弧齿锥齿轮数控铣齿机刀轴箱的设计(编辑修改稿)

弧齿锥齿轮数控铣齿机刀轴箱的设计(编辑修改稿)内容摘要：

处，而且在齿宽任意一点处，相啮合的凸凹面的压力角都相等，这样就提高了大小齿轮的啮合质量，并且对载荷变化、安装误差不敏感。 载荷增加时，接触区长度不变，其位置移向大端。 螺旋成形法是当前弧齿锥齿轮和双曲线齿轮切齿方法中较完善的一种，但由于螺旋成形法拉齿设备调整较复杂，目前实际生产中并没有大规模应用。 清华 大学 机械工程系 毕业设计（论文） 7 167。 展成法 (滚切法 ) 展成法是被切齿轮与旋转着的铣刀盘 (摇台 )按照一定的比例关系进行滚切运动，加工出来的齿廓是渐开线形的，它是由刀片切削刃顺序位置的包络线形成的，如图 155 所示 ,切削时，先切一面 (如图的上侧面 )的齿顶和另一面 (如图的下侧面 )的齿根：在滚切过程中，逐渐移向上侧面的齿根和下侧面的齿顶，最后脱离切削，如同一对轮齿的啮合运动一样． 河南科技大学毕业设计（论文） 8 第 2 章 数控机床的总体结构 167。 各种铣齿机总体布局 机械式（摇台式）机床结构如图。 图 摇台式机床 一般数控式机床结构如图 2,.2： 图 数控机床 河南科技大学毕业设计（论文） 9 在魏老师的指导下，在对上述数控机床的结充分了解的情况下，综合机械式和数控式的结构特点，对数控机床刀轴箱部分进行了改进设计，其刀轴箱部分原理图如图 图 毕业设计总装图 167。 数控机床机械结构的组成 数控机床的机械结构主要有以下几部分组成： 一、 主传动系统 它包括动力源、 传动件及主运动执行件（主轴）等，其功能是将驱动装置的运动及动力传给执行件，以实现主切削运动。 二、 进给传动系统 它包括动力源、传动件及进给运动执行件（工作台、刀架）等，其功用是将伺服驱动装置的运动与动力传给执行件，以实现进给河南科技大学毕业设计（论文） 10 切削运动。 三、 基础支撑件 它使之床身、立柱、导轨、滑台、工作台等，它支撑机床的各主要部件，并使它们在静止或运动 中保持相对正确的位置 [ 3,4]。 167。 机械结构要求 一 高刚度 机床刚度是指机床抵抗由切削力和其它力引起变形的能力。 有标准规定数控机床的刚度应比类似的普通机床高 50％。 本结构通过较粗的丝杠、立柱肋板来保证较高的强度。 二 高抗振性 强迫振动和自激振动是机床工作时可能产生的两种形式 的振动。 机床的抗振性指的是抵抗这两种震动的能力。 本结构通过高精度以及采用优良的伺服电机来保证震动稳定性。 三 高的低速运动平稳性 数控机床各坐标轴低速进给运动的平稳性极大的影响到零件的加工精度。 数控机床的脉冲当量很小，一般为 ～。 当低速时运动的不平稳现象称为爬行。 本结构采用滚动导轨可以减少爬行。 河南科技大学毕业设计（论文） 11 第 3 章 设计校核 167。 刀盘轴系的设计 校核 加工能力为直径 50mm 到 300mm 弧齿锥齿轮，根据刀盘的内径及同类设计设计其结构如图 ： 图 主轴的结构 为了满足加工要求，特在法兰盘上加工两个凸台，分别用来安装不同内径的刀盘，以满足加工不同尺寸弧齿锥齿轮的要求。 主切削力计算主切削力 : zadaaCF ptfeFc f  （ 1） ≈ 68 1 1 500 1≈ 4000N 取 xF = yF =2500N , (2) 取轴向进给力： Fa=3000N 轴的扭转强度条件为： 河南科技大学毕业设计（论文） 12 39550000 []PT NW d   (3) 式中： T — 扭转切应力，单位为 MPa ； T— 轴所受的扭矩，单位为 N mm； TW — 轴的抗扭截面系数，单位为 3mm ； N — 轴的转速，单位为 r/min； P— 轴传递的功率，单位为 KW； d— 计算截面处的直径，单位为 mm； [ T ]— 许用扭转切应力，单位为 Mpa； 由上式可得轴的直径 3333 09 5 5 0 0 0 0 9 5 5 0 0 0 00 . 2 [ ] 0 . 2 [ ]TTP P PdAN N N     (4) 其中30 [ ]TA N ， 查轴机械设计 P370 表 40cr 调质，估算轴的最小直径 28,又因为有一个键槽，轴径增大 5%7%，令外没考虑轴受的弯矩，最后定轴的受力处最小直径 d=38mm。 一对轴承初步选用 30307，面对面安装的圆锥滚子轴承，其中 a=20mm，根据所设计的轴各个部分之间的关系画出该轴的受力图如图 ： 计算 Fa=3000N,Ft=4000N；2 1254000 62tF  =； 计算得； 1  2  1  2  弯矩计算 61 5 8 6 8 . 4 1 2 6 1 . 9 7 1 0BHM N m m     4 0 0 0 1 2 5 6 0 4 8 . 3 8 1 2 6 2 6 2 0 9 5 . 8 8BVM N m m      8 0 6 4 . 5 9 0 . 5 7 2 7 4 1 7 . 9HM c N m m    T=4000 125=500000N mm； 弯矩图如图 ； 河南科技大学毕业设计（论文） 13 图 主轴受力和弯矩 总弯矩； 2 2 611 1 . 9 9 1 0B B H B VM M M N m m     （ 5） c M N m m   由此可以看出 B 面是危险截面，有第三强度理论， 224ca  通常由弯矩产生的弯曲应力σ是对称循环变应力，而有扭矩所产生的扭转切应力 则通常不是对称循环变应力。 为了考虑两者循环特性不同的影响，引入折合系数  ，则计算应力为 224( )ca  式中的弯曲应力为对称循环变应力。 当扭转切应力为静应力时，取  ；当扭转切应力为脉动循环变应力时，河南科技大学毕业设计（论文） 14 取  ；如扭转切应力亦为对称循环变应力时，取 1。 在这儿取  ，弯曲应力 MW，扭转切应力2TTTWW 代入上式则有轴的弯扭合成强度条件为 22221()( ) 4 ( ) [ ]2 MTMTW W W      （ 6） 式中： ca — 轴的计算应力，单位为 Mpa； M— 轴所受的弯矩 ，单位为 N  mm； T— 轴所受的扭矩，单位为； W— 轴的抗弯截面系数，单位为 3mm ,计算公式查机械设计 P365表 154； [ 1 ]— 对称循环变应力时轴的需用弯曲应力，其值可查机械设计 P355 表 151（材料选为 40cr 调质） B 处： 3 3 30 . 1 0 . 1 4 5 4 5 6 0 0W d m m    C 处： 3 3 30 . 1 0 . 1 4 5 4 5 6 0 0W d m m    B 处：  2 2 6 2 222 1( ) ( 1 . 9 9 1 0 ) (0 . 3 5 0 0 0 0 0 )( ) 4 ( ) 4 3 . 7 6 7 02 4 5 6 0 0MTMT M P a M P aW W W            （ 7） 所以该轴满足强度要求。 167。 轴承的选择与校核： 刀盘轴轴承的选择校核及寿命计算： 力学模型如图 所示： 图中 B、 C 处是轴承受力点，由轴校核时的力计算知道： Fa=3000N, Ft=4000N； 2 1254000 62tF = 根据力矩的平衡分别计算得： 河南科技大学毕业设计（论文） 15 1  2  1  2  图 轴承受力分析 总支反力： 221 5 8 6 8 . 4 6 0 4 8 . 3 8 1 6 9 8 2rBFN   （ ） 226 0 4 8 .4 2 6 0 .1 6 0 5 4rC    （ 9） 3000ae aF F N 轴承选用的是成对使用的圆锥滚子轴承，其中 B 端轴承开口向右， C 端轴承开口向左，形成面对面轴承，有分析知，两个轴承均被压紧。 由查机械设计课程设计表 1038 知： Y=， 错误 !未找到引用源。 =,错误 !未找到引用源。 =，e= 由上可得，轴承所受的派生轴向力为： 0 . 4 1 6 9 8 2 6 7 9 2 . 8d B r BF e F N N     河南科技大学毕业设计（论文） 16 0. 4 60 54 24 21 .6d C r CF e F N N     由分析知， dB a dCF F F （ 10） 其受力图如图 所示： 图 轴承的受力分析 则。