0144-X6132-28型萬能升降臺銑主傳動設計及主軸組件設計【優(yōu)秀含CAD圖+說明書】,優(yōu)秀含CAD圖+說明書,x6132,28,萬能,升降臺,傳動,設計,主軸,組件,優(yōu)秀,優(yōu)良,cad,說明書,仿單 X6132-28主傳動設計及主軸組件設計 任務書 設計（論文）題目： X6132-28主傳動設計及主軸組件設計 1．畢業(yè)設計（論文）的主要內(nèi)容及基本要求 1）主運動驅動電動機功率的確定，主傳動設計，齒輪設計，主軸組件的計算； 2）繪制X6132-28主傳動裝配圖及床身、齒輪、主軸等零件圖； 3）編寫設計說明書。 2．指定查閱的主要參考文獻及說明 1)《金屬切削機床》，顧熙棠 、遲建山、胡寶珍主編（下冊），上?？茖W技術出版社 2)《機床設計手冊》第二冊（上），《機床設計手冊》編寫組編，機械工出版社，1979年。 3)《專用機床設計與制造》，哈爾濱工業(yè)大學、哈爾濱市教育局《專用機床設計與制造》編寫組編著，黑龍江人民出版社，1979年，哈爾濱。 3．設計的原始參數(shù) 1）主軸轉速n=30～1500r/min，轉速級數(shù)Z=18，電動機轉速=1400r/min。 2）工件材料是鋼和鐵： 3）銑刀直徑100毫米，齒數(shù)4， 4）銑切寬度50毫米，銑切深度2.5毫米，轉速750轉/分，進給量750毫米/分。 4．進度安排 設計（論文）各階段名稱 起 止 日 期 1 生產(chǎn)現(xiàn)場參觀實習、收集資料 2 主傳動的設計及主軸組件的設計 3 畫圖、說明書的編寫和檢查 4 檢查并提交畢業(yè)設計 摘 要 主傳動系統(tǒng)設計及主軸組件設計是金屬切削機床設計中的重要內(nèi)容，本次畢業(yè)設計的題目是X6132-28主傳動設計及主軸組件設計。設計中根據(jù)已知條件 ，確定了主電動機功率、傳動系統(tǒng)公比、變速組和傳動副數(shù)目、計算了齒輪齒數(shù)，繪制了轉速圖，并進行了主傳動的結構設計。在此基礎上進行了齒輪設計，主軸軸承的配置和主軸結構參數(shù)的確定及主軸組件的剛度驗算。 關鍵詞：銑床，主傳動系統(tǒng)，主軸組件 ABSTRCT The master drive system design and the main axle module design is in the metal-cutting machine tool design important content, this graduation project's topic is the X6132-28 master drive design and the main axle module design. In the design acts according to the datum, had determined the main motor power, the transmission system common ratio, the speed change group and the transmission vice-number, have calculated the gear number of teeth, has drawn up the rotational speed chart, and has carried on the master drive structural design. Based on this has carried on the gear design, main shaft bearing's disposition and the main axle design parameter determination and the main axle module's rigidity checking calculation. Keywords: Milling machine， master drive system， main axle module 第I頁 目 錄 中文摘要………………………………………………………………………………………Ⅰ 英文摘要………………………………………………………………………………………Ⅱ 第1章 緒論 1.1 機床的用途及性能…………………………………………………………………1 1.2 機床的主要規(guī)格參數(shù)………………………………………………………………3 第2章 主運動驅動電動機功率的確定…………………………………………4　 第3章 X6132—28主傳動設計 3.1 轉速圖的擬定………………………………………………………………………9 3.1.1 確定公比…………………………………………………………………5 3.1.2 確定變速組和傳動副數(shù)目…………………………………………………5 3.1.3 確定傳動順序順序方案………………………………………………5 3.1.4 確定擴大順序方案……………………………………………………6 3.1.5擬定轉速圖………………………………………………………………9 3.2 齒輪齒數(shù)的確定 …………………………………………………………………17 3.2.1 確定齒輪齒數(shù)時應注意下面這些問題……………………………10 3.2.2 本設計中的基本變速組和第一擴大組齒輪齒數(shù)的確定………12 3.2.3 設計中第二擴大組齒輪齒數(shù)的確定………………………………13 3.2.4 檢查相鄰齒輪的齒數(shù)差 ……………………………………………13 3.2.5 校核 ……………………………………………………………………16 3.2.6齒輪的布置與排列 ……………………………………………………17 3.3 主傳動的結構設計…………………………………………………………………21 3.3.1 傳動的布局及變速方式 ……………………………………………17 3.3.2 主傳動的開停裝置……………………………………………………18 3.3.3 主傳動的制動裝置……………………………………………………18 3.3.4 主傳動的換向裝置……………………………………………………18 3.3.5 計算轉速的確定………………………………………………………21 第4章 齒輪設計 4.1 齒輪、的設計 …………………………………………………………25 4.1.1 計算 ………………………………………………………………………23 4.1.2 驗算齒根彎曲強度………………………………………………………24 4.1.3 齒輪與齒輪的幾何尺寸計算：………………………………25 4.2 其它齒輪參數(shù)的確定 ……………………………………………………………26 第5章 主軸組件的計算 5.1 主軸組件結構參數(shù)的確定 ………………………………………………………30 5.1.1 搜集和分析資料…………………………………………………………27 5.1.2 主軸組件結構參數(shù)的確定 ………………………………………………30 5.2 主軸的結構和組件的布置………………………………………………………31 5.2.1 主軸的材料與、熱處理和技術要求……………………………………31 5.2.2 主軸軸承…………………………………………………………………31 5.3 主軸組件的剛度驗算……………………………………………………………38 5.3.1 主軸的受力分析…………………………………………………………35 5.3.2 主軸組件的剛度驗算……………………………………………………38 5.4 主傳動系統(tǒng)中各軸承的參數(shù)確定………………………………………………40 第6章 結論………………………………………………………………………………41 參考文獻 …………………………………………………………………………42 致謝……………………………………………………………………………………………43 第1章 緒 論 1.1機床的用途及性能 X6132、X6132A型萬能升降臺銑床屬于通用機床。主要適用于機械工廠中加工車間、工具車間和維修車間的成批生產(chǎn)、單件、小批生產(chǎn)。 這種銑床可用圓柱銑刀、圓盤銑刀、角度銑刀、成型銑刀和端面銑刀加工各種平面、斜面、溝槽等。如果配以萬能銑頭、圓工作臺、分度頭等銑床附件，還可以擴大機床的加工范圍。 X6132、X6132A型銑床的工作臺可向左、右各回轉450，當工作臺轉動一定角度，采用分度頭時，可以加工各種螺旋面。 X6132型機床三向進給絲杠為梯形絲杠，X6132A型機床三向進給絲杠為滾珠絲杠。 X6132/1、X6132A/1型數(shù)顯萬能升降臺銑床是在X6132、X6132A型萬能升降臺銑床的基礎上，在縱向、橫向增加兩個坐標的數(shù)字顯示裝置的一種變型銑床，該銑床具有普通萬能升降臺銑床的全部性能外，借助于數(shù)字顯示裝置還能作到加工和測量同時進行，實現(xiàn)動態(tài)位移數(shù)字顯示，既保證了工件加工質(zhì)量，又減輕了工人勞動強度和提高勞動生產(chǎn)率，配上萬能銑頭還可以進行鏜孔加工。 1.2機床的主要技術參數(shù) 工作臺： 工作臺工作面積（寬×長）（毫米）……………………………………...320×1320 工作臺最大縱向行程: 手 動（毫米）……………………………………………………...700 機 動（毫米）……………………………………………………...680 工作臺最大橫向行程： 手 動（毫米）……………………………………………………..255 機 動（毫米）……………………………………………………..240 工作臺最大垂直行程： 手 動（毫米）……………………………………………………..320 機 動（毫米）……………………………………………………..300 工作臺最大回轉角度（度）：………………………………………..±45 o T 型 槽 數(shù)……………………………………………………………3 T型槽寬度（毫米）…………………………………………………18 T型槽間距離(毫米)…………………………………………………..70 主要聯(lián)系尺寸： 主軸中心線到工作臺面距離 最 ?。ê撩祝?0 最 大（毫米）………………………………………………………350 床身垂直導軌至工作臺中心距離 最 ?。ê撩祝?15 最 大（毫米）……………………………………………………....470 主軸中心線至懸梁的距離（毫米）………………………………………..155 主傳動、進給傳動： 主軸轉速級數(shù)……………………………………………………………18 主軸轉速范圍（轉/分）………………………………………………...30~1500 工作臺進給量級數(shù)……………………………….……………………...18 工作臺進給范圍（毫米/分） 縱 向………………………………………………………………….23.5~1180 橫 向………………………………………………………………...23.5~1180 垂直 向…………………………………………………………………...8~394 工作臺橫向及縱向快速移動量 （毫米/分）…………………………………………………..2300 工作臺垂直快速移動量 （毫米/分）…………………………………………………..770 動力參數(shù)，外形尺寸、重量： 進給電機 功 率（千瓦）………………………………………………………….1.5 冷卻泵電機 功 率（千瓦）………………………………………………………….0.125 冷卻泵輸出流量（升/分）……………………………………………………22 機床外形尺寸（長×寬×高）（毫米）……………………………..2294×1770×1665 機床重量（公斤）……………………………………………………………..2650 第1頁 承載能力： 被加工工件最大重量（公斤）………………………………………….........500 數(shù)顯裝置分辨率（毫米）（X6132/1、X6132A/1）………………………….0.005 數(shù)顯有效坐標測量范圍（毫米）（X6132/1、X6132A/1）： 縱向×橫向…………………………………………………700×255 第2章 主運動驅動電動機功率的確定 電動機功率是計算機床零件和決定結構尺寸的主要依據(jù)。電動機應取恰當?shù)墓β?，功率大了，則機床零、部件的尺寸也隨之不必要的增大，不僅浪費材料，而且使電動機經(jīng)常處于低負荷情況下工作，致使功率因數(shù)小，浪費電力。如果電動機功率取小了，則機床的技術性能達不到設計要求，且出現(xiàn)電動機超負荷工作情況，容易燒壞電機和電器元件。 機床主運動驅動電動機功率，常用計算和統(tǒng)計分析相結合的方法來確定。有條件時，還輔以實測法。在我們開始設計機床時，主傳動鏈的結構方案尚未確定，可用下面的經(jīng)驗公式進行粗略估算： （2-1） 式中：—機床總機械效率，對于主運動為回轉運動的機床，=0.70～0.85，在本設計中由于傳動件轉速較高，所以我們?nèi)?.75。 銑削鋼：鋼的含碳量0.45%，抗拉強度極限600兆帕，銑刀直徑100毫米， 齒數(shù)4，銑切寬度50毫米，銑削深度2.5毫米，轉速750轉/分，進給量750毫米/分。 銑削功率的計算公式為 （2-2） 式中 　　　—銑削功率（ＫＷ）； —切削力（Ｎ）； —銑削速度（m/min）。 高速鋼銑刀銑削力的計算（采用端銑刀），根據(jù)《機械制造工藝設計手冊》表3—25為 =9.81······Z （2-3） 將已知條件=90（查表得）、=50、=0.25、=100、=2.5、Z=4代入上式即： =9.81······Z = 9.81×90×××××4 1448.38(N) 式中 —銑切寬度(mm)； —每齒進給量（mm）； —銑刀直徑（mm）； Z—銑刀齒數(shù) 在這里算出的須乘以一個修正系數(shù) ， 式中的單位是GPa。 則 =（1448.38×0.422）×235.5× 3.2（kw） 所以 P=(kw) 本設計中選擇主電機的功率選5.5kw，轉速為1440（轉/分）。 第45頁 第3章 X6132—28主傳動設計 3.1 轉速圖的擬定 已知主軸轉速為n=30～1500r/min，轉速級數(shù)Z=18，電動機轉速=1400r/min. 3.1.1 確定公比 由公式 == （3-1） = 3.1.2 確定變速組和傳動副數(shù)目 大多數(shù)機床廣泛應用滑移齒輪變速，為了滿足結構設計和操縱方便的要求，通常采用雙聯(lián)或三聯(lián)滑移齒輪，因此，主軸轉速為18級的變速系統(tǒng)需要3個變速組，即Z=18=3×3×2。 3.1.3 確定傳動順序方案 按照傳動順序，各變速組排列方案有： 18=3×3×2 18=3×2×3 18=2×3×3 根據(jù)設計要點，應遵守傳動副“前多后少”的原則，選擇18=3×3×2 方案。 3.1.4 確定擴大順序方案 傳動順序確定之后，還可列出若干不同擴大順序方案。如無特殊要求，應根據(jù)“前密后疏”的原則，使擴大順序與傳動順序一致，這樣可得到最佳的傳動方案，其結構式為 根據(jù)式，檢查最后擴大組的變速范圍： ，合乎要求 故可選定上述傳動方案是合理的。 3.1.5擬定轉速圖 根據(jù)已確定的結構式便可擬定轉速圖，應注意解決定比傳動和分配傳動比，合理確定傳動軸的轉速。 3.1.5.1 定比傳動 在變速傳動系統(tǒng)中采用定比傳動，主要考慮傳動、結構和性能等方面要求，以及滿足不同用戶的使用要求。在本設計中，銑床的總降速比，若每一個變速組的最小降速比均取1/4，則三個變速組的總降可達到1/4×1/4×1/4=1/64，故無需要增加降速傳動。但是，為使中間兩個變速組做到降速緩慢，以利于減少變速箱的徑向尺寸，故在Ⅰ—Ⅱ軸間增加一對降速傳動齒輪，這樣，也有利于設計變型機床，因為只要改變這對降速齒輪傳動比，在其他三個變速組不變的情況下，就可以將主軸的18種轉速同時提高或降低，以便滿足不同用戶的需要。 3.1.5.2 分配降速比 前面已確定，18=3×3×2共需三個變速組，并在Ⅰ—Ⅱ軸間增加一對降速傳動齒輪，因此，轉速圖上有五根傳動軸，如圖（a）所示。畫五根距離相等的豎直線（Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ）代表五根軸；畫18根距離相等的水平線代表18級轉速，這樣便形成了傳動軸格線和轉速格線。 1)在主軸Ⅴ上標出18級轉速：30～1500r/min，在第Ⅰ軸上用A點代表電動機轉速=1440r/min；最低轉速用E點標出，因此A、E兩點聯(lián)線相距17格，即代表總降速傳動比。 2）決定Ⅳ、Ⅴ軸之間的最小降速傳動比：一般銑床的工作特點是間斷切削，為了提高主軸運轉的平穩(wěn)性，主軸上齒輪應大一些，能起到飛輪的作用，所以最后一個變速組的降速傳動比取。按公比，查表可知，，即，從E點向上數(shù)六格（6lg）,在Ⅳ軸上找出D點，DE傳動線表示Ⅳ—Ⅴ軸間變速組（第二擴大組）的降速傳動比。 3)決定其余變速組的最小傳動比：根據(jù)降速前慢后快的原則，Ⅲ—Ⅳ軸間變速組（第一擴大組），取u=,即從D點向上數(shù)四格（4lg），在Ⅲ軸上找出C點用CD傳動線表示；同理，Ⅱ—Ⅲ軸間取u=，用BC傳動線表示；Ⅰ—Ⅱ軸間取u=，用AB傳動線表示。 3.1.5.3 畫出各變速組其他傳動線（圖b），Ⅰ—Ⅱ軸間有一對齒輪傳動，轉速圖上為一條AB傳動線。Ⅱ—Ⅲ軸間為基本組，有三對齒輪傳動，級比指數(shù)=1，故三條傳動線在轉速圖上各相距一格，從C點向上每隔一格取、 點，連線B和B得基本組三條傳動線，它們的傳動比分別為、、。 Ⅲ—Ⅳ軸間為第一擴大組也有三對齒輪傳動，級比指數(shù)=3三條傳動線在轉速圖上各相距三格，CD2、CD1和CD，它們的傳動比分別為，，。Ⅳ—Ⅴ軸間為第二擴大組，有兩對齒輪傳動，級比指數(shù)，兩條傳動線在轉速圖上應相距九格，即DE1和DE，它們的傳動比分別為和。 3.1.5.4 畫出全部傳動線（圖c），即為本設計的主傳動系統(tǒng)轉速圖。如前所述，轉速圖兩軸之間的平行線代表同一對齒輪傳動，所以畫Ⅲ—Ⅳ軸間的的傳動線時，應從C1、C2兩點分別畫出CD、CD1、CD2的平行線，使Ⅳ軸得到九種轉速。同理，畫Ⅳ—Ⅴ軸間的傳動線時，應畫九條與DE平行的線，九條與DE1平行的線，使主軸得到18種轉速。 圖3-1 降速比傳動線 圖3-2 變速組傳動線 圖3-3 X6132-28銑床主傳動轉速圖 3.2 齒輪齒數(shù)的確定 3.2.1 確定齒輪齒數(shù)時應注意下面這些問題 1．齒輪的齒數(shù)和不應過大，一般推薦齒數(shù)各SZ≤100～120。 2．齒輪的齒數(shù)和不應過小，應考慮： 1）最小齒輪不產(chǎn)生根切現(xiàn)象，對于標準直齒圓柱齒輪可取。 2）受結構限制的各齒輪（尤其是最小齒輪），應能可靠地裝到軸上或進行套裝；齒輪的齒槽到孔壁或鍵槽的壁厚a≥2m（m為模數(shù)），以保證有足夠的強度，避免出現(xiàn)變形或斷裂現(xiàn)象。 3）兩軸間最小中心距應取得適宜。若齒數(shù)和太小，則中心距過小，將導致兩軸上的軸承及其他結構之間的距離過近或相碰。 3.2.2 本設計中的基本變速組和第一擴大組齒輪齒數(shù)的確定 設這兩組變速組的模數(shù)相同，對于變速組內(nèi)齒輪模數(shù)相同時齒輪齒數(shù)的確定，一般有兩種方法（計算法和查表法），本設計采用計算法求齒輪齒數(shù)。 在變速組內(nèi)，各對齒輪的齒數(shù)之比，必須滿足轉速圖上已經(jīng)確定的傳動比；當各對齒輪的模數(shù)相同，且不采用變位齒輪時，則各對齒輪的齒數(shù)和必然相等可列出： 即可得： 式中：—分別為j齒輪副的主動與從動齒輪的齒數(shù)； —j齒輪副的傳動比； —齒輪副的齒數(shù)和。 3.2.2.1 Ⅱ軸與Ⅲ軸間的齒輪（基本變速組）確定 該變速組內(nèi)有三對齒輪，其傳動比為 最小齒輪一定在最大降速比的這對齒輪副中，即，根據(jù)具體 結構情況取，則，齒數(shù)和。 然后，確定其它兩對齒輪副的齒數(shù)。 傳動比為的齒輪副： 傳動比的齒輪副： 3.2.2.2 Ⅲ軸Ⅳ與軸間齒輪副的確定（第一擴大組） 該變速組內(nèi)的三對齒輪為： 最小齒輪在這對齒輪副中，即，根據(jù)具體結構情況取，則，齒數(shù)和，然后確定其他兩對齒輪副的齒數(shù)。 傳動比為的齒輪副： 傳動比的齒輪副： 3.2.3 設計中第二擴大組齒輪齒數(shù)的確定 設本變速組的模數(shù)不相等。 設一個變速組內(nèi)有兩個齒輪副，分別采用兩種不同模數(shù)，其齒數(shù)和為，如果不采用變位齒輪，因各齒輪副的中心距A必須相等，可寫出： 所以 則可得： 設 即可得： 式中：—無公因數(shù)的整數(shù)；K—整數(shù)。 在計算這類似不同模數(shù)齒輪齒數(shù)時，首先定出變速組內(nèi)不同的模數(shù)；根據(jù)式計算出；選擇K值，由式計算各齒輪副的齒數(shù)和（應考慮齒數(shù)和不致過大或過?。话锤鼾X輪副的傳動比分配齒數(shù)。 Ⅳ軸和Ⅴ軸齒輪副的確定（第二擴大組），該變速組中有兩對齒輪，其傳動比為，考慮實際受力情況相差較大，齒輪副的模數(shù)分別選擇為。 由式可得： 為了使齒數(shù)和較小并滿足最小齒輪齒數(shù)的要求，選取K=30，則 根據(jù)齒輪副的傳動比齒數(shù)分配如下： 3.2.4 檢查相鄰齒輪的齒數(shù)差 軸Ⅱ和軸Ⅳ各采用了一個三聯(lián)滑移齒輪，所以在確定其齒數(shù)之后，還應檢查相鄰齒輪的齒數(shù)差，以確保其左右移動時能順利通過，不致相碰。 軸Ⅱ （） Z3-Z7=22-16=6>4 即合乎要求。 軸Ⅳ 合乎要求。 3.2.5 校核 確定齒輪齒數(shù)時，應符合轉速圖上傳動比的要求。實際傳動比（齒輪齒數(shù)之比）與理論傳動比（轉速圖上給定的傳動比）之間允許有誤差，但不應過大。由于確定齒輪齒數(shù)所造成的主軸轉速相對誤差，一般不允許超過。即 （3-2） 式中： —主軸的實際轉速； n—主軸的標準轉速； —公比。 主軸實際轉速的計算： 表3-1主軸的標準轉速如下表所示 n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9 n10 n11 n12 n13 n14 n15 n16 n17 n18 30 37.5 47.5 60 75 95 118 150 190 235 300 375 475 600 750 950 1180 1500 所以有 經(jīng)計算得均滿足要求 3.2.6 齒輪的布置與排列 確定齒輪齒數(shù)之后，應合理地布置齒輪排列方式。齒輪的排列方式將直接影響到變速箱尺寸、變速操縱的方便性及結構實現(xiàn)的可能性等 3.2.6.1 滑移齒輪的軸向布置 變速組中的滑移齒輪一般宜布置在主動軸上，因其轉速一般比從動軸的轉速高，則其上的滑移齒輪的尺寸小，重量輕，操縱省力。 軸Ⅱ上的三聯(lián)滑移齒輪布置在主動軸上；軸Ⅲ上的兩個兩聯(lián)滑移齒輪固定在軸上，這兩個滑移齒輪即充當主動輪，又起到從動輪的角色；軸Ⅲ的三聯(lián)滑移齒輪布置在從動軸上。 為了避免同一滑移齒輪變速組內(nèi)的兩對齒輪同時嚙合，兩個固定齒輪的間距，應大于滑移齒輪的寬度，并留有△=1～2毫米的間隙。如下圖是本設計中主傳動系統(tǒng)簡圖，圖中所標注的L1、L2、L3與△就說明了這之間的關系。 圖3-4 滑移齒輪的軸向布置 3.2.6.2 一個變速組內(nèi)齒輪軸向位置的排列 本設計中滑移齒輪的軸向位置排列采用“窄式排列”，這樣就大大縮短了它的軸向長度。 3.2.6.3 兩個變速組內(nèi)齒輪軸向位置的排列 Ⅱ軸至Ⅲ軸之間的兩個變速組中，其固定齒輪就是采用“相互交錯排列”，較好地利用了空間，縮短了軸向尺寸。Ⅱ軸至Ⅲ軸之間還采用了“單公用齒輪”的變速機構（齒輪齒數(shù)為39的齒輪就是公用齒輪），采用公用齒輪不僅減少了齒輪的數(shù)量，而且進一步縮短了軸向尺寸。 3.3 主傳動的結構設計 3.3.1 傳動的布局及變速方式 主傳動的布局——整體流線型結構； 變速方式——孔盤變速。 3.3.2 主傳動的開停裝置 開停裝置——直接控制電動機開停裝置。 3.3.3 主傳動的制動裝置 制動裝置——電磁離合器制動。 3.3.4 主傳動的換向裝置 換向裝置——電動機的正反轉。 3.3.5 計算轉速的確定 設計機床時，須根據(jù)不同機床的性能要求，合理確定機床的最大工作能力，即主軸所能傳遞的最大功率或最大轉矩。對于所設計機床的傳動件尺寸，主要是根據(jù)它所傳遞的最大轉矩進行計算。傳動件傳遞的轉矩大小與它所傳遞的功率和轉速兩個參數(shù)有關。傳動件在傳遞全部功率時的最低轉速，能夠傳遞最大轉矩，因此，將傳遞全部功率時的最低轉速，稱為該傳動件的計算轉速。這樣，便可根據(jù)傳動件的計算轉速來確定額定轉矩，并選擇傳動件的結構尺寸。 3.3.5.1 主軸計算轉速的確定 主軸計算轉速是主軸傳遞全部功率（此時電動機為滿載）時的最低轉速。從計算轉速起至最高轉速間的所有轉速都能夠傳遞全部功率，而轉矩則隨轉速增加而減少，此為恒功率工作范圍；低于主軸計算轉速的各級轉速所能傳遞的轉矩與計算轉速時的轉矩相等，即是該機床的最大轉矩，而功率則隨轉速的降低而減少，此為恒轉矩工作范圍。 本設計x6132-28的主軸轉速級數(shù)Z=18，其轉速圖如下圖所示，由公式可知，主軸的計算轉速為 （3-3） 3.3.5.2 其他傳動件計算轉速的確定 如前所述，主軸從計算轉速起至最高轉速間的所有轉速都能傳遞全部功率，因此實現(xiàn)上述主軸轉速的其他傳動件的實際工作轉速也傳遞全部功率，這些實際工作轉速中的最低轉速，就是該傳動件的計算轉速。 當主軸的計算轉速確定后，就可以從轉速圖上確定其他各傳動件的計算轉速。確定的順序通常是由后往前，即先定出位于傳動鏈末端（靠近主軸）的傳動件的計算轉速，再順次由后往前定出各傳動件的計算轉速。一般可先找出該傳動件共有幾級實際工作轉速，再找出其中能夠夠傳遞全部功率時的那幾級轉速，最后確定能夠傳遞全部功率的最低轉速，即為該傳動件的計算轉速。 1）傳動軸的計算轉速 ①Ⅳ軸的計算轉速：從轉速圖上可以看出，Ⅳ軸共有9級轉速：118、150、190、235、300、375、475、600、750r/min。主軸在95r/min（計算轉速）至1500r/min（最高轉速）之間所有轉速都能傳遞全部功率。此時，Ⅳ軸若經(jīng)齒輪副傳動主軸，它只有在375～750r/min的4級轉速時才能傳遞全部功率；若經(jīng)齒輪副傳動主軸，則118～750r/min的9級轉速都傳遞全部功率，因此，其中的最低轉速118r/min即為Ⅳ軸的計算轉速。 ②Ⅲ軸的計算轉速：同理，Ⅲ軸上共有3級轉速：300、375、475r/min。此時，經(jīng)齒輪副（、）傳動Ⅳ軸，所得到9級轉速能夠傳遞全部功率。因此，Ⅲ軸上的這3級轉速也都能傳遞全部功率，其中的最低轉速300r/min即為Ⅲ軸的計算轉速。 其余依此類推，各軸的計算轉速如下： 軸 序 號 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ 計算轉速 1450 600 300 118 95 2）齒輪的計算轉速 ①齒輪的計算轉速：齒輪裝在Ⅳ軸上，從轉速圖可知，共有118～750r/min9級轉速，經(jīng)齒輪副傳動主軸得到235～1500r/min9級轉速都能傳遞全部功率，故齒輪的這9級轉速也都能傳遞全部功率，其中最低轉速118r/min即為齒輪的計算轉速。 ②齒輪的計算轉速：齒輪裝在Ⅴ軸上，共有235～1500r/min9級轉速，都能傳遞全部功率，其最低轉速235r/min即為齒輪的計算轉速。 ③齒輪的計算轉速：齒輪裝在Ⅳ軸上，共有118～750r/min9級轉速。其中375～750r/min的4級轉速（經(jīng)齒輪副，使主軸得到95～190r/min的4級轉速）能傳遞全部功率；而118～300r/min的5級轉速（經(jīng)齒輪副，使主軸得到30～75r/min的5級轉速都低于主軸的計算轉速95r/min，不能傳遞全部功率。因此，齒輪能夠傳遞全部功率的4級轉速為375、475、600、750r/min，其中最低轉速375r/min即為的計算轉速。 ④齒輪的計算轉速：齒輪裝在Ⅴ軸上，共有30～190r/min9級轉速，其中只有在95～190r/min的4級轉速時，該齒輪才能傳遞全部功率。其中的最低轉速95r/min即為齒輪的計算轉速。 其余依此類推，各齒輪的計算轉速如下： 齒輪序號 計算轉速 (r/min） 1440 695 695 475 695 375 695 300 300 475 300 235 300 118 118 235 375 95 表3-2 齒輪的計算轉速 第4章 齒 輪 設 計 4.1 齒輪、的設計 設計計算X6132-28主傳動中Ⅴ軸與Ⅵ軸間的一對齒輪傳動=19, =71所需要的模數(shù)。 4.1.1 計算 已知參數(shù)： 　　主電動機功率：P=5.5千瓦；傳動效率：＝0.75（全部）；齒輪材料：40Cr，高頻淬火后齒面硬度HRC為50； 齒數(shù)：=19，=71；齒輪精度：級7—　JB179—60； 計算步驟：按接觸強度計算模數(shù)。 4.1.1.1 確定許用應力： 齒輪工作期限為： 取 T=12000，x=2 小時 應力循環(huán)次數(shù)： 以該齒輪的計算轉速代入，=375轉/分； 是齒輪每轉一轉，每個牙齒的某一側齒面參加嚙合的次數(shù)，=1。 將、代入式中，即有，接觸強度壽命系數(shù)查《專用機床設計與制造》圖2.1—69,取=1；由《專用機床設計與制造》表2.1—11查出；故許用接觸應力為 4.1.1.2 確定載荷系數(shù)： 由式 （4-1） 偏載系數(shù)：取=1；動載系數(shù)：由《專用機床設計與制造》表2.1—15取=1.1（假設圓周速度V〈1米/秒〉；嚙合角系數(shù)：（不變位）； 功率變化特性系數(shù)：《專用機床設計與制造》表2.1—16取=0.63； 速度變動系數(shù) ： 該齒輪總的變速范圍 ===50 扭矩不變變速范圍 由《專用機床設計與制造》表2.1—18查出=1.67 上述各值代入后，得： =1.157 4.1.1.3 確定工作載荷：小齒輪扭矩 4.1.1.4 取齒寬系數(shù)： 最后代入公式得： =0.31厘米 取標準模數(shù)： m=4毫米 齒寬B==33毫米 4.1.2 驗算齒根彎曲強度 4.1.2.1 確定許用應力： 由《專用機床設計與制造》表2.1—13知： 查《專用機床設計與制造》材料表2.1—9=7000 查《專用機床設計與制造》圖2.1—73 （大小齒輪相同） 代入后得： 4.1.2.2 確定載荷系數(shù)： 、、同前 =0.78（《專用機床設計與制造》表2.1—16） =1.16（《專用機床設計與制造》表2.1—18） 代入式后得： K=1×1.1×0.78×1.16=0.995 4.1.2.3 確定工作載荷：小齒輪扭矩 4.1.2.4 確定齒形系數(shù)： 查（《專用機床設計與制造》圖2.1—72） 小齒輪=19； 大齒輪=71：=0.302 代入式得： 故彎曲強度足夠。 4.1.3 齒輪與齒輪的幾何尺寸計算： 表4-1 齒輪與齒輪主要尺寸的確定 名 稱 外嚙合計算公式 、的計算結果 分度圓直徑 齒 頂 高 齒 根 高 =1× 4+0.25×4 =5 全 齒 高 =4+5=9 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 周 節(jié) =3.14× 4=12.56 基圓直徑 分度圓上弧齒厚 中 心 距 傳 動 比 4.2 其它齒輪參數(shù)的確定 表4-2 銑床上齒輪主要參數(shù)的確定 齒輪編號 名 稱 齒數(shù) 模數(shù) 壓力角 材 料 齒輪 26 3 200 20Cr 齒輪 54 3 200 40Cr 三聯(lián)齒輪 22 4 200 40Cr 二聯(lián)齒輪 33 4 200 40Cr 三聯(lián)齒輪 19 4 200 40Cr 二聯(lián)齒輪 36 4 200 40Cr 三聯(lián)齒輪 16 4 200 40Cr 齒輪 39 4 200 40Cr 齒輪 39 4 200 40Cr 三聯(lián)齒輪 26 4 200 40Cr 二聯(lián)齒輪 28 4 200 40Cr 三聯(lián)齒輪 37 4 200 40Cr 二聯(lián)齒輪 18 4 200 40Cr 三聯(lián)齒輪 47 4 200 40Cr 齒輪 82 3 200 40Cr 齒輪 38 3 200 40Cr 齒輪 19 4 200 40Cr 齒輪 71 4 200 40Cr 第5章 主軸組件的計算 主軸組件的設計包括結構設計及其主要尺寸的計算，一般可按下列步驟進行： （1）搜集和分析資料； （2）初選結構參數(shù)：包括主軸直徑D、內(nèi)徑d、懸伸量a和支承跨距L等； （3）初步確定主軸組件的布局：包括軸承配置形式、傳動件的布置等； （4）繪制結構草圖，并根據(jù)結構上的要求對布局和參數(shù)進行修改； （5）進行必要的驗算：主要是剛度和抗振性。 5.1 主軸組件結構參數(shù)的確定 5.1.1 搜集和分析資料 本次畢業(yè)設計是設計X6132-28主傳動部分，為做好這次設計，我做了一些相應的工作：（1）在長征機床公司參觀實習了兩周，對X6132有了一個比較全面的認識，特別是對主傳動部分的加工、裝配有了更深入的了解；（2）搜集了相關機床主傳動部分的零件圖、裝配圖，并進行了分析比較；（3）參閱了很多相關書籍，如《機床設計手冊》、《專用機床設計與制造》、《金屬切削機床》、《金屬切削原理與刀具》等。 5.1.2 主軸組件結構參數(shù)的確定 主軸組件的結構參數(shù)主要包括：主軸的平均直徑D（初選時常用主軸前軸頸處的直徑、后軸頸D2來表示）；主軸內(nèi)孔d；主軸前端懸伸量a；以及主軸支承跨距L等。一般步驟是，首先根據(jù)機床主電機功率或機床的主參數(shù)來選取；在滿足主軸本身剛度的前提下按照工藝要求來確定d；根據(jù)主軸前端部結構形狀和前支承的結構形式來確定a；最后，根據(jù)D、a和主軸支承的支承剛度、來確定L。 應當注意，主軸軸承的配置形式對主要結構參數(shù)的確定很有關系，故在設計過程中常需交叉進行，最終以主軸組件剛度等性能來衡量其設計的合理性。 5.1.2.1 主軸直徑的選擇 根據(jù)機床主電機功率來確定前軸頸直徑，由《專用機床設計與制造》表2.4—8知：電動機功率為5.5千瓦，即=93mm。 5.1.2.2 主軸內(nèi)孔直徑的確定 由材料力學可知，剛度正比于截面慣性矩I，它與直徑之間有下列關系： 式中：、 — 空心主軸的剛度和截面慣性矩； K、I — 實心主軸的剛度和截面慣性矩。 根據(jù)此式，可繪出主軸孔徑d對剛度的影響曲線，如《專用機床設計與制造》圖5—38所示。當＜0.3時，空心與實心截面主軸的剛度很接近。本設計就取=0.3來計算軸的內(nèi)孔直徑。 又=（1.1～1.15）D D=84.5～80.9mm 所以d=0.3D =0.3×84.5 =26mm 在設計中取d為29毫米。 5.1.2.3 主軸前端懸伸量a 主軸懸伸量a一般越小越好，a值越小，對提高主軸組件的旋轉精度、剛度和抗振性都有顯著效果。根據(jù)《專用機床設計與制造》表5—15可知： =0.6～1.5 a=（0.6～1.5） a=55.8～139.5mm 本設計取a為81.5毫米。 5.1.2.4三支承主軸的支承跨距 由于X6132-28銑床的主軸較長，因此采用三支承，三支承主軸的支承剛度應遵循的原則。 三支承主軸的L（前支承與后支承之間的距離）和（前支承與中支承之間的距離）應遵循如下原則：我們這里以前、中支承為主要支承。的選取應按=（最佳跨距）或=（合理跨距），L則根據(jù)結構需要確定。下面我們就來確定最佳跨距與合理跨距。 （1）的確定 支承剛度可用估算式： 取彈性模量 主軸截面慣性矩 截面面積 無量綱量 ，則根據(jù)判別式 所以有 （2）的確定 根據(jù)以上計算所得的值，由于結構上原因往往不能實現(xiàn)。設實選跨距為L，，則主軸組件的剛度達不到最大值。令L/=1時的剛度為100%，則當0.75≤≤1.5時，主軸組件的剛度損失不超過5%～7%，即： =（0.75～1.5） =171～342mm 我們在設計中，取支承跨距為 =278.5mm 5.1.2.5 主軸節(jié)點 在切削力F作用下，主軸上位移為零之點D稱為主軸節(jié)點。根據(jù)材料力學中的位移互等定理，當外力作用于節(jié)點時，則主軸端的位移=0。據(jù)此，主軸上的傳動件應盡可能布置于節(jié)點處，使由傳動力Q所引起的主軸端位移=0。 5.2 主軸的結構和組件的布置 本設計中采用三支承的主軸，以前、中支承為主要支承，后支承起輔助作用，輔助支承常采用剛度和承載能力較小的軸承，其外圈與支承座孔的配合比主要支承松1～2級，保證有一定的間隙，以解決三孔不同軸的問題；把傳動件置于前軸承與中軸承之間，并靠近前軸承；其階梯形軸徑是從前軸頸起逐級向后遞減；主軸端部（主軸前端）的形狀和尺寸已標準化，設計時具體尺寸可參考機床制造標準（《機床設計手冊》第3冊），為了提高剛度，主軸的的直徑應盡量大些，但加大直徑除受到滾動軸承所允許的工作參數(shù)d·nmax（d為軸承孔徑，nmax為軸承允許的最高轉速）的限制外，還使與主軸相配零件尺寸變大。主軸是空心的，其懸伸量應盡量地小些。 圖5-1 主軸的結構和組件的布置 1—主軸；2—鍵塊；3—密封毛氈；4—雙列向心短圓柱滾子軸承；5—傳動齒輪； 6—平鍵； 7—單列向心推力球軸承（2個）； 8—調(diào)整螺母； 9—單列向心球軸承； 10—箱體 1）主軸：主軸前端為短圓柱面，用于銑刀盤定位，兩個長方形端面鍵用于傳遞扭矩。主軸前端的錐孔用于安裝帶柄銑刀。內(nèi)孔的錐度為7:24，不能自鎖，因而主軸中有通孔，拉桿可由通孔伸到主軸頂外，用螺紋連接將銑刀拉緊。 2）傳動：主軸的旋轉運動，由齒輪5經(jīng)過平鍵6傳給主軸。齒輪由螺母和平鍵固定。平鍵用于圓周方向的固定并傳遞扭矩。 3）軸承：主軸1經(jīng)過軸承4、7、9裝在箱體10中。前支承上裝有一個雙列向心短圓柱滾子軸承，它的主要特點是徑向剛度和承載能力大，旋轉精度高，徑向結構緊湊和壽命長，但它不能承受軸向載荷；中支承上裝有兩個單列向心推力球軸承，它的主要特點是即能承受徑向載荷又能承受軸向載荷，本設計采用背靠背的組合，所以可承受兩個方向的軸向力；后支承上裝有一個單列向心球軸承，用以承受徑向載荷，其內(nèi)圈通過彈簧卡圈固定在軸上，其外圈不固定在箱體上。這樣，當主軸因工作而產(chǎn)生熱變形時，軸承外圈可在箱體孔中沿軸向移動，可避免產(chǎn)生軸承間隙變小或卡死現(xiàn)象。 4）軸承調(diào)整：可用螺母8調(diào)整主軸前軸承的間隙。調(diào)整時松開8上的鎖緊螺釘，然后擰動螺母，推動靠在軸承7邊的環(huán)，這樣就對軸承7與軸承4進行了間隙調(diào)整。 5）潤滑：潤滑油由進油孔流入支承。為了防止灰塵、水汽等進入軸承或潤滑油溢出箱外，在主軸兩端的箱體孔中分別裝有毛氈圈密封裝置3與11（適用于工作轉速不太高時使用）。 5.2.1 主軸的材料、熱處理和技術要求 本設計的主軸材料采用45鋼，熱處理方法是調(diào)質(zhì)處理，在軸頸的前端安裝刀具處應進行高頻表面淬火，表面硬度為HRC22～28。 主軸的精度直接影響到主軸組件的旋轉精度；主軸與軸承、齒輪等零件相連接處的表面幾何形狀誤差和表面粗糙度，關系到接觸剛度。因此，設計時對主軸提出了一定的技術要求，它主要包括主軸各配合表面的尺寸公差、形位公差、表面粗糙度和表面硬度等內(nèi)容，并應在主軸零件圖上準確、合理的進行標注，以滿足設計要求、工藝要求、檢測要求。詳見《機床設計手冊》（第三冊）第一章。 5.2.2 主軸軸承 軸承是主軸組件的重要組成部分，已經(jīng)標準化，我們只須按使用要求選擇即可。軸承的類型、配置、精度、安裝、調(diào)整和潤滑等都直接影響主軸組件的工作性能。主軸的旋轉精度在很大程度上由其軸承決定，軸承的變形量約占主軸組件總變形量的30%～50%，軸承的發(fā)熱量占的比重也較大。故主軸軸承應具有：旋轉精度高、剛度大、承載能力強、抗振性好、速度性能高、摩擦功耗小、噪聲低和壽命長等特點，這些是對主軸軸承的基本要求。 一般情況下主要支承比輔助支承的精度等級高一級，又因為前軸承內(nèi)圈的偏心量對主軸端部精度的影響大，中軸承的影響較小。因此，前軸承的精度應當選得高些，通常比后軸承的精度高一級。前軸承我們采用雙列向心短圓柱滾子軸承，精度等級選為D級；中軸承采用單列向心推力球軸承（2個），精度等級選為E級；后軸承采用單列向心球軸承，精度等級為G級。 5.3 主軸組件的剛度驗算 主軸的驗算主要是剛度的驗算，與一般軸著重于強度的情況不同，通常能滿足剛度要求的主軸也能滿足強度的要求。剛度分為彎曲剛度與扭轉剛度兩種。彎曲剛度用軸在受力時產(chǎn)生的撓度（y）及傾角（θ）來度量；扭轉剛度用軸在受力時每1米長度產(chǎn)生的扭轉角（）來度量。 本設計中，主軸的直徑相差不大且計算精度要求不高，所以我們把軸看作等徑軸，采用平均直徑（各直徑之和除以直徑數(shù)）來進行計算。我們將軸簡化為集中載荷下的簡支梁。 5.3.1 主軸的受力分析 圖5-2 主軸箱傳遞系統(tǒng)圖 根據(jù)設計時的已知條件可得： 主軸輸出轉速n=30r/min,傳動比i==;傳動效率：由設計圖知，輸出齒輪的功率、轉速與它通過的齒輪嚙合對數(shù)相關，查《機械設計課程設計手冊》的直齒圓柱齒輪傳動效率為0.98，設計中，其嚙合的齒輪對數(shù)為4，則i==0.9224。由于功率在傳動過程中有損失，則在輸出齒輪上傳遞的功率大小為：=5.50.9224=5.073 KW （此設計中，電機的輸入功率為5.5 KW） 計算齒輪受力： 大齒輪18的受力計算： 轉矩： =1615 圓周力： KN 徑向力： KN （其中，直齒圓柱齒輪的壓力角為） 法向力 KN 小齒輪17的受力計算： 轉矩： =1615 圓周力： KN 徑向力： KN （其中，直齒圓柱齒輪的壓力角為） 法向力 KN 經(jīng)比較可得：小齒輪上受到的力遠遠大于大齒輪上的力，所以在計算過程中，僅對小齒輪上的力對軸的影響進行了受力分析。令主軸末端軸承不受力，而其前端受到的徑向銑削力為銑刀的最大切削力 N，則主軸受力如下所示： 圖5-3 主軸的受力分析 計算支承反力： 水平面反力：=33.56 KN =-11.67 KN 垂直面反力：=-9.21 KN KN 畫彎矩圖：水平面彎矩圖：如上圖d 所示 垂直面彎矩圖：如上圖e所示 合成彎矩圖： 畫軸轉矩： 軸受轉矩： 轉矩圖：如上圖g所示 許用應力： 許用應力值：取軸材料為45，用插值法由《機械設計》表11.3查得： ； 應力校正系數(shù)： 畫當量彎矩圖：如上圖h所示 當量轉矩： 當量彎矩：在小齒輪中間截面處 在右端軸頸處 畫當量彎矩圖：如上圖h所示 5.3.2 主軸組件的剛度驗算 5.3.2.1 主軸端部的撓度 1）切削力F作用下，主軸端的位移y 取彈性模量 主軸截面慣性矩 截面面積 支承剛度 支承跨距 =278.5mm 懸伸量 a=81.5mm 取 =4.61 根據(jù)式 來求撓度y,把上已知量帶久式得： y=1448.38×37.04× =0.00536mm 主軸端部位移的許用值[y]目前尚無統(tǒng)一標準。本設計中以[y]=0.0002L（主軸支承跨距）為標準進行計算，即： [y]=0.0002L=0.0002×278.5=0.0557 由此可知在切削力F作用下主軸端位移y<[y],故滿足要求。 2）傳動力作用下，主軸端位移 傳動力的確定