工作台面积2502151000mm2卧式升降台铣床主传动系统设计(编辑修改稿)

工作台面积2502151000mm2卧式升降台铣床主传动系统设计(编辑修改稿)内容摘要：

④ 最后确定电动机主轴与Ⅰ轴之间的的传动比。 采用齿轮传动，传动比为0 670 23960 33u  转速图见图 41。 图 41 转速图 传动系统图 应该注意的问题 1. 因为零 件的参数尚未确定，一般根据转速图，先按传动副的传动比拟定一个主传动系统草图。 待装配图完成后再修改草图为证实系统传动图，传动轴上的出路轴向位置大致展开图相对应，画出轴承符号，标上轴号，齿轮齿数及模数，皮带轮直径，电动机型号，功率和转速。 2. 要有利降低齿轮变速箱的噪声 （ 1）主轴高转速范围的传动比排列，可采用先降速后升速的传动，使总转 速和减小，以期降低噪声。 这种高速传动采用先降后升，可使同一变速组的传动比有升速有降速，有利于减小齿数和，齿轮线速度及中心距。 （ 2）主轴高速传动时，应缩短传动链，以减小传动副数。 （ 3）不采用噪声大的锥齿轮传动副。 （ 4）前边的变速组中的降速传动比不宜采用极限值，以避免增加径向尺寸。 最末变速组中可采用最小传动比，特别是铣床以增加主轴的飞轮效应。 确定变速组齿轮传动副的齿数 由传动结构式可知，变速组 a 有 3个传动副，其传动比分别是 1 2 3a a aU U U、 、。 传动比小于 1时取其倒数，由参考文献 [1]表 39，在变速组 a 中，可以得到， 11  63 , 65 , 66 , 68 , 72 , 74 , 75ZS  22  6 5 , 6 7 , 6 9 , 7 0 , 7 2 , 7 3 , 7 5ZS  33 2aU  63 , 66 , 69 , 72 , 75 , 78ZS  取 75ZS 。 在变速组 b 中，可以得到， 11 1 / 1 /  77 , 79 , 81 , 82 , 83 , 84 , 86 , 88ZS  22  77 , 78 , 82 , 83 , 85 , 86 , 88ZS  33  75 , 79 , 80 , 83 , 84 , 87 , 88ZS  取 88ZS 。 在变速组 c 中，可以得到， 1 1 / 1 / 8cU  10 6 , 10 7, 10 8 , 10 9 , 11 1ZS  42  10 5 , 10 6 , 10 8 , 10 9 , 11 0 , 11 1ZS  取 109ZS 。 一般变速组内所有齿轮的模数相同，并是标准齿轮，因而三对传动副的齿数和 ZS 应该是相同的。 中型机床一般取 70~100ZS  ，max 120ZS ，由此可以确定各传动之间的齿数。 定比组（电动机主轴与 Ⅰ轴之间的齿轮齿数 ） 122333zz  变速组 a 75ZS  123342ZZ   342946ZZ   562550ZZ   变速组 b 88zS  784939ZZ   9103454ZZ   11122167ZZ   第二扩大组 109zS  13146742ZZ   15162287ZZ   初选的齿轮齿数和应在后面进行限制的讨论和验证。 由此，初步确定了各变速组及定比传动的齿轮齿数，可以得到详细的转速图见图 42。 （ 44） 图 42 详细转速图 核算主轴转速误差 齿轮齿数确定后，主轴的各级实际转速即确定，实际传动比所造成的主轴转速误差，应满足： 1 0 ( 1 ) %nnn n     实 标标 其中：  ——转速公比 . 可以得到， = 1 0 (1 .2 6 1 ) % 2 .6 %n     误差分析结果见表 41 表 41 主轴转速误差 标号 实n 标n 误差 结论 1 1060 % 合格 2 850 % 合格 3 670 % 合格 4 530 % 合格 5 425 % 合格 6 335 % 合格 7 265 % 合格 8 212 % 合格 9 170 % 合格 10 170 % 合格 11 132 % 合格 12 106 % 合格 13 85 % 合格 14 67 % 合格 15 53 % 合格 16 % 合格 17 % 合格 18 % 合格 各轴的计算转速 各轴的计算转速见表 42 表 42 各轴计算转速 轴序号 0 Ⅰ Ⅱ Ⅲ 主 轴 计算转速 jn (r/min) 1060 670 335 106 绘制传动系统图 传动系统图见图 43。 图 43 传动系统图 （ 45） 动力设计 主轴及传动轴轴颈 传动轴直径初定 由参考文献 [3]，按扭转刚度估算轴的直径 491 (m m )[]ijNd n 其中： d ——传动轴直径 (mm) ； iN ——该轴传递的功率 (KW) ； jn ——该轴的计算转矩 (r/min) ； [] ——该轴每米长度允许扭转角 (deg/m) ，取。 由表 22 可知各轴的计算转速， 960r / minjOn  ， 670r / minjIn  ， 335r / minjIIn  ， 106r / minjIIIn  ， / minjIVn  本次计算中，各轴传递功率为点击功率与传递过程中的效率的乘积，效率值可由参考文献 [2]表 确定， =联 轴 器 ， =轴 承 ， =齿 轮 可以得到， O 轴 4 4 0 . 9 8 0 . 9 99 1 2 4 . 2 6 m m9 6 0 0 . 8Od  取 30mmOd  I 轴 34 4 0 . 9 9 0 . 9 89 1 2 6 . 2 8 m m6 7 0 0 . 8Id  取 28mmId  ； II 轴 54 4 0 . 9 9 0 . 9 89 1 3 0 . 9 4m m3 3 5 0 . 8IId  取 32mmIId  ； III 轴 74 4 0 . 9 9 0 . 9 89 1 4 0 . 8 3 m m1 0 6 0 . 8IIId  取 42mmIIId 。 主轴轴颈直径的 确定 没有特殊要求的时候，主轴材料优先选用价格低廉的优质结构钢，如 45 号钢，调质到 220~250HB。 在端部锥孔，定心轴颈或定心锥面等部位，采用高频淬火至 50~55HRC。 由参考文献 [1]表 ，功率为 4KW 的卧式升降台铣床选用前轴颈直径 1 60 ~ 95m mD  ，取 1 80mmD 。 后轴颈为前轴颈的 70%~85% ，即为 56~68mm。 为了选 用轴承的方便，由参考文献 [2]轴承型号，主轴中部与圆锥滚子轴承配合处轴颈直径取 60mm ，为使主轴缓慢过度，主轴后部与深沟球轴承配合处轴颈直径取 50mm。 齿轮模数 初算齿轮模数 一般同一变速组中的齿轮取同一模数，选择各组负荷最重的小齿轮，由参 （ 46） 考文献 [3]，其计算得到的齿轮模数 3 2( 1 )1 6 3 3 8 ( m m )[]djm i j jiNm Z u n  其中： jm ——按接触疲劳强度计算的 齿轮模数 (mm) ； dN ——驱动电机的功率 (KW) ； jn ——齿轮的计算转速 (r/min) ； u ——大齿轮齿数与小齿轮齿数之比， 1u ，外啮合取 “＋ ”号，内啮合取 “－ ”号； iZ ——小齿轮的齿数； m ——齿宽系数， m Bm （ B 为齿宽， m 为模数），一般为 6~10 ，此处均选用 6m ； []j ——许用接触应力 (Mpa) ，由参考文献 [5]表 1316，齿轮材料选用40rC ，高频淬火，可得 [ ] 1370j  Mpa。 可以得到， 基本组 3 22( 5 0 / 2 5 1 ) 41 6 3 3 8 1 . 7 7 m m6 2 5 5 0 / 2 5 1 3 7 0 6 7 0am     按标准模数表取 3mmm ； 第一扩大组 3 22( 3 . 1 7 1 ) 41 6 3 3 8 2 . 4 0m m6 2 1 3 . 1 7 1 3 7 0 3 3 5bm     按标准模数表取 3mmm ； （ 47） 第二扩大组 3 22( 4 1 ) 41 6 3 3 8 2 . 2 9m m6 2 2 4 1 3 7 0 3 3 5cm     按标准模数表取 3mmm。 由于取齿轮厚度系数 6，则由公式 mmB  可得各齿轮厚度。 对各种限制的讨论 对于变速组 c，由于主轴轴径是由标准查得，其值较大，前轴径为 80mm ，后轴径为 60mm ，即安装齿轮处轴外径约为 75mm ，由参考文献 [2]，轴上的小齿轮还要考虑到齿根到它的键槽深处的最小尺寸应大于基圆齿厚，以防断裂，即其最小齿数 minZ 应满足： m in m 其中： D ——齿轮花键孔的外径 mm()，单键槽的取孔中心至键槽底的尺寸两倍； m ——齿轮模数 (mm)。 对于变速组 c，在主轴上，选用单键槽，查得 ( 3 7 .5 4 .9 ) 2 8 4 .8 m mD    ，若 =3mmm ，则 min 35Z  ，小于已确定的最小齿数 42 ，在主轴上该模数满足要求。 考虑到花键滑动与定位较容易，除主轴和电机轴外，其余轴均选用花键连接。 第二扩大组在轴 III 上的最小齿轮齿数 min 22Z  ，选用花键 8 42 46 8，将 46mmD 代入，若 3mmm ，则 min 22Z ，在轴 III 上该模数满足要求。 故第二扩大组的模数取 3mmcm 。 对于第一扩大组，在轴 II 上的最小齿轮齿数 min 21Z  ，选用花键6 32 36 6，将 36mmD 代入，若 3mmm ，则 min 21Z ，在轴 II 上该模数满足要求。 第一扩大组在轴 III 上的最小齿轮齿数 min 39Z  ，若 3mmm ，则m in 9 39Z ，在轴 III 上该模数满足要求。 故第一扩大组的模数取 3mmbm 。 对于基本组，基本组 在轴 II 上的最小齿轮齿数 min 42Z  ，若 3mmm ，则 min 18 .32 42Z ，在轴 II 上该模数满足要求。 基本组在轴 I 上的最小齿轮齿数 min 25Z  ，选用花键 6 28 32 7   ，将32mmD 代入，若 3mmm ，则 min 16 .59 25Z ，在轴 I 上该模数满足要求。 故基本组的模数取 3mmam 。 对于电机轴 O 上的齿轮配合，选单键槽，查得 (1 5 3 .3 ) 2 3 6 .6m mD    。 若 3mmm ，则 min 23Z ，在电 机轴 O 上该模数满足要求。 故电机轴的模数取 3mmom 。 其余验证 机床主传动系统齿数 min 18 ~ 20Z  ，所有齿轮均满足此条件。 机床主传动的最小极限传动比为min 14u ，中型机床的最大齿数和 max。