18級變速車床銑床主軸箱設計

18級變速車床銑床主軸箱設計,18,變速,車床,銑床,主軸,設計 大學本科畢業(yè)設計（論文）說明書 摘 要 隨著我國的工業(yè)化、城鎮(zhèn)化的發(fā)展進程，國內的裝備工業(yè)有了突飛猛進的發(fā)展，作為裝備制造業(yè)的核心的機床行業(yè)備受關注。無論在地位、產值、技術和市場等方面，機床工業(yè)都有了迅速的發(fā)展，但是和國際機床產業(yè)發(fā)展強國比如德國、日本等國家還是有差距的。隨著中國科技的進步、工業(yè)化、城鎮(zhèn)化的發(fā)展進程，機床產業(yè)有良好的發(fā)展前景[1]。而在多種多樣的機床設備中，作為應用最為廣泛的機床之一的銑床，則為機械加工行業(yè)提供了必不可少的助力。銑床是指主要用銑刀在工件上加工各種表面的機床，通常銑刀旋轉運動為主運動，工件和銑刀的移動為進給運動。銑床是一種用途廣泛的工具，在各行各業(yè)中都起著重要的作用，它可以加工各種形式的平面和曲面、鍵槽、花鍵、齒輪、鏈輪等，它能夠完成多種機床可以進行的工作，同時因為銑床的刀具多為多刃的，一次性的加工范圍較大，因此銑床具備較高的生產效率和廣泛的應用范圍。 盡管銑床具有廣泛的應用，但是隨著我國制造業(yè)的不斷升級，產品的加工制造精度要求和效率要求也在不斷地提升，因此傳統(tǒng)的普通銑床已經(jīng)不能滿足當今市場的需求，所以對于普通銑床的數(shù)控化改造在如火如荼的進行中，數(shù)控化改造對制造業(yè)實現(xiàn)自動化、柔性化、集成化有著重要的應用意義，可以大幅提升加工制造的工作效率，同時由于引入了數(shù)控伺服系統(tǒng)，加工制造的產品精度、質量等也得到了保證，產品性能更加穩(wěn)定，有助于我國加快實現(xiàn)制造業(yè)的升級換代，也可以提升制造業(yè)的整體水平，因此對普通銑床進行數(shù)控化改進，尤其是對進給系統(tǒng)添加伺服驅動系統(tǒng)是尤為必要的，如此之舉可以使企業(yè)在保證最小投入成本的基礎之上提高加工制造精度和效率要求，減小了企業(yè)壓力，提高了企業(yè)競爭力。本課題基于X6140型號銑床的基礎之上進行了機構上的改進，設計了一款小型萬能銑床，本課題所設計的小型萬能銑床結構上包含機床的鑄造機身、主傳動系統(tǒng)、主軸組件、伺服進給傳動系統(tǒng)、工作臺等幾大部分。主要對該銑床的主傳動系統(tǒng)所能給達到的主軸轉速范圍與主傳動系統(tǒng)的結構、伺服進給系統(tǒng)的結構設計、主軸組件結構參數(shù)設計、以及機床床身的結構進行了詳細設計。 關鍵詞：銑床；主傳動系統(tǒng)；主軸；伺服進給系統(tǒng) Abstract With the development of China's industrialization and urbanization, the domestic equipment industry has developed by leaps and bounds, and the machine tool industry, as the core of equipment manufacturing industry, has attracted much attention. No matter in the status, output value, technology and market, machine tool industry has developed rapidly, but the international machine tool industry development powers such as Germany, Japan and other countries still have gaps. With the progress of Science and Technology, industrialization and urbanization in China, the machine tool industry has good prospects for development. In a wide variety of machine equipment, as one of the most widely used machine tools milling machines, for the machining industry to provide an essential boost. Milling machine refers to the main use of milling cutters on the workpiece to process a variety of surfaces of the machine, usually milling knife rotation movement as the main movement, workpiece and milling tool movement into the feed motion. Milling machine is a widely used tool, in all walks of life play an important role, it can machine various forms of flat and surface, key slot, flower key, gear, sprocket, etc. , it can complete a variety of machine tools can do the work, at the same time because the milling machine tools are many blades, a larger one-time processing range, so milling machine has a high production efficiency and a wide range of applications. Although milling machine has a wide range of applications, but with the continuous upgrading of China's manufacturing industry, product processing and manufacturing accuracy requirements and efficiency requirements are constantly improving, so the traditional ordinary milling machine can not meet the needs of today's market, so for the ordinary milling machine CNC transformation in the fire, CNC transformation for the manufacturing industry to achieve automation, flexibility, integration has an important application significance, can greatly improve the efficiency of processing and manufacturing, and because of the introduction of CNC servo system, Processing and manufacturing product accuracy, quality, etc. have also been guaranteed, product performance is more stable, help China to accelerate the upgrading of the manufacturing industry, but also to improve the overall level of manufacturing industry, so the ordinary milling machine numerical control improvement, especially for the feed system to add servo drive system is particularly necessary, so that enterprises can ensure the minimum input cost on the basis of improving the accuracy and efficiency requirements of processing manufacturing, reduce the pressure of enterprises, improve competitiveness. Based on the basis of the X6140 model milling machine, this topic is based on the improvement of the mechanism, the design of a small universal milling machine, the design of this topic of small universal milling machine structure contains the machine's casting body, main drive system, spindle components, servo feed transmission system, workbench and other parts. The main transmission range of the main drive system of the milling machine and the structure of the main drive system, the structural design of the servo feed system, the design of the structure parameters of the spindle assembly, and the structure of the machine body are designed in detail. Key words: milling; main drive system; principal axis 目錄 摘要 I ABSTRACT II 第1章 緒論 1 1.1 課題研究的意義及背景 1 1.2 小型萬能銑床的發(fā)展現(xiàn)狀 2 1.3 小型萬能銑床的總體方案設計與工作原理 4 1.3 課題主要研究內容 5 第2章 主軸箱傳動系統(tǒng)設計 6 2.1 傳動方案設計 6 2.1.1 主傳動系統(tǒng)公比確定 6 2.1.2 傳動組和傳動副數(shù)的確定 7 2.1.3 降速比的分配 9 2.1.4 擬定傳動系統(tǒng)圖 13 2.2 帶輪傳動的設計 14 2.2.1 主電機的參數(shù) 14 2.2.2 帶輪的確定及傳動比 15 2.2.3 V帶的選型與計算 15 2.3 齒輪傳動的設計 17 2.3.1 齒輪齒數(shù)的計算 17 2.3.2 齒輪轉速誤差校驗 18 2.3.3 齒輪模數(shù)的計算 20 2.3.4 齒輪彎曲強度校核 23 第3章 變速箱傳動軸的設計 25 3.1 傳動軸的設計 25 3.1.1 設計計算 25 3.2.1 強度校核 26 3.2 主軸的設計 29 3.2.1 設計計算 29 圖3-3 主軸尺寸簡圖 30 3.2.2 強度校核 30 圖3-4彎矩扭矩分析圖 31 3.3 傳動軸的排布設計 32 3.3.1 齒輪排布設計 32 3.3.2 軸承選擇 33 第4章 進給系統(tǒng)設計 36 第5章 總體結構設計 37 5.1 導軌的選取 37 5.2 工作臺的選取 37 5.2.1 回轉工作臺的原理 37 5.2.2 回轉工作臺的類型 38 5.3 可持續(xù)發(fā)展及經(jīng)濟性分析 38 5.3.1 可持續(xù)發(fā)展 38 5.3.2 經(jīng)濟型分析 39 總結 40 參考文獻 41 致謝 42 V 第1章 緒論 1.1 課題研究的意義及背景 21世紀初，日本和德國系占據(jù)著世界機床產值前兩位的傳統(tǒng)強國，但兩國的機床產業(yè)均在2008年爆發(fā)的金融危機中受到較大影響。彼時，機床行業(yè)高速發(fā)展中的中國受金融危機的影響相對較小，機床產值于2009年一躍成為世界首位，并在隨后的幾年中一直保持著世界第一機床生產大國的地位。而銑床作為機械加工的通用設備在制造業(yè)各種產品的生產中一直起著不可替代的作用。自動銑床具有工作平穩(wěn)可靠，操作維護方便，運轉費用低的特點，已成為現(xiàn)代生產中的主要設備，萬能銑床的廣泛應用，給機械制造業(yè)的生產方式、產品機構和產業(yè)機構帶來了深刻的變化。 隨著自動化進程的不斷推進，越來越多的普通銑床漸漸退出市場，但是目前在中小型企業(yè)中，因其具有操作簡單，使用成本較低等特點，仍然有大量的普通機床在被使用。但是隨著我國制造業(yè)自動化、智能化進程的不斷推進，隨著加工制造質量和效率要求的不斷提升，普通機床已經(jīng)不再適用于當今制造業(yè)的發(fā)展，因此越來越多的普通機床被改造設計成了半自動化的設備，通過加入伺服系統(tǒng)和數(shù)控系統(tǒng)，大幅提升了普通機床的加工制造質量和效率，因為很多中小型企業(yè)沒有充足的資金去采購更高自動化程度的機床設備，但是如果沒有性能更穩(wěn)定，加工質量和效率更高的數(shù)控化設備，企業(yè)就面臨著更大的生存壓力，因此通過小成本的機床數(shù)控化改造，一方面給企業(yè)的升級轉型節(jié)省了成本，一方面迎合了目前市場的硬性需求，為企業(yè)的生存和發(fā)展提供了保障。 本課題所設計了一款半自動化的小型萬能銑床。小型萬能銑床是一種通用金屬切削機床，即能臥銑，又能立銑。它適用于鉆、擴、鉸、鏜、孔加工；如用圓片銑床、角度銑刀、形成銑刀及端面銑刀，能銑削平面、斜面、垂直面和溝槽等，可作為多方向的銑削工作。由于其應用廣泛，故適合一般修理與工具車間，單件或小批生產車間使用為宜擅長做小而精的工件。本課題所設計的小型萬能銑床采用了機械式的主傳動系統(tǒng)來實現(xiàn)切削動作，同時將進給系統(tǒng)設計為伺服進給系統(tǒng)來完成工件的三軸進給，提高了萬能銑床的柔性和自動化程度也提高了，適用于各種中小型零件加工，特別是有色金屬材料；塑料；尼龍的切削，具有結構簡單，操作靈活等優(yōu)點，廣泛用于單件 1 或是成批的機械制造；儀表工業(yè)；建筑裝飾和修配部門。，所以說，本課題在基于X6140銑床基礎上所研究設計的一種小型萬能銑床，有著極大的實用意義。 1.2 小型萬能銑床的發(fā)展現(xiàn)狀 機床是先進制造技術的載體和裝備制造業(yè)的基礎，其作為先進制造業(yè)的母機，向傳統(tǒng)機械工業(yè)、國防工業(yè)、汽車工業(yè)、航空航天工業(yè)、電子信息技術工業(yè)及其他加工工業(yè)等下游行業(yè)提供加工裝備。2015年主要的56個機床生產國和地區(qū)的機床生產總值已達到801.90億美元，以中國為首的前五大機床生產國的產值占上述總產值的72.42%。其中，中國機床產值221億美元，已超過上述56個國家及地區(qū)總產值的1/4，世界主要機床消費國家消費金額對比如圖1-1所示。 圖1-1 世界主要機床消費國家消費金額對比圖 雖然在消費總量上我國的消費金額高居世界首位，遠超其他各國，但在中高檔萬能銑床方面與國外一些先進產品相比仍存在較大差距。這是由于歐美日等先進工業(yè)國家在早期就完成了對機床的原始技術積累，其中一些著名機床公司致力于科技創(chuàng)新和新產品的研發(fā)引導著數(shù)控機床技術發(fā)展，如美國英格索爾公司和德國惠勒喜樂公司對用于汽車工業(yè)和航空工業(yè)高速數(shù)控萬能銑床的發(fā)展日本牧野公司對高效精密加工中心所作的貢獻，德國瓦德里希公司在重型龍門五面加工萬能銑床方面的開發(fā)以及日本馬扎克公司研發(fā)的車銑中心對高效復合加工的推進等等如圖1-2所示。相比之下，我國大部分近代機床產品在技術上處于跟蹤階段，小型萬能銑床同樣如此，在很多技術指標上仍然達不到世界先進水準，由此可以看到效率精度和可靠性等方面均有明顯差距。 目前市場上廣泛使用的小型萬能銑床的型號主要有X6140萬能銑床，如圖1-3所示、X6132萬能銑床、63K萬能銑床等。 圖1-2 日本馬扎克數(shù)控加工中心圖 圖1-3 X6140萬能銑床結構圖 1.3 小型萬能銑床的總體方案設計與工作原理 本課題所設計的小型萬能銑床結構緊湊，可用于銑削屏幕、斜面、溝槽、齒輪等，工作臺可繞垂直軸在水平面±45°范圍內調整，該萬能銑床主要由床身、主軸變速機構、懸梁、主軸、刀桿支架、工作臺、滑鞍、升降臺、伺服進給系統(tǒng)、底座等幾大主要部件組成小型萬能銑床各部分機構示意如圖2-1所示。 圖2-1 小型萬能銑床各部分結構示意圖 X6140銑床的設計是結合國內外銑床之優(yōu)點，自主研發(fā)的經(jīng)濟型銑床，具有機構合理，操作簡單，功率低，穩(wěn)定性好等特點，其具體介紹如下： 1、X6140銑床的設計符合人機工程學原理，操作方便；操作面板均使用形象化符號設計，簡單直觀。 2、潤滑裝置可對縱、橫、垂向的絲杠及導軌進行強制潤滑，減小機床的磨損，保證機床的正常運轉；同時冷卻系統(tǒng)通過調整噴嘴改變冷卻液流量的大小，滿足不同的加工需求。 3、X、Y、Z三方向導軌副經(jīng)超音頻淬火、精密磨削及刮研處理，配合強制潤滑，提高精度，延長機床的使用壽命。 4、工作臺X/Y/Z向有手動進給、機動進給和機動快進三種，進給速度能滿足不同的加工要求；快速進給可使工件迅速到達加工位置，加工方便、快捷，縮短非加工時間。 5、工作臺水平回轉角度±45°，拓展機床的加工范圍。主傳動部分和工作臺進給部分均采用齒輪變速結構，調速范圍廣，變速方便，快捷。 6、機床主軸軸承為圓錐滾子軸承，主軸采用三支承結構，主軸的系統(tǒng)剛度好，承載能力強，且主軸采用能耗制動，制動轉矩大，停止迅速、可靠。 7、底座、機身、工作臺、中滑座、升降滑座等主要構件均采用高強度材料鑄造而成，并經(jīng)人工時效處理，保證機床長期使用的穩(wěn)定性。 1.3 課題主要研究內容 萬能銑床由機身、主傳動、進給箱、升降臺、工作臺、懸梁、冷卻、潤滑及電氣等各部分組成。機身由底座、床身組成，床身固定在底座上；主傳動安裝在床身內，通過床身右側蓋板上的三個變速手柄調節(jié)主軸轉速;進給箱配掛在滑座右側，通過輸出軸齒輪和滑動齒輪將動力分別傳給縱、橫向絲杠；升降臺與床身有燕尾導軌配合，沿床身導軌垂直升降；升降臺與滑座由矩形導軌配合，工作臺與滑座由燕尾導軌配合，通過絲杠、絲母帶動工作臺縱、橫向移動；結合其結構特點。小型萬能銑床的其他關鍵部位進行了詳細的結構設計，優(yōu)化機床的使用性能。 第2章 主軸箱傳動系統(tǒng)設計 2.1 傳動方案設計 2.1.1 主傳動系統(tǒng)公比確定 已知條件： 1. 主軸轉速范圍：，； 2. 轉速級數(shù)為Z=18。 開始確定公比Φ，由公式 由公式 (2-1) 可得 故 綜上可得，本課題所設計小型萬能銑床主傳動系統(tǒng)公比Φ為1.26，即相鄰轉速的比為1.26，主傳動系統(tǒng)主軸獲得的18級轉速如圖2-1所示[1]。 圖2-1 主傳動系統(tǒng)主軸各級轉速圖 2.1.2 傳動組和傳動副數(shù)的確定 在選定完傳動公比之后，首先確定傳動組以及傳動組中傳動副的數(shù)目。根據(jù)要求要滿足18級轉速，則各傳動組以及傳動組中傳動副數(shù)目就可以確定 由公式 Z=p×q×r… (2-2) 可得 ① 18=3×3×2 ② 18=3×2×3 ③ 18=2×3×3 ④ 18=3×6 ⑤ 18=6×3 ⑥ 18=2×9 ⑦ 18=9×2 總共得出7種變速級數(shù)和傳動副數(shù)目的組合方案，同時，根據(jù)主傳動鏈轉速圖的設計及原則[3]可知如果傳動副數(shù)目多的優(yōu)點是變速組即傳動軸的數(shù)目就少，傳動鏈縮短，但是如果同一變速組種的傳動副數(shù)目較多，這樣會導致傳動軸的長度加長主傳動箱的整體尺寸加大，而且增加了變速操作的復雜性，同時會導致變速的速差增大，進而影響齒輪的大小會變大，因為從理論上可以分析得出，在變速系統(tǒng)中采用雙聯(lián)或三聯(lián)滑移齒輪進行變速是容易實現(xiàn)的，如果使用四聯(lián)滑移齒輪，會增大軸向尺寸，而如果采用兩個雙聯(lián)滑移齒輪，則操縱機構必須互鎖，以防止兩個滑移齒輪同時嚙合，所以一般較少使用，因此每一變速組內的傳動副數(shù)目一般應取2或者3[2]。 故，經(jīng)過初步優(yōu)選后，確定下可以采用①、②、③方案。 同時根據(jù)傳動順序前多后少的原則[3]可知，一般情況下，在主傳動系統(tǒng)的設計過程中會將傳動副數(shù)較多的變速組安排在靠近電動機軸的位置，因為轉速從電動機輸出逐級傳至主軸的過程中，一般都是降速傳動，所以靠近電動機的位置轉速較高，同時扭矩較小，齒輪的尺寸也較小，空間較為充裕，反觀越靠近主軸的位置，轉速就越低，同時扭矩增大，齒輪的尺寸變大，空間較為狹小，因此適宜將傳動副較多的變速組安排在靠近電動機軸的位置。 故，經(jīng)過再次優(yōu)選后，確定下最優(yōu)的傳動順序方案為① 18=3×3×2。 傳動組順序和傳動副數(shù)目確定完后，該方案還可衍生出不同的擴大順序方案。 由系統(tǒng)結構式 Z=Paxa×Pbxb×Pcxc×……×Pixi (2-3) 可得 ① 18=31×33×29 ② 18=31×36×23 ③ 18=33×31×29 ④ 18=36×31×23 ⑤ 18=32×36×21 ⑥ 18=36×32×21 根據(jù)基本組、第一擴大組、第二擴大組的不同排列順序，總共得出6種不同的擴大順序方案，查閱相關資料可知，在確定擴大順序方案時，應滿足傳動順序與擴大順序相一致的原則[3]，保證“前密后疏”，即電動機輸出軸的一側傳動線分布密集，主軸一側的傳動線分布疏松，這樣在空間安排上也具有好處。 故，根據(jù)上述原則進行擴大順序方案的優(yōu)選，最終選定方案為： ①18=31×33×29 為本課題的最理想的擴大順序方案，轉速結構符合“前密后疏”的設計原則，其轉速結構網(wǎng)格如圖2-5所示。 圖2-2 主傳動系統(tǒng)轉速結構網(wǎng)格圖 2.1.3 降速比的分配 確定完了主傳動系統(tǒng)的擴大順序，為了合理設計齒輪的尺寸從而避免影響主軸箱體的徑向尺寸，還要對個變速組的變速范圍及逆行校核，查閱相關資料可知，各變速組的變速范圍不應超過極限變速范圍[3]，而且由于各變速組的變速范圍隨著速度的傳遞在不斷增大，因此檢查變速組的變速范圍是否超過極限值時，只需檢查最后一個擴大組即可，一般限制最小傳動比imin≥14，為了避免擴大傳動誤差，減少振動噪音，一般限制直齒圓柱齒輪的最大傳動比imax≤2，斜齒圓柱齒輪傳動較平穩(wěn)[3]，可取imax≤2.5。 由公式 rmin=umaxumin (2-4) 可得直齒圓柱齒輪的極限變速范圍rmin=umaxumin=214=8 斜齒圓柱齒輪的極限變速范圍 rmin=umaxumin=2.514=10 故只要保證最后一個擴大組的變速范圍不超過8即可。 由本課題所設計選用的系統(tǒng)結構式18=31×33×29與公比Φ=1.26可知，第二擴大組29為最后擴大組，其變速范圍由公式 r2=?x2P2?1 (2-5) 可得 r2=1.2692?1=8 故，將最后一個擴大組的變速范圍與極限變速范圍相對比得出，所有變速組的變速范圍符合要求。 最后，經(jīng)查閱文獻資料得知，在設計傳動系統(tǒng)時，電動機與主軸的轉速已經(jīng)確定。當降速時，分配傳動比應使各中間傳動軸的最低轉速適當?shù)母咝?。因為轉速高時，在傳遞一定功率的條件下，傳遞到扭矩就小，相應的傳動件尺寸就小。因此，按傳動順序的各變速組的最小傳動比應采取逐步降速的方法，而且最后擴大組的最小傳動比一般取極限值，即要求在減速傳動時采取“前緩后急”的原則[3]，滿足 iamin≥ibmin≥icmin≥…≥14 根據(jù)本課題所提供的電動機與主軸的轉速參數(shù)要求，結合以上所得出的結論，通過分配各傳動組的傳動比已確定中間軸的轉速，即可得出轉速圖。 剛開始的時候已經(jīng)將主軸Ⅴ的轉速確定完成，接下來確定Ⅳ軸的轉速。令最后一級變速組為變速組c，則變速組c的變速范圍是?9=1.269=8，可知兩個傳動副的傳動比必然是最大和最小的兩個極限值，即 icmin=14=1?6，icmin=21=?31 由此得出Ⅳ軸的9種轉速，分別為118r/min、150r/min、190r/min、236r/min、300r/min、375r/min、475r/min、600r/min、750r/min，轉速圖如圖2-6所示。 圖2-3 主傳動系統(tǒng)Ⅳ軸9種轉速圖 隨后確定Ⅲ軸的轉速，令上一變速組為變速組b，則變速組b的級比指數(shù)為3，該變速組的變速范圍應在傳動比極限值的范圍內，因為不同大小型號的機床，同時由于本課題所設計的機床為小型萬能銑床，對于小型機床和精密機床，由于功率較小，傳動件本身不會太大，因此這是振動、發(fā)熱和噪聲是應該考慮的最主要的問題，因此作為中間軸，對其轉速應該進行限制，盡可能的降低，但同時要保證“前緩后急”的原則，根據(jù)上述計算，同理可得Ⅲ軸的轉速最高可達475r/min、600 r/min、750r/min，最低可到236 r/min、300 r/min、375 r/min。根據(jù)上述原則，我們取三個傳動副的傳動比為： ib1=1?4，ib2=1?，ib3=?21 因此確定Ⅲ軸的三種轉速分別為：300r/min、375r/min、475r/min，具體的轉速圖如圖2-7所示。 圖2-4 主傳動系統(tǒng)Ⅲ軸3種轉速圖 同理，對于第一級變速組，三個傳動副的傳動比可取為： ia1=1?4，ib2=1?3，ib3=1?2 因此確定了Ⅱ軸的轉速為750r/min，轉速圖如圖2-5所示。所以總傳動系統(tǒng)圖如圖2-6所示。 圖2-5 主傳動系統(tǒng)Ⅱ軸轉速圖 圖2-6 主傳動系統(tǒng)轉速圖 2.1.4 擬定傳動系統(tǒng)圖 擬定主傳動系統(tǒng)傳動方案，設計有電動機軸、Ⅰ軸、Ⅱ軸、Ⅲ軸和主軸Ⅳ，電機由電動機軸輸出動力，通過普通V帶傳動將動力輸送至Ⅰ軸，電動機軸和Ⅰ軸分別設計有不同大小的帶輪用以減速。Ⅰ軸上同時設計有三個固定齒輪，Ⅱ軸上有兩組移動三聯(lián)滑移齒輪，其中一組可以與Ⅰ軸上的不同齒輪嚙合，將動力傳送至Ⅲ軸，同時獲得不同的轉速比。Ⅱ軸上設計另一組三聯(lián)滑移齒輪，此三聯(lián)滑移齒輪又同Ⅲ軸齒輪嚙合將動力傳遞至Ⅲ軸。Ⅲ軸設計有三個固定齒輪和一個雙聯(lián)滑移齒輪，三個不同齒數(shù)的固定齒輪通過與Ⅱ軸上的三聯(lián)滑移齒輪嚙合獲得不同的轉速比，同時雙聯(lián)滑移齒輪通過滑移與主軸Ⅳ嚙合也可獲得不同的轉速比，同時將動力傳遞至主軸Ⅳ。主軸Ⅳ是由兩只齒輪通過鑄造的方式同主軸Ⅳ連為一體的軸齒輪，主軸Ⅳ通過電動機軸、Ⅰ軸、Ⅱ軸、Ⅲ軸的逐級變速，最終可以獲得18種不同的轉速，范圍在30~1500rpm之間，主軸傳動系統(tǒng)簡圖如圖2-7所示[4]。 圖2-7 主軸傳動系統(tǒng)簡圖 （一）各軸的功率計算 （二）各軸的最大轉矩計算 2.2 帶輪傳動的設計 2.2.1 主電機的參數(shù) 本課題是基于X6140基礎之上進行設計的小型萬能銑床，參考其機床的工作功率，選用7.5KW的主電機。一般的普通銑床在電機驅動的時候，如果沒有特別的要求，多是采用一般步進電機，即三相異步電動機。常用的三相異步電動機由Y2、Y3系列，Y系列電機具有高效、節(jié)能、起動轉矩高、噪聲小、可靠性高、壽命長等優(yōu)點。本課題選用Y132M-4型號的三相異步電動機[5]，其主要參數(shù)如下： 表2-1 Y132M-4參數(shù) 型號 額定功率kw 轉速r/min 效率% 功率因素cosφ Y132M-4 7.5 1440 87 0.85 2.2.2 帶輪的確定及傳動比 對于電動機軸與Ⅰ軸之間的傳動，在此我們沿用了經(jīng)典的機床設計方案，在電動機軸與Ⅰ軸之間使用普通V帶傳動。帶傳動適用于中心距較大傳動，且具有緩沖、吸振及過度載打滑的特點，能保護其他傳動件，因為電動機軸與Ⅰ軸之間的距離很遠，所以不適合使用齒輪傳動，同時皮帶傳動的靜音效果較好，不會產生過大的振動，而且當負荷超載知時，皮帶會打滑，可以保護其他傳動零件，起到了過載保護的作用，適合普通機床的第一級傳動要求，因此選用普通V帶傳動作為電動機軸與Ⅰ軸之間的傳動方式[6]。 由于電動機軸與Ⅰ軸之間的帶傳動為定比傳動方式，其傳動比的確定如下： 由公式 （2-6） 可得，電動機軸與Ⅰ軸之間的傳動比 2.2.3 V帶的選型與計算 根據(jù)上述結論，本課題所設計的小型萬能銑床的電動機和傳動軸之間由普通V帶進行傳動，根據(jù)已知的條件，我們進行V帶的選型和計算，經(jīng)查閱相關資料可知，V帶的選用應保證有效的傳遞最大功率，并有足夠的使用壽命[7]。 首先確定計算功率Pj。 由公式 Pj=KP (2-7) 其中，K為V帶的工作情況系數(shù)，根據(jù)文獻[4]表1-12，查表選取該系數(shù)K=1.1， 得 Pj=1.1×7.5=8.25(kW) 進而查閱機械設計手冊可得，選取A型帶。 接下來需要確定的是大帶輪與小帶輪的直徑D1、D2。其中小帶輪直徑D1（mm）應滿足：D1≥Dmin，Dmin為帶輪的最小計算直徑。由文獻[4]表1-13可知，A型帶Dmin的推薦值為140mm。 由公式 D2=n1n2D1 (2-8) 可得， D2=1440750×140=268.8mm 圓整D2可得出大帶輪的直徑為270mm 故，小帶輪直徑D1=140mm，大帶輪直徑D2=270mm。 接下來需要計算V帶的速度。對于所選用的A型帶，速度的限定是5≤v≤25。 由公式 (2-9) 可得， v=10.6m/s 在速度限定范圍之內，因此，大小帶輪尺寸選定符合要求。 接下來通過初步定出的中心距來計算V帶的長度L0。 由公式 L0=2A0+π2D1+D2+D2?D124A0 (2-10) 可知 L0=1942.4mm 由文獻4所提供的表1-14可知，根據(jù)L0選擇標準計算長度L=2033mm，從而可得V帶的內周長度LN=2000mm。 有了以上計算結果，下一步計算實際中心距A。 由公式 A≈A0+L?L02 (2-11) 可得出 A≈660mm 小帶輪的包角體現(xiàn)了皮帶的張緊程度，如果包角過小，則需要增加中心距A或者是增加張緊裝置，接下來計算小帶輪的包角α1。 由公式 α1=180°?D2?D1A×180°π≥120° (2-12) 可知 α1=168.7°≥120° 滿足使用要求，故不需要增加中心距或者是增加張緊裝置。 最后需要計算V帶的根數(shù)z。 由公式 z=PjP0C1 (2-13) 查閱文獻[4]，由表1-16得出小帶輪包角系數(shù)C1選取0.98 可得 z=1.12 故選取帶輪根數(shù)z=2。 綜上所述，大小帶輪的具體參數(shù)如表2-1所示。 表2-2 帶輪參數(shù)表 帶型 根數(shù)z 帶輪長度LN 大帶輪直徑D2 小帶輪直徑D1 中心距A V 2 2033mm 270mm 140mm 660 2.3 齒輪傳動的設計 2.3.1 齒輪齒數(shù)的計算 根據(jù)前面的設計計算結果可知， 第一組齒輪a： ia1=1?2=11.58=Z1Z2 (2-14) ia2=1?3=12=Z3Z4 (2-15) ia3=1?4=12.51=Z5Z6 (2-16) 查機械制造裝備設計課程設計表2-8可根據(jù)傳動比取得齒數(shù)和值： :41、44、48、49、52、57、59、60、62… :42、45、48、51、54、57、60… :42、46、49、53、56、60… SZ越小，中心距越小，因此在滿足最小齒數(shù)的情況下，盡量取最小的齒數(shù)和SZ，同時還應該滿足三聯(lián)齒輪最大齒數(shù)和次大齒數(shù)之差大于等于4，故取SZ=78，而且此時Z7=22符合要求。 所以可求得相關變速組齒輪的齒數(shù)： ia1=Z1Z2=3048 ia2=Z3Z4=2652 ia3=Z5Z6=2256 第二組齒輪b： ib1=1?4=12.51=Z7Z8 (2-17) ib2=1?=11.26=Z9Z10 (2-18) ib3=?21=1.581=Z11Z12 (2-19) 查表2-8得： :42、46、49、53、56、60、63、66、69、70、72… :41、43、45、50、52、54、56、59、61、63、65、66、68、70、72… :41、44、48、49、52、54、57、59、60、62、65、67、70、72… 同理得SZ=70。 所以可求得相關變速組齒輪的齒數(shù)： ib1=Z7Z8=2050 ib2=Z9Z10=3139 ia3=Z11Z12=4327 第三組齒輪c： ic1=1?6=14=Z13Z14 (2-20) ic2=?21=21=Z15Z16 (2-21) 查表2-8得： :80、81、84、85、86… :81、84、86… 當SZ=81時，Z15=81/5=16.2，不符合最小齒數(shù)要求，故取SZ=84。 所以可求得相關變速組齒輪的齒數(shù)： ic1=Z13Z14=1767 ic2=Z15Z16=5628 2.3.2 齒輪轉速誤差校驗 齒輪齒數(shù)確定后，還應驗算一下實際傳動比與理論傳動比之間的轉速誤差是否在允許范圍內，一般不允許超過[8]。 即 (2-22) 經(jīng)過上面的計算，齒輪的齒數(shù)確定后輸出軸的實際轉速可由齒輪的傳動比算出各級的實際轉速，計算公式為： (2-23) 經(jīng)公示2-23計算可得(具體計算步驟不在贅述)，實際主軸轉速為表2-3 表2-3 主軸實際轉速 n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9 29 38 48 58 75 94 115 148 187 n10 n11 n12 n13 n14 n15 n16 n17 n18 237 305 384 468 602 760 927 1193 1488 主軸的理論設計轉速詳見表2-4 表2-4 主軸理論轉速 n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9 30 37.5 47.5 60 75 95 118 150 190 n10 n11 n12 n13 n14 n15 n16 n17 n18 235 300 375 475 600 750 950 1180 1500 所以有 經(jīng)計算得均滿足要求 2.3.3 齒輪模數(shù)的計算 本部分齒輪均用于主軸箱主傳動系統(tǒng)中，為保證齒輪具有足夠的強度和使用壽命，小齒輪選擇材料為40Cr（調質）硬度達280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質）硬度達250HBS，初選齒輪為8級工作精度，可滿足一般工業(yè)加工設備[9]。已知，最大齒數(shù)比u=2.54工作狀況為，一年300天，一天1班制12小時，工作壽命15年。 （一） 齒面接觸強度計算 公式為： (2-24) <1>選取載荷系數(shù)=1.3； <2>計算小齒輪傳動轉矩 <3>參考查閱文獻資料，取齒寬系數(shù)，取材料彈性影響系數(shù)； <4>根據(jù)文獻資料，查出小齒輪的接觸疲勞強度極限為，大齒輪的接觸疲勞強度極限為； <5>計算應力循環(huán)次數(shù) <6>根據(jù)文獻資料，選取接觸疲勞壽命系數(shù),； <7>計算接觸疲勞許用應力 失效概率取1%，安全系數(shù)S=1， （二） 初算 <1>初算小齒輪分度圓直徑d1 本部分齒輪均用于主軸箱主傳動系統(tǒng)中，為保證齒輪具有足夠的強度和使用壽命，小齒輪 圓整后取d=73mm。 （三） 計算齒輪參數(shù) <1>模數(shù) ，圓整后取m=4 <2>第一對齒輪參數(shù) 分度圓直徑為： 中心距： 齒輪寬度： 取B1=40mm，B2=35mm。 <3>第二對齒輪參數(shù) 分度圓直徑為： 中心距： 齒輪寬度： 取B1=45mm，B2=40mm。 <4>第三對齒輪參數(shù) 分度圓直徑為： 中心距： 齒輪寬度： 取B1=50mm，B2=50mm。 通過重復上述計算的過程，可以計算出第二根軸與第三根軸，第三根軸與主軸對對應的齒輪模數(shù)，經(jīng)過計算可得出其兩者模數(shù)m取4，所以主軸箱的模數(shù)全部為4。 第二根軸與第三根軸三對齒輪的齒寬，見表2-5。 表2-5 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 齒寬 45 40 55 50 40 45 第三根軸與第四根軸兩對齒輪的齒寬，見表2-6。 表2-6 Z13 Z14 Z15 Z16 齒寬 35 30 45 50 2.3.4 齒輪彎曲強度校核 對第一組齒輪中的小齒輪，進行彎曲疲勞強度校核。 （1）根據(jù)文獻資料[4]查取，小齒輪的彎曲疲勞強度極限為，大齒輪的彎曲疲勞強度極限為 （2）根據(jù)文獻資料[4]，查取彎曲疲勞壽命系數(shù), （3）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則： (2-25) (2-26) （4） 根據(jù)文獻資料[4]，查取齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)為： ， ， （5） 計算彎曲疲勞應力 (2-27) (2-28) 通過公式2-27和2-28的計算結果證明，齒輪的設計符合要求，同理可以求得其他齒輪的彎曲疲勞應力均為合格。 第3章 變速箱傳動軸的設計 3.1 傳動軸的設計 在設計各個傳動軸時，應先考慮其空間布置，變速箱內各傳動軸的空間布置應滿足機床總體布局對變速箱形狀和尺寸的限制，還要考慮各軸的受力情況、調整裝配和操作維修的方便。根據(jù)機械制造裝備設計，變速箱的形狀和尺寸限制是影響傳動軸空間布置的重要因素[10]。本設計中，銑床的變速箱為立式床身，高度方向和軸向尺寸較大，變速系統(tǒng)各傳動軸可布置在立式床身的鉛錘對稱面上。根據(jù)布置順序，首先確定主軸的位置，其次確定傳動主軸的軸，以及與主軸與有齒輪嚙合關系的軸的位置。然后再確定電機軸的位置。最后確定其他傳動軸的位置。在排布各傳動軸空間位置時，因為床身內部空間較大，因此將其中三根傳動軸排布在一個鉛錘平面內，主軸垂直于第三根傳動軸?？紤]到床身較長，為了減小軸承間的跨距，在中間加一個支撐墻。具體空間布置形式參照機械制造裝備設計。 3.1.1 設計計算 <1>選取材料 查閱參考文獻，傳動軸的材料選45號鋼，正火回火，硬度達170～217HBS，抗拉強度極限，屈服強度極限，彎曲疲勞極限，剪切疲勞極限，許用彎曲應力。 <2>軸徑計算 扭轉強度計算軸徑公式為： （3-1） 參考文獻[2]表可知，系數(shù)A取110； 由于第一根傳動軸安裝齒輪，參考相關文獻[2]查表的鍵槽系數(shù)K取1.05； 則 取 <3>確定各軸段直徑和長度 Ⅰ-Ⅱ段，安裝帶輪，取，； Ⅱ-Ⅲ段，安裝軸承（初步選取30205圓錐滾子軸承，其尺寸參數(shù)為），取，； Ⅲ-Ⅳ段，安裝齒輪，取，； Ⅳ-Ⅴ段，安裝軸承，取，； 則總長度，結構如圖3-1所示 圖3-1 Ⅰ軸設計尺寸簡圖 3.2.1 強度校核 對于傳動軸Ⅰ，由傳動系統(tǒng)圖可知，當三聯(lián)滑移齒輪的中間齒輪接觸嚙合時，對于傳動軸Ⅰ軸產生的撓度影響最大，據(jù)此判斷出此處為Ⅰ軸工作情況最嚴重的地方，故此處為傳動軸Ⅰ軸的危險截面處，由此處進行剛度校核。對擁有不同軸徑的軸，強度最低也即是最危險的斷面的部位為軸徑最小處，對軸的強度要求是在受最大力時不斷裂。由前面可知，，，AB=40mm，BC=280mm。計算圓周力和徑向力。 （3-2） （3-3） 支持力為： （3-4） （3-5） xy平面彎矩為： （3-6） 支持力為： （3-7） （3-8） xz平面彎矩為： （3-9） 則合成彎矩為: （3-10） 如圖3-2所示，根據(jù)齒輪的排布位置，傳動軸的危險截面為A處截面，所以對為A處截面進行校核，取a=0.7（剪力為脈動循環(huán)變化）。 則A處截面的彎矩為： （3-11） 對A處截面強度校核 （3-12） 所以，該軸校核合格。 圖3-2 彎矩扭矩分析圖 （一） 對第二根傳動軸重復公式3-1的上述過程，得出圓整后最小直徑為35mm，從而計算出各軸段的數(shù)據(jù)，并且進行強度校核為合格軸。 Ⅰ-Ⅱ段，安裝軸承，取（根據(jù)軸徑，初步選取深溝球軸承61807，其尺寸參數(shù)為），（軸承寬度及套筒度）。 Ⅱ-Ⅲ段，此段軸與齒輪為花鍵連接，初選花鍵型號為，所以，； Ⅲ-Ⅳ段，，（選用深溝球軸承61807）。 總長為。 （二）對第三根傳動軸重復公式3-1的上述過程，得出圓整后最小直徑為45mm，從而計算出各軸段的數(shù)據(jù)，并且進行強度校核為合格軸。 Ⅰ-Ⅱ段，安裝軸承，取（根據(jù)軸徑，初步選取深溝球軸承61809，其尺寸參數(shù)為），（軸承寬度及套筒長度）。 Ⅱ-Ⅲ段，此段有一部分軸與齒輪為花鍵連接，初選花鍵型號為，所以，； Ⅲ-Ⅳ段，，（選用深溝球軸承61809）。 總長為。 3.2 主軸的設計 3.2.1 設計計算 <1>選取材料 因主軸的直徑尺寸最大，為了節(jié)省材料減輕重量，主軸選用空心軸，同時選用高強度、高韌性的38SiMnMo[11]，調質處理，由參考文獻[4]知，硬度229～286HBS，抗拉強度極限，屈服強度極限，彎曲疲勞極限，剪切疲勞極限，許用彎曲應力。 <2>軸徑計算 扭轉強度計算軸徑公式為： （3-13） 參考文獻[2]表可知，系數(shù)A取110； 由于第一根傳動軸安裝齒輪，參考相關文獻[2]查表的鍵槽系數(shù)K取1.6； 則 取 <3>確定各軸段直徑和長度 Ⅰ-Ⅱ段，安裝軸承，取，； Ⅱ-Ⅲ段，取，； Ⅲ-Ⅳ段，取，； Ⅳ-Ⅴ段，安裝軸承，取，； Ⅵ-Ⅶ段，，；帶錐度軸（錐度為7:24） 則總長度，結構如圖3-3所示。 圖3-3 主軸尺寸簡圖 3.2.2 強度校核 對擁有不同軸徑的軸，強度最低也即是最危險的斷面的部位為軸徑最小處，對軸的強度要求是在受最大力時不斷裂。對于傳動軸Ⅳ，由傳動系統(tǒng)圖可知，當傳動軸Ⅳ與兩聯(lián)滑移齒輪的大齒輪接觸嚙合時，對于傳動軸Ⅳ軸產生的撓度影響最大，據(jù)此判斷出此處為Ⅳ軸工作情況最嚴重的地方，故此處為傳動軸Ⅳ軸的危險截面處，由此處進行剛度校核[12]。由前面可知，，，AB=80mm，BC=785mm。計算圓周力和徑向力。 （3-14） （3-15） 支持力為： （3-16） （3-17） xy平面彎矩為： （3-18） 支持力為： （3-19） （3-20） xz平面彎矩為： （3-21） 則合成彎矩為: （3-22） 如圖3-4所示，根據(jù)齒輪的排布位置，傳動軸的危險截面為B處截面，所以對為B處截面進行校核，取a=0.7（剪力為脈動循環(huán)變化）。 則B處截面的彎矩為： （3-23） 對B處截面強度校核，d為主軸內孔直徑。 （3-24） 所以，該軸校核合格。 圖3-4彎矩扭矩分析圖 3.3 傳動軸的排布設計 3.3.1 齒輪排布設計 由前面章節(jié)可得出各軸的中心距為： 軸1—2：a1=156mm； 軸2—3：a2=140mm； 軸3—4：a3=168mm； 1、傳動軸齒輪排布 在對傳動軸進行相關設計時，應當合理的排布滑移齒輪，齒輪的排列方式將直接影響到變速箱尺