【正文】 約束，適用于低轉(zhuǎn)矩特性要求的主軸，因此不適于本改造。3) 二級(jí)以上齒輪變速系統(tǒng) 雖然此種結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造和維修費(fèi)用高，但和以上兩種驅(qū)動(dòng)方式比，變速裝置多采用齒輪變速結(jié)構(gòu)，可以使用可調(diào)的交、直流無級(jí)變速電動(dòng)機(jī)，經(jīng)齒輪變速后，實(shí)現(xiàn)分段無級(jí)變速，調(diào)速范圍增加，且能滿足各種切削運(yùn)動(dòng)的轉(zhuǎn)矩輸出，因此選用二級(jí)以上齒輪變速系統(tǒng)作為主傳動(dòng)的變速方式。(1)采用交流電動(dòng)機(jī)無級(jí)調(diào)速伺服電動(dòng)機(jī)和脈沖步進(jìn)電動(dòng)機(jī)都是恒轉(zhuǎn)矩的，而且功率不大，所以只能用于直線進(jìn)給運(yùn)動(dòng)和輔助運(yùn)動(dòng)。又因?yàn)閾Q向器和電刷，在運(yùn)行中容易出故障。目前適用于這類機(jī)床的系列交流主軸電機(jī)，、1l、122 kW五種規(guī)格，電機(jī)的最高轉(zhuǎn)速ndmax=4500r/min，額定轉(zhuǎn)速nd=1500r/min，最低轉(zhuǎn)速ndmin=45r/min。圖2．15 電機(jī)功率轉(zhuǎn)矩特性圖，電機(jī)在恒轉(zhuǎn)矩區(qū)功率隨轉(zhuǎn)速降低而減小，當(dāng)電機(jī)轉(zhuǎn)速低于ndmin時(shí)因功率的減小而不能利用，實(shí)際可用的電機(jī)最低轉(zhuǎn)速取決于機(jī)床所要求的最小切削功率和電機(jī)的額定輸出功率。KFC——切削條件改變時(shí)，切削力的修正指數(shù)，其中參數(shù)按實(shí)際加工過程中平均銑削條件為標(biāo)準(zhǔn)來選擇。所以Pm=Fv≈Fzv=πd0nd/(601000)=π271500/(601000)==，取總效率η=，則初選電動(dòng)機(jī)功率Pd=電動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速為nd=1500/min；額定最高轉(zhuǎn)速為ndmax=4500r/min；最低轉(zhuǎn)速ndmin=45r/min；(3) 主軸電動(dòng)機(jī)的功率的確定由2中初選電動(dòng)機(jī)功率Pd為12KW，則電動(dòng)機(jī)的恒功率調(diào)速范圍Rdp=ndmax/nd=4500/1500=3X5032主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速=83r/min主軸恒功率調(diào)速范圍Rnp=nmax/nj=4500/83=≈54因此，主軸要求的恒功率變速范圍Rnp遠(yuǎn)大于電動(dòng)機(jī)所能提供的恒功率變速范圍Rdp，所以在電動(dòng)機(jī)與主軸之間要串聯(lián)一個(gè)分級(jí)變速箱，來擴(kuò)大電動(dòng)機(jī)的恒功率變速范圍。圖215 串聯(lián)變速組特性調(diào)速電動(dòng)機(jī)的恒功率變速范圍為ψm，如圖215所示，在保證無級(jí)變速連續(xù)的前提下，串聯(lián)一個(gè)雙速變速組，獲得的最大變速范圍為ψm2，此時(shí)，Z=Pa=2，ψm2=ψfZ，ψm=ψf；串聯(lián)兩個(gè)雙速變速組后，能得到的連續(xù)無極變速范圍是ψm4，這時(shí)，Z=PaPb=22=4,ψm4=ψfZ，因而，調(diào)速電動(dòng)機(jī)串聯(lián)K級(jí)變速變速組后，能獲得的最大變速組范圍是Rpn=ψfZ，Z=2k，分級(jí)傳動(dòng)公比ψf=ψm。換言之，變速范圍一定，當(dāng)分級(jí)傳動(dòng)系統(tǒng)的公比ψm=ψf時(shí)，需串聯(lián)的變速組數(shù)最小。(4)分級(jí)變速箱的傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì) 變速級(jí)數(shù)Z的確定如取變速箱的公比ψf=Rnp=3則由于無級(jí)變速時(shí)Rnp=ψfZ1Rdp=ψfz故變速箱的變速級(jí)數(shù)可以取Z=4變速箱所需要的變速組數(shù)即K=2 Z=4分級(jí)傳動(dòng)系統(tǒng)的實(shí)際公比為結(jié)構(gòu)式為分級(jí)傳動(dòng)系統(tǒng)的最小傳動(dòng)比為根據(jù)前緩后急的原則取 其他傳動(dòng)副的傳動(dòng)比為調(diào)速電動(dòng)機(jī)的最低工作轉(zhuǎn)速為電動(dòng)機(jī)最低工作轉(zhuǎn)速時(shí)所傳遞的功率為.圖216 X5032銑床轉(zhuǎn)速圖 轉(zhuǎn)速圖如圖216所示，從轉(zhuǎn)速圖中可知，電動(dòng)機(jī)的額定轉(zhuǎn)速產(chǎn)生主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速；電動(dòng)機(jī)的最高轉(zhuǎn)速產(chǎn)生主軸的最高轉(zhuǎn)速；電動(dòng)機(jī)的最低工作轉(zhuǎn)速產(chǎn)生主軸的最低轉(zhuǎn)速；區(qū)域I是橫轉(zhuǎn)矩變速范圍，有分級(jí)傳動(dòng)的最小傳動(dòng)比產(chǎn)生，電動(dòng)機(jī)的恒轉(zhuǎn)矩變速范圍等于主軸的主軸的恒轉(zhuǎn)矩變速范圍。段與段值間是等比的，比值就是分級(jí)傳動(dòng)的公比。因此，無極變速系統(tǒng)利用調(diào)速電動(dòng)機(jī)的電變速特性，能在加工中連續(xù)變速，實(shí)現(xiàn)恒速切削。表示，Zj+Zj39。所以確定齒輪齒數(shù)時(shí)，應(yīng)在允許的誤差范圍內(nèi)，確定合理的aj，bj，進(jìn)而求得S01，S02，S03，并盡量使S01，S02，S03的最小公倍數(shù)為最小，最小公倍數(shù)用S0表示，則Sz必定為S0的整數(shù)倍。然后根據(jù)最小傳動(dòng)比或最大傳動(dòng)比中的小齒輪確定k的值，確定各齒輪的齒數(shù)。最小齒輪齒數(shù)發(fā)生在ia1中，取k=6；；又因?yàn)樗? 第二變速組齒輪齒數(shù)的確定： S01=11 S02=11S01，S02的最小公倍數(shù)為11，即S0=11，則Sz=11k。(2) 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩根據(jù)機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊(cè)，表21可知，取η=，電動(dòng)機(jī)功率Pd為12KW，則I軸上所傳遞的扭矩為T1：(3）由機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）可知：載荷系數(shù)K=KAKVKαKβ初選載荷系數(shù)Kt=由表101選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。由表1021d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim2=550MPa。由傳動(dòng)比知，軸I的計(jì)算轉(zhuǎn)速n1=由式1013計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh==N2=109(10) 由圖1019取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=；KHN2=(11) 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由（1012）得：[σH]1=[σH]2=(12) 試算小齒輪分度圓d1，代入[σH]中較小的值(13）計(jì)算圓周速度v(14）計(jì)算齒寬b(15) 計(jì)算齒寬與齒高之比模數(shù) 齒高(16) 計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)v=，7級(jí)精度，由圖108查的動(dòng)載荷系數(shù)Kv=；直齒輪，KHα=KFα=1；由表102查得使用系數(shù)KA=；由104用插值法查的7級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)KHβ=由，KHβ==；故載荷系數(shù)K=KAKVKHαKHβ==(17) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（1010a）得(18) 計(jì)算模數(shù)按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式（105）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為由圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE1=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE2=380MPa；由圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=，KFN2=；(1) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=，由式（1012）得[σF]1=[σF]2=(2) 計(jì)算載荷系數(shù)K故載荷系數(shù)K=KAKVKFαKFβ==(3) 查齒形系數(shù)由表105查得YFa1=；YFa2=(4) 查取齒形系數(shù)由表105查得YSa1=；Ysa2=(5) 計(jì)算大小齒輪的并加以比較大齒輪的數(shù)值大。(5) 由表107選取吃寬系數(shù)φd=1。(7) 由表106查的材料的彈性影響系數(shù)。(9) 設(shè)計(jì)計(jì)算對(duì)比計(jì)算結(jié)果，又齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，=4mm，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=，由公式可知分度圓的直徑d=418=72mm由于d=72mmd1=；所以選取模數(shù)：m=，則d=18=117mm 所以第二變速組的齒輪的模數(shù)為m=；（三）無級(jí)變速電動(dòng)機(jī)軸上齒輪模數(shù)的確定按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)(1) 小齒輪齒數(shù)z1=27；大齒輪齒數(shù)z2=45；(2) 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩根據(jù)機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊(cè)，表21可知，取η=，電動(dòng)機(jī)功率Pd為12KW，則II軸上所傳遞的扭矩為T1：(3）由機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）可知：載荷系數(shù)K=KAKVKαKβ初選載荷系數(shù)：Kt=(4) 由表101選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。(6) 由表1021d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim2=550MPa。(8) 由電動(dòng)機(jī)的軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速n2=1500r/min(9) 由式1013計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh=60150012830015=N2=109(10) 由圖1019取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=；KHN2=(11) 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由（1012）得：[σH]1=[σH]2=(12) 試算小齒輪分度圓d1，代入[σH]中較小的值(13）計(jì)算圓周速度v(14）計(jì)算齒寬b(15) 計(jì)算齒寬與齒高之比模數(shù)齒高(16) 計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)v=，7級(jí)精度，由圖108查的動(dòng)載荷系數(shù)Kv=；直齒輪，KHα=KFα=1；由表102查得使用系數(shù)KA=；由104用插值法查的7級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)KHβ=由，KHβ==；故載荷系數(shù)K=KAKVKHαKHβ==(17) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（1010a）得(18) 計(jì)算模數(shù)按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)(1) 由式（105）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為(2) 由圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE1=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE2=380MPa；(3) 由圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=，KFN2=；(4) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=，由式（1012）得[σF]1=[σF]2=(5) 計(jì)算載荷系數(shù)K故載荷系數(shù)K=KAKVKFαKFβ==(6) 查齒形系數(shù)由表105查得YFa1=；YFa2=(7) 查取齒形系數(shù)由表105查得YSa1=；Ysa2=(8) 計(jì)算大小齒輪的并加以比較大齒輪的數(shù)值大。應(yīng)該注意這樣求得直徑，只能作為承受扭矩作用的軸段的最小直徑。2) 軸II參數(shù)的確定由以上所述，軸II上所受到得扭矩T2軸II的計(jì)算轉(zhuǎn)速為n1=；選擇軸的材料為45鋼，由機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表153可知，其[τT]=2545MPa軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件：τT=由上式可得軸I的直徑當(dāng)軸截面上開有鍵槽時(shí)，應(yīng)該增大軸徑以考慮鍵槽對(duì)軸的強(qiáng)度的削弱，對(duì)于直徑d100mm的軸，有一個(gè)鍵槽時(shí)，軸徑增大3%，有兩個(gè)鍵槽時(shí)，應(yīng)增大7%，對(duì)于直徑小于d100mm時(shí)，有一個(gè)鍵槽時(shí)，軸徑增加5%7%，有兩個(gè)鍵槽時(shí)，應(yīng)增大10%15%，然后將軸徑圓整為標(biāo)準(zhǔn)直徑。因?yàn)槟?shù)m=3,da160mm,并且有滑移齒輪，所以該軸上有兩個(gè)鍵槽，即軸的最小直徑dmin：dmin=（）=取dmin=31mm3) 軸III的參數(shù)的確定由于最小傳動(dòng)比，可知，軸III的計(jì)算轉(zhuǎn)速n3=83r/min；軸IIT上所受到得扭矩T3：選擇軸的材料為45鋼，由機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表153可知，其[τT]=2545MPa，軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件：τT=因?yàn)橹鬏S是空心的，所以，查表153，對(duì)于空心軸，則：由上式可得軸III的直徑當(dāng)軸截面上開有鍵槽時(shí)，應(yīng)該增大軸徑以考慮鍵槽對(duì)軸的強(qiáng)度的削弱，對(duì)于直徑d100mm的軸，有一個(gè)鍵槽時(shí)，軸徑增大3%，有兩個(gè)鍵槽時(shí)，應(yīng)增大7%，對(duì)于直徑小于d100mm時(shí)，有一個(gè)鍵槽時(shí)，軸徑增加5%7%，有兩個(gè)鍵槽時(shí)，應(yīng)增大10%15%，然后將軸徑圓整為標(biāo)準(zhǔn)直徑。因?yàn)槟?shù)m=,da160mm，所以該軸上有一個(gè)鍵槽，即軸的最小直徑dmin：dmin=（）=取dmin=55mm 主傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)軸I的部件的機(jī)械結(jié)構(gòu)由以上計(jì)算可知，軸徑的最小直徑dmin=35mm。參考機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)中，附錄六 滾動(dòng)軸承，附表61，可知，選取與軸徑相配合的軸承的內(nèi)徑為dmin=35mm。根據(jù)課程設(shè)計(jì)，附錄四 分析三根軸的受力，和軸上齒輪的尺寸，綜合考慮，軸承與第一個(gè)齒輪間的距離取l0=61mm。取該齒輪的齒寬為b=26mm，齒輪與滑移齒輪的一個(gè)極限位置之間位移為l1=53mm,為了避免滑移齒輪在滑移的過程中發(fā)生干涉，取間隙距離為53mm，滑移齒輪的結(jié)構(gòu)示意圖如下圖： 圖22 滑移齒輪由機(jī)床設(shè)計(jì)手冊(cè)，：b=6；軸I示意圖如下：圖23 軸Il 軸II的部件的機(jī)械結(jié)構(gòu)由以上計(jì)算可知，軸徑的最小直徑dmin=35mm。參考機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)中，附錄六 滾動(dòng)軸承，附表61，可知，選取與軸徑相配合的軸承的內(nèi)徑為dmin=35mm。分析三根軸的受力，和軸上齒輪的尺寸，綜合考慮，軸承與第一個(gè)齒輪間的距離取l0=105mm。取該齒輪的齒寬為b=24mm。同樣的道理取該第二個(gè)齒輪的齒寬b=24mm，齒輪與滑移齒輪的一個(gè)極限位置之間位移l1=206mm,為了避免滑移齒輪在滑移的過程中發(fā)生干涉，取間隙距離為l2=56mm，軸II的示意圖如下：圖23 軸IIl 主軸主要結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定主軸的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)有：主軸前、后軸頸D1和D2，主軸內(nèi)孔直徑d，主軸前端懸伸量a和主軸主要支承間的跨距L。1) 主軸前軸頸D1的選取一般按機(jī)床類型，根據(jù)主軸傳遞的功率來確定主軸的最大加工直徑，即Dl，銑床主軸后軸頸的直徑D2(O．7～O．85)D1。后軸頸D2=77～，初選D2=85mm；功率P/KW升降臺(tái)銑床D1509060906095901051001152) 主軸內(nèi)孔直徑d的確定銑床主軸內(nèi)孔可以通過拉桿來拉緊刀桿等。3) 主軸前端懸伸量a的確定主軸前端懸伸量a是指主軸前端面到前軸承徑向支反力作用中點(diǎn)的距離,它主要取決于主軸端部的結(jié)構(gòu)、前支承軸承配置和密封裝置的形式和尺寸，由原機(jī)床主軸箱體的結(jié)構(gòu)決定。支承跨距過小，主軸的彎曲變形固然較小，但因支承變形引起主軸前軸端的位移量增大；反之，支承跨距過大，支承變形彎曲引起主軸前軸端的位移量盡管減小了，但主軸的彎曲變形增大，也會(huì)引起主軸前軸端較大的位移。一般取k=(2～3．5)a。如圖24所示