【文章內容簡介】 傳遞的轉矩符合要求。同時，根據主軸特點設計鉆床主軸的特點是主軸在軸向方向上有移動，就是說上端的花鍵軸外面必須套有內花鍵的齒輪或其它才能將電動機的運動傳遞給主軸，使主軸轉動。在本次設計中我們就選用花鍵的齒輪作為傳動件，把電機的轉動傳給主軸，則從主軸來的傳動方式為：主軸（花鍵軸）——內花鍵齒輪——嚙合齒輪（一組或多組）——聯(lián)軸器——無級變速器——主軸電動機 主軸齒輪傳動方案確定 設定齒輪傳動方案：軸Ⅰ為機床主軸，設計為齒輪花鍵軸。由前面知齒輪花鍵軸的功率為P1。 主軸傳動示意圖即軸Ⅰ PⅠ= P1=軸Ⅱ PⅡ= PⅠ/η齒輪= （取η齒輪=，精度等級為8級）則主軸電機輸出功率P2P2= PⅠ/η聯(lián)軸器=根據《機械設計手冊》選擇電機可用YCP8022。而前者略小于最大輸出功率，而加一個無級變速器相對于電機來說其傳遞功率也不會消耗太多，粗略估算則選用后者YCP90S2，額定電壓為380V，轉速為2840r/min。選擇了電動機就可根據所選擇電動機確定相應的無級變速器。根據電動機功率和轉矩及主軸所必須達到的最小轉矩，可確定變速器，查《機械設計手冊》第四卷可選擇的無級變速器為：HZXD1500L。根據無級變速器的相關數據和主軸所需要的相關數據，無級變速器提供的轉矩已經可以達到主軸要求的轉矩，同時轉速也能達到要求。故在接下來設計的齒輪組中，主要達到的目的為將電動機的轉動傳遞給主軸使主軸完成轉動，并不影響軸向的進給運動。對于齒輪組的設計就是要完成傳動。為了設計需要，可以僅設計一組齒輪即可。又因為轉矩完全達到要求，轉矩要求的差又不是太大，從對主軸箱結構設計入手（對主軸箱的總體布局和結構合理、比例合適），可將這對齒輪設計成一組惰輪，即不改變變速器傳遞出來的轉矩和轉速，僅將轉動傳給主軸，達到了設計要求和目的。 主軸傳動設計和計算1）齒輪的設計計算在齒輪設計中，,切削速度nI=631r/min。首先小齒輪（主動齒輪）用40Cr，調質處理，硬度241HB∽286HB，平均取為260HB，大齒輪（從動齒輪）用45鋼，調質處理，硬度229HB∽286HB，平均取為240HB。關于主軸傳動中的第一組齒輪按齒面接觸疲勞強度計算。（1）初步計算：轉矩:TII= =5490Nmm齒寬系數:φd 由表1213（該節(jié)中所指的表均指《機械設計》一書中的表） 取φd＝接觸疲勞極限：σHlim σHlim1=710MPa σHlim2=580MPa初步計算的許用接觸硬力:[σH1]==710=639MPaAd值由表1216，取Ad＝85初步計算的小齒輪直徑：d1≥=(其中u=I=1, T=5490Nmm)取d1＝90mm 初取齒寬：b=φbd1=190=90mm（2）校核計算：圓周速度: 精度等級：由表126選8級精度 齒數Z和模數m:取齒數Z1=60,Z2=iZ1=160=60模數由表123取m= 則 Z2= iZ1=60使用系數KA:由表129取KA＝ 動載系數K V:由表129取KV＝ 齒間載荷分配系數KHα:由表1210先求： 端面重合度： 重合度系數:Zε== 由此得： 齒間載荷分布系數KHβ: 載荷系數：K=KAKVKHαKHβ==彈性系數ZE由表1212取ZE＝節(jié)點區(qū)域系數ZH:＝ 接觸最小安全系數SHmin:由表1214取SHmin＝ 總工作時間：th=10300820%=4800h 應力循環(huán)次數NL:由表1215估計：107NL109 則指數：m=NL1=NV1=60γithi(Ti/Tmax) =6016314800(++ ) =107 原估計應力循環(huán)次數正確。 接觸壽命系數ZN:ZN1= ZN2=許用接觸應力[бH]： 驗算：бH=ZEZHZε ＝ ＝計算結果表明,接觸疲勞強度較為適合，齒輪齒寸無需調整。（3）確定傳動主要尺寸：實際分度圓直徑d,因模數取標準值時，齒數并未調整，故分度圓直徑不會改變，即：d1=mZ1=90mm d2=mZ2=90mm 中心距 齒寬b=φbd1=90mm（4）齒根彎曲疲勞強度驗算：重合度系數Yε：齒間載荷分配系數KFɑ: 由表1210 齒向載荷分布系數KFβ:由表1214 KFɑ=載荷系數K:K=KA KVKFαKFβ==齒形系數YFɑ: YF1= YF2=應力修正系數YSa: = Ysa2=彎曲疲勞極限σFlim:σFlim1=60MPa σFlim2=450Mpa彎曲最小安全系數SFmin:由表1214 SFmin＝應力循環(huán)次數NL:由表1215，估計3106NL1010則指數m= NL1= NV= =6016314800(++ ) =107原估計應力循環(huán)次數正確。彎曲壽命系數YN: YN1＝ YN2＝尺寸系數YX: YX＝ 許用彎曲應力[σF]: 驗算： 傳動無過載，故不作靜強度校核。2）主軸結構設計及計算主軸材料45鋼，調質到HB220～250左右（1）軸直徑及結構的確定：軸的最小直徑 由《機械設計》表162查得：45鋼[τT]=35Mpa取軸最小直徑20mm。根據最小軸徑確定各階軸徑。（2）軸上軸承和花鍵的確定：在所在主軸上使用的軸承選擇如下： 主軸結構圖選用深溝球軸承和推力球軸承：a處有：6206 d=30 D=62 B=16 51206 d=30 D=52 B=16b處有：6206 d=30 D=62 B=16 (兩個) 51206 d=30 D=52 B=16則a段取長設計為35，b段取長設計為50?；ㄦI軸上花鍵的選擇定型為：由《機床設計手冊》，根據軸的最小徑可取花鍵為：Z—DdB=4—22198，dmin=， C=， r=由《機械設計》表72對花鍵軸聯(lián)接傳遞的轉矩計算：動聯(lián)接過程T=KZhl′rm[P]花鍵選用矩形花鍵，外徑定心，其定心精度高，表面硬度高于40HRc 工作條件中等，齒面經過熱處理。由72查得[P]=5～15Mpa 取[P]= 15Mpa選擇齒的接觸長度l′即為Z4齒的齒寬l′=b4=30mm 取載荷不均勻系數K=則：T（動聯(lián)接）=410310315106=Tmax=則花鍵軸能夠達到所需傳遞的轉矩。對于花鍵軸傳遞轉矩轉動中產生的摩擦力為F花：取μ=F花=181。f=5338=而則軸所受軸向力：F合= F花+ Fmax =+=3304N則軸向方向齒條受力F合K=F合=3635N（K=）3）軸向進給設計（1）主軸結構形式確定在主軸外設計一套筒：由長為80mm的齒條經齒輪帶動。先設計用一級減速接步進電機使主軸進給。 （2）步進電機的選擇及轉矩的計算由《機電一體化系統(tǒng)設計》： I=αt0/3600δ其中：α—步距角（deg） δ—脈沖當量（） t0—齒距（t0=Лm）根據《機電一體化系統(tǒng)設計》選步進電機 取α= m= 取α=取I=（α=）可?。篫1=20 Z2=64 m= b=20mm α=200df1=mZ1=25mm df2=mZ2=80mm de1=28 de2=83齒輪設計成直齒圓柱齒輪，齒輪材料為45鋼，則大小齒輪轉動慣量分別為：根據《機電一體化系統(tǒng)設計》，預選步進電機為200BF001，查得電機轉子軸的轉動慣量為：折算到電動機軸上的轉動慣量：有效負載轉矩Tm的計算：取V=2m/min Tm=（F軸+F摩）V主軸進給/2Πnm 起動慣量矩的計算：以最不利條件下的快速起動計算，設起動加速度或制動減速度的時間△t=，由于步進電機的角速度則： T慣=則J∑=Tm+T慣=+= 如考慮機械傳動系統(tǒng)的效率為n，安全數值為K，則此時負載總轉矩為： 由預選的步進電機型號200BF001，五相十步，其最大靜轉矩Tymax=，為保證正常的起動和停止，步進電機的起動轉矩Tg必須大于或等于TΣˊ，由表可知Tg/Tymax的比值，取Tg/Tymax=，則Tg==故選擇合適。4 工作臺縱向進給機構的設計 工作臺縱向進給負載分析及計算 摩擦阻力計算摩擦阻力應等于正壓力乘以摩擦系數。正壓力應包括軸向力F=1175N及工作臺加縱向軌道之重力，設工作臺重量為400Kg，縱向軌道重量為400Kg.=[（400+400）10＋1175]= 等效轉動慣量計算根據要求粗選：α= to=5 δ=∴∴可取 =25 , =52 m= b=25mm =20o則：df1=mZ1=25= df2=mZ2=52=78mm de1＝ de2=81mm將齒輪看作近似的圓柱體，材料為鋼，則大、小齒輪的轉動慣量分別為:J=d4 b104 (kgm2)JZ1=104=105Kgm2 JZ2=104=104Kgm2滾珠絲桿直徑選擇為d0=25mm, L=700mm,材料鋼，則絲桿的轉動慣量可近似的算出為：JS=70104=104Kgm2由《機電一體化系統(tǒng)設計》，預選步進電機為110BF004，查得電機轉子軸的轉動慣量為 Jm=104Kgm2折算到電機軸上的總轉動慣量為： 絲杠摩擦阻力矩的計算由于用的是滾珠絲杠，摩擦阻力矩很小，可以忽略不計。 等效負載轉矩的計算Tm=(F縱+F摩) V工作/2πnm由 起動慣性阻力矩的計算以最不利條件下的快速起動計算，設起動加速式制動減速的時間Δt=(～1s之間)，由于步進電機的角速度∴角加速度T慣＝J∑εm=104= 步進電機輸出軸總的負載轉矩的計算J∑=Tm +T慣=+= 縱向進給步進電機選擇考慮機械傳動系統(tǒng)的效率η為,安全系數為K,則比時的負載總轉矩應考慮為 由預選的步進電機型號為110BF004，三相六拍，%=，步進電機的起動轉矩Tg必須大于或等于TΣ39。,由表查出Tg/TΣ39。=∴Tg== 故選擇合適。確定選用110BF004步進電機。 縱向進給滾珠絲杠的選擇與校核初選絲杠型號為CMD25043，因此必須進行以下幾個項目的校核 承載能力的校核 Ｑ＝fHfWPmaxCO 式中L—滾珠絲杠壽命系數（）　Pmax=F縱+F摩＝0+＝fH=1 fW= T=15000Ｑ＝　　選絲桿CMD2504－3查表得絲桿額定載荷為ＣO=Q　滿足要求。 壓桿穩(wěn)定性驗算 取雙推—簡支式支承，由FK=2105（Mpa）I絲杠小徑的截面慣性矩（）查手冊可知，所用絲杠的最小徑為：d1 =取壓桿穩(wěn)定安全系數K=4　絲杠長度L=LS=700mm故滿足要求。 剛度驗算 絲杠的剛度是保證第一導程的變動量要在允許范圍內絲杠最小截面積設T0=I