【正文】 查表得 ?應(yīng)力重合修正系數(shù) 查表得 ?重合系數(shù) ? ?? ????????????????? = 01. ==+ =+ =?.7v?.169螺旋角系數(shù) Y? ??????minY?齒間載荷分配系數(shù) 由上面知 =?FK?齒間載荷分布系數(shù) b/h=70/ ( )= 查相關(guān)圖知 =1..2? FK?載荷系數(shù) K K= =1..25 =???彎曲疲勞極限 查試驗(yàn)齒輪的彎曲極限表 =600MPa,minF?min1F?=450 MPa,min2F彎曲最小安全系數(shù) 有相關(guān)表 =應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 估計(jì) ,則查表指數(shù) m== =60 2 625 4800 (mni1hi6axtT???????????+ + )=.?=60 1 698 4800 ( + ?. .95?+ )=. 71彎曲壽命系數(shù) 查彎曲壽命系數(shù)圖 =, =尺寸系數(shù) 査尺寸系數(shù)圖 = x x許用彎曲應(yīng)力 =??F??? MPS????= aFY驗(yàn)算 = 111aSnKTbd?? ????=220MPa??1F? 221FaSFY?.35600aMP???2F????傳動(dòng)無(wú)嚴(yán)重過(guò)載情況,固不作靜強(qiáng)度校核. 為保證滑移齒輪在滑移時(shí)總處于嚙合狀態(tài)，小齒輪因足夠?qū)?，小齒輪寬度最少應(yīng)大于最大滑移距離與 Z=54 齒輪的寬度值之和。計(jì)算步驟如下：5. 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算1）.初步計(jì)算 轉(zhuǎn)矩 =9550 =9550 = .1T?? 齒寬系數(shù) =?接觸疲勞強(qiáng)度極限 =710MPa, =580MPa,lim1H?lim2H許用接觸疲勞強(qiáng)度極 = =639 MPa, ??li1= =522MPa??2H?lim2 取 值 β = 查表 =82dA01 dA初步計(jì)算小齒輪直徑 = = =165mm1d??13d2(i)HT????32180(1).7548??取 =165mm1d初步計(jì)算齒寬 b=25mm,取 b=25mm2).校核計(jì)算圓周速度 v v= =????精度等級(jí) 8 級(jí)齒數(shù) Z 和模數(shù) m =54,m= =,所以取 m=3 , =165mm1Z31d =54,m=3, =54 3=165mm22d?使用系數(shù) =動(dòng)載荷系數(shù) =齒間載荷分配系數(shù) = =2208NH?1t2dTF?83065 = =\mm100N\mmtAbK. =[ ( + )]cosβ???1Z2=[ ] =????????????????? .2076.???? 0tantan2rcrc9osos1t??? cos/cosbnt??? ? 由此得 =????齒間載荷分布系數(shù) 查表 =HK??310dABC????????? = .????載荷系數(shù) K K= = =?? 彈性系數(shù) = 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) = 重合度系數(shù) 由式得因 得 故? 1???? ??43Z?? ???? ??? 螺旋角系數(shù) Z?? 接觸最小安全系數(shù) = 總工作時(shí)間 =10 300 8 =4800hht ht? 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 估計(jì) ,則查表指數(shù) m= =1Lmniihi1ax6tT????????? =60 1 625 4800 ( +??+ )==接觸壽命系數(shù) 查圖 =, =許用接觸應(yīng)力 = = =798MPa??H???1Hlim1HS??= = =驗(yàn)算 = H?E?21(i+)bdKT= ? (.8+)9=632MPa 698MPa 滿足要求.3).確定傳動(dòng)主要尺寸 分度圓直徑 由以上運(yùn)算知道 =54, =54,模數(shù) =3。 傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)與校核 傳動(dòng)軸 I 的設(shè)計(jì)與校核1）.估算軸頸 d假設(shè)軸材料為 45鋼，則由公式 ，查表 C=118, 3pdCn??=25mm，??2)軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)該軸兼有傳動(dòng)軸和液壓變檔滑移作用，畫(huà)出 Z=26 的齒輪輪廓,齒輪分度圓直徑較大,不需要采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。1rF 用查入法查表 =, =60MPa0b?????1b????? 應(yīng)力校正系數(shù) = =???????f).畫(huà)出當(dāng)量彎矩圖 見(jiàn)附圖 1 當(dāng)量彎矩 =63346 ? 齒輪中間截面處當(dāng)量彎矩 =39。()軸頸處當(dāng)量彎矩 = =39。????360.?在軸頸處 d= = =30mm35mm，所以該軸設(shè)計(jì)得合理。根據(jù)軸及軸上零件作用，完成軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) ,： 在水平面內(nèi)與豎直平面內(nèi)對(duì)軸進(jìn)行受力分析計(jì)算如下： a）.計(jì)算齒輪受力 =9550 =1831T?2PnmN? 圓周力 = = 徑向力 = N，r????? 軸向力 aF0t31t6b）.計(jì)算支撐反力 垂直面內(nèi)支撐反力 =580N, =806N1r2rF 水平面支撐反力 , 39。195r 畫(huà)水平面內(nèi) xy 和垂直面內(nèi) xz 受力圖,見(jiàn)附圖 1.c).畫(huà)水平面彎矩圖 見(jiàn)附圖 畫(huà)垂直面彎矩圖 Mxz 畫(huà)合成彎矩圖 2xyzM??d).畫(huà)軸轉(zhuǎn)矩圖 見(jiàn)附圖e)許用應(yīng)力 用查入法查表 =, =60MPa0b?????1b????? 應(yīng)力校正系數(shù) = =???????f).畫(huà)出當(dāng)量彎矩圖 見(jiàn)附圖 1 當(dāng)量彎矩 =108460 ? 齒輪中間截面處當(dāng)量彎矩 =39。考慮載荷??31b0.???較均勻分布，本次校核是在極端情況下進(jìn)行且誤差在 5%之內(nèi)，所以合理。主軸組件的旋轉(zhuǎn)精度主要取決于各主要件，如主軸，軸承，箱體孔的的制造，裝配和調(diào)整精度。通用（包括數(shù)控）機(jī)床的旋轉(zhuǎn)精度已有標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定可循。影響主軸組件彎曲剛度的因素很多，如主軸的尺寸和形狀，滾動(dòng)軸承的型號(hào)，數(shù)量，配置形式和欲緊，前后支撐的距離和主軸前端的懸伸量，傳動(dòng)件的布置方式，主軸組件的制造和裝配質(zhì)量等。3 抗振性主軸組件工作時(shí)產(chǎn)生震動(dòng)會(huì)降低工件的表面質(zhì)量和刀具耐用度，縮短主軸軸承壽命，還會(huì)產(chǎn)生噪聲影響環(huán)境。影響抗振性的因素主要有主軸組件的靜剛度，質(zhì)量分布和阻尼（特別是主軸前支撐的阻尼）主軸的固有頻率應(yīng)遠(yuǎn)大于激動(dòng)力的頻率，以使它不易發(fā)生共振。4 升溫和熱變形主軸組件工作時(shí)因各相對(duì)運(yùn)動(dòng)的處的摩擦和攪油等而發(fā)熱，產(chǎn)生溫升，從而使主軸組件的形狀和位置發(fā)生變化（熱變形） 。溫度是使?jié)櫥驼扯冉档?，降低了軸承的承載能力。前后軸承的溫度不同，還會(huì)導(dǎo)致主軸軸線傾斜。研究如何減少主軸組件的發(fā)熱，如何控制溫度，是高精度機(jī)床主軸組件的研究的主要課題之一。對(duì)精度有影響的首先是軸承，其次是安置刀，夾具和工件的部位，如錐孔，定心軸徑等。因此，強(qiáng)度一般不做為選材的依據(jù)。各種材料的彈性模量幾乎相同，因此剛度也不是選材的依據(jù)。數(shù)控機(jī)床的材料通常是 45 號(hào)或 60 號(hào)優(yōu)質(zhì)中碳鋼，需調(diào)質(zhì)處理。前軸承到主軸前端的距離（稱懸伸量）應(yīng)盡可能小一些。主軸中孔用與通過(guò)棒料，拉桿或其它工具。 主軸軸承選擇角接觸軸承既可以承受徑向載荷又可以承受軸向載荷。角接觸軸承為點(diǎn)接觸，為了提高剛度和承載能力采用三聯(lián)組培的方式。軸承精度等級(jí)選 P4 級(jí)。通過(guò)軸向移動(dòng)內(nèi)圈，改變其在主軸上的位置來(lái)調(diào)整軸承間隙。主軸后端安裝雙列向心短圓柱滾子軸承，其徑向間隙也由圓螺母來(lái)調(diào)整。這種配置保證了軸承有較高的回轉(zhuǎn)精度，允許較高的轉(zhuǎn)速和剛性，適用于負(fù)載較大的數(shù)控車床。 D1，主軸后軸頸的直徑 D2表 D1（按電機(jī)功率）mm功率（kw）D1mm～ 2～ 3～ 5～ ～11車床 60～80 70～90 70～105 95～130 110～145銑床及加工中心 50～90 60～90 60～95 75～100 90～105外圓磨床 —— 50～60 55～70 70～80 75～90由上表可取 D1=110mm因此可知由式子 21(~.8)D?后端直徑 1m?圓整后 292．主軸內(nèi)徑 d主軸孔徑 d 取主軸平均直徑的 55%65%，取 d=56mm。因車床最大回轉(zhuǎn)直徑 D=460mm400mm，采用莫氏錐度 6 號(hào)，錐度大端直徑D=，錐度 =1：，長(zhǎng)度 L=181mm，d=?4．支撐跨度及懸伸長(zhǎng)度為了提高剛度，應(yīng)盡量縮短主軸的外伸長(zhǎng)度 a，選擇適當(dāng)?shù)闹慰缍?L。 機(jī)床支撐跨度很大程度上受其他零件結(jié)構(gòu)的影響，此機(jī)床 L=510mm 左右，主軸的外伸長(zhǎng)度 a=170~102mm 范圍即可。采用快速裝卸卡盤(pán)結(jié)構(gòu)。3808r N?39。()MT???g).校核軸頸齒輪中間處軸直徑 d= = =45mm90mm。其中主軸運(yùn)動(dòng)是數(shù)控車床的一個(gè)重要內(nèi)容，以完成切削任務(wù)，其動(dòng)力約占整臺(tái)車床的動(dòng)力的 70%～80%。為滿足數(shù)控車床對(duì)主軸驅(qū)動(dòng)的要求，必須有以下性能:(1)寬調(diào)速范圍，且速度穩(wěn)定性能要高。(3) 加減速時(shí)間短。(5) 噪聲低、震動(dòng)小、壽命長(zhǎng)。目前，交流驅(qū)動(dòng)的性能已達(dá)到直流驅(qū)動(dòng)的水平。 在目前數(shù)控車床中，主軸控制裝置通常是采用交流變頻器來(lái)控制交流主軸電動(dòng)機(jī)。 主軸轉(zhuǎn)速的自動(dòng)變換主軸電動(dòng)機(jī)調(diào)速時(shí)，電動(dòng)機(jī)的驅(qū)動(dòng)信號(hào)由電動(dòng)機(jī)的驅(qū)動(dòng)電路根據(jù)轉(zhuǎn)速指令來(lái)轉(zhuǎn)換。如不須換擋，則在轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)按線性插值求出新的轉(zhuǎn)速值，輸出至變頻器驅(qū)動(dòng)裝置，調(diào)節(jié)電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速。參看變頻器驅(qū)動(dòng)電機(jī)的電氣接線圖和主軸正反轉(zhuǎn)及變檔電氣接線圖。 齒輪有級(jí)變速變擋裝置該機(jī)床齒輪有級(jí)變速采用液壓撥叉來(lái)實(shí)現(xiàn)。上述三擋通過(guò)電磁閥改變液壓缸通油方式的不同組合，推動(dòng)變擋齒輪軸來(lái)實(shí)現(xiàn)。 主軸旋轉(zhuǎn)與軸向進(jìn)給的同步控制 在螺紋加工中，為保證切削螺紋的螺距，必須有固定的起刀點(diǎn)與退刀點(diǎn)。加工螺紋時(shí)，應(yīng)是帶動(dòng)工件旋轉(zhuǎn)的主軸轉(zhuǎn)速與坐標(biāo)軸的進(jìn)給量保持一定的關(guān)系，即主軸每轉(zhuǎn)一圈，按所要求的螺距沿工件的軸向坐標(biāo)進(jìn)給相應(yīng)的脈沖量。該機(jī)床光電編碼器通過(guò) 1：1的同步齒輪與主軸同步旋轉(zhuǎn)，實(shí)現(xiàn)進(jìn)給系統(tǒng)的每轉(zhuǎn)進(jìn)給和螺紋切削。通過(guò)改變主軸的旋轉(zhuǎn)方向可以加工出左螺紋與右螺紋，而主軸方向的判別是通過(guò)脈沖編碼器發(fā)出的正交的兩相脈沖信號(hào)相位的先后順序判別出來(lái)的。例如在多次循環(huán)切削同一螺紋時(shí)，該令為信號(hào)可以作為刀具的切入點(diǎn)，以確保螺紋不出現(xiàn)亂扣現(xiàn)象。由加工工藝知識(shí)可知，要使表面粗糙度為某值，需保證工件與切削刃處接觸點(diǎn)的切削速度為以恒定值。由切削速度與轉(zhuǎn)速的關(guān)系可知，如保持切削速度 v 恒定不變，當(dāng)切削直徑 d 逐漸減少時(shí)，主軸轉(zhuǎn)2vd??速必須逐漸增大但也不能超過(guò)極限。第六章 總結(jié)與展望本文在在系統(tǒng)地了解數(shù)控車床主傳動(dòng)系統(tǒng)的理論基礎(chǔ)上，考慮對(duì) JIFCNCB數(shù)控車床主傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行的初步設(shè)計(jì)。 CAD 進(jìn)行零件設(shè)計(jì)過(guò)程中的某些命令不能熟練的應(yīng)用，造成了設(shè)計(jì)時(shí)間的大量浪費(fèi)，加長(zhǎng)了設(shè)計(jì)的時(shí)間。耽誤了一些時(shí)間。