xk5040数控立式铣床进给系统设计论文

xk5040数控立式铣床进给系统设计论文内容摘要：

mz —— 所有中间传动齿轮的分度圆直径的平均值 mm。 ()mz主 —— 主轴上齿轮分度圆直径的平均值 mm。 q—— 传到主轴上所经过的齿轮对数  —— 主轴齿轮螺旋角 1c ,K—— 系数，根据机床类型及制造水平选取，我国中型车床，铣床 1c =，铣床 K= 从上述经验公式可知，主轴 n和中间传动 轴的转速和 对机床噪音和发热的关系，确定中间轴转速时，应结合实际情况做相应的修正。 a，对高速轻载或精密机床，中间轴转速宜取低些 b,控制齿轮圆周速度 v8m/s(可用７级齿轮精度 )，在此条件下，可适当选用较高的中间轴转速。 （ 3），齿轮传动比的限制 机床主传动系统中，齿轮副的极限传动比： a, 升速传动中，最大传动比 maxU  2 ，过大，容易引起振动的噪音。 b, 降速传动中，最小传动比 minU  1/4。 过小，则主动齿轮与被动齿轮的直径相差太大将导致结构庞大。 （ 4）分配最小传动比 a,决定轴 VVI 和 VI V 的传动比，根据台式铣床的结构特点，及对同类车床的比较，为使传动平稳取其传动比为 1， b,决定各变速组的传动比； 由前面 2轴的转速及中间轴转速的分析，及齿轮传动比的现在，根据“前缓后急”的原则，取轴 IVV的最小降速比为极限值的 1/4，  =， =4，轴 IIIIV和轴 IIIII 均取 minU =1/ 4 （ 5）拟定转速图： 根据结构图及结构网图及传动比的分配，拟定转速图，如下图 所示： 16 图 传动系统图 、齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制 1，齿轮齿数的确定的要求： 可用计算法或查表确定齿轮齿数，后者更为简便，根 据要求的传动比 u和初步定出的传动副齿数和 ZS ，查表即可求出小齿轮齿数： 选择是应考虑： a,传动组小齿轮不应小于允许的最小齿数，即：  min minZZ 推荐： 对轴齿轮  minZ =12，特殊情况下  minZ =11， 对套装在轴上的齿轮，  minZ =16，特殊情况下  minZ =14， 对套装在滚动轴承上的空套齿轮，  minZ =20； 当齿数少于不发生根切的最小齿数时（压力角 a=20 的直齿标准， minZ =17），一般需对齿轮进行正变位修正。 b,保证强度和防止热处理变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚 2m ，一般取 5mm 则min Tz m， 如图 所示。 c、同一传动组的个齿轮副的中心矩应相等。 若摸数相等时，则齿数和亦相等， 但由于传动比要求，尤其是在传动中使用了公用齿轮后，常常满足不了上述要求， 机床上可用修正齿轮，在一定范围内调整中心矩使其相等但修正量不能太大，一般齿数差不能够超过 3~4 个齿。 17 2，变速传动组中齿轮齿数的确定 为了减少齿轮数目和缩短变速箱的轴向尺寸，这里采用了公用齿轮。 但由于公用齿轮的采用，使两个传动组间的传动比互相牵制，不能独立地按照最紧凑的原则决定传动件的尺寸，因此，径向尺寸一般较大， 此外，公用齿轮的两侧齿面同时啮合会影响其磨损和寿命。 这里我们采用查表法来确定齿轮的齿数。 查《机床设计手册》确定个齿轮齿数如下： 轴 IIIII 间变速齿轮齿数的确定： 由于公比  =，传动比为 1U =1/ 4 =  ， 2U =1/ 3 =  ， 3U =1/  设：传动组中最小齿轮齿数 1Z =16，查《机床设计手册》表 可查得： 1U =16/39 （ %）， 2U =19/36 （ %）， 3U =22/33 （ %） 齿数和为 zS =55 公用齿轮选为 39。 1Z =39 轴 IIIIV间变速组齿轮齿数的确定： 传动比为 1U =1/ 4 2U =1/ 3 3U = 2 根据 3U = ，主动轮齿数为 39，从表 可查得： 1U =18/47 （ %）， 2 U =28/37 （ %），3U =39/26 （ %） 齿数和为： zS =65 轴 IVV间变速组齿轮齿数的确定： 由于变数组齿轮传动比和各传动副上受力差别较大齿轮副的速度变化，受力差别较大，为了得到合理的结构尺寸，可采用不同模数的齿轮副。 轴 IVV间的两对齿轮，其传动比为 1U =1/4, 2U =2 分别取 1m ＝４， 2m ＝３则 1ZS／2ZS＝ 2e ／ 1e ＝ 3／ 4 取Ｋ＝ 30，1ZS＝ 30x3=90, 2ZS=30x4=120 按传动比将齿数分配如下： 1U =1/4=18/72 19/71 ， 2U =2=80/40 82/38 轴 VVI 及 VIVII 间齿数确定，由于这两个传动组 18 只是改变传动方向，不起便速度作用，只需考虑其结构尺寸及磨损振动和噪音等因素。 ，取 VVI轴间锥材料齿轮齿数为 29，Ｖ IVII 轴间齿轮齿数为 67。 主轴转速系列的验算 ： 主轴转速在使用上并要求十分准确，转速稍高或稍低并无太大影响，但标牌上标准数列的数值一般也不 允许与实际转速相差太大。 由确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计理论值难以完全相符，需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过 10 1 %（ ） 即 nnn n 理 论实 际理 论 10 1（ ） % 主轴的各级实际转速分别为： ， ， ， 58， ， ， 115， 148， 187， ， ， 468， 602， 760， 927， ， r/min nnn n 理 论实 际理 论= 3030=2% 而 10 1（ ） %=%故符合条件 同理：经验算，其他各级转速也满足要求。 传动系统图的绘制 转速图和齿轮齿数确定后，变速箱的结构复杂程度也基本确定了（如齿轮个数，轴数，支承轴，为使变速箱的结构紧凑，合理布置齿轮是一个重要的问题，因为它直接影响变速箱的尺寸，变速操作的方便性和结构实现的 可行性问题，在考虑主轴适当的支承距和散热条件下，一般应尽可能减少变速箱尺寸。 这里为使变速操作的方便，提高效率采用电磁离合器操纵方式。 根据计算结果，绘制出传动系统图，如图 所示 19 图 主传动系统图 主运动传动链的传动路线表达式如下： 电动机 I— 2625 — II—163919362233— III—184728373926— IV—19218238=V— 2929 — VI— 6767 — VIII（主轴） 传动件的估算与验算 、传动轴的估算和验算 传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度要求。 强度要求保证轴在反复载荷和扭转载荷作用下不发生疲劳破坏。 机床主传动系统精度要求高，不允许有较大的变形因此，疲劳强度一般不是主要矛盾，除载荷很大的情况下，可以不必验算轴的强度。 刚度要求保证轴在载荷下不致产生过大的变形（ 弯曲，失稳，转角）。 若刚度不足，轴上的零件如齿轮，轴承等将由于轴的变形过大而不能正常工作，或产生振动和噪声，发热，过早磨损而失效。 因此，必须保证传动轴有足够的刚度。 可以先扭转刚度估算轴的直径，画出草图后，再根据受力情况，结构布置和有关尺寸，验算弯曲刚度。 1，传动轴直径的估算 传动轴直径按扭转刚度用下列公式估算传动轴直径： 20 d=91  4jNn  mm 式中： N—— 该传动轴的输入功率 N=Ny KW N —— 电机额定功率 y —— 从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积（不计该轴轴承上的效率）。 jn —— 该传动轴的计算转速； 计算转速 jn 是传动件能传递全部功率的最低转速，各传动件的计算转速可以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系而确定，而中型车，铣床主轴的计算转速为： jn （主） =2 13minn   —— 每米长度上允许的扭转角（ deg/m）。 可根据传动轴的要求选取。 对传动轴刚度要求 允许扭转角 主轴 一般传动轴 较低的轴  （ deg/m） 估算时应注意： （ 1）  值为每米长度上允许的扭转角，而估算的传动轴的长度往往不足 1m，因此，在 计算 时应按轴的实际长度计算和修正，如轴为 500mm，取  =1deg/m 则 d=91 4 1000 1500jNn  mm （ 2）效率 y 对估算轴径 d 影响不大，可以忽略 （ 3）如使用花键是可根据估算的轴径 d选取相近的标准花键轴的规格，主轴总轴径可参考统计数据确定； 车床 6080 7090 70105 95130 110145 升降台铣床 5090 6090 6095 75100 90105 各轴的计算转速： 8 13m i n 6vjjjn n n n n    从主 =95 r/min IVjn =118 m/min IIIjn =300 r/min IIjn =750 r./min Ijn =1450 r/min 21 轴径的估算： Id =91x 4 1 = IId =91x 4  = IIId =91x 4  = IVd =91x 4  = Vd =91x 4  = 传动轴刚度的验算 （ 1）轴的弯曲变形的条件和允许值 机床的主传动轴的弯曲刚度验算，主要验算轴上装齿轮和轴承出的挠度 y 和倾角 。 各类轴的挠度 y，装齿轮和轴承处的倾角  ，应小于弯曲刚度 的许用值 y 和  ，即  yy   轴的弯曲变形的允许值： 轴的类型 允许挠度 变形部位 允许倾角 一般传动轴 （ ~） 装轴承处，装齿轮处 刚度要求较高的轴 装单列圆锥磙子轴承 安装齿轮的轴 （ ~） 装滑动 轴承处 安装蜗轮的轴 （ ~） 装单列径向圆锥磙子轴承处 （ 2）轴的弯曲复形计算公式： 计算花键轴的刚度时可采用平均直径 1d 或当量直径 2d 计算公式：矩形花键轴：平均直径 1d =（ D+d） /2 当量直径 2d = 464I 惯性矩： I= 426 ( ) ( )64d z D d D d    、齿轮模数的估算与验算 估算： 按接触疲劳和弯曲强度计算次论模数比较复杂，而且有些系数只有在齿轮各参数都已知的情况先才能确定，所以只在草图画完之后校核用。 在画草图之前，先估算，再选用标准齿轮模数。 22 齿轮弯曲疲劳强度的估算： wm 332njNZ mm 齿面点蚀的估算： A3370jNn mm 其中 jn 为大齿轮的计算转速， A为齿轮中心矩，由中心矩 A及齿数 1z ， 2z 求出模数 jm =2A/ 12()zz mm 根据估算所得 wm 和 jm 中较大的值，选择相近的标准模数， 各齿轮的计算转数为： 26zjn =1450r/min 22zjn =695r/min 18zjn =300r/min 38zjn 235r/min 71zjn =95r/min 36zjn =273r/min 37zjn =235r/min 54zjn =695r/min 33zjn =475r/min 47zjn =118r/min 19zjn =695r/min 16zjn =695r/min 39zjn =300r/min 28zjn =300r/min 82zjn =118r/min 轴 I— II 间传动组齿轮模数的估算 齿轮弯曲疲劳估算： wm 332njNZ =32 3 695 = 齿轮点蚀的估算： A3370jNn =370x 3 = mm jm =2A/ 12()zz =(26+54)= mm 所以模数为 m=3. 轴 II— III 传动组齿轮模数的估算 齿轮弯曲疲劳估算： wm 332njNZ =32 3 300 = 齿面点蚀估算： 23 A3370jNn =370x 3 = jm=2A/ 12()zz =(16+39)= mm 取标准模数 m=4 轴 III— IV间传动组齿轮模数的估算 齿轮弯曲疲劳估算： wm 332njNZ =3。