毕业设计（论文）-数控机床主轴系统设计建模、运动仿真与有限元分析.doc

数控铣床主轴系统设计建模与有限元分析学 院机电工程学院专 业机械设计制造及其自动化班 级94060110学 号2009040510006姓 名何少健指导教师李景奎负责教师沈阳航空航天大学2013年6月沈阳航空航天大学毕业设计（论文）摘 要本课题主要内容是以中捷摇臂钻床厂已有的产品GMD200动桥式龙门数控铣床为基础而进行的主轴系统设计建模及运动仿真及其有限元模态分析。第一，简要的介绍了本课题的提出，可行性分析及本课题的主要任务。第二，通过对现有的GMD200铣床机构的了解和设计主轴箱传动系统。第三，对主轴箱系统的主要零部件进行设计，并借助AUTOCAD软件绘制主轴箱的装配图。第四，借助UGS软件创建主轴箱中重要部分的三维实体建模,并对其进行运动仿真。第五，了解有限元分析方法，并利用CAE软件ANSYS对关键轴进行有限元模态分析。配置该主轴系统的机床主要以钻孔加工为主，同时可以进行轻铣和镗，大大增加了加工范围。由于提高了主轴输出的扭矩，还可以在一定程度上提高加工能力。关键词：主轴箱；实体建模；仿真；有限元；模态分析；ANSYSAbstractThe main issue is the analysis of radial drilling machine factory existing product GMD200 bridge Longmen CNC milling machine for the spindle system based design, modeling and motion simulation and finite element modal.First, briefly introduces the subject, feasibility analysis and the main task of the subject.Second, through the understanding and design of spindle box drive system on the existing GMD200 milling machine mechanism.Third, the main components of the spindle box system are designed, and the assembly drawing spindle box AUTOCAD software.Fourth, an important part of 3D solid modeling using UGS software to create the spindle box, and to simulate its movement.Fifth, understanding of the finite element analysis method, and the finite element modal analysis of the key shaft using the software of CAE ANSYS.The configuration of the machine tool spindle system mainly in the drilling process, and can light milling and boring, greatly increasing the processing range. Because of the increase of the output torque, but also can improve the processing ability in the certain degree.Keyword: spindle box; entity modeling; finite element; model analysis;目 录1 绪论11.1 课题的提出11.2可行性分析21.3本课题的任务32 主轴系统的设计42.1 设计参数42.2 主轴箱体方案设计42.2.1 主轴的选择42.2.2 电机的选择42.2.3 确定转速52.2.4 传动机构的设计62.3 主要结构的设计与计算72.3.1 带传动设计72.3.2 齿轮传动设计92.3.3 轴的设计及校核242.3.4 轴承的选择及校核322.3.5 平键及花键的选择342.3.6 液压缸的选择362.4 平面二维装配图372.4.1 AUTOCAD简介372.4.2 平面装配图383 三维立体模型的建立与装配393.1 UGS的历史简介393.2 UGS的功能简介393.3 UGS的基本知识403.3.1 UGS的界面403.3.2 UGS的文件窗口403.4 三维立体模型403.4.1 零件实体建模特征的分类403.4.2 主轴箱零部件的建立413.4.3 主轴箱的装配463.5 主轴系统的运动仿真483.5.1运动仿真的工作界面483.5.2 建立运动仿真环境483.5.3 定义连杆的特性和运动副484 有限元模态分析524.1 ANSYS软件简介524.2 模态分析及其意义524.3 轴的有限元模态分析524.3.1 实体建模534.3.2 进行模态设置，定义边界条件并求解554.3.3 后处理564.4 轴装配体的有限元模态分析594.4.1 实体导入和划分网络594.4.2 进行模态设置，定义边界条件并求解604.4.3 后处理615 结论与展望64参考文献65致 谢66III沈阳航空航天大学毕业设计（论文）1 绪论1.1 课题的提出装备制造业是一个国家的脊梁，随着我国各项事业的快速发展，改变落后的装备制造业现状已显得日趋紧迫。机床工业作为装备制造业的一大产业支柱，对提升整个装备制造业水平起着重要的推动作用。近年来，我国数控机床的产量持续增长，数控化率也显著提高。另一方面我国数控产品的技术水平和质量也不断提高。目前我国一部分普及型数控机床的生产已经形成一定规模，产品技术性能指标较为成熟，价格合理，在国际市场上具有一定的竞争力。我国数控机床行业所掌握的五轴联动数控技术较成熟，并已有成熟商品走向市场。 我国在数控机床高端产品的生产上取得了一定的突破。目前我国已经可以供应网络化、集成化、柔性化的数控机床。同时，我国也已进入世界高速数控机床生产国和高精度精密数控机床生产国的行列。目前我国已经研制成功一批主轴转速在8000-10000转/分以上的数控机床。 我国数控机床行业近年来大力推广应用CAD等信息技术，很多企业已开始和计划实施应用ERP、MRP和电子商务。如，济南第二机床集团有限公司的CAD普及率达100%，是国家级“CAD示范企业”，企业的MRP系统应用也非常成功，现代化管理水平较高。 但是和发达国家相比，我国数控机床行业在信息化技术应用上仍然存在很多不足。 一、信息化技术基础薄弱，对国外技术依存度高。我国数控机床行业总体的技术开发能力和技术基础薄弱，信息化技术应用程度不高。行业现有的信息化技术来源主要依靠引进国外技术，对国外技术的依存度较高，对引进技术的消化仍停留在掌握已有技术和提高国产化率上，没有上升到形成产品自主开发能力和技术创新能力的高度。具有高精、高速、高效、复合功能、多轴联动等特点的高性能数控机床基本上还得依赖进口。 二、产品成熟度较低，可行性不高。国外数控系统平均无故障时间在10000小时以上，国内自主开发的数控系统仅3000-5000小时；整机平均无故障工作时间国外达800小时以上，国内最好只有300小时。 三、创新能力低，市场竞争力不强。我国生产数控机床的企业虽达百余家，但大多数未能形成规模生产，信息化技术利用不足，创新能力低，制造成本高，产品市场竞争能力不强。 现在，随着社会和科学技术的发展，机械产品的日趋精密复杂，且需频繁改型。普通机床已不能适应这些需求。数控铣床是机械和电子技术相结合的产物，它的机械结构随着电子控制技术在铣床上的普及应用，以及对铣床性能提出的技术要求，而逐步发展变化。数控铣削是机械加工中最常用和最主要的数控加工方法之一，它除了能铣削普通铣床所能铣削的各种零件表面外，还能铣削普通铣床不能铣削的需要25坐标联动的各表面轮廓和立体轮廓。1.2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。我设计的机床主要以钻孔加工为主，同时可以进行轻铣和镗，具有镗、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。1.3本课题的任务GMD200动桥式龙门数控铣钻床采用模块化设计，主轴箱可选择12个，工作台长度可根据客户要求加长到20000mm，主要应用于汽车、航空航天、印刷包装、纺织机械等通用机械行业的大型零件的加工。可以完成铣平面、钻孔、扩孔、绞孔、攻丝等工序加工。该机床可实现三坐标联动，改变了劳动环境，提高了产品的质量和生产效率，市场的前景广阔。通过对GMD200动桥式龙门数控铣钻床机构的了解，在根据设计参数要求，可以把本课题的主要任务分为三方面：第一方面是主轴箱传动系统的设计，包括电机、带、齿轮、轴、轴承、液压缸、主轴的选择、计算和校核；第二方面是主轴系统的建模，主要是主轴箱及各部分个关键部位的建模、装配及运动仿真；第三方面是有限元分析，主要是对轴和轴装配体进行模态分析。2 主轴系统的设计2.1 设计参数 使用年限：10年（2班制）载荷性质：重载转速范围N：404500rpm（计算转速=390RPM，=4500RPM )最大输出扭矩 T= 800Nm最大钻孔直径：402.2 主轴箱体方案设计2.2.1 主轴的选择对多家主轴生产商所提供的样本资料比较，决定选用性价比比较高的台湾旭泰生产的MB50-1554500型主轴。主要技术要求如下：拉刀力：100Kg 25mm跳动0.005 300mm跳动0.008mm主轴尾部跳动0.02mm 主轴锥孔跳动0.002mm 鼻端跳动0.005mm动 平衡：ISO190G1级 最大扭距：850Nm 温升值20主轴转数：4500rpm 选用拉钉：LDA-BT80 中心出水：否静度刚值：径向0.004mm（400Kg） 轴向0.004MM(400Kg)2.2.2 电机的选择 因为GM200铣钻床采用Siemens840D型主轴电机，为了增强与系统的兼容性，决定采用Siemens 主轴电机。根据设计参数可知电机所需功率P (2-1)根据Siemens电机样本提供的电机型号，再考虑一些功率损失，选用1PH7163，其电机特性为： 2.2.3 确定转速 在确定转速图之前，需要知道主轴箱的变速公比和变速级数。由设计参数的技术要求可知道主轴所需求的恒功率有电机的特性可知电机的恒功率调速范围 （2-2）其中一般取2、3、4级。当取3时，=2.5；当取4时，=1.84 。=时为最理想的情况，所以两者越近越好，因此主轴箱级数取4 。当时，主轴电机经主轴箱变速得到几段恒功率转速段之间会出现部分重合现象，见图2.1 。图中AB、CD、EF、GH四段中每相邻两段间有一小段重合，得到主轴恒功率转速段AH段。图2.1 功率“重合”示意图 根据系统运动设计要点确定转速图，见图2.2 。图2.2 转速图2.2.4 传动机构的设计 因为电机外观尺寸导致电机轴到第一轴的距离较大，而且这两根轴的变速范围也最大，所以采用带传动。其余的采用齿轮传动，并通过4对滑移齿轮实现4级转速的输出，变速系统简图见图2.3。变速机构采用轴心拉杆式操纵机构，动力源来自液压缸，主轴换刀的动力源也采用液压缸，这样可以通过一个外部分液压泵统一供油。图2.3 变速系统简图2.3 主要结构的设计与计算2.3.1 带传动设计根据中捷摇臂钻床厂家的长期使用结果，认定UNITTA生产的各种皮带质量稳定，使用寿命较长，而且价格在同类产品中也比较适合，所以采用UNITTA的皮带。机床对传动精度的要求很高，所以采用同步带传动，同步带齿有梯形齿和弧形齿两类，弧形齿同步带除了齿形为曲线外，其结构与梯形齿同步带基本相同，带的节距相当，其齿高、齿根厚和齿根圆角半径等均比梯形齿大，带齿受载后，应力分布状态较好，齿根的应力集中，提高了齿的承载能力。故弧齿同步带比梯形齿同步带的传动功率大，而且防止啮合过程的干涉。且弧形齿同步带耐磨性好，工作时噪音小，不需润滑。因此采用圆弧齿同步带（又称HTD）。设计步骤如下：设计功率Pd由1表36.1-72得=1.69（软启动）。Pd=P=1.633=52.8Kw （2-3） 选定带型和节距。根据Pd=52.8Kw和，由1图36.1-23确定8M型，由1表36.1-76得=8mm。小带轮齿数根据带型和小带轮转速n由1表36.1-81得=40小带轮节圆直径 （2-4）大带轮齿数 （2-5）大带轮节圆直径 （2-6）带速 （2-7） 初定轴间距 根据电机外观尺寸，取=270mm 带长及其齿数 （2-8） 由1表36.1-77查得应选用的节线长 为1120mm，节线上的齿数为140。实际轴间距A，此结构间距可调整。 （2-9）小带轮啮合齿 所需带宽Bs 弧齿同步带的基准宽度，=20mm 基准宽度的基本额定功率，由1表36.1-82得=14.92kw/ 带长影响系数，由1表36.1-83得=1.00啮合齿轮修正系数，决定于小齿轮的啮合齿数,当时，=1 （2-10）由1表36.1-79查得带宽选70mm根据UNITTA提供的样本，选用1120-8M-70型圆弧齿同步带带轮的选择有1表36.1-91的挡圈最小高度4.5mm，挡圈厚度2mm。由1表36.1-92的轮宽73mm。2.3.2 齿轮传动设计 随着科学技术的发展，尤其是计算机技术的发展，使我们生活 更加便利 ，与此同时也使传统的机械设计发生了革命性的变化，各种各样先进的设计手段使设计过程变得简洁方便，一方面减轻了劳动者的劳动强度，另一方面提高了复杂设计的准确性。在此次设计中，针对齿轮传动使用了机械设计手册（软件版）（版本：R2.0.0，编制：数字化手册软件版编写委员会，出版：机械工业出版社)这个软件进行设计。此软件界面较好，操作简单，功能强大，而且能够自动生成结果报告。第轴上1:1.5降速齿轮现从软件自动生成报告中择录重要部分，具体类容如下：1.设计信息2.设计参数传递功率P=35.64（Kw）传递扭矩T=314.8525549(N.m)齿轮1转速n1=1081(r/min)齿轮2转速n2=720.66667 (r/min)传动比i=1.5原动机载荷特性 SF=轻微振动工作机载荷特性 WF=轻微振动预定寿命 H= 40000(小时)3.布置与结构结构形式Cons=（闭式）齿轮1布置形式Cons1=非对称布置 （轴刚性较大）齿轮2布置形式Cons2=非对称布置 （轴刚性较大）4.材料及热处理 齿面啮合类型 GFace=硬齿面热处理质量级别Q=MQ齿轮1材料及热处理Met1=20Cr齿轮1硬度取值范围HBSP1=56-6 齿轮1硬度HBS1=58齿轮1材料类别 MNTN1=0齿轮1极限应力类别 MetType1=13齿轮2材料及热处理Met1=20Cr齿轮2硬度取值范围HBSP1=56-62 齿轮2硬度HBS1=58齿轮2材料类别 MNTN1=0齿轮2极限应力类别 MetType1=135.齿轮精度齿轮1第1组精度JD11=6齿轮1第2组精度JD12=6齿轮1第3组精度JD13 =6 齿轮1齿厚上偏差JDU1=F 齿轮1齿厚下偏差JDU1=L 齿轮2第1组精度JD21=6齿轮2第2组精度JD22=6齿轮2第3组精度JD23 =6齿轮2齿厚上偏差JDU2=F 齿轮2齿厚下偏差JDU2=L6.齿轮基本参数模数 (法面模数) Mn=4端面模数Mt=4.00000螺旋角=0.00000（度）基圆螺旋角 =0.000000 (度) 齿轮1齿数Z1=26齿轮1变为系数X1=0.00齿轮1齿宽系数B1=25.00（mm）齿轮1齿宽系数d1=0.48077齿轮2齿数Z2=39齿轮2变为系数X2=0.00齿轮2齿宽系数B2=20.00（mm）齿轮2齿宽系数d2=0.32051总变位系数Xsum=0.00000标准中心距A0=130.00000 (mm)实际中心距A=130.00000 (mm)齿数比U=1.500000 端面重合度=1.66473纵向重合度=0.00000总重合度=1.66473齿轮1分度圆直径d1=104.00000（mm）齿轮1齿顶圆直径da1=112.00000（mm）齿轮1齿根圆直径df1=94.00000（mm）齿轮1齿顶高ha1=4.00000（mm）齿轮1齿根高hf1=5.00000（mm）齿轮1全齿高h1=9.00000（mm）齿轮1齿顶压力角1=29.241121（度）齿轮2分度圆直径d2=156.00000（mm）齿轮2齿顶圆直径da2=164.00000（mm）齿轮2齿根圆直径df2=146.00000（mm）齿轮2齿顶高ha2=4.00000（mm）齿轮2齿根高hf2=5.00000（mm）齿轮2全齿高h2=9.00000（mm）齿轮2齿顶压力角2=26.638399（度） 齿轮1分度圆弦齿厚sh1=6.27936 (mm)齿轮1分度圆弦齿高hh1=4.09487 (mm)齿轮1固定弦齿厚sch1=5.54819 (mm)齿轮1固定弦齿高hch1=2.99023 (mm) 齿轮1公法线跨齿数K1=3 (mm)齿轮1公法线长度Wk1=30.97789 (mm)齿轮2分度圆弦齿厚sh2=6.28149 (mm)齿轮2分度圆弦齿高hh2=4.06326 (mm)齿轮2固定弦齿厚sch2=5.54819 (mm)齿轮2固定弦齿高hch2=2.99023(mm) 齿轮2公法线跨齿数K2=4 (mm)齿轮2公法线长度Wk2=43.51470 (mm)齿顶高系数ha*=1.00顶系系数c*=0.25压力角a*=20 (度)端面齿顶高系数ha*t=1.00000端面顶隙系数c*t=0.25000端面压力角a*t=20.0000000 (度)7.检查项目参数8强度校核数据齿轮1接触强度极限应力1 =125.0（MPa）齿轮1抗弯疲劳基础值 (MPa)齿轮1接触疲劳强度许用值 =1250.0 (MPa)齿轮1弯曲疲劳强度许用值 =580.0（MPa）齿轮2接触强度极限应力2 =125.0（MPa）齿轮2抗弯疲劳基础值 (MPa)齿轮2接触疲劳强度许用值 =1250.0 (MPa) 齿轮2弯曲疲劳强度许用值 =580.0（MPa）接触强度许用安全系数SHmin=1.00弯曲强度许用安全系数SFmin=1.40接触强度计算应力 接触疲劳强度校核 满足齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 齿轮2弯曲疲劳强度计算应力齿轮1弯曲疲劳强度校核满足齿轮2弯曲疲劳强度校核满足9.强度校核相关系数齿形做特殊处理Zps=不处理齿面经表面硬化Zas=表面硬化齿形Zp=一般润滑油粘度V50=120 有一定量点馈Us=不允许小齿轮齿面粗糙度Z1R=Rz6 （RA1）载荷类型Wtype=对称循环载荷齿根表面粗糙度Z1R=Rz16 （RA2.6）刀具直奔轮廓尺寸HMn=Hao/Mn=1.25，Pao/Mn=0.38圆周力Ft=6054.33635（N）齿轮线速度V=5.88651(m/s)使用系数Ka=1.35000动载系数Kv=1.08277齿向载荷分布系数KH=1.2107 综合变形系数对载荷分布的影响=1.10251安装精度对载荷分布的影响=0.11156齿间载荷分布系数 节点区域系数 材料的弹性系数Ze=189.80000接触强度重合度系数 接触强度螺旋角系数 重合、螺旋角系数 接触疲劳寿命系数Zn=1.00000润滑油膜影响系数 工作硬化系数Zw=1.00000接触强度尺寸系数Zx=1.00000齿向载荷分布系数 齿间载荷分布系数抗弯强度重合度系数抗弯强度螺旋角系数抗弯强度重合、旋角系数 寿命系数Yn=1.00000齿根圆角敏感系数Ydr=1.00000齿根表面状况系数Yrr=1.00000尺寸系数Yx=1.00000齿轮1复合齿形系数Yfs1=4.19757齿轮1应力校正系数Ysa1=1.59312齿轮2复合齿形系数Yfs2=4.04077齿轮2应力校正系数Ysa2=1.68894第轴上1.22:1升速齿轮副因为计算步骤相似，所以后面的齿轮副基数按结果从报告中择录出最重要的部分齿轮的基本参数。基本内容如下： 模数 (法面模数) Mn=4 端面模数Mt=4.00000螺旋角=0.000000（度）基圆螺旋角 =0.000000 (度) 齿轮1齿数Z1=36齿轮1变为系数X1=0.26900齿轮1齿宽系数B1=25.00（mm）齿轮1齿宽系数d1=0.35714 齿轮2齿数Z2=29 齿轮2变为系数X2=0.260 齿轮2齿宽系数B2=20.00（mm） 齿轮2齿宽系数d2=0.4483 总变位系数Xsum=0.52900 标准中心距A0=128.00000 (mm) 实际中心距A=130.00360 (mm) 齿数比U=0.82857 端面重合度=1.53099 纵向重合度=0.00000 总重合度=1.53099 齿轮1分度圆直径d1=144.00000（mm） 齿轮1齿顶圆直径da1=152.00000（mm） 齿轮1齿根圆直径df1=134.00000（mm） 齿轮1齿顶高ha1=4.00000（mm）齿轮1齿根高hf1=5.00000（mm） 齿轮1全齿高h1=9.00000（mm）齿轮1齿顶压力角1=28.661067（度）齿轮2分度圆直径d2=116.00000（mm）齿轮2齿顶圆直径da2=124.00000（mm）齿轮2齿根圆直径df2=106.00000（mm） 齿轮2齿顶高ha2=4.00000（mm）齿轮2齿根高hf2=5.00000（mm）齿轮2全齿高h2=9.00000（mm）齿轮2齿顶压力角2=29.990404 （度）齿顶高系数ha*=1.00顶系系数c*=0.25压力角a*=20 (度)端面齿顶高系数ha*t=1.00000端面顶隙系数c*t=0.25000端面压力角a*t=20.0000000 (度)第轴上1.84:1升速齿轮副齿轮基本参数如下：模数 (法面模数) Mn=5端面模数Mt=5.00000螺旋角=0.000000（度）基圆螺旋角 =0.000000 (度) 齿轮1齿数Z1=39齿轮1变为系数X1=0.00齿轮1齿宽系数B1=25.00（mm）齿轮1齿宽系数d1=0.25641齿轮2齿数Z2=21齿轮2变为系数X2=0.00齿轮2齿宽系数B2=25.00（mm）齿轮2齿宽系数d2=0.47619总变位系数Xsum=0.00000标准中心距A0=150.00000 (mm)实际中心距A=150.00360 (mm)齿数比U=0.53846 端面重合度=1.63885纵向重合度=0.00000总重合度=1.63885齿轮1分度圆直径d1=195.00000（mm）齿轮1齿顶圆直径da1=205.00000（mm）齿轮1齿根圆直径df1=182.00000（mm）齿轮1齿顶高ha1=5.00000（mm） 齿轮1齿根高hf1=6.2500000（mm） 齿轮1全齿高h1=11.2500000（mm） 齿轮1齿顶压力角1=26.638399（度） 齿轮2分度圆直径d2=105.00000（mm） 齿轮2齿顶圆直径da2=115.00000（mm） 齿轮2齿根圆直径df2=92.50000（mm） 齿轮2齿顶高ha2=5.00000（mm） 齿轮2齿根高hf2=6.25000（mm） 齿轮2全齿高h2=11.25000（mm） 齿轮2齿顶压力角2=30.909448（度） 齿顶高系数ha*=1.00 顶系系数c*=0.25 压力角a*=20 (度) 端面齿顶高系数ha*t=1.00000 端面顶隙系数c*t=0.25000 端面压力角a*t=20.0000000 (度)第轴上1:1.84降速齿轮副 齿轮基本参数如下： 模数 (法面模数) Mn=5 端面模数Mt=5.00000 螺旋角=0.000000（度） 基圆螺旋角 =0.000000 (度) 齿轮1齿数Z1=21 齿轮1变为系数X1=0.00 齿轮1齿宽系数B1=30.00（mm） 齿轮1齿宽系数d1=0.57143 齿轮2齿数Z2=39 齿轮2变为系数X2=0.00 齿轮2齿宽系数B2=30.00（mm）齿轮2齿宽系数d2=0.30769 总变位系数Xsum=0.00000 标准中心距A0=150.00000 (mm) 实际中心距A=150.00360 (mm) 齿数比U=1.85754 端面重合度=1.63885 纵向重合度=0.00000 总重合度=1.63885 齿轮1分度圆直径d1=105.00000（mm） 齿轮1齿顶圆直径da1=115.00000（mm） 齿轮1齿根圆直径df1=92.50000（mm） 齿轮1齿顶高ha1=5.00000（mm） 齿轮1齿根高hf1=6.2500000（mm） 齿轮1全齿高h1=11.2500000（mm）齿轮1齿顶压力角1=30.909448（度） 齿轮2分度圆直径d2=195.00000（mm） 齿轮2齿顶圆直径da2=205.00000（mm） 齿轮2齿根圆直径df2=182.00000（mm） 齿轮2齿顶高ha2=5.00000（mm） 齿轮2齿根高hf2=6.25000（mm） 齿轮2全齿高h2=11.25000（mm） 齿轮2齿顶压力角2=26.638339（度） 齿顶高系数ha*=1.00 顶系系数c*=0.25 压力角a*=20 (度) 端面齿顶高系数ha*t=1.00000 端面顶隙系数c*t=0.25000 端面压力角a*t=20.0000000 (度)第轴上1:1传动的齿轮副 齿轮基本参数如下： 模数 (法面模数) Mn=5 端面模数Mt=5.00000 螺旋角=0.000000（度） 基圆螺旋角 =0.000000 (度) 齿轮1齿数Z1=32齿轮1变为系数X1=0.00齿轮1齿宽系数B1=25.00（mm）齿轮1齿宽系数d1=0.31250齿轮2齿数Z2=32齿轮2变为系数X2=0.00齿轮2齿宽系数B2=25.00（mm）齿轮2齿宽系数d2=0.31250总变位系数Xsum=0.00000标准中心距A0=160.00000 (mm)实际中心距A=160.00360 (mm)齿数比U=1.00000端面重合度=1.66764纵向重合度=0.00000总重合度=1.66764齿轮1分度圆直径d1=160.00000（mm）齿轮1齿顶圆直径da1=170.00000（mm）齿轮1齿根圆直径df1=147.50000（mm）齿轮1齿顶高ha1=5.00000（mm） 齿轮1齿根高hf1=6.2500000（mm）齿轮1全齿高h1=11.2500000（mm）齿轮1齿顶压力角1=27.820189（度）齿轮2分度圆直径d2=160.00000（mm）齿轮2齿顶圆直径da2=170.00000（mm）齿轮2齿根圆直径df2=147.00000（mm）齿轮2齿顶高ha2=5.00000（mm）齿轮2齿根高hf2=6.25000（mm）齿轮2全齿高h2=11.25000（mm） 齿轮2齿顶压力角2=27.820189（度）齿顶高系数ha*=1.00顶系系数c*=0.25压力角a*=20 (度)端面齿顶高系数ha*t=1.00000端面顶隙系数c*t=0.25000端面压力角a*t=20.0000000 (度)2.3.3 轴的设计及校核 所用的齿轮编号见图2.31第轴校核图2.4 第轴受力简图轴受力简图如2.4作用在齿轮上的圆周力 (2-11)径向力 垂直的轴承支反力 水平面的轴承支反力 合成支反力 (2-12)合成弯矩图截面的合成弯矩 垂直面水平面 (2-13)V截面的合成弯矩垂直面水平面 (2-14)图2.5 合成弯矩图(Nmm）转矩图T=314835 图2.6 转矩图(Nmm）当量弯矩图已知轴的材料为45钢，调质处理，。用插入法由1表21.1-9查得、。截面当量弯矩 (2-15)V截面当量弯矩 (2-16)图2.7 当量弯矩图(Nmm）校核轴的强度 (2-17) (2-18)这两个值都小于设计轴颈，故安全。下面用更为精度的安全因素校核法进行轴的校核：确定轴的危险截面为、三个截面，其中截面只受扭矩作用，、截面同时受弯矩和扭矩两者作用。扭矩T/()T=314835合成弯矩M/ ()=281147 抗弯截面系数 (1表21.1-10) 抗扭截面系数 (1表21.1-10) 弯曲应力幅 （按对称应力循环计算） 弯曲平均应力扭应力幅 平均扭应力 弯曲、扭转疲劳极限/MPa (1表21.1-2) 弯曲和扭转的效率因数(1表21.1-11) 尺寸因数 (1图21.2-12) 表面状态因数(1图21.2-13) 弯曲时疲劳缺口因数K。(1图21.1-8、1图21.1-9) (花键) （圆角）扭转时疲劳缺口因数。(1图21.1-10、1图21.1-11) (键槽) （花键） （圆角）寿命因数 只考虑弯矩作用时的安全因数 (2-19) 只考虑扭矩作用时的安全因数 (2-20) 安全因数 (2-21) 许用安全因数 (1表21.1-11)校核计算结论： ,故轴的疲劳强度足够。B当2、4直齿轮啮合工作时危险截面为、截面因为计算和校核的结果相似，以后轴的强度校核后的一些重要结论数据直接给出。合成轴承支反力 安全因素S 许用安全因数 (1表21.1-11)校核计算结论： ,故轴的疲劳强度足够。2.第III轴校核轴的结构简图如下2.8图2.8 轴的结构简图A 当2、4齿轮副和5、8齿轮副啮合工作时危险截面为I、 III、 IV 、V截面合成轴承支反力 安全因素S 许用安全因数 校核计算结论： ,故轴的疲劳强度足够。B当2、4齿轮副和6、7齿轮副啮合工作时危险截面为I、 III、 IV 、VI截面合成轴承支反力 因为这四个危险截面的合成弯矩比A的情况都小，所以不用校核。 C 当1、3齿轮副和5、8齿轮副啮合工作时危险截面为I、 II、 IV 、V截面合成轴承支反力 安全因素S 许用安全因数 校核计算结论： ,故轴的疲劳强度足够。D当1、3齿轮副和6、7齿轮副啮合工作时危险截面为I、 II、 IV 、VI截面合成轴承支反力 因为I、II、IV截面的合成弯矩比C情况小，所以不用再校核。安全因素S 许用安全因数 校核计算结论： ,故轴的疲劳强度足够。3.第IV轴校核轴的结构简图如下2.9。图2.9 轴的结构简图A当5、8齿轮副和9、10齿轮副啮合工作时危险截面为I、 II、 III 、V截面合成轴承支反力 因为I截面的合成弯矩比III截面小，所以只校核III截面就可以。安全因素S 许用安全因数 校核计算结论： ,故轴的疲劳强度足够。B. 当 6、7齿轮副和9、10齿轮副啮合工作时危险截面为I、 II、 IV 、V截面合成轴承支反力 安全因素S 许用安全因数 校核计算结论： ,故轴的疲劳强度足够。2.3.4 轴承的选择及校核1第轴（电机轴） 这两个轴承起着辅助支撑的作用，支撑力是同步带张紧所引起的，因为同步带的传动原理决定他的张紧力比起V带小很多，所以轴承所受的载荷可以不去考虑，只需考虑轴承的极限转速。根据结构和NSK提供的轴承样本，选用型号6915深沟球轴承，其极限转速（脂润滑）为6000rpm,远大于电机输出的最高转速（3700rpm）。2第II轴根据“2.3.3轴的选择及校核”的计算结果，选择最大的合成轴承支反力为轴承受的载荷。因为所有传动轮都是直齿轮，不会产生轴向力，所以不用推力轴承。疲劳寿命系数速度系数C 基本额定动载荷（N）P轴承负荷(N) 根据转速n=1082rpm可得 虽然机床的寿命为40000小时（十年2班制），但机床一般5年（20000小时）后要进行全面修检，对于轴承这样的易损件，可以在这个时候进行更换，如果把轴承的寿命定位40000小时，会对轴承的选择的选择造成很大的困难。一方面，虽然有这样型号的轴承，但价格可能就不是双倍的关系，可能会更高，另一方面，由于结构所限，可能没有复合要求的轴承，即使有，但过大的外观尺寸会对整体布局产生不利的影响，所以将轴承寿命定为20000小时。根据h=20000小时可得 (2-22) (2-23)因为A处支撑力很大，所以采用两个深沟球轴承，型号6120，额定动负荷35000N（一个），急速转速（脂润滑）7100rpm,轴承外径为90mm。在选择B处轴承时需要考虑一些相关问题，虽然型号6010的轴承复合设计要求（额定动负荷21800N,急速转速（油润滑）8500rpm），但其轴承外径为80mm，这在加工A、B轴承孔时会对加工带来困难，并且主轴箱的加工是合箱加工，对轴两端轴承孔的位置公差要求很严，若两端的轴承孔孔径不同，无法一次性镗成，如果用两道工序肯定比一次性加工误差大，而且增加了加工的辅助时间，所以在考虑工艺性的情况下，B处任然采用深沟球轴承。3第III轴因为选择和校核的原理相似，所以后面的选择和校核将直接给出结论。 A、B支撑轴承都选用NUP210EW型滚子轴承，额定动负荷69000N，极限转速（油润滑）6300rpm。4.第IV轴 A、B支撑轴承都选用NUP211EW型滚子轴承，额定动负荷86500N，极限转速（油润滑）5600rpm。2.3.5 平键及花键的选择平键的失效形式有以下几种，对于普通平键的失效形式为：键、轴、和轮毂这三中较弱的（通常为轮毂）工作表面被压溃，键面的切断在工作实际中十分罕见，因此对键连接只需进行挤压强度和耐磨性计算。1第I轴（电机轴） 平键的选择： 挤压强度（静联接） (2-24)式中：T传递的扭矩d轴的直径1键的接触长度 许用挤压压力根据结构和轴颈（d=55）查1表21.2-3可知选择公称直径尺寸为1610圆头普通平键（A型），其中k=4mm。因为带轮是铸铁，是连接中较弱的零件，查1表21.2-2得。由式2-24推出：根据标准键长系列，应选45mm，标记：键1645GB/T1095-1979(单键)。2第II轴平键的选择与1的原理一样，所以以后的结果选择直接结果选出。平键型号：1263GB/T1095-1979(双键)。花键的选择挤压强度（静联接） (2-25) 式中：T传递的扭矩 各齿间载荷分布不均匀因子，其值视加工精度而定，一般为0.70.8。 Z对矩形花键Z为键数（N），对渐开线Z为齿数 h键的工作高度 1键的接触长度 轴的平均直径 许用挤压压力，（见1表21.2-18）根据轴的结构查1表21.2-19可知选用公称尺寸8525810矩形花键，其中h=2.2mm，=55mm，取0.75，（齿面经过热处理）。由式2-25推出3第III轴平键型号：键1632GB/T1095-1979(双键)花键的选择耐磨性（双联接） (2-26)式中：T传递的扭矩 各齿间载荷分布不均匀因子，其值视加工精度而定，一般为0.70.8。 Z对矩形花键Z为键数（N），对渐开线Z为齿数 h键的工作高度 1键的接触长度 轴的平均直径 许用压强，（见1表21.2-18） 根据轴的结构查1表21.2-19可知选用公称尺寸8525810矩形