YK3150滚齿机滚刀主轴部件设计【19张CAD图纸+PDF图】
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YK3150
滚齿机滚刀
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YK3150滚刀主轴主件设计4 YK3150E数控滚齿机设计计算4.1 主电机设计计算4.1.1 电机选型笼型异步交流电机和永磁同步交流电机是目前机床电主轴的主力军，异步电机结构简单，转动惯量小，动态响应快，转速高，在变频调速下系统有较硬的机械特性和良好的调速性能。而永磁同步电机结构比较复杂，矢量控制复杂，但是与异步电机相比有下面几个优点：1、由于不是靠切割磁力线感生磁场，因此转子能量损失更少，这就意味着转子发热量少， 使得轴承和主轴的温升较小，热变形较小，有较高的主轴系统刚度。2、在相同的转矩下，需要的冷却能量较少，节省了冷却系统的成本。3、具有更高的功率密度。4、在相同的惯性矩下具有更好的加速性能。滚齿机加工过程中滚刀轴与工件轴之间是精密的同步展成运动，因此对滚刀轴来说不仅要求速度匹配，还要求位置同步，这就需要非常高的响应速度和精度。滚齿机刀架要求结构非常紧凑，主轴电机体积过大容易引起干涉问题。由于同步电机较异步电机具有更高的功能密度，因而在相同功率下体积较小。基于上面的理由，永磁同步内置电机是最好的选择。4.1.2主电机功率设计计算数控滚齿机最主要功率参数之一就是主电机的功率，如果主电机的功率选择过大，将使机床的结构设计更为困难且机床过于笨重，如果主电机功率选择过小，难以满足高速、高效强力切齿，影响机床的整体性能。4.1.2.1 滚齿机主运动电动机的功率根据机床设计理论，有 (4.1a)式中： 消耗于切削的功率，又称有效功率（KW） 空载功率 （KW） 载荷附加功率，指随载荷而增加的机械摩擦损耗功率(KW)4.1.2.2 的计算机床主运动空转时，由于传动件的摩擦，搅油，空气阻力等原因，电动机要消耗一部分功率，其值随着传动件转速增大而增加，与传动预紧程度及装配质量有关，中型机床主传动空载功率可按下列实验公式计算。 (4.1b) 式中：d平均主运动系统中除主轴外所有传动轴轴颈的平均直径(cm) ni除主轴外各轴的转速和(r/min)n主 主轴转速(r/min)k润滑修正系数，k=3050，润滑情况好时取小值d主 主轴前后轴颈的平均值(cm)C1主轴轴承系数4.1.2.3 的计算机床切削时，由于传动件的正压力加大，则摩擦损失将增加，因而 P辅随 P切的变化而变化。 (4.1c)式中，.，. 为主传动系统中各传动副的机械效率。 将公式(4.1c)代入(4.1a)中得： (4.1d)式中 机床总机械效率，= 0.750.85(主运动为回转运动)或 =0.40.7(主运动为直线运动)。显然从公式(4.1b)中可以看出，在滚齿机结构尚未确定时，P空的计算有较大的难度和不确定性，因而实际中按照重庆机床厂所总结的经验公式来计算P空。即当主轴转速 n250(r/min)时， (4.1e)当主轴转速 n250(r/min)时， (4.1f) 式中， (m/min) Di分度蜗轮节圆直径 (mm)Z分度蜗轮齿数4.1.2.4 切削功率的计算（KW） (4.1g) 式中， Fz最大切削力V切削速度由于滚齿机的切削力计算是较为复杂，主切削 Fm与切削的模数，切削速度，垂直进给量，齿轮材料螺旋角，吃刀深度，滚刀头数和齿形修正系数等因素都有关。主切削力计算公式都是经过长期的试验研究总结归纳而得，其中德国普发特公司提出的主切削力经验公式较具有代表性和完整性。 (4.1h)式中，Mn法向模数 （mm）Sa轴向进给量 (mm/转)T吃刀深度=切削深度100%/2.25法向模数i滚切深度T=t/2.25 M V切削速度 (m/min)I滚刀沟槽数Cw工件材料系数A滚刀系数=滚刀半径/法向模数齿形修正系数Z工件齿数Z0滚刀齿数螺旋角 (度)Cg滚刀头系数滚刀头数系数表另外重庆机床厂总结的滚刀最大力矩公式如下： (4.1i) 最大切削力 ，取最大静载力式中：m法向模数(mm)D滚刀半径S轴向进给量(mm/r)T吃刀深度(mm)Z工件齿数K材 工件材料系数，见下表K螺 螺旋角修正系数K硬 工件硬度系数，见下表比较公式(4.1h)与公式(4.1i)可知，公式(4.1h)较完整包括了影响切削滚切力的所有因素，而公式(4.1i)未考虑滚刀头数、刀齿槽数、齿形修正对最大滚切力的影响，仅适用于单刀滚刀的切削力计算。而对于YK3150E数控高效滚齿机而言，要满足于48个模数的高效强力切削，必须考虑多头滚刀的切削要求，也应该考虑大模数滚齿时刀齿数对包络齿形断续切齿切削力冲击变化大的因素，所以最大滚刀切削力的经验公式选择式(4.1h)更符合此机床的设计计算科学性和合理性。在式 (4.1h) 中，各切削参数可根据数控高效滚齿机重切削规范来确定。按JB/T8340.2 1994数控滚齿机技术条件第8条机床负荷试验的规定，确定此数控高效滚齿机的静载切削规范的条件是：a.重切齿轮参数： 模数 M=10 齿数 Z=20 螺旋角 = 00度 轴向进给量 S=4mm/rp 滚齿转速 N=150r/min 切削速度V=70m/min强切深度 t=20mmb.刀具参数：滚齿外径 D=150mm 滚齿刀头数 z0=1滚刀齿数 I=10 滚齿刀内径 d=50mm将以上参数代入公式(4.1h)及式(4.1f)进行计算得： Fmax=2114 kgf P空 =2.35 kw由式(4.1g)算得主切削功率取 F切 =0.45 Fmax，得：=10.99 kw=15.28 kw 故选择主电机在15kw左右为宜。4.1.3 主电机与主轴功率特性的匹配设计本数控高效滚齿机的主电机选用交流变频调速方式，实现主轴的无级变速的切削要求。对于交流变频调速电动机调速范围可达 1：10，其恒定率调速范围可达1：3，甚至可达更高的范围，此数控滚齿机应满足的 1：5 的总调速比要求和恒定率调速范围比1：3要求。在数控高效滚齿机的电动机功率设计选取中，我们还必须考虑电动机的功率与机床主轴加工的要求功率匹配的问题，一般地讲，由于机床主轴要求的恒功率范围Rnp远大于电动机的恒功率变速范围，但如果要在此数控高效滚齿机主轴无级变速范围实现恒功率全变速，这样选择电机的额定转速较低，变频电机势必造成体积较大、功率浪费过大，也会给结构设计带来不便和造成切削的功率富余，因而对于本机床主轴电机额定转速选取，应通过增加传动比使电机的最低转速接近电机的额定转速。1、主轴计算转速(nj)的确定和电机额定转速的选取，主轴计算转速是指传递全功率的最低转速，对滚齿机nj按下式计算： 将主轴最高转速 nmax=500r/min 及主轴最低转速 nmin=80r/min代入上式得：nj=126.5 r/min又设 i总电机至主轴的总传动比，恒功率调速范围 RnN为： 计算得：n电 =1265r/min故电机应适用功率为 15kw，额定功率转速为 1500r/min。综上所述，选兰州电机厂1PH5系列电机137型号。电机额定功率15kw，基本速度1500r/min，转速范围为66300，额定转矩95Nm。4.2 主运动传动组件设计计算4.2.1主运动传动系统简图由前可知:主轴恒功率功率调速范围RnN=4，电动机恒功率调速范围为。取=2，由下列公式计算得：，取Z=1 计算得，4.2.2 各轴转速和转矩及功率确定1、各轴转速计算第轴计算转速: n1 =1500r/min 第轴计算转速: n2 =536r/min 第轴计算转速: n3 =149r/min2、各轴功率计算第轴功率: p1 =15*0.97=14.55kw 第轴功率: p2 =14.55*0.93=13.5kw第轴功率: p3 =13.5*0.91=12.2kw3、各轴转矩计算第轴最大扭矩: T1 =9550*14.55/1500=92.6Nm第轴最大扭矩: T2 =9550*13.5/536=240.5Nm第轴最大扭矩: T3 =9550*12.1/149=781.9Nm4.2.3齿轮的设计及校核确定齿轮数时，需先初定变速组内齿轮副模数和传动轴直径，以便根据结构尺寸判断其齿轮齿数或齿数和是否合适。主传动齿轮要传递足够动力，齿轮模数一般取，在强度允许的条件下尽可能取较小模数，可方便加工降低噪声，为了便于设计和制造，主传动所用齿轮模数的种类应尽可能少，在同一个变速组内，通常选用相同的模数，这是因为各齿轮副的速度和受力情况相差不大的缘故。齿轮齿数确定的原则和要求齿轮齿数确定的原则是齿轮结构尺寸紧凑，主轴转速误差小。其具体要求是：齿数和不应过大，推荐齿数和齿数和不应过小，但需以下述限制中选择教大值：其一：受传动性能限制的最小齿数，为了保证最小齿轮不产生根切以及主轴传动具有良好的运动平稳性，对于标准直齿或斜齿圆柱齿轮。一般取最小齿轮数，主轴上齿轮，高速齿轮取。其二：受齿轮结构限制的最小齿数，齿轮（尤其是最小齿轮）应能可靠地安装到轴上或进行套装，特别要注意齿轮的齿槽到孔壁或键槽处的壁厚不能过小，以防齿轮热处理时产生过大的变形或传动中造成断裂现象。其三：受两轴组件结构限制的最小中心距，若齿数和太小，则过小的中心距将导致两轴上的轴承或其它元件之间的距离过近或相碰。4.2.3.1一级齿轮设计(一)选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1) 选用直齿圆柱齿轮传动 2) 传动系统为机床主轴传动，要求精度等级高，故选用5级精度3) 由机械设计10-1小齿轮材料为40Cr ，大齿轮材料为45钢 4) 选小齿轮齿数为20，大齿轮齿数Z=20*2.8=56(1)计算一级齿轮：其中：公比：2 Z齿数：z=20电动机功率：14.55kw齿宽系数：取8齿轮传动许用应力-齿轮计算转速，1500rpm，取600Mpa，安全系数S=1由应力循环次数选取0.9=0.9*600/S=540Mpa将以上数据代入式中，得：m1=3.9根据模数标准值，于是一级齿轮的齿轮模数为4mm，则d1=4*20=80mm d2=4*56=224mmb=8*4=32mm a=(80+224)/2=152mm(2)齿轮结构设计 由于大齿轮直径大于160mm，小于500mm，故选用腹板式结构，见图纸。(二)一级齿轮的校核 计算公式校核一级小齿轮，确定各项参数14.25kw n=1500r/minT=92.6Nm确定动载系数： 6.28m/s齿轮精度为5级，由机械设计查得使用系数Kv=0.8其中b=8*4=32mm取齿宽系数查表得查机械设计表10-4得b/h=3.5，查机械设计得确定齿间载荷分配系数：Ft=2T/d=2*92.6/80=2315N由直齿轮可得确定动载系数： 1.2查机械设计得 计算弯曲疲劳许用应力由图10-21查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限由图10-18查得，S=1.3 故齿轮合适。校核一级大齿轮，确定各项参数13.5kw n=536r/minT=240.5Nm确定动载系数： 6.28m/s齿轮精度为5级，由机械设计查得使用系数Kv=0.8其中b=8*4=32mm取齿宽系数查表得查机械设计表10-4得b/h=3.5，查机械设计得确定齿间载荷分配系数：Ft=2T/d=2*240.5/224=2147N由直齿轮可得确定动载系数： 1.41查机械设计得 计算弯曲疲劳许用应力由图10-21查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限由图10-18查得，S=1.3 故齿轮合适。4.2.3.2二级齿轮设计(一)选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (1) 选用斜齿圆柱齿轮传动(2) 传动系统为机床主轴传动，要求精度等级高，故选用3级精度(3) 由机械设计10-1小齿轮材料为40Cr ，大齿轮材料为45钢(4) 选小齿轮齿数为20，大齿轮齿数Z=20*3.6=72(5) 初选螺旋角(二)按齿面接触强度计算 (1) 确定公式内的各计算数值1) 试选Kt=1.5 2) 选， 3) 查,则 4) 应力循环次数:5) 取接触疲劳寿命系数，6) 取失效概率为1%，安全系数S=1，得接触疲劳许用应力 则许用接触应力 (2) 计算1） 试算小齿轮分度圆直径：2） 计算圆周速度： 3） 计算齿宽b及模数： 4） 计算纵向重合度： 5） 计算载荷系数K：查表得：，。故载荷系数： 6） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径： 取=80mm。7） 计算模数： (三)按齿根弯曲强度计算（1） 确定计算参数1） 计算载荷系数：2） 根据纵向重合度，查表得螺旋角影响系数。3） 确定当量齿数： 4） 查取齿形系数，；，5） 查得，；取弯曲疲劳系数，6） 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则弯曲疲劳许用应力为： 7） 计算并比较的大小： 大齿轮数值大。（2） 计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲强度计算的法面模数，取=3，已可满足弯曲强度。但同时为了满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径=80mm来计算就有的齿数。于是由取=26，则=26*3.6=93.6，取=94。(四) 几何尺寸计算（1） 计算中心矩 mm将中心矩圆整为186mm。（2）按圆整后的中心矩修正螺旋角 因值改变不多，故各参数不必修正。（3） 计算大小齿轮的分度圆直径 （4） 计算齿轮宽度 圆整后取，。（5） 结构设计 由于齿轮直径大于160mm，小于500mm，故采用腹板式结构为宜，见图纸。4.2.4轴的设计及校核4
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