其加工中心的主轴自身也能够实现无级变速，以及刀具的自动装夹，同时配有自动换刀和自动排屑功能。镗，铣是其主要的加工工艺能力，通过对其结构的改型，也可以实现钻、扩、铰、锪、攻螺纹等加工功能。其加工对象主要有：加工面与水平面的夹角为定角(常数)的平面类零件，如盘、套、板类零件；加工面与水平面的夹角呈连续变化的变斜角类零件；箱体类零件；复杂曲面(凸轮、整体叶轮、模具类、球面等)；异形件外形不规则，大都需要点、线、面多工位混合加工)。运动分配：如图1.1，工作台和两侧支柱均固定不动，所有运动均有横梁系统完成。横梁沿着安装于支柱上的纵梁作X向运动。安装于横梁上的滑鞍带动其上的滑枕作Y向运动。滑枕则与装置在其下端的主轴头作Z向运动。横梁X向运动通常采用双侧同步驱动，当龙门宽度不大时，也有采用单侧驱动的情况。布局特点：如图1.1，与一般的龙门式加工中心相比较而言，动桥式龙门加工中心的移动全部由横梁-滑鞍-滑枕系统完成，运动系统的质量轻，因此适宜于高速条件。孤儿通常在其主轴头上装有C轴和A/B轴，构成五轴联动以加工复杂型面需要不断改变进给速度的场合，如模具，涡轮盘以及航天航空器的轮廓加工等。滑枕-滑鞍除了有与定梁或者升降梁龙门加工中心相同的置于横梁的前方以外，还有置于衡量中间构成对称的箱套箱结构，它具有更好的动态性能，但设计时要求注意操作的可接进行，可靠性和安全性。图1.1 动桥式龙门镗铣床结构件图1.2.2本课题提出的意义作为我国的支柱行业，机械制造业在其他行业发展迅猛的情况下，机械制造业的技术转型也变得更加紧迫。机床产业作为装备制造业的主要支柱，对提高整个装备制造业技术水平上起到了举足轻重的作用。近年来，随着我国数控机床的产量的逐步提高，在国内外的市场需求量也在逐步增加，这也让我国机床行业在国际舞台上逐渐站稳了脚跟。我国数控机床产业所掌握的五轴联动技术较为成熟，并已经具备了较为完善的商品进入了国际市场 。我国数控机床的尖端产品的生产商具有一定的进步，目前我国已经具有可以提供网络化，柔性化，集成化的数控机床。同时，我国也进入世界高速数控机床生产国和的行列。我国数控机床行业近年来推广应用CAD等信息技术，多数企业开始计划并已实施应用了ERP,MRP和电子商务。但和发达国家比较，我国在该行业依旧处于落后地位，深层原因是长期采用粗放型增长模式，创新机制薄弱，在国际强手面前缺乏竞争能力。以上提到，我国机床工具工业的广大企业，经过十年奋斗取得了巨大进步。这些进步都是实实在在的。但与此同时，我们又必须面对这样一个严峻的现实：国内制造业急需的现代高效加工技术和装备大部分依赖进口，国产机床工具只占很少份额。在高端技术领域，更是进口技术的一统天下。这两种看似矛盾的情况同时存在，原因究竞何在？我认为：我国机床工具行业尽管在一系列具体领域取得了明显进步，但就总体而言，仍然在传统产业的轨道上运行，没有产生质的变化，更没有达到当年发达国家转轨变型时那种“脱胎换骨”的程度。行业整体竞争力没有明显提高，这就是落后的原因所在。从下面一组数据中可以非常清楚地看到这一点。2005年，我国生产机床45万台，其中数控机床5.9万台，都达到创记录的高水平。但是，我们不能忽略一个数字，那就是普通机床年产量达到39.1万台，仍然占据绝对主导地位，产值数控化率不到35%(日、美等国都在80%以上)。此外，在国产数控机床中，有70%还是经济型的低端产品，整体层次还很低。 为改变这种现状，我们必须深刻理解和认真落实“科学技术是第一生产力”的伟大论断，大力加强数控领域的科技创新，努力研究具有中国特色的实用的先进数控技术，逐步建立自己独立的、先进的技术体系。在此基础上大力发展符合中国国情的数控产品，从而形成从数控系统、数控功能部件到种类齐全的数控机床整机的完整的产业体系。这样，才不会被国外牵着鼻子，永远受别人的制约，才有可能用先进、实用的数控产品去收复国内市场，打开国际市场，使中国的数控技术和数控产业在21世纪走在世界的前列，于是便有了该课题提出的意义。1.3 本课题研究的主要任务机床主轴是机床在加工时直接带动刀具或工件进行切削和表面形成运动的旋转轴, 其设计内容包括主轴及与其直接有关的轴承、转动件和其他相关件等。主轴是数控机床的关键 部件, 对加工质量的影响极其明显, 因此, 对它的要求很高。这些要求是: 1) 精度高。主轴的径向跳动和轴向跳动小, 轴心线的回转精度高。 2）刚度高。主轴的静刚度和动刚度高, 在切削力作用下变形小。 3）振动小。由主轴电机、齿轮和轴承等高速旋转的不平衡引起的振动小。 4）热变形小。主轴由电机、齿轮传动、轴承、离合器和压力油等引起的温升和热位移小。 5）噪声小。由电机、齿轮传动和轴承等引起的噪声小。以上5 点要求是为了保证零件加工的高精度、高表面粗糙度、高效率和好的操作环境所 需要的GMD200动桥式龙门数控铣钻床采用模块化设计，主轴箱可以选择1到两个，本设计选用一个，工作台长度可以根据要求达到200m，主要用于航空航天，汽车，纺织机械等通用机械产业的大型零件的加工处理。可以完成铣平面，钻孔，扩孔，绞孔等工序加工。该机床可以实现三坐标联动，改变了工作模式，提高了生产效率和产品质量，是未来市场中的一批黑马。本课题的任务主要是通过对主轴系统的改型设计，提高加工精度，提高加工刀具的刚，减小加工时的震动，提高使用寿命，减小变形量，降低噪音等。1.4可行性分析数控铣床机械结构的主要特点：1） 高刚度和高抗震性，铣床刚度反映了铣床结构抵抗变形的能力。为满足数控铣床高速度、高精度、 高生产率、高可靠性和高自动化的要求，与普通机床相比，数控铣床应有更高的静、动刚度，更好的抗震性。2） 减少铣床热变形的影响，铣床热变形是影响铣床加工精度的主要影响因素之一。由于数控铣床主轴转速、进给速度远高于普通铣床，在切削过程中产生大量的热，从而发生热变形，严重影响了加工精度。3） 传动系统机械结构简化，数控铣床的主轴和进给驱动系统主要是用交流、直流电动机和伺服电机驱动，因为他们调速范围大，并可无极调速，这样使传统大为简化，箱体结构简单。4） 高传动效率和无间隙传动装置，数控铣床在高进给速度下，工作要求平稳，有高定位精度。因此，对进给系统中的机械传动装置和元件要有高寿明、高刚度、无间隙、高灵敏度和低摩擦阻力的特点。5）低摩擦因数的导轨，要求导轨在高速进给时不振动，低速时不爬行，具有很高的灵敏度，耐磨性要高，精度保持性要好。数控铣床主要机械部件包括底座、滑鞍、工作台、立柱、主轴箱箱体等,它们的刚度等影响着数控机床的几何精度和加工精度,所以对数控铣床工作台，滑鞍设计对我认识机床有重要的意义。本次设计的参考对象为GMD200动桥式龙门数控铣钻床。GMD200铣钻床最大的特点是布局合理、结构特别紧凑，很多的机构设计有新意。我本次对加工中心主轴箱的改型设计是将由以前的钻，铣两种功能提升到镗，铣，钻三种功能。不仅能完成平面，而且能一次性完成孔的各种加工工艺，大大增加了加工范围。对于加工能力而言，将主轴输出的扭矩提高，可以在一定程度上提高加工能力。第二章 主轴系统的设计2.1 设计参数 使用年限：10年 ； 每天工作时间：16小时载荷性质： 重载转速范围N：806000 r/min计算转速：=350r/min，最大转数：=6000 r/min 最大输出扭矩 T= 600Nm最大钻孔直径：50mm2.2 主轴箱体方案设计2.2.1 加工中心主轴型号的选择机床主轴是机床上带动工件或者刀具旋转的轴。通常由主轴，轴承和传动件等组成主轴部件。除了刨床，拉床等主运动为直线运动的机床外，大多数机床都有主轴部件。由于机床的功能各有不同，主轴部件的构造同样各式各样，不过各种主轴部件都有一个共性，那就是在使用上都要求其具有与该机床工作性能相匹配的回转精度，耐磨性，稳定性，抗震性和刚度，此外还要求温升低，热变形小等特点。在结构上也要求能够完善解决工件或者刀具的定位装夹，主轴及轴承的定位，轴承间隙的调整以及润滑，密封等问题，来适应主轴高速化，高精度化的发展趋势。综合考虑选择台湾方技有限公司生产的FD3-55型龙门加工中心主轴。产品规格：最大钻孔直径：50mm最大夹持：ER16-10,JT1-6.5,JT2-10马力：0.37KW-2P,4P,220V/380V极限转速：6000rpm重量20KG总行程：550mm切削行程：25mm or 50mm气缸直径：50mm传动皮带：189J，201J2.2.2 电机型号的选择由于GM200铣钻床选用西门子公司的840D型主轴电机，考虑到总体兼容性的问题，决定采用西门子公司的主轴电机。综合考虑工作情况，功率损失等影响，进行Siemens电机的样本比对,在图2.1中最终决定选用总体性能较为合适的1PH7133型龙门加工中心专用电机。 图2.1 Siemens 部分电机参数表主要技术参数：P额=24KW N额=2650rpm Nmax=6000rpm M额=87NM =0.85 J=0.076kgm2 m=197kg cos=0.85已知最大转矩600NM，由公式P=TN9550=600350955022KW24KW（2.1）可知所选电机符合工作要求。2.2.3 电机主轴轴颈的确定按扭转强度条件计算，初选轴颈。 根据公式dA03pn（2.2） 查表8-2选择35号钢A0取135，则有：dA03pn=1353242650=28.2m对轴颈增大1-1.5倍最后由表查得标准轴颈40mm；高速输入轴的直径按与其相联的电动机轴的直径D估算，d=（0.81.2）D取轴与轴端轴颈d=35mm 查表选择轴端滚动轴承为深沟球轴承：61912GB/T276-1994 d=60mm D85mm B=13mm。2.2.4 电机转速的确定根据所给技术参数分别拟定分级变速箱的变速公比和分级变速箱的变速级数。由设计参数的技术要求可知道主轴恒功率RnpRnp=nmaxn计=6000350=17.15（2.3）根据已知电机特性确定电机的调速范围RdpRdp=NmaxN额=60002650=2.26（2.4） =Z-1RnpRdp（2.5）可以选取的值一般为二到四级，当取3时，=2.75；当取4时，=1.99 2。=时为最佳，因此两者越近越好，综上可以选择 取4。确定各级转速：375rpm ； 750rpm ；1500rpm ; 3000rpm ；6000rpm绘制转速图2.2：结构式为4=212214 图2-2 转速图2.2.5 加工中心变速箱总体结构设计本设计中的加工中心变速箱总体结构如图2-3所示变速箱由Siemens-1PL186型电机驱动，由于启动功率较大，且根据实际工作要求和设备安全性考虑，从电机主轴到变速箱第一根轴之间用带传动实现运动的降速传递。同时，为了降低效率损失以及传动的准确性，选用梯形同步带传动。主轴箱由四根轴组成，共有四对滑移齿轮实现转动升，降速输出。变速机构利用轴心拉杆式操纵机构，由液压缸来提供主轴换到装置及轴心拉杆机构的动力源，好处在于可以节省一部分油液，由液压泵来提供。该变速箱采用了滑移齿轮进行变速，这种变速装置的变速范围大，变速的级数也多，变速方便，可以在交大的变速范围内可传递交大的功率和转矩，不工作的齿轮不捏合，因此空载功率损失小。不过变速箱的结构较为复杂，不能在运转中变速，为了使得滑移齿轮容易进入啮合，一般多采用圆柱齿轮传动，传动平稳性不如斜齿轮。图2.1 加工中心主轴简图2.3 主要结构的设计与计算2.3.1 带传动的设计电机主轴传递转矩和运动的方式大致可以分为有变速功能的传动以及固定变速传动方式。所谓的有变速功能的传动，就是将主轴当作传动变速组，常用的变速副为滑移齿轮组。为了保证主轴传动精度和动平衡，可以将固定齿轮装于主轴上或者主轴上装换挡离合器，这类传动副多装于支承中间。一般多用于不频繁的变速，可用交换齿轮塔轮结构等，次时变速传动副多装与主轴尾端。所谓的固定变速传动方式，就是将主轴运动速度或者扭矩调整到适当范围。考虑受力和安装，调整的方便，固定传动组合可以装在两支承外，尽量靠近某一支承，以此减少对主轴的弯矩作用，或者采用卸荷机构。常用的传动方式有齿轮传动，带传动，链传动等。对于本次设计，经过综合考虑之后，选用固定变速传动方式中的带传动来传动电机主轴的扭矩和运动。 1) 计算功率Pd 由表6.1-62查得KA=1.9 Pd=KAP=1.924=45.6KW(2.6)1） 选定带型和节距，根据Pd=45.6KW n1=2650rpm 由图6.1-20确定为H型，节距Pb=12.7mm2） 小带轮齿数Z1根据带型XH和小带轮转速n1由表6.1-63查得小带轮的最小齿数Z1min=20mm 取Z1=20mm3） 小带轮节圆直径d1 d1=Z1Pb=2012.73.14=80.9mm (2.7)由表6.1-67可知da1=d1-2=80.9-1.372=79.53mm (2.8)5) 大齿轮齿数 Z2=iZ1=2.2620=45.2 (2.9) 取大齿轮齿数为466）大带轮节圆直径 (2.10)由表6.1-67查得 (2.11)7）带速v (2.12)8）初定轴间距a00.7d1+d2a02d1+d2(2.13) 取得轴间距为300mm9）带长及齿数L0=2a0+2d1+d2+d2-d124a0(2.14)=2300+280.9-186.1+186.1-80.924300=1028.41mm 由表6.1-58查得应选用带长代号为420的H型同步带，其节线长LP=1066.80mm ， 节线长上的齿数为84。10）实际轴间距a 此结构的轴间距可调整aa0+Lp-L02=300+1066.8-1028.412319.2mm(2.15)11）小带轮啮合齿数zmzm=entZ12-PbZ122aZ2-Z1=ent202-12.72022319.246-20(2.16) =ent9.03=912)基本额定功率由表6.1-65查得Ta=2100.85N m=0.448kg/m根据公式P0=Ta-mv2v1000=2100.85-0.44811.22211.221000=24.2KW(2.17)13) 所需带宽 bs=bs01.14pdkzp0(2.18) 由表6.1-64查得XH型带bs0=76.2mm Zm=9 KZ由表6.1-61可知Zm6时KZ=1 bs=76.21.1445.624.2=132.84mm 查表6.1-59最终确定带宽带号300-H型14）带轮结构和尺寸： 传动选420H-300梯形同步带 Z1=20 d1=80.9mm da1=79.53mm Z2=46 d2=186.1mm da1=184.73mm2.4齿轮传动设计2.4.1 轴上的第一组啮合齿轮1） 材料选择小齿轮材料选用40Cr钢，调质处理，齿面硬度250280HBS。大齿轮材料选用ZG310-560，正火处理，齿面硬度162185HBS。计算应力循环次数NN1=60n1jLh=601172.61101172.616=1.31010 N2=N1i=1.310101.76=7.51010查图5-17得ZN1=1 NN2=1 允许有一定的点蚀。由式5-29得ZX1=ZX2=1.0取SHmin=1.0 Zw=1.0 ZLVR=0.92按齿面硬度250HBS和262HBS 由图5-16(b)得Hlim1=690Mpa Hlim2=440Mpa 计算需用接触应力H1=Hlim1HminZN1ZX1ZWZLVR=6901.011.01.00.92=634.8MpaH2=Hlim2HminZN2ZX2ZWZLVR=4401.011.01.00.92=404.8Mpa由于H2H1 故计算时取H=H2=404.8Mpa2） 按齿面接触长度确定中心距小齿轮转矩T1由式5-2可知: T1=9.55106P1n1=9.55106240.981172.6=1.92105Nmm 初取 KtZ2t=1.1 取a=0.4 由表5-5得ZE=188.9Mpa 减速运动u=i=1.76 由式5-14计算 ZH=2cos20sin20=2.5(2.19)由式5-8计算中心距:atu13KT12auZHZEZH2(2.20) =1.76131.11.9210520.41.762.5188.9404.82=162.5mm取中心距a=170mm估算模数m=0.0070.02a=0.0070.02170=1.193.4由表5-7取圆柱齿轮的标准模数m=3齿数Z1=2amu1=217031.76+1=41.06(2.21)Z1=42 Z2=uZ1=1.7642=73.92 取Z2=74齿轮分度圆直径：d1=mZ1=342=126mm(2.22) d2=mZ2=374=222mm齿轮齿顶圆直径：da1=d1+2ha*m=126+213=132mm(2.23) da2=d2+2ha*m=222+213=228mm齿轮基圆直径: db1=d1cos=126cos20=118.401mm(2.24) db2=d2cos=228cos20=214.25mm圆周速度： v=d1n1601000=1261172.6601000=7.73m/s(2.25)由表5-6选出齿轮精度为7级3） 验算齿面接触疲劳强度按电机驱动，载荷平稳由表5-3取KA=1.0由图5-4（a）按7级精度和vZ1100=7.7342100=3.35m/s(2.26)得Kv=1.25齿宽b=aa=0.4170=68mm由图5-7（a）按bd1=68126=0.54,低速轴的刚度较大，二级传动中齿轮先对轴承为非对称布置，得K=1.06由表5-4 K=1.0由式5-4计算载荷系数K=KAKvKK=1.01.251.061.0=1.33(2.27)齿顶压力角a1=arccosdb1da1=arccos118.401132=26.2365(2.28) a2=arccosdb2da2=arccos214.25228=20.0073=12Z1tana1-tan+Z2tana2-tan =1242tan26.2365-tan20+74tan20.0073-tan20=1.4636 (2.29)由式5-13计算Z=4-3=4-1.46363=0.92(2.30)由式5-17计算齿面接触应力：H=ZHZEZ2KT1bd12u+1u =2.5188.90.9221.331.921056812621.76+11.76=389.75MpaH=404.8Mpa 故安全(2.31)4） 校核齿根弯曲疲劳强度按Z1=42 Z2=74 由图5-14得YFa1=2.44 YFa2=2.30由图5-15得YSa1=1.67 YSa2=1.74由式5-23计算Y=0.25+0.75=0.25+0.750.8636=1.12(2.32)由图5-16(b)得Flim1=290Mpa Flim2=152Mpa由图5-15得YN1=YN2=1.0由式（5-23）有m=35mm YX1=YX2=1.0取YST=2.0 SFmin=1.4由式5-31计算许用应力F1=Flim1YSTSFminYn1YX1=29021.41.01.0=414Mpa(2.33)F2=Flim2YSTSFminYn2YX2=15221.41.01.0=217Mpa由式5-24计算齿根弯曲疲劳应力F1=2KT1bd1mYFaYSa1Y=21.331.921056812632.441.671.22=90.68MpaF1=414Mpa(2.34)F2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1=90.682.31.742.441.67=89.06MpaF2 =217Mpa 故安全。5)齿轮主要几何参数： Z1=42 Z2=74 u=1.76 m=3mm d1=mZ1=342=126mm d2=mZ2=374=222mm da1=d1+2ha*m=126+21.03=132mm da2=d2+2ha*m=222+21.03=228mm df1=d1-2ha*+c*m=126-21.0+0.253=118.5mm120mm df2=d2-2ha*+c*m=222-21.0+0.253=214.5mm215mm a=12d1+d2=12126+222=174mm 齿宽b2=b=68mm 取b1=b2+510=74mm2.4.2 轴上的第二组啮合齿轮5） 材料选择小齿轮材料选用40Cr钢，调质处理，齿面硬度250280HBS。大齿轮材料选用ZG310-560，正火处理，齿面硬度162185HBS。计算应力循环次数NN1=60n1jLh=601172.61101172.616=1.31010 N2=N1i=1.310100.88=1.471010查图5-17得ZN1=1 NN2=1 允许有一定的点蚀。由式5-29得ZX1=ZX2=1.0取SHmin=1.0 Zw=1.0 ZLVR=0.92按齿面硬度250HBS和262HBS 由图5-16(b)得Hlim1=690Mpa Hlim2=440Mpa 计算需用接触应力H1=Hlim1HminZN1ZX1ZWZLVR=6901.011.01.00.92=634.8MpaH2=Hlim2HminZN2ZX2ZWZLVR=4401.011.01.00.92=404.8Mpa由于H2H1 故计算时取H=H2=404.8Mpa6） 按齿面接触长度确定中心距大齿轮转矩T1由式5-2可知: T1=9.55106p1n1=9.55106240.981172.6=1.92105Nmm 初取 KtZ2t=1.1 取a=0.4 由表5-5得ZE=188.9Mpa 减速运动u=i=0.88 由式5-14计算 ZH=2cos20sin20=2.5(2.19)由式5-8计算中心距: atu13KT12auZHZEZH2=0.88131.11