X613228主传动设计及主轴组件设计

毕 业 设 计（论 文）说 明 书题 目 X6132-28主传动设计及 主轴组件设计 学 生 系 别 专 业 班 级 学 号 指 导 教 师 毕业设计（论文）任务书设计（论文）题目： X6132-28主传动设计及主轴组件设计 系： * 专业： * 班级：* 学号：* 学生： * 指导教师：* 接受任务时间 * 教研室主任 （签名）系主任 （签名）1毕业设计（论文）的主要内容及基本要求1）主运动驱动电动机功率的确定，主传动设计，齿轮设计，主轴组件的计算；2）绘制X6132-28主传动装配图及床身、齿轮、主轴等零件图；3）编写设计说明书。2指定查阅的主要参考文献及说明1)金属切削机床，顾熙棠 、迟建山、胡宝珍主编（下册），上海科学技术出版社2)机床设计手册第二册（上），机床设计手册编写组编，机械工出版社，1979年。3)专用机床设计与制造，哈尔滨工业大学、哈尔滨市教育局专用机床设计与制造编写组编著，黑龙江人民出版社，1979年，哈尔滨。3设计的原始参数1）主轴转速n=301500r/min，转速级数Z=18，电动机转速=1400r/min。2）工件材料是钢和铁：3）铣刀直径100毫米，齿数4，4）铣切宽度50毫米，铣切深度2.5毫米，转速750转/分，进给量750毫米/分。4进度安排设计（论文）各阶段名称起 止 日 期1生产现场参观实习、收集资料2007.03.05-2007.03.182主传动的设计及主轴组件的设计2007.03.19-2007.04.153画图、说明书的编写和检查2007.04.16-2007.05.254检查并提交毕业设计2007.05.26-2007.06.05摘 要主传动系统设计及主轴组件设计是金属切削机床设计中的重要内容，本次毕业设计的题目是X6132-28主传动设计及主轴组件设计。设计中根据已知条件 ，确定了主电动机功率、传动系统公比、变速组和传动副数目、计算了齿轮齿数，绘制了转速图，并进行了主传动的结构设计。在此基础上进行了齿轮设计，主轴轴承的配置和主轴结构参数的确定及主轴组件的刚度验算。关键词：铣床，主传动系统，主轴组件 ABSTRCTThe master drive system design and the main axle module design is in the metal-cutting machine tool design important content, this graduation projects 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 bearings disposition and the main axle design parameter determination and the main axle modules rigidity checking calculation.Keywords: Milling machine， master drive system， main axle module第II页目 录中文摘要英文摘要第1章 绪论1.1 机床的用途及性能1 1.2 机床的主要规格参数3第2章 主运动驱动电动机功率的确定4第3章 X613228主传动设计3.1 转速图的拟定93.1.1 确定公比53.1.2 确定变速组和传动副数目53.1.3 确定传动顺序顺序方案53.1.4 确定扩大顺序方案63.1.5拟定转速图93.2 齿轮齿数的确定 173.2.1 确定齿轮齿数时应注意下面这些问题103.2.2 本设计中的基本变速组和第一扩大组齿轮齿数的确定123.2.3 设计中第二扩大组齿轮齿数的确定133.2.4 检查相邻齿轮的齿数差 133.2.5 校核 163.2.6齿轮的布置与排列 173.3 主传动的结构设计213.3.1 传动的布局及变速方式 173.3.2 主传动的开停装置183.3.3 主传动的制动装置183.3.4 主传动的换向装置183.3.5 计算转速的确定21第4章 齿轮设计4.1 齿轮、的设计 254.1.1 计算 234.1.2 验算齿根弯曲强度244.1.3 齿轮与齿轮的几何尺寸计算：25 4.2 其它齿轮参数的确定 26第5章 主轴组件的计算5.1 主轴组件结构参数的确定 305.1.1 搜集和分析资料275.1.2 主轴组件结构参数的确定 30 5.2 主轴的结构和组件的布置315.2.1 主轴的材料与、热处理和技术要求315.2.2 主轴轴承31 5.3 主轴组件的刚度验算385.3.1 主轴的受力分析355.3.2 主轴组件的刚度验算38 5.4 主传动系统中各轴承的参数确定40第6章 结论41参考文献 42致谢43四川理工学院毕业设计（论文）第1章 绪 论1.1机床的用途及性能X6132、X6132A型万能升降台铣床属于通用机床。主要适用于机械工厂中加工车间、工具车间和维修车间的成批生产、单件、小批生产。这种铣床可用圆柱铣刀、圆盘铣刀、角度铣刀、成型铣刀和端面铣刀加工各种平面、斜面、沟槽等。如果配以万能铣头、圆工作台、分度头等铣床附件，还可以扩大机床的加工范围。X6132、X6132A型铣床的工作台可向左、右各回转450，当工作台转动一定角度，采用分度头时，可以加工各种螺旋面。X6132型机床三向进给丝杠为梯形丝杠，X6132A型机床三向进给丝杠为滚珠丝杠。X6132/1、X6132A/1型数显万能升降台铣床是在X6132、X6132A型万能升降台铣床的基础上，在纵向、横向增加两个坐标的数字显示装置的一种变型铣床，该铣床具有普通万能升降台铣床的全部性能外，借助于数字显示装置还能作到加工和测量同时进行，实现动态位移数字显示，既保证了工件加工质量，又减轻了工人劳动强度和提高劳动生产率，配上万能铣头还可以进行镗孔加工。1.2机床的主要技术参数 工作台： 工作台工作面积（宽长）（毫米）.3201320 工作台最大纵向行程: 手 动（毫米）.700 机 动（毫米）.680 工作台最大横向行程： 手 动（毫米）.255 机 动（毫米）.240 工作台最大垂直行程： 手 动（毫米）.320 机 动（毫米）.300 工作台最大回转角度（度）：.45 T 型 槽 数3 T型槽宽度（毫米）18 T型槽间距离(毫米).70 主要联系尺寸： 主轴中心线到工作台面距离最 小（毫米）30 最 大（毫米）350 床身垂直导轨至工作台中心距离最 小（毫米）215 最 大（毫米）.470 主轴中心线至悬梁的距离（毫米）.155 主传动、进给传动：主轴转速级数18 主轴转速范围（转/分）.301500 工作台进给量级数.18 工作台进给范围（毫米/分）纵 向.23.51180 横 向.23.51180 垂直 向.8394 工作台横向及纵向快速移动量（毫米/分）.2300 工作台垂直快速移动量（毫米/分）.770 动力参数，外形尺寸、重量： 进给电机功 率（千瓦）.1.5 冷却泵电机 功 率（千瓦）.0.125 冷却泵输出流量（升/分）22 机床外形尺寸（长宽高）（毫米）.229417701665 机床重量（公斤）.2650 第2页四川理工学院毕业设计（论文）承载能力： 被加工工件最大重量（公斤）.500 数显装置分辨率（毫米）（X6132/1、X6132A/1）.0.005数显有效坐标测量范围（毫米）（X6132/1、X6132A/1）： 纵向横向700255 第2章 主运动驱动电动机功率的确定 电动机功率是计算机床零件和决定结构尺寸的主要依据。电动机应取恰当的功率，功率大了，则机床零、部件的尺寸也随之不必要的增大，不仅浪费材料，而且使电动机经常处于低负荷情况下工作，致使功率因数小，浪费电力。如果电动机功率取小了，则机床的技术性能达不到设计要求，且出现电动机超负荷工作情况，容易烧坏电机和电器元件。机床主运动驱动电动机功率，常用计算和统计分析相结合的方法来确定。有条件时，还辅以实测法。在我们开始设计机床时，主传动链的结构方案尚未确定，可用下面的经验公式进行粗略估算： （2-1）式中：机床总机械效率，对于主运动为回转运动的机床，=0.700.85，在本设计中由于传动件转速较高，所以我们取为0.75。铣削钢：钢的含碳量0.45%，抗拉强度极限600兆帕，铣刀直径100毫米，齿数4，铣切宽度50毫米，铣削深度2.5毫米，转速750转/分，进给量750毫米/分。铣削功率的计算公式为 （2-2）式中 铣削功率（）；切削力（）； 铣削速度（m/min）。高速钢铣刀铣削力的计算（采用端铣刀），根据机械制造工艺设计手册表325为 =9.81Z （2-3）将已知条件=90（查表得）、=50、=0.25、=100、=2.5、Z=4代入上式即：=9.81Z = 9.81904 1448.38(N)式中 铣切宽度(mm)； 每齿进给量（mm）； 铣刀直径（mm）； Z铣刀齿数在这里算出的须乘以一个修正系数，式中的单位是GPa。 则 =（1448.380.422）235.5 3.2（kw）所以P=(kw)本设计中选择主电机的功率选5.5kw，转速为1440（转/分）。第45页四川理工学院毕业设计（论文）第3章 X613228主传动设计3.1 转速图的拟定已知主轴转速为n=301500r/min，转速级数Z=18，电动机转速=1400r/min.3.1.1 确定公比由公式 = （3-1） = 3.1.2 确定变速组和传动副数目 大多数机床广泛应用滑移齿轮变速，为了满足结构设计和操纵方便的要求，通常采用双联或三联滑移齿轮，因此，主轴转速为18级的变速系统需要3个变速组，即Z=18=332。3.1.3 确定传动顺序方案 按照传动顺序，各变速组排列方案有：18=33218=32318=233根据设计要点，应遵守传动副“前多后少”的原则，选择18=332方案。3.1.4 确定扩大顺序方案传动顺序确定之后，还可列出若干不同扩大顺序方案。如无特殊要求，应根据“前密后疏”的原则，使扩大顺序与传动顺序一致，这样可得到最佳的传动方案，其结构式为根据式，检查最后扩大组的变速范围： ，合乎要求故可选定上述传动方案是合理的。3.1.5拟定转速图 根据已确定的结构式便可拟定转速图，应注意解决定比传动和分配传动比，合理确定传动轴的转速。3.1.5.1 定比传动在变速传动系统中采用定比传动，主要考虑传动、结构和性能等方面要求，以及满足不同用户的使用要求。在本设计中，铣床的总降速比，若每一个变速组的最小降速比均取1/4，则三个变速组的总降可达到1/41/41/4=1/64，故无需要增加降速传动。但是，为使中间两个变速组做到降速缓慢，以利于减少变速箱的径向尺寸，故在轴间增加一对降速传动齿轮，这样，也有利于设计变型机床，因为只要改变这对降速齿轮传动比，在其他三个变速组不变的情况下，就可以将主轴的18种转速同时提高或降低，以便满足不同用户的需要。3.1.5.2 分配降速比前面已确定，18=332共需三个变速组，并在轴间增加一对降速传动齿轮，因此，转速图上有五根传动轴，如图（a）所示。画五根距离相等的竖直线（、）代表五根轴；画18根距离相等的水平线代表18级转速，这样便形成了传动轴格线和转速格线。1)在主轴上标出18级转速：301500r/min，在第轴上用A点代表电动机转速=1440r/min；最低转速用E点标出，因此A、E两点联线相距17格，即代表总降速传动比。2）决定、轴之间的最小降速传动比：一般铣床的工作特点是间断切削，为了提高主轴运转的平稳性，主轴上齿轮应大一些，能起到飞轮的作用，所以最后一个变速组的降速传动比取。按公比，查表可知，即，从E点向上数六格（6lg）,在轴上找出D点，DE传动线表示轴间变速组（第二扩大组）的降速传动比。3)决定其余变速组的最小传动比：根据降速前慢后快的原则，轴间变速组（第一扩大组），取u=,即从D点向上数四格（4lg），在轴上找出C点用CD传动线表示；同理，轴间取u=，用BC传动线表示；轴间取u=，用AB传动线表示。3.1.5.3 画出各变速组其他传动线（图b），轴间有一对齿轮传动，转速图上为一条AB传动线。轴间为基本组，有三对齿轮传动，级比指数=1，故三条传动线在转速图上各相距一格，从C点向上每隔一格取、点，连线B和B得基本组三条传动线，它们的传动比分别为、。轴间为第一扩大组也有三对齿轮传动，级比指数=3三条传动线在转速图上各相距三格，CD2、CD1和CD，它们的传动比分别为，。轴间为第二扩大组，有两对齿轮传动，级比指数，两条传动线在转速图上应相距九格，即DE1和DE，它们的传动比分别为和。3.1.5.4 画出全部传动线（图c），即为本设计的主传动系统转速图。如前所述，转速图两轴之间的平行线代表同一对齿轮传动，所以画轴间的的传动线时，应从C1、C2两点分别画出CD、CD1、CD2的平行线，使轴得到九种转速。同理，画轴间的传动线时，应画九条与DE平行的线，九条与DE1平行的线，使主轴得到18种转速。图3-1 降速比传动线图3-2 变速组传动线图3-3 X6132-28铣床主传动转速图3.2 齿轮齿数的确定3.2.1 确定齿轮齿数时应注意下面这些问题1齿轮的齿数和不应过大，一般推荐齿数各SZ100120。2齿轮的齿数和不应过小，应考虑：1）最小齿轮不产生根切现象，对于标准直齿圆柱齿轮可取。2）受结构限制的各齿轮（尤其是最小齿轮），应能可靠地装到轴上或进行套装；齿轮的齿槽到孔壁或键槽的壁厚a2m（m为模数），以保证有足够的强度，避免出现变形或断裂现象。3）两轴间最小中心距应取得适宜。若齿数和太小，则中心距过小，将导致两轴上的轴承及其他结构之间的距离过近或相碰。3.2.2 本设计中的基本变速组和第一扩大组齿轮齿数的确定设这两组变速组的模数相同，对于变速组内齿轮模数相同时齿轮齿数的确定，一般有两种方法（计算法和查表法），本设计采用计算法求齿轮齿数。在变速组内，各对齿轮的齿数之比，必须满足转速图上已经确定的传动比；当各对齿轮的模数相同，且不采用变位齿轮时，则各对齿轮的齿数和必然相等可列出：即可得：式中：分别为j齿轮副的主动与从动齿轮的齿数； j齿轮副的传动比； 齿轮副的齿数和。3.2.2.1 轴与轴间的齿轮（基本变速组）确定 该变速组内有三对齿轮，其传动比为最小齿轮一定在最大降速比的这对齿轮副中，即，根据具体结构情况取，则，齿数和。然后，确定其它两对齿轮副的齿数。传动比为的齿轮副： 传动比的齿轮副： 3.2.2.2 轴与轴间齿轮副的确定（第一扩大组）该变速组内的三对齿轮为：最小齿轮在这对齿轮副中，即，根据具体结构情况取，则，齿数和，然后确定其他两对齿轮副的齿数。传动比为的齿轮副： 传动比的齿轮副：3.2.3 设计中第二扩大组齿轮齿数的确定 设本变速组的模数不相等。 设一个变速组内有两个齿轮副，分别采用两种不同模数，其齿数和为，如果不采用变位齿轮，因各齿轮副的中心距A必须相等，可写出： 所以 则可得： 设 即可得： 式中：无公因数的整数；K整数。在计算这类似不同模数齿轮齿数时，首先定出变速组内不同的模数；根据式计算出；选择K值，由式计算各齿轮副的齿数和（应考虑齿数和不致过大或过小）；按各齿轮副的传动比分配齿数。轴和轴齿轮副的确定（第二扩大组），该变速组中有两对齿轮，其传动比为，考虑实际受力情况相差较大，齿轮副的模数分别选择为。由式可得：为了使齿数和较小并满足最小齿轮齿数的要求，选取K=30，则根据齿轮副的传动比齿数分配如下：3.2.4 检查相邻齿轮的齿数差轴和轴各采用了一个三联滑移齿轮，所以在确定其齿数之后，还应检查相邻齿轮的齿数差，以确保其左右移动时能顺利通过，不致相碰。轴 （） Z3-Z7=22-16=64即合乎要求。轴 合乎要求。3.2.5 校核确定齿轮齿数时，应符合转速图上传动比的要求。实际传动比（齿轮齿数之比）与理论传动比（转速图上给定的传动比）之间允许有误差，但不应过大。由于确定齿轮齿数所造成的主轴转速相对误差，一般不允许超过。即 （3-2）式中： 主轴的实际转速； n主轴的标准转速； 公比。主轴实际转速的计算：表3-1主轴的标准转速如下表所示n1n2n3n4n5n6n7n8n9n10n11n12n13n14n15n16n17n183037.547.560759511815019023530037547560075095011801500所以有 经计算得均满足要求3.2.6 齿轮的布置与排列确定齿轮齿数之后，应合理地布置齿轮排列方式。齿轮的排列方式将直接影响到变速箱尺寸、变速操纵的方便性及结构实现的可能性等3.2.6.1 滑移齿轮的轴向布置变速组中的滑移齿轮一般宜布置在主动轴上，因其转速一般比从动轴的转速高，则其上的滑移齿轮的尺寸小，重量轻，操纵省力。 轴上的三联滑移齿轮布置在主动轴上；轴上的两个两联滑移齿轮固定在轴上，这两个滑移齿轮即充当主动轮，又起到从动轮的角色；轴的三联滑移齿轮布置在从动轴上。为了避免同一滑移齿轮变速组内的两对齿轮同时啮合，两个固定齿轮的间距，应大于滑移齿轮的宽度，并留有=12毫米的间隙。如下图是本设计中主传动系统简图，图中所标注的L1、L2、L3与就说明了这之间的关系。图3-4 滑移齿轮的轴向布置3.2.6.2 一个变速组内齿轮轴向位置的排列本设计中滑移齿轮的轴向位置排列采用“窄式排列”，这样就大大缩短了它的轴向长度。3.2.6.3 两个变速组内齿轮轴向位置的排列 轴至轴之间的两个变速组中，其固定齿轮就是采用“相互交错排列”，较好地利用了空间，缩短了轴向尺寸。轴至轴之间还采用了“单公用齿轮”的变速机构（齿轮齿数为39的齿轮就是公用齿轮），采用公用齿轮不仅减少了齿轮的数量，而且进一步缩短了轴向尺寸。3.3 主传动的结构设计3.3.1 传动的布局及变速方式主传动的布局整体流线型结构； 变速方式孔盘变速。3.3.2 主传动的开停装置开停装置直接控制电动机开停装置。3.3.3 主传动的制动装置制动装置电磁离合器制动。3.3.4 主传动的换向装置换向装置电动机的正反转。3.3.5 计算转速的确定设计机床时，须根据不同机床的性能要求，合理确定机床的最大工作能力，即主轴所能传递的最大功率或最大转矩。对于所设计机床的传动件尺寸，主要是根据它所传递的最大转矩进行计算。传动件传递的转矩大小与它所传递的功率和转速两个参数有关。传动件在传递全部功率时的最低转速，能够传递最大转矩，因此，将传递全部功率时的最低转速，称为该传动件的计算转速。这样，便可根据传动件的计算转速来确定额定转矩，并选择传动件的结构尺寸。3.3.5.1 主轴计算转速的确定主轴计算转速是主轴传递全部功率（此时电动机为满载）时的最低转速。从计算转速起至最高转速间的所有转速都能够传递全部功率，而转矩则随转速增加而减少，此为恒功率工作范围；低于主轴计算转速的各级转速所能传递的转矩与计算转速时的转矩相等，即是该机床的最大转矩，而功率则随转速的降低而减少，此为恒转矩工作范围。本设计x6132-28的主轴转速级数Z=18，其转速图如下图所示，由公式可知，主轴的计算转速为 （3-3）3.3.5.2 其他传动件计算转速的确定 如前所述，主轴从计算转速起至最高转速间的所有转速都能传递全部功率，因此实现上述主轴转速的其他传动件的实际工作转速也传递全部功率，这些实际工作转速中的最低转速，就是该传动件的计算转速。 当主轴的计算转速确定后，就可以从转速图上确定其他各传动件的计算转速。确定的顺序通常是由后往前，即先定出位于传动链末端（靠近主轴）的传动件的计算转速，再顺次由后往前定出各传动件的计算转速。一般可先找出该传动件共有几级实际工作转速，再找出其中能够够传递全部功率时的那几级转速，最后确定能够传递全部功率的最低转速，即为该传动件的计算转速。 1）传动轴的计算转速 轴的计算转速：从转速图上可以看出，轴共有9级转速：118、150、190、235、300、375、475、600、750r/min。主轴在95r/min（计算转速）至1500r/min（最高转速）之间所有转速都能传递全部功率。此时，轴若经齿轮副传动主轴，它只有在375750r/min的4级转速时才能传递全部功率；若经齿轮副传动主轴，则118750r/min的9级转速都传递全部功率，因此，其中的最低转速118r/min即为轴的计算转速。 轴的计算转速：同理，轴上共有3级转速：300、375、475r/min。此时，经齿轮副（、）传动轴，所得到9级转速能够传递全部功率。因此，轴上的这3级转速也都能传递全部功率，其中的最低转速300r/min即为轴的计算转速。 其余依此类推，各轴的计算转速如下：轴 序 号计算转速145060030011895 2）齿轮的计算转速 齿轮的计算转速：齿轮装在轴上，从转速图可知，共有118750r/min9级转速，经齿轮副传动主轴得到2351500r/min9级转速都能传递全部功率，故齿轮的这9级转速也都能传递全部功率，其中最低转速118r/min即为齿轮的计算转速。 齿轮的计算转速：齿轮装在轴上，共有2351500r/min9级转速，都能传递全部功率，其最低转速235r/min即为齿轮的计算转速。 齿轮的计算转速：齿轮装在轴上，共有118750r/min9级转速。其中375750r/min的4级转速（经齿轮副，使主轴得到95190r/min的4级转速）能传递全部功率；而118300r/min的5级转速（经齿轮副，使主轴得到3075r/min的5级转速都低于主轴的计算转速95r/min，不能传递全部功率。因此，齿轮能够传递全部功率的4级转速为375、475、600、750r/min，其中最低转速375r/min即为的计算转速。 齿轮的计算转速：齿轮装在轴上，共有30190r/min9级转速，其中只有在95190r/min的4级转速时，该齿轮才能传递全部功率。其中的最低转速95r/min即为齿轮的计算转速。其余依此类推，各齿轮的计算转速如下：齿轮序号计算转速(r/min）144069569547569537569530030047530023530011811823537595表3-2 齿轮的计算转速第4章 齿 轮 设 计4.1 齿轮、的设计 设计计算X6132-28主传动中轴与轴间的一对齿轮传动=19, =71所需要的模数。4.1.1 计算已知参数：主电动机功率：P=5.5千瓦；传动效率：0.75（全部）；齿轮材料：40Cr，高频淬火后齿面硬度HRC为50； 齿数：=19，=71；齿轮精度：级7JB17960；计算步骤：按接触强度计算模数。4.1.1.1 确定许用应力： 齿轮工作期限为：取 T=12000，x=2 小时 应力循环次数：以该齿轮的计算转速代入，=375转/分；是齿轮每转一转，每个牙齿的某一侧齿面参加啮合的次数，=1。将、代入式中，即有，接触强度寿命系数查专用机床设计与制造图2.169,取=1；由专用机床设计与制造表2.111查出；故许用接触应力为4.1.1.2 确定载荷系数：由式 （4-1）偏载系数：取=1；动载系数：由专用机床设计与制造表2.115取=1.1（假设圆周速度V1米/秒；啮合角系数：（不变位）；功率变化特性系数：专用机床设计与制造表2.116取=0.63；速度变动系数 ：该齿轮总的变速范围 =50扭矩不变变速范围 由专用机床设计与制造表2.118查出=1.67上述各值代入后，得：=1.1574.1.1.3 确定工作载荷：小齿轮扭矩4.1.1.4 取齿宽系数：最后代入公式得： =0.31厘米取标准模数： m=4毫米齿宽B=33毫米4.1.2 验算齿根弯曲强度4.1.2.1 确定许用应力：由专用机床设计与制造表2.113知：查专用机床设计与制造材料表2.19=7000查专用机床设计与制造图2.173 （大小齿轮相同）代入后得：4.1.2.2 确定载荷系数：、同前=0.78（专用机床设计与制造表2.116）=1.16（专用机床设计与制造表2.118）代入式后得：K=11.10.781.16=0.9954.1.2.3 确定工作载荷：小齿轮扭矩4.1.2.4 确定齿形系数：查（专用机床设计与制造图2.172）小齿轮=19；大齿轮=71：=0.302代入式得：故弯曲强度足够。4.1.3 齿轮与齿轮的几何尺寸计算：表4-1 齿轮与齿轮主要尺寸的确定名 称外啮合计算公式、的计算结果分度圆直径齿 顶 高 齿 根 高 =1 4+0.254=5全 齿 高 =4+5=9齿顶圆直径齿根圆直径周 节 =3.14 4=12.56基圆直径分度圆上弧齿厚中 心 距 传 动 比 4.2 其它齿轮参数的确定表4-2 铣床上齿轮主要参数的确定齿轮编号名 称齿数模数压力角材 料齿轮26320020Cr齿轮54320040Cr三联齿轮22420040Cr二联齿轮33420040Cr三联齿轮19420040Cr二联齿轮36420040Cr三联齿轮16420040Cr齿轮39420040Cr齿轮39420040Cr三联齿轮26420040Cr二联齿轮28420040Cr三联齿轮37420040Cr二联齿轮18420040Cr三联齿轮47420040Cr齿轮82320040Cr齿轮38320040Cr齿轮19420040Cr齿轮71420040Cr第5章 主轴组件的计算主轴组件的设计包括结构设计及其主要尺寸的计算，一般可按下列步骤进行：（1）搜集和分析资料；（2）初选结构参数：包括主轴直径D、内径d、悬伸量a和支承跨距L等；（3）初步确定主轴组件的布局：包括轴承配置形式、传动件的布置等；（4）绘制结构草图，并根据结构上的要求对布局和参数进行修改；（5）进行必要的验算：主要是刚度和抗振性。5.1 主轴组件结构参数的确定5.1.1 搜集和分析资料 本次毕业设计是设计X6132-28主传动部分，为做好这次设计，我做了一些相应的工作：（1）在长征机床公司参观实习了两周，对X6132有了一个比较全面的认识，特别是对主传动部分的加工、装配有了更深入的了解；（2）搜集了相关机床主传动部分的零件图、装配图，并进行了分析比较；（3）参阅了很多相关书籍，如机床设计手册、专用机床设计与制造、金属切削机床、金属切削原理与刀具等。5.1.2 主轴组件结构参数的确定主轴组件的结构参数主要包括：主轴的平均直径D（初选时常用主轴前轴颈处的直径、后轴颈D2来表示）；主轴内孔d；主轴前端悬伸量a；以及主轴支承跨距L等。一般步骤是，首先根据机床主电机功率或机床的主参数来选取；在满足主轴本身刚度的前提下按照工艺要求来确定d；根据主轴前端部结构形状和前支承的结构形式来确定a；最后，根据D、a和主轴支承的支承刚度、来确定L。应当注意，主轴轴承的配置形式对主要结构参数的确定很有关系，故在设计过程中常需交叉进行，最终以主轴组件刚度等性能来衡量其设计的合理性。5.1.2.1 主轴直径的选择根据机床主电机功率来确定前轴颈直径，由专用机床设计与制造表2.48知：电动机功率为5.5千瓦，即=93mm。5.1.2.2 主轴内孔直径的确定由材料力学可知，刚度正比于截面惯性矩I，它与直径之间有下列关系： 式中：、 空心主轴的刚度和截面惯性矩； K、I 实心主轴的刚度和截面惯性矩。 根据此式，可绘出主轴孔径d对刚度的影响曲线，如专用机床设计与制造图538所示。当0.3时，空心与实心截面主轴的刚度很接近。本设计就取=0.3来计算轴的内孔直径。又=（1.11.15）D D=84.580.9mm所以d=0.3D =0.384.5 =26mm在设计中取d为29毫米。5.1.2.3 主轴前端悬伸量a主轴悬伸量a一般越小越好，a值越小，对提高主轴组件的旋转精度、刚度和抗振性都有显著效果。根据专用机床设计与制造表515可知：=0.61.5 a=（0.61.5） a=55.8139.5mm本设计取a为81.5毫米。5.1.2.4三支承主轴的支承跨距由于X6132-28铣床的主轴较长，因此采用三支承，三支承主轴的支承刚度应遵循的原则。三支承主轴的L（前支承与后支承之间的距离）和（前支承与中支承之间的距离）应遵循如下原则：我们这里以前、中支承为主要支承。的选取应按=（最佳跨距）或=（合理跨距），L则根据结构需要确定。下面我们就来确定最佳跨距与合理跨距。（1）的确定支承刚度可用估算式：取弹性模量 主轴截面惯性矩 截面面积 无量纲量，则根据判别式所以有（2）的确定根据以上计算所得的值，由于结构上原因往往不能实现。设实选跨距为L，则主轴组件的刚度达不到最大值。令L/=1时的刚度为100%，则当0.751.5时，主轴组件的刚度损失不超过5%7%，即：=（0.751.5）=171342mm我们在设计中，取支承跨距为=278.5mm5.1.2.5 主轴节点在切削力F作用下，主轴上位移为零之点D称为主轴节点。根据材料力学中的位移互等定理，当外力作用于节点时，则主轴端的位移=0。据此，主轴上的传动件应尽可能布置于节点处，使由传动力Q所引起的主轴端位移=0。5.2 主轴的结构和组件的布置本设计中采用三支承的主轴，以前、中支承为主要支承，后支承起辅助作用，辅助支承常采用刚度和承载能力较小的轴承，其外圈与支承座孔的配合比主要支承松12级，保证有一定的间隙，以解决三孔不同轴的问题；把传动件置于前轴承与中轴承之间，并靠近前轴承；其阶梯形轴径是从前轴颈起逐级向后递减；主轴端部（主轴前端）的形状和尺寸已标准化，设计时具体尺寸可参考机床制造标准（机床设计手册第3册），为了提高刚度，主轴的的直径应尽量大些，但加大直径除受到滚动轴承所允许的工作参数dnmax（d为轴承孔径，nmax为轴承允许的最高转速）的限制外，还使与主轴相配零件尺寸变大。主轴是空心的，其悬伸量应尽量地小些。 图5-1 主轴的结构和组件的布置 1主轴；2键块；3密封毛毡；4双列向心短圆柱滚子轴承；5传动齿轮； 6平键； 7单列向心推力球轴承（2个）； 8调整螺母； 9单列向心球轴承； 10箱体 1）主轴：主轴前端为短圆柱面，用于铣刀盘定位，两个长方形端面键用于传递扭矩。主轴前端的锥孔用于安装带柄铣刀。内孔的锥度为7:24，不能自锁，因而主轴中有通孔，拉杆可由通孔伸到主轴顶外，用螺纹连接将铣刀拉紧。 2）传动：主轴的旋转运动，由齿轮5经过平键6传给主轴。齿轮由螺母和平键固定。平键用于圆周方向的固定并传递扭矩。3）轴承：主轴1经过轴承4、7、9装在箱体10中。前支承上装有一个双列向心短圆柱滚子轴承，它的主要特点是径向刚度和承载能力大，旋转精度高，径向结构紧凑和寿命长，但它不能承受轴向载荷；中支承上装有两个单列向心推力球轴承，它的主要特点是即能承受径向载荷又能承受轴向载荷，本设计采用背靠背的组合，所以可承受两个方向的轴向力；后支承上装有一个单列向心球轴承，用以承受径向载荷，其内圈通过弹簧卡圈固定在轴上，其外圈不固定在箱体上。这样，当主轴因工作而产生热变形时，轴承外圈可在箱体孔中沿轴向移动，可避免产生轴承间隙变小或卡死现象。4）轴承调整：可用螺母8调整主轴前轴承的间隙。调整时松开8上的锁紧螺钉，然后拧动螺母，推动靠在轴承7边的环，这样就对轴承7与轴承4进行了间隙调整。5）润滑：润滑油由进油孔流入支承。为了防止灰尘、水汽等进入轴承或润滑油溢出箱外，在主轴两端的箱体孔中分别装有毛毡圈密封装置3与11（适用于工作转速不太高时使用）。5.2.1 主轴的材料、热处理和技术要求本设计的主轴材料采用45钢，热处理方法是调质处理，在轴颈的前端安装刀具处应进行高频表面淬火，表面硬度为HRC2228。主轴的精度直接影响到主轴组件的旋转精度；主轴与轴承、齿轮等零件相连接处的表面几何形状误差和表面粗糙度，关系到接触刚度。因此，设计时对主轴提出了一定的技术要求，它主要包括主轴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内容，并应在主轴零件图上准确、合理的进行标注，以满足设计要求、工艺要求、检测要求。详见机床设计手册（第三册）第一章。5.2.2 主轴轴承轴承是主轴组件的重要组成部分，已经标准化，我们只须按使用要求选择即可。轴承的类型、配置、精度、安装、调整和润滑等都直接影响主轴组件的工作性能。主轴的旋转精度在很大程度上由其轴承决定，轴承的变形量约占主轴组件总变形量的30%50%，轴承的发热量占的比重也较大。故主轴轴承应具有：旋转精度高、刚度大、承载能力强、抗振性好、速度性能高、摩擦功耗小、噪声低和寿命长等特点，这些是对主轴轴承的基本要求。一般情况下主要支承比辅助支承的精度等级高一级，又因为前轴承内圈的偏心量对主轴端部精度的影响大，中轴承的影响较小。因此，前轴承的精度应当选得高些，通常比后轴承的精度高一级。前轴承我们采用双列向心短圆柱滚子轴承，精度等级选为D级；中轴承采用单列向心推力球轴承（2个），精度等级选为E级；后轴承采用单列向心球轴承，精度等级为G级。5.3 主轴组件的刚度验算主轴的验算主要是刚度的验算，与一般轴着重于强度的情况不同，通常能满足刚度要求的主轴也能满足强度的要求。刚度分为弯曲刚度与扭转刚度两种。弯曲刚度用轴在受力时产生的挠度（y）及倾角（）来度量；扭转刚度用轴在受力时每1米长度产生的扭转角（）来度量。本设计中，主轴的直径相差不大且计算精度要求不高，所以我们把轴看作等径轴，采用平均直径（各直径之和除以直径数）来进行计算。我们将轴简化为集中载荷下的简支梁。5.3.1 主轴的受力分析图5-2 主轴箱传递系统图根据设计时的已知条件可得：主轴输出转速n=30r/min,传动比i=;传动效率：由设计图知，输出齿轮的功率、转速与它通过的齿轮啮合对数相关，查机械设计课程设计手册的直齿圆柱齿轮传动效率为0.98，设计中，其啮合的齿轮对数为4，则i=0.9224。由于功率在传动过程中有损失，则在输出齿轮上传递的功率大小为：=5.50.9224=5.073 KW （此设计中，电机的输入功率为5.5 KW）计算齿轮受力：大齿轮18的受力计算：转矩： =1615 圆周力： KN径向力： KN （其中，直齿圆柱齿轮的压力角为）法向力 KN小齿轮17的受力计算：转矩： =1615 圆周力： KN径向力： KN （其中，直齿圆柱齿轮的压力角为）法向力 KN经比较可得：小齿轮上受到的力远远大于大齿轮上的力，所以在计算过程中，仅对小齿轮上的力对轴的影响进行了受力分析。令主轴末端轴承不受力，而其前端受到的径向铣削力为铣刀的最大切削力 N，则主轴受力如下所示：图5-3 主轴的受力分析计算支承反力：水平面反力：=33.56 KN=-11.67 KN垂直面反力：=-9.21