数控机床改造详细计算

目 录1.概述 .11.1、国内外数控机床的发展状况 .11.2、国内外数控机床改造的状况 .21.3、 机床数控化改造的优缺 .21.4、机床数控化改造的必要性和可能性 .21.5、课题研究背景和目标 .32、机床改造中数控系统的选择 .42.1 开环控制系统 .42.2 闭环控制数控系统 .42.3 半闭环数控系统 .42.4 数控系统的选择 .53方案的设定 .54主传动系统设计 .54.1、数控系统的选择 .54.2、机床主参数的确定 .54.3、主电动机的选择 .64.4、变速箱的设计 .65、齿轮传动的设计与校核 .85.1 设计低速齿轮 .85.1.1、选用齿轮类型、精度等级、材料及齿轮传动 .85.1.2、按齿面接触面强度设计 .85.1.3、按齿根弯曲强度设计 .115.1.4、几何尺寸计算 .125.1.5、齿轮的几何尺寸 .125.2 设计高速齿轮 .135.2.1、选用齿轮类型、精度等级、材料及齿轮传动 .135.2.2、按齿面接触面强度校核齿轮 .135.2.3、按齿根弯曲强度校核齿轮 .155.2.4、几何尺寸计算 .165.2.5、齿轮的几何尺寸 .176组件的设计 .177、主轴的设计 .188、轴的设计 .249.滚动轴承的校核 .2710.总结 .2711.参考文献 .281普通机床的数控改造主传动系统设计1.概述1.1、国内外数控机床的发展状况世纪人类社会最伟大的科技成果是计算机的发明与应用，计算机及控制技术在机械制造设备中的应用是世纪内制造业发展的最重大的技术进步。自从年美国第台数控铣床问世至今已经历了个年头。年代的全世界数控机床制造业都经过重大改组。如美国、德国等几大制造商都经过较大变动，从年代初开始已出现明显的回升，在全世界制造业形成新的技术更新浪潮。如德国机床行业从年至今已接受个月以后的订货合同，生产任务饱满。 我国数控机床制造业在年代曾有过高速发展的阶段，许多机床厂从传统产品实现向数控化产品的转型。但总的来说，技术水平不高，质量不佳，所以在年代初期面临国家经济由计划性经济向市场经济转移调整，经历了几年最困难的萧条时期。从年“九五”以后国家从扩大内需启动机床市场，加强限制进口数控设备的审批，投资重点支持关键数控系统、设备、技术攻关，对数控设备生产起到了很大的促进作用。但仍存在下列问题： （） 低技术水平的产品竞争激烈，互相靠压价促销； （） 高技术水平、全功能产品主要靠进口； （） 配套的高质量功能部件、数控系统附件主要靠进口； （） 应用技术水平较低，联网技术没有完全推广使用； （） 自行开发能力较差，相对有较高技术水平产品主要靠引进图纸、合资生产或进口件组装。 当今世界工业国家数控机床的拥有量反映了这个国家的经济能力和国防实力。目前我国是全世界机床拥有量最多的国家（近万台），但我们的机床数控化率仅达到左右，这与西方工业国家一般能达到的差距太大。数控化率低，已有数控机床利用率、开动率低，这是发展我国世纪制造业必须首先解决的最主要问题。每年我们国产全功能数控机床台，每年我们花十几亿美元进口台数控机床，即使这样我国制造业也很难把行业中数控化率大幅度提上去。因此，国家计委、经贸委从“八五”、“九五”就提出数控化改造的方针。因此，这两年来承担数控化改造的企业公司大量涌现。 近年数控机床为适应加工技术发展，在以下几个技术领域都有巨大进步。 （） 高速化 （） 高精度化 （） 复合加工、新结构机床大量出现 （） 使用各种高效特殊功能的刀具使数控机床“如虎添翼”。 （） 数控机床的开放性和联网管理，已是使用数控机床的基本要求，它不仅是提高数控机床开动率、生产率的必要手段，而且是企业合理化、最佳化利用这些制造手段的方法。1.2、国内外数控机床改造的状况我国目前机床总量 380 余万台，而其中数控机床总数只有 11.34 万台，即我国机床数控化率不到 3。近 10 年来，我国数控机床年产量约为 0.60.8 万台，年产值约为 18 亿元。机床的年产量数控化率为 6。我国机床役龄 10 年以上的占 60以上；10 年以下的2机床中，自动/半自动机床不到 20，FMC/FMS 等自动化生产线更屈指可数（美国和日本自动和半自动机床占 60以上）。可见我们的大多数制造行业和企业的生产、加工装备绝大数是传统的机床，而且半数以上是役龄在 10 年以上的旧机床。用这种装备加工出来的产品普遍存在质量差、品种少、档次低、成本高、供货期长，从而在国际、国内市场上缺乏竞争力，直接影响一个企业的产品、市场、效益，影响企业的生存和发展。所以必须大力提高机床的数控化率。 据专家预测，到 2001 年，我国数控机床消费额可达 240.2 亿元。这些需求一方面通过购置新设备来满足，另一方面，如果充分利用我国的现有的存量资产，用更新改造后的设备替代和减少购置新设备，可以起到事半功倍的效果。以 240.2 亿元的需求量估计，即使10的需求通过设备的再生改造来实现，每年也有 24 亿元的市场。1.3、 机床数控化改造的优缺1.3.1减少投资额、交货期短 同购置新机床相比，一般可以节省 6080的费用，改造费用低。特别是大型、特殊机床尤其明显。一般大型机床改造，只花新机床购置费用的 1/3，交货期短。但有些特殊情况，如高速主轴、托盘自动交换装置的制作与安装过于费工、费钱，往往改造成本提高 23 倍，与购置新机床相比，只能节省投资 50左右。 1.3.2机械性能稳定可靠，结构受限 所利用的床身、立柱等基础件都是重而坚固的铸造构件，而不是那种焊接构件，改造后的机床性能高、质量好，可以作为新设备继续使用多年。但是受到原来机械结构的限制，不宜做突破性的改造1.3.3熟悉了解设备、便于操作维修 购买新设备时，不了解新设备是否能满足其加工要求。改造则不然，可以精确地计算出机床的加工能力；另外，由于多年使用，操作者对机床的特性早已了解，在操作使用和维修方面培训时间短，见效快。改造的机床一安装好，就可以实现全负荷运转。 1.3.4可充分利用现有的条件 可以充分利用现有地基，不必像购入新设备时那样需重新构筑地基。 1.3.5可以采用最新的控制技术 可根据技术革新的发展速度，及时地提高生产设备的自动化水平和效率，提高设备质量和档次，将旧机床改成当今水平的机床。1.4、机床数控化改造的必要性和可能性1.4.1、微观看改造的必要性 从微观上看，数控机床比传统机床有以下突出的优越性，而且这些优越性均来自数控系统所包含的计算机的威力。 a 可以加工出传统机床加工不出来的曲线、曲面等复杂的零件。 由于计算机有高超的运算能力，可以瞬时准确地计算出每个坐标轴瞬时应该运动的运动量，因此可以复合成复杂的曲线或曲面。 b 可以实现加工的自动化，而且是柔性自动化，从而效率可比传统机床提高 37 倍。由于计算机有记忆和存储能力，可以将输入的程序记住和存储下来，然后按程序规定的顺序自动去执行，从而实现自动化。数控机床只要更换一个程序，就可实现另一工件加工的自动化，从而使单件和小批生产得以自动化，故被称为实现了“柔性自动化”。 c 加工零件的精度高，尺寸分散度小，使装配容易，不再需要“修配”。 d 可实现多工序的集中，减少零件 在机床间的频繁搬运。 3e 拥有自动报警、自动监控、自动补偿等多种自律功能，因而可实现长时间无人看管加工。 f 由以上五条派生的好处。工人的劳动强度，节省了劳动力（一个人可以看管多台机床），减少了工装，缩短了新产品试制周期和生产周期，可对市场需求作出快速反应等等。 以上这些优越性是前人想象不到的，是一个极为重大的突破。此外，机床数控化还是推行 FMC（柔性制造单元）、FMS（柔性制造系统）以及 CIMS（计算机集成制造系统）等企业信息化改造的基础。数控技术已经成为制造业自动化的核心技术和基础技术。 1.4.2、宏观看改造的必要性 从宏观上看，工业发达国家的军、民机械工业，在 70 年代末、80 年代初已开始大规模应用数控机床。其本质是，采用信息技术对传统产业（包括军、民机械工业）进行技术改造。除在制造过程中采用数控机床、FMC、FMS 外，还包括在产品开发中推行CAD、CAE、CAM、虚拟制造以及在生产管理中推行 MIS（管理信息系统）、CIMS 等等。以及在其生产的产品中增加信息技术，包括人工智能等的含量。由于采用信息技术对国外军、民机械工业进行深入改造（称之为信息化），最终使得他们的产品在国际军品和民品的市场上竞争力大为增强。而我们在信息技术改造传统产业方面比发达国家约落后 20 年。如我国机床拥有量中，数控机床的比重（数控化率）到 1995 年只有 1.9，而日本在 1994 年已达 20.8，因此每年都有大量机电产品进口。这也就从宏观上说明了机床数控化改造的必要性。1.5、课题研究背景和目标加入世贸组织后，中国正在逐步成为“世界制造中心”。制造设备的大规模数控化，使企业急需一大批数控编程、数控设备操作及其维修、CAD/CAM应用人员。然而，目前掌握数控技术的机电复合人才奇缺，“月薪6000元难聘数控技工”、“年薪16万招不到模具技工”成为全社会普遍关注的热点问题。数控人才奇缺已引起中央领导、教育部、劳动保障部等政府部门高度重视。为社会培养急需的数控人才，是各高校、高职、中职、技校义不容辞的责任!据机械主管部门统计，工科院校用于实践教学的机床约有1万台，但数控化率不到4%。绝大多数是传统机床，且半数役龄在10年以上135。随着学生人数的增加，新科目的普及，高科技的实验、实习因条件差而不能达到要求。加之目前工科院校机床设备投入资金都十分有限，为此我们必须推广投入少，收效大的旧机床数控化改造。以最小的投资盘活庞大的存量资产，以促进工科院校的实践教学。我国机床数控化改造起步较晚，对其工艺深入研究还不够，虽然有成功的经验，但也走了不少弯路，其原因大概有以下几个方面。（1）改造以前没有可行性分析或只定性分析；（2）所设计的数控系统或选择系统性能不稳定；（3）机床的关键部件选择不合理;（4） 接口电路设计不合理。随着电子技术的高速发展，许多专门为工业环境下使用的电子元器件大量涌现，它们的性能价格比越来越高，在改造中自己设计制造单片机，单板机扩展系统存在许多弊端，如:不易实行规范化设计，安装、调试、维护的工作量大，系统不稳定等，因此，逐渐被性能价格比高的批量生产的数控系统和可编程控制器等所取代。这样，对这些系统如何选型越来越引起人们的关注。CA6132 普通车床数控化改造。本课题主要任务是:针对原机床特点，利用数控系统控制4车床运动，提高车床的加工精度和自动化水平。改造设计遵循的原则是在满足学生实习需要的前提下，对原车床尽可能减少改动量，以降低改造成本。我认为，造成我国目前机床数控化改造进展相对缓慢的原因是机床数控化改造知识没有很好地推广和普及。许多改造专家的宝贵经验只能局限在局部。2、机床改造中数控系统的选择数控机床一般由数控控制系统、伺服驱动系统和反馈检测系统三部分组成。如何选择和配置数控系统，是数控设备改造工作的首要问题。数控系统主要有三种类型，改造时，应根据要改造机床的类型、控制轴数、加工过程中的精度要求等具体情况进行选择。现在的数控系统主要有以下几种：2.1 开环控制系统开环控制数控机床的特点是不带检测反馈装置，该系统的伺服驱动装置主要是步进电机、电液脉冲马达等。数控装置将工件加工程序处理后，输出指令脉冲信号，由数控系统送出的进给指令脉冲，经驱动电路控制和功率放大后，使步进电机转动，驱动执行部件。步进电机只要改变指令脉冲的数量、频率以及通电顺序，便可控制执行部件运动的位移量、速度和运动方向。这种系统不将所测得的实际位置和速度反馈到输入端，故称之为开环系统。该系统的位移精度主要决定于步进电机的角位移精度，齿轮、丝杠等传动元件的精度，所以系统的位移精度较低。开环控制系统因为没有检测装置，也就没有纠正偏差的能力，因此它的控制精度较低。但该系统具有机床结构简单、调试维修方便、工作可靠度高、成本价格低，易改装成功等优点，现仍广泛应用于经济型数控机床与旧机床的数控化改造上。2.2 闭环控制数控系统闭环控制数控系统的特点是装有位置检测反馈装置，由光栅、感应同步器等位置检测装置测得实际位置反馈信号。并随时将反馈信号与指令给定值进行比较，将两者的差值放大和变换，驱动执行机构，以给定的速度向着减少偏差的方向运动，直到指令给定位置与反馈的实际位置的差值为零。同此可见闭环控制数控系统可以消除机械传动的各种误差及在加工过程中产生干扰的影响，使加工精度大大提高。闭环控制数控系统在结构上比开环进给系统复杂，相对成本也高，对使用环境要求严。系统的设计和调试都比开环系统难度在。但是可以获得比开环进给系统更高的精度，更快的速度，驱动功率更大的特性指标。主要用于一些精度要求高的镗铣床、超精车床、超精铣床等，改造中可根据产品技术要求，决定是否采用这种系统。2.3 半闭环数控系统统不是直接半闭环数控系统与闭环数控系统相类似，它们的主要区别在于半闭环数控系检测工作台的位移量，而是把检测元件安装在中间传动件上，间接测量执行部件的位置。半闭环数控系统由于检测元件的安装位置位于传动链的中部，存在着螺距误差，使得从半闭环系统位置检测器反馈的丝杠旋转角度变化量，还不能精确地反映进给轴的直线运动位置。决定了它只能补偿系统环路内部部分元件的误差，但是，经过数控系统对螺距误差的补偿后，它们也能达到相当高的位置控制精度。但是与全闭环系统相比，它们的价格较低、结构与调试都较闭环系统简单。在将角位移检测元件与速度检测元件和伺服电机作成个整体时则无需考虑位置检测装置的安装问题。安装在电机内部的位置反馈器件的密封性好，工作更加稳定可靠，几乎无需维修，所以广泛地应用于各种类型的数控机床。从几种数控5系统的特点可以看出，在数控系统中半闭环数控系统控制精度较闭环数控系统要差，但稳定性好，成本较低，调试维修也比较容易，兼顾了开环数控系统与闭环数控系统珠优点，因此应用较普遍。选择数控系统类型时主要应根据数控改造机床的类型、控制轴数、改造后机床要达到的各种精度、驱动电机的功率等要求确定数控系统的类型与功能。经济型数控机床与旧机床的数控化改造多采用开环控制系统。加工精度要求高的各种机床选用才半闭环数控系统与闭环数控系统。2.4 数控系统的选择在确定了数控系统的类型后，应该考虑的是采用哪一数控系统，才能满足对机床功能的要求。对于一台要改造的机床，控制要求、主轴数、坐标轴数、测量元件、机床现状几大要素基本可以确定改造可以选择的系统和相应的驱动和测量系统方案。目前国内常用的数控系统有 FANUC、SIEMENS、FAGOR、广州数控、华中数控系统等。每家公司的产品各有自己不同的特点，选择时应按改造要求与经济情况选择性价比高的系统。SINUMERIK 840C系统一直雄居世界数控系统水平之首，内装功能强大的 PLC 135WB2，适合于高复杂度的数控机床。802C 在车，铣加工应用技术上具有优势，SINUMERIK 802D 系统虽属于低档系统但是基本上已经是标准的数控系统，最适合于数控车床、铣床、磨床和带小型刀库的数控加工中心的配套及改造。一般来说，国内数控系统的价格低，功能不如国外几个著名厂家齐全；但国外系统有的对电源质量要求高、产品贵而娇气，在使用中要有配套设施或专线。有的系统是分功能模块出售，购买时应对其系统比较熟悉。数控系统是数控机床的核心，机床数控系统不同，它所具有的功能也有所不同，其指令代码及格式也有所不同。编程时就有所差别，现代数控系统的编程方法较多，其中大部分以 IS0 标准 G，M 代码编程的数控系统具有较大的灵活性，能满足多品种、中小批量的零件生产要求，但所用机床准备工作时间较长，编程速度较慢，特别是手工编程占用时间较多，效率不高。因此本次改造的数控系统选用 SINUMERIK802D 系统。3方案的设定任务的要求：在改造完成后，机床主轴要实现无级调速，而原机床的恒功率调速范围为： ，其所要求的恒功率调速范围比较大，而目前一般直流电动机的140528nNR恒功率调速范围仅能达到 23；交流无级调速电动机的调速范比较宽，额定转速为 1350 r/min 或 1800 r/min 的交流电动机，恒定功率的调速范围可以达到 1:5 或 1:4；额定转速为 750 r/min 或 500 r/min 的交流电动机，恒功率的调速范围可达 1:12。由于主轴恒功率调速范围为 28，而无论是直流电动机或者交流电动机都不可以达到这个范围，故采用一个交流电动机加一个变速箱来实现主轴的恒功率调速范围。4主传动系统设计4.1、数控系统的选择4.2、机床主参数的确定(1).机床转速范围的确定：参考原机床，机床的转速范围为101400r/min，其中计算转速为50r/min,按照任务书，6改造后实现101400r/min的无级调速。(2).估算最大切削力按照机械制造技术基础，取切削用量为： 、 1.8pam0.5/fr，加工经过正火后的 钢，其单位面积切削力 为1962 ，来估180/minv#45Ck2inN算机床最大切削力。主切削力的计算公式 ，CpFkaf其中式中： 为单位面积切削力； 为切削深度； 为进给速度。k f则估算切削力为： Cpaf1962 1.8 0.51766 N(3).主切削功率的确定：其计算公式为 ；式中 为主切肖力； 切削速度。CF60vp切 Cv则主切削功率为： 切 178065.29kw4.3、主电动机的选择(1).估算所需电动机的功率在主运动系方案还没有确定前，主传动功率P可以根据切削功率 与主传动链的总效p切率由下式估算：P /p切主传动的总效率一般可取0.700.85。取0.85，则所电动机的功率为：P / 6.232 kwp切 5.2980(2).选取电动机：选取功率P为7.5kw，额定转速为500 ，最高转速为2750 的交流伺服电动minrminr机。4.4、变速箱的设计根据原机床可知，其计算转速 ，50injr7由公式 ，得主轴的恒功率变速范围为nNRmaxj nNzfmaxj140285电动机可以达到的恒功率调速范围为 max7.0dNjRn取 ，295.4106f d由公式 得，(lgl)gnNdfz(l285.)11.9lg4z取Z2，分级变速箱的转速图和功率特性图如下图1所示。由于变速箱公比小于电动机的恒功率调速范围，因此在主轴的功率特性图上出现了小段重合。图2是设计的主传动图。图1 分级变速箱的转速图和功率特性图8图2 主传动系图5、齿轮传动的设计与校核5.1 设计低速齿轮5.1.1、选用齿轮类型、精度等级、材料及齿轮传动(1)选用直齿圆柱传动；(2)机床主轴箱为一般工作机器，速度不高，故选用 6 级精度；(3)材料选择。由机械设计表 101 选择小齿轮材料为 40Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为 45 钢(调质)，硬度 240HBS，二者硬度差为 40HBS。(4)选择齿轮齿数。由机械制造装奋设计表 39，初步选取小齿轮齿数为 20，大齿数为 80。5.1.2、按齿面接触面强度设计由机械设计计算公式(109a)进行试算，即d1t2.32 213()EdHKTZu式中：小齿轮分度圆直径 d1t，载荷系数 K，齿宽系数 ，小齿轮传递转矩 ，d1T传动 u，材料弹性影响系数 ，齿面接触疲劳强度 。 确定公式内各计算数值EZH试选载荷系数 1.3tK小齿轮传递的转矩小齿所传递的功率 ， 为传动效率，取11dp10.989则 7.5 0.987.35 KW1pT19550000 9550 1.40385 NmmminP7.35031510由机械设计表 107 选取齿宽系数 d0.6由机械设计表 106 查得材料的弹性影响系数 ZE189.8MP 12由机械设计表 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触面疲劳强度极限600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限 550Mpa。lim1Hlim2H由机械设计式 1013 计算应力循环次数，取受命为 30 年，年工作天为 280天，N160 jLh6011001(828030)maxn4.435 9099124.351.8140 .8由机械设计图 1019 取得接触疲劳寿命系数0.88 0.901HNK2HN计算接触疲劳许用应力。取失效概率为 0.1%，安全系数 S1，由式机械设计(1012)得 0.88600 Mpa528 Mpa1HlimNH 0.90550 Mpa495 Mpa22liK(2)计算计算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小值1tdd1t2.32 23()tEdHTZu5231.4083.918.2. ().64588.8mm计算圆周速度 160tdnv3.48.0105.1ms计算齿宽 b 10.6853.2dt计算齿宽与齿高之比 h模数 mm18.420ttdmZ齿高 mm().59.athc齿高比 53.89b计算载荷系数根据 5.11 ，6 级精度，由机械设计图 108 查得动载荷系数。1.08vK直齿轮， 。1HFK由表机械设计102 查得使用系数 。1.25aK由 机械设计 表 104 用插值法查得 6 级精度，小齿轮非对称布置时，由 5.333， ， 查图 1013 得1.97Hbh.97H 1.72FK故载荷系数 AVKK11.0811.1971.29276按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(1010a)得mm11.29768.8.53tTdK计算模数 mmm18.54.20dZ5.1.3、按齿根弯曲强度设计由机械设计式(105)得弯曲强度的设计公式为11132()FaSdYKTmZ(1)确定公式内的各计算数值: 由图 1020c 查得小齿轮的弯曲疲劳极限 MPa，大齿轮的弯曲疲劳150FE极限 MPa。2380FE由图 1018 取弯曲疲劳寿命系数 ，1.8FNK2.8FN计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 s1.4，由式(1012)得10.8530.574FNEKMPaaS22 2861.计算载荷系数 KAVFK11.0811.1721.26576查取齿形系数由表 105 查得 ，12.7FaY2.Fa查取应力校正系数由表 105 查得 ，1.5Sa21.7Sa计算大、小齿轮的 并加以校正FY12.750.14673aSF2.8aSFY大齿轮的数值大(2)设计计算 132()FaSdYKTmZ mm532.657.4081.641122.902 mm对比计算结果，由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，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)在关，可取由弯曲强度算得的模数 2.9 并就近圆整为标准值 m4mm，按接触强度算得的分度圆直径mm，算出小齿轮齿数18.5d18.524dZ大齿轮的齿数 213.9u5.1.4、几何尺寸计算(1)计算分度圆直径mm1248dZmmm235(2)计算中心距 mm12820da(3)计算齿轮宽度mm10.65.zb取 mm， mm153B2495.1.5、齿轮的几何尺寸参考下表一计算公式 结果名称 代号(单位) 小齿轮 大齿轮 小齿轮 大齿轮模数 m(mm)4压力角 (度)20分度圆直径d(mm) 88 352齿顶高 (mm) 2 213齿根高 (mm) )(+ 3 3齿全高 H(mm) )(2+ 9 9齿顶圆直径(mm)(+2) 92 356齿根圆直径(mm) )(22 82 3465.2 设计高速齿轮5.2.1、选用齿轮类型、精度等级、材料及齿轮传动(1)选用直齿圆柱传动；(2)机床主轴箱为一般工作机器，速度不高，故选用 6 级精度；(3)材料选择。由于轴上所使用的齿轮是双联齿轮，故高速齿轮的大齿轮（双联齿轮中的一个）的材料与低速齿轮中的小齿轮的材料取为一样为 40Cr(调质)，硬度为280HBS，小齿轮材料为 45 钢(调质)，硬度 240HBS，二者硬度差为 40HBS。(4)选择齿轮齿数。参照低速齿轮，高速齿轮的中心矩为 220mm；模数初取m4，则两齿轮的齿数和为 ，由机械制造装奋设计表 39，初步选取2014小齿轮齿数为 46，大齿数为 64。5.2.2、按齿面接触面强度校核齿轮由机械设计计算公式(109a)进行试算，即d4t2.32 2231()EdHKTZu式中：小齿轮分度圆直径 d4t，载荷系数 K，齿宽系数 ，小齿轮传递转矩 ，d2T传动 u，材料弹性影响系数 ，齿面接触疲劳强度 。 EZH(1)确定公式内各计算数值试选载荷系数 1.3 tK小齿轮传递的转矩小齿所传递的功率 ， 、 为传动效率，取 (皮带传动)，212dp1210.98(滚动轴承)20.98则 7.5 0.98 0.987.203 KW2T29550 9550 1.3758 Nmm2minP7.20351510由机械设计表 107 选取齿宽系数 d0.214由机械设计表 106 查得材料的弹性影响系数 ZE189.8MP 12由机械设计表 1021d 按齿面硬度查得大齿轮的接触面疲劳强度极限600MPa；小齿轮的接触疲劳强度极限 550Mpa。lim3Hlim4H由机械设计式 1013 计算应力循环次数，取受命为 30 年，年工作天为 280天，60 jLh6013501(828030)5.4434N2maxn 9109435.310.4.2 1.由机械设计图 1019 取得接触疲劳寿命系数0.87 0.86 3HNK4HN计算接触疲劳许用应力。取失效概率为 0.1%，安全系数 S1，由式机械设计(1012)得 0.87600 Mpa522 Mpa3H3limNH 0.86550 Mpa473 Mpa44liK(2)计算计算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小值4tdd4t2.32 2231()tEdHKTZu523.780.3189. (). 47146.6mm而所选择的齿轮的分度圆直径 mm，即 ，故所选的齿轮满46d4dt足齿面接触面强度的要求。5.2.3、按齿根弯曲强度校核齿轮由机械设计式(105)得弯曲强度的设计公式为 234()FaSdYKTmZ(1)确定公式内的各计算数值: 由图 1020c 查得小齿轮的弯曲疲劳极限 MPa，大齿轮的弯曲疲劳430FE极限 MPa3610FE15由图 1018 取弯曲疲劳寿命系数 ，30.82FNK40.8FN计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 s1.4，由式(1012)得30.826157.94FNEKMPaaS44 3241.计算圆周速度 4160tdnv3.57.012.9ms计算载荷系数根据 12.3559 ，6 级精度，由图 108 查得动载荷系数 ， 1.2VK直齿轮， 1HFK由表 102 查得使用系数 .25A计算齿宽 b 10.7.431.dt m由表 10 4 用插值法查得 6 级精度，小齿轮非对称布置时， 1.4HK由 ， 查图 1013 得3.47.51(2)259atbhcm.HK。1.40FK计算载荷系数 KAVFK1.251.1211.401.925查取齿形系数由表 105 查得 ，32.6FaY42.36Fa查取应力校正系数由表 105 查得 ，31.7Sa4.9Sa16计算大、小齿轮的 并加以校正FaSY32.61740.659aSF4.23aSFY小齿轮的数值大(2)设计计算 132()FaSdYKTmZ mm532.95.37810.623042.616 mm而选取的齿轮模数为 m4，大于 2.616，故所选的齿轮符合要求。5.2.4、几何尺寸计算(1)计算分度圆直径mm36425dZmm418m(2)计算齿轮宽度mm30.256.zbd取 mm， mm350B455.2.5、齿轮的几何尺寸参考下表 2计算公式 结果名称 代号(单位) 小齿轮 大齿轮 小齿轮 大齿轮模数 m(mm)4压力角 (度)20分度圆直径d(mm)184 25617齿顶高 (mm)4 4齿根高 (mm) )(+5 5齿全高 H(mm) )(2+ 10 10齿顶圆直径(mm)(+2)192 264齿根圆直径(mm) )(22174 2466组件的设计(1)轴承的选择：由于轴所受到的力只要是径向力，故选用深沟球轴承。(2)主轴组件：本车床为普通精度级的轻型机床，为了简化结构、主轴采用了轴向后端定位的两支承主轴组件。前支承采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用圆锥滚子轴承和单向推力球轴承。为了保证主轴的回转精度，主轴前后轴承均采用压块式防松螺母调整轴承的间隙。主轴前端采用短圆锥定心结构型式。前轴承为 C 级精度，后轴承为 D 级精度(3)润滑与密封系统设计：主轴箱内采用飞溅式润滑，油面高度为 65mm 左右，甩油环浸油深度为 10mm 左右。润滑油型号为：IIJ30。主轴转速高，必须保证充分润滑，一般常用单独的油管将油引到轴承处。主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要而困难。防漏的措施有两种：堵加密封装置防止油外流。主轴转速高，多采用非接触式的密封装置，形式很多，一种轴与轴承盖之间留 0.10.3的间隙（间隙越小，密封效果越好，但工艺困难） 。还有一种是在轴承盖的孔内开一个m或几个并列的沟槽（圆弧形或 形） ，效果比上一种好些。在轴上增开了沟槽（矩形或锯齿v形） ，效果又比前两种好。在有大量切屑、灰尘和冷却液的环境中工作时，可采用曲路密封，曲路可做成轴向或径向。径向式的轴承盖要做成剖分式，较为复杂。疏导在适当的地方做出回油路，使油能顺利地流回到油箱。7、主轴的设计(1)确定主轴支承轴颈直径：参考机械制造装备设计表3-13，取通用机床钢质主轴前轴颈直径D1 = 115mm，后轴颈直径D 2 = （0.70.85）D 1；由于设计主轴后支承使用圆锥滚子轴承，为了使后轴颈与轴承内径一致，取D 2 = 70 mm。确定主轴内孔直径d ，为了不过多地削弱主轴的刚度，卧式车床的主轴孔径d通常小于主轴平均直径的5060%；取d =50 ，则内孔直径 mm，取d=48mm。平 均 570%46.2d18(2) 校核壁厚48/92.5=0.52（普通车床 （或 )0.500.60） ，故合格。参考同类型机dD平 均 1床和下表 3，选 0.9，则取悬伸量 a=100mm。1a表 3 前端悬伸量的选择参考表机床和主轴的类型 1aD通用和精密车床，自动车床和短主轴端铣床，用滚动轴承支承，适用于高精度和普通精度要求 0.61.5中等长度和较长主轴端的车床和铣床，悬伸不太长(不是细长)的精密镗床和内圆磨床，用滚动轴承和滑动轴承支承，适用于绝大部分普通生产的要求1.252.5孔加工机床，专用加工细长深孔的机床，由加工技术决定，需要有长的悬伸刀杆或主轴可移动，因切削较重而不适用于有高精度要求的机床2.5(3) 主轴支承跨距 L 的确定一般最佳跨距 ，由于考虑到结构以及支承刚度因磨0(23.5)035am损会不断降低，主轴主要支承间的实际跨距 L 往往在于上述最佳跨距 ，这里取0LL=420mm。(4)确定轴上各段的长度及直径,主轴形状如下(图3)图3 主轴形状简图轴12段是用来安装锁紧螺母和部分密封件的初选 ；23段是用来安装120lm圆锥滚子轴承、轴承挡圈和部分密封件，由机械设计手册初选的圆锥滚子轴承代号是30214，轴承的厚度为26.25mm，故初先 ， ；34段是用来安装238l137d推力轴承和轴承挡圈，轴段右端要做制出一个轴肩，轴肩高度 ，取h=5mm参考0.hd19机械设计手册初选推力轴承的代号为51316，故 ， ；343480dm3460l段右端需制出一个轴肩，故 ；56段用来安装锁紧螺母的 ，初4590dm5m取，螺纹深度用2mm，则取 。62轴67段是用来安装两个齿轮的，齿轮与轴的联接方法采用花键联接， 机械设计手册选用花键的规格为 ，则67段的最大直径为98mm 。轴是双联滑移采8914用插齿方式加工，参考机床课程设计指导书插齿空刀槽 ，则滑移齿轮的总6kbm宽度为 ；而 ；参考机械1350kBbm245108B设计课程设计指导书 ，取齿轮脱离啮合后两齿轮距离为12mm ，则主轴上两齿轮上的两端面距离为114+108+12234mm，取 。由于前支承的轴径为115mm，则6730l，78轴段是用来安装压装螺母和轴承挡圈的，故取 ；参考7815dm 7830lm机械制造装奋设计取 ，锥度为1：12。894lm(5)验算主轴花键键侧压应力参考机械设计花键键侧工作表面的挤压应力的计算公式为： 2pmTzhldp式中：T花键传递的扭矩； 365.995010.Nmn齿的工作长度，等于l 4BD、d 花键的外径和内径；z 花键的齿数； 载荷分布不均匀系数，通常取为 0.70.8，齿数多时取偏小值。h花键文化部侧面的工作高度，矩形花键， ，C 为倒角尺寸，21Ddh单位均为 mm。为花键平均直径，矩形花键， 。md 9852mdm 为许用挤压应力，参考机械设计表 63，取 100MPa。p p则 621.307.4075895pmTMPazhld结果符合设计要求。(6)主轴刚度校核主轴的前端部挠度 .20.1sy20主轴在前轴承处的倾角 0.1rad容 许 值 轴 承在安装齿轮处的倾角 容 许 值 齿计算主轴直径当量 D1.07idl总3086093209837160. 5891mE 为主轴材料的弹性模量，各种钢的 E 在 (MPa)，则 I 为主轴截面的2.1Nm平均慢性矩，计算公式为 ，则40()6dI444643.198()()1.590DI轴前端受力计算P 为主轴传递的功率，由前面计算可知 p=5.9kw， 为主轴的计算转速，由前面计算jn可知 。50minjr主切削力： 335.92950129501634.50z jpF Ndn件参考机械制造技术基础可得，背吃刀力 ，进给力(.4)yzFF:，则(0.34)xz:0.4.563.2.8yzFN341905xZ计算齿轮受力由求齿轮径向力公式 可知小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算2TFd3 3 45.9950195011.04Qjp Nmzn将其分解为垂直分力和水平分力，其中啮合角 2n代入公式 ，taQynFtaQzyF21可得 4001.5831.1tan2tan2QyFN83.6.7Zy计算弯矩 2564.1053.3zZMFam382y N19.7.2xz 挠度计算主轴载荷图如下(图 4)所示：图 4 主轴载荷图由上述主轴设计可知如下数据：a=100mm，b=98mm ,c=322mm，L=420mm计算轴的挠度（在垂直平面）所用公式： ， ， ，则1()6QZFabclyEI2()3ZFaylEI3(23)6zMaylEI1 56()08.719(40.0782.81Zl mI）222 25634.10() (401).0523.8ZFayl mEI3 567.(2) (23).966210zMlI故 13.8.0.159.84szyy计算齿轮处的倾角(在垂直平面）所用公式： ， ， ，则()QZFcbEIl齿 1 (23)6ZFlaEI齿 2 (3)ZMlaEI齿 3556308.79() (82).8103140Z mIl 齿 1 4 556.(2) (3)4.6662ZFlaEI 齿 2 5637.2012.03.108Ml 齿故 54(4.3).7m齿 Z齿 1齿 2齿 3计算主轴在前轴承处的倾角(在垂直平面）所用公式： ， ， ，则()6QZFcblEI轴 承 1 3zFalEI轴 承 23ZMlI轴 承 556()08.79(420).4101.Zl mI 轴 承 1 56634.2.zFalE轴 承 2 47012.18ZMI轴 承 3故 5(34.).610m轴 承 Z轴 承 1轴 承 2轴 承计算轴的挠度（在水平面）计算公式： , , ，则1()6QyFabclEI2()3yFalEI3()(23)6yxMalEI51 56()841.