YK3150滾齒機滾刀主軸部件設(shè)計

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數(shù)控滾齒機的加工原理方案如圖所示，其內(nèi)鏈 B1 與 B2 傳動比關(guān)系仍然遵循展成法加工原理，但數(shù)控滾齒機嚴格傳動比關(guān)系不是通過調(diào)整機械傳動比來實現(xiàn)，而是通過數(shù)控技術(shù)的“電子齒輪箱”來嚴格保證，實現(xiàn)展成運動?！癆”、“B1”、“B2”運動分別用單獨的伺服電機進行控制，它們之間沒有任何機械的聯(lián)系，而由數(shù)控系統(tǒng)進行計算控制來實現(xiàn)滾齒展成加工。 2.3 主要性能參數(shù)的確定 要設(shè)計和開發(fā)具有高效性能數(shù)控滾齒機,必須對數(shù)控滾機的主要性能參數(shù)進行適當選取和科學(xué)的制定，這些參數(shù)包括：主軸最高轉(zhuǎn)速、工作臺最高轉(zhuǎn)速、加工最大模數(shù)、快速進給速度等。合理選擇和確定主要性能參數(shù)是決定數(shù)控高效滾齒機先進的技術(shù)水平重要指標，為此，必須對目前滾齒行業(yè)齒輪加工工藝進行必要的調(diào)研和科學(xué)的分析，并加以合理的確定。 根據(jù)調(diào)查，目前國內(nèi)，以一汽大眾，二汽東風(fēng)神龍，大同齒輪廠，哈爾濱變速箱廠，杭州前進齒輪箱廠為代表的汽車制造廠家，因種種原因在齒輪加工工藝上仍較為落后，通常切齒速度大都在 60m/min 以下，個別企業(yè)的僅能達到 70~80m/min內(nèi)，且軸向進給量最大均在 2mm/工作臺轉(zhuǎn)左右。難以滿足因產(chǎn)品種數(shù)多，產(chǎn)品增加的需求，而且滾齒加工的單向精度和綜合精度也僅能達到7~8 級(GB10095—88精度標準)，隨著這些龍頭企業(yè)產(chǎn)品不斷升級，以及載重汽車和客車的需求量不斷增加，以直徑在 Φ200~Φ350mm、模數(shù)為 4～8 的齒輪需求量越來越多，齒輪加工的精度要求穩(wěn)定在 6—7 級需求越來越多。且工程能力指數(shù)大于 1.33 的要求成為機床驗收的重要指標，為此對機床的可靠性也提出更高的要求，國內(nèi)現(xiàn)有的滾齒機難以達到這一切齒要求。因而設(shè)計開發(fā)數(shù)控高效滾齒機的參數(shù)，必須滿足這一國內(nèi)機床新的要求。介于本設(shè)計只對主軸部分進行設(shè)計,所以只對主軸最高轉(zhuǎn)速進行確定。 2.3.1 主軸最高轉(zhuǎn)速的確定 根據(jù)滾齒原理，滾刀主軸轉(zhuǎn)速可按下式計算： 式中， n—滾刀的轉(zhuǎn)速 （r/min） v—切削速度 （m/min） D—滾刀的外徑 (mm) 故主軸最高轉(zhuǎn)速為 根據(jù)前述分析，且結(jié)合目前齒輪滾刀濕式加工的最高切削速度范圍80~120m/min，取。 關(guān)于的選取，根據(jù)國標6083—85標準《齒輪滾刀的基本型式和尺寸》，以及德國DIN3968標準齒輪滾刀的尺寸中（見表），綜合實際的加工考慮。我們?nèi)　? 將，帶入公式得： 取滾刀主軸最高轉(zhuǎn)速為安全值。 國標GB.6083—85標準齒輪滾刀尺寸參數(shù) 德國DIN標準滾刀尺寸參數(shù) 2.3.2 模數(shù)確定 數(shù)控高效滾齒機必須確定它的極限，以便能確定機床的加工能力，此參數(shù)的確定和適應(yīng)的加工范圍，為了一刀切齒直徑在Φ200~Φ500，模數(shù)在4—8mm，穩(wěn)定達到全面7級精度要求，該機床的最大加工模數(shù)可根據(jù)數(shù)控滾齒機技術(shù)條件，以及相應(yīng)數(shù)控滾齒機的精度標準中規(guī)定，由對機床的最終工作精度進行重切和精切的切削規(guī)范所決定。即精切試坯參數(shù)： 　　　　　　　　　　　　　　 　　　　　　　　　　　　　　　 　　　　式中：　　d—最大加工直徑 　　　　　　　　　m—最大加工模數(shù) 　　　　　　　　　—試件的分度圓直徑 　　　　　　　　　　—試件的加工模數(shù) 重切試坯的加工模數(shù)一般取最大加工模數(shù)的4/5： 　　　　　　　　　　　　　　　 由上述分析綜合確定，10~12模數(shù)為此數(shù)控機床的最大加工模數(shù)，考慮到 m=10以上的模數(shù)在重型汽車和重型機械及相關(guān)行業(yè)的傳動箱中已較少見，最大模數(shù)取最高線值，還會增加主電機功率以及加大安裝最大模數(shù)的裝齒刀尺寸，因而實際最大加工模數(shù)取為10mm。 滾齒機各大廠家參數(shù)對照表 續(xù)上表 2.4 主傳動總體結(jié)構(gòu)設(shè)計 2.4.1 主軸箱外形方案初定 與傳統(tǒng)普通滾齒機主軸傳動不同，數(shù)控滾齒機主軸采用主電機獨立驅(qū)動，在主電機與主軸通過齒輪傳動聯(lián)接，全部裝置安裝在刀架體上。圖為刀架體外形三維圖： 2.4.2 主軸箱傳動方案初定 主運動傳動由初電機經(jīng)過兩級齒輪傳動至主軸，其在刀架體上的安裝模式及傳動方案可用下圖表示： 2.5 本章小結(jié) 本章提出了設(shè)計數(shù)控YK3150E型滾齒機滾刀主軸部件的總體要求，以及進行了普通滾齒機與數(shù)控滾齒機加工原理的比較分析，確定了主軸最高轉(zhuǎn)速及工件加工最大直徑和模數(shù)等重要參數(shù)，并對主運動傳動方案進行了初步確定。 13 YK3150滾刀主軸主件設(shè)計 3 YK3150E數(shù)控滾齒機滾刀主軸組件結(jié)構(gòu)設(shè)計 數(shù)控高效滾齒機的設(shè)計不僅要求在參數(shù)的選擇、計算上應(yīng)科學(xué)合理的，更主要的還應(yīng)合理地設(shè)計出各主要部件的結(jié)構(gòu)功能，以最優(yōu)的機械結(jié)構(gòu)實現(xiàn)各部件的功能。因而作為最重要的主軸主件的設(shè)計，必須在結(jié)構(gòu)上有創(chuàng)新的特點，以滿足數(shù)控高效滾齒機的切齒要求。下面將對YK3150E數(shù)控高效滾齒機的主軸部件設(shè)計進行分析說明。 3.1 結(jié)構(gòu)方案設(shè)計 對于滾齒機來講，刀架部件為滾齒機的關(guān)鍵的部件之一，從滾齒機的出廠檢驗標準來說(普通或數(shù)控滾齒機)共有12~16個檢驗項目，而刀架部件就占了1/3的內(nèi)容，從滾齒機的工作精度來講，刀架這個部件對機床的精度的影響很大，直接對加工齒輪的精度第1公差組和第2公差組及齒面粗糙度產(chǎn)生作用。例如：刀架主軸的軸向串動，影響被加齒輪的相鄰齒距誤差；刀架主軸的徑向跳動，影響著被加工齒輪的齒圈徑向跳動誤差；刀架的主軸高速切齒的振動(刀架整體剛性的強弱)影響著被加工齒輪的表面粗糙度。因而在進行刀架結(jié)構(gòu)設(shè)計時，必須充分考慮數(shù)控高效滾齒機的切齒特點，以便從結(jié)構(gòu)上最大限度地保證切齒的綜合性能要求。 1—成組軸承 2—拉桿 3—主軸 4—傳動軸 5—高精度斜齒輪 6—專用旋轉(zhuǎn)油缸 7—油缸活塞 數(shù)控滾齒機利用錐孔為 7﹕24的 BT—50 標準銑削刀桿接口模式，有利于滾刀桿自動夾緊與放松，縮短了滾齒機輔助調(diào)整時間，通常普通滾齒機采用莫氏5號錐度的孔徑定心，且為手動的夾緊與放松方式，該錐度的標準的孔位(大端)為Φ 47.75mm，不能為滾刀提供更大的刀桿尺寸。在YKX3140 數(shù)控高效滾齒機的刀桿設(shè)計中，為了確保刀架整體剛性，最小刀桿直徑為Φ40mm，同時為了滿足高效強力切齒，對自動夾緊系統(tǒng)的設(shè)計夾緊力最低不少于20000N，以充分保證刀桿切齒的剛性要求，而一般自動夾緊刀桿系統(tǒng)通常在15000N左右(普通數(shù)控滾齒機或小規(guī)格數(shù)控滾齒機)。刀桿的自動夾緊與放松過程為：油缸往右前推拉桿壓縮碟形彈簧時，由拉桿推動夾爪向前移動并張開，此時為松開刀桿；當油缸往后移動時，拉桿在縮碟形彈簧恢復(fù)力作用下帶動夾爪向后移動，由夾爪夾住并拉緊刀桿。顯然，刀桿的拉緊力為碟形彈簧提供的純機械拉力，油缸的推力僅起著放松刀桿的作用。刀桿的拉緊力不受油壓及電壓波動的影響。此種刀桿拉緊方式，能更好地適應(yīng)高效滾齒機的切齒特點。 傳動系統(tǒng)中充分利用傳動鏈誤差分析理論提出的未端元件高精度原理，以提高傳動鏈精度。即在刀架的末端傳動元件的大小斜齒輪，其齒輪的精度達到 3 級精度，不但減少傳動鏈的總誤差，而且可有效降低高速切制的噪音。 在刀架箱體內(nèi)采用大流量循環(huán)潤滑的冷卻系統(tǒng)，有效地保證了高速、重載的切齒時刀架體的熱平衡，從而保證了機床刀架主軸冷態(tài)和熱態(tài)精度的一致性；而普通滾齒機在刀架箱體中，多采用油池潤滑方式，切齒時刀架箱體高速旋轉(zhuǎn)傳動件產(chǎn)生的熱量無法帶走，機床的主軸冷態(tài)和熱態(tài)精度變化較大。 3.2 主軸設(shè)計相關(guān)問題分析 主軸系統(tǒng)是滾齒機的核心，它在很大程度上影響著齒輪的加工精度。主軸部件的精度主要體現(xiàn)在主軸的回轉(zhuǎn)精度和剛度的提高，而回轉(zhuǎn)精度與剛度又決定于主軸的形式及裝配形式。 數(shù)控滾齒機最高加工速度相對于普通數(shù)控滾齒機有成倍的提高，達到500轉(zhuǎn)/分，要達到這樣高的轉(zhuǎn)速，軸承的合理選擇，精度、調(diào)整、潤滑和軸系的平衡、阻尼特性等都對此有影響。滾刀軸軸系如何在這樣的高速下保證精度，在設(shè)計的過程中必須對下面幾個方面的內(nèi)容進行研究： 3.2.1 主軸回轉(zhuǎn)精度分析 1.回轉(zhuǎn)精度的定義 軸件作回轉(zhuǎn)運動時，線速度為零的點的連線稱為軸件的回轉(zhuǎn)中心線，軸件回轉(zhuǎn)中心線相對于某一固定參考系統(tǒng)的空間位置，在理想情況下是不應(yīng)隨時間變化的。但實際上由于軸承的誤差，軸件的撓曲和振動等原因，軸件的回轉(zhuǎn)中心線的空間位置在每一瞬時都是變化的，這時瞬時回轉(zhuǎn)中心線空間位置的平均中心線稱為理想回轉(zhuǎn)中心線，瞬時回轉(zhuǎn)中心線相對于理想回轉(zhuǎn)中心線在空間的位置偏離就是回轉(zhuǎn)軸件的瞬時誤差，這些瞬時誤差的范圍就是軸件回轉(zhuǎn)精度。 軸件誤差分為三種基本形式：軸向漂移、徑向漂移、角向漂移。 2.影響滾刀軸回轉(zhuǎn)精度的主要因素 1)軸頸的圓度誤差，主要引發(fā)主軸周期性的徑向誤差。 2)軸承誤差，如滾道的圓度，滾動體直徑及圓度的不一致性引發(fā)徑向誤差。 3)軸承端面對軸頸的垂直度及推力軸承的滾道與滾動體誤差引發(fā)軸向誤差。 4)前后軸承的同軸度及其徑向跳動大小和方向的不一致會引發(fā)擺動誤差。 5)滾刀軸的不平衡及其支撐剛度的變化會引發(fā)徑向誤差和擺角誤差。 6)滾刀軸的振動會引發(fā)徑向誤差。 3.提高零傳動滾齒機滾刀軸部件回轉(zhuǎn)精度的措施 1)裝配時采用定向選配，定向選配的目的是使誤差相互抵消，注意拆卸時必須在軸承內(nèi)圈和主軸軸頸間，軸承外圈與箱體孔間畫線為記，重新裝配時按記號、裝配，才能保證精度。 2)裝配后精加工，將主軸部件裝配好后，以主軸的安裝基面和定位基面互為基準進行精磨。 3)提高精度要求 選用高精度的軸承，提高軸承配合面比如軸頸和箱體孔的精度要求。 4)對軸承適當預(yù)緊，減小間隙，保持適當過盈，提高剛度。 5)提高抗振性，一般說來，提高抗振性的措施除了提高剛度外，還可以采用增加阻尼，采用彈性傳動件，采取隔振措施等方法 。對于數(shù)控滾齒機滾刀軸來說，為了保證精度，主要采取提高主軸和支撐部件剛性以及裝配好后進行動平衡的措施。 6)保證正確潤滑，為軸承選擇正確的潤滑方式和潤滑材料。 3.1.2 主軸靜剛度 主軸的靜剛度又稱主軸剛度，是機床主軸系統(tǒng)的重要性能指標，它反映主軸單元抵抗靜態(tài)外力的能力，與負荷能力及抗振性密切相關(guān)。主軸單元最重要的靜剛度指標是彎曲剛度和軸向剛度。 彎曲剛度Kr 的定義是：為使主軸前端產(chǎn)生單位徑向位移δ時所需施加的力Fr，即 主軸單元的軸向剛度Ka，定義為使主軸軸向產(chǎn)生單位位移時，在軸向所需施加的力。一般情況下，彎曲剛度比軸向剛度要重要的多，是衡量主軸單元剛度的重要指標，通常用來代指主軸的剛度，它與主軸單元的懸伸量、跨距、幾何尺寸、金屬的物理性能及軸承剛度有關(guān)。 1.靜剛度近似估算 對滾齒機滾刀主軸軸系進行簡化將變截面的主軸，簡化為單一等效截面的等效主軸，設(shè)其截面抗彎慣性距為I，將前后軸承組簡化為前后兩個剛度系數(shù)為K1、K2的彈簧支承，確定支反力的合理位置。如圖所示： 主軸本身的彎曲變形引起的軸端位移 ys為 （mm） 式中 F—靜載荷（N） a— 縣伸量（mm） E—彈性模量，鋼的彈性模量為2.1*(N/) L—支承跨距（mm） 前后支承的支反力為： 前后支承的變形為： 由于軸承變形引起的主軸軸端位移為： 主軸軸端總位移y為： 2.懸伸量和跨距對主軸剛度的影響 由式可知，前懸伸越長，伸出端撓度越大，對主軸組件的綜合剛度影響越大，應(yīng)該盡量縮短。在實際設(shè)計中，考慮到軸承的安裝位置及密封等因素，前懸伸量基本上是沒有優(yōu)化余地的，能夠優(yōu)化的是前后軸承組之間的跨距。 由式可求得主軸柔度為 由式可以看出跨距對主軸剛度的影響不是單向的，將式對跨距L求導(dǎo)并令 dy/dL=0得： 對式求解就可得到最佳跨距值，實際上，由于實際設(shè)計中結(jié)構(gòu)的限制，此最佳跨距值是一個近似的參考值，若實際跨距在此附近，則有可能使主軸剛度達到最大值。若結(jié)構(gòu)設(shè)計中實際跨距不能等于L時，則寧大勿小，以較大的實際跨距為宜。因為當實際跨距小于最佳跨距時，綜合剛度的降低比跨距大于最佳值時要敏感得多。 3.1.3 主軸組件支承問題分析 1.主軸軸承的選擇 數(shù)控滾齒機滾刀軸部件加工速度高，其軸承的選用首先必須滿足高速運轉(zhuǎn)的要求,并且具有高的回轉(zhuǎn)精度和較低的溫升，其次，因為滾齒機承受的是斷續(xù)沖擊的切削力，所以其軸承必須具有盡可能高的徑向和軸向剛度。另外，還必須具有較長的使用壽命，特別是保持精度的壽命。 滾動軸承的選用，主要看轉(zhuǎn)速、載荷、結(jié)構(gòu)尺寸要求等工作條件。一般來說，線接觸軸承、滾柱、滾錐、滾針承載能力大，同時摩擦大，則相應(yīng)極限轉(zhuǎn)速較低，點接觸球軸承則反之，但推力球軸承由于對中性較差，極限轉(zhuǎn)速較低，單個軸承同時承受徑向載荷和單雙向軸向載荷，其結(jié)構(gòu)簡單，尺寸小，但滾動體受力不在最優(yōu)方向，使極限轉(zhuǎn)速降低。軸系的徑向和軸向載荷分別由不同軸承承受，受力狀態(tài)較好，但結(jié)構(gòu)復(fù)雜尺寸大。 一般軸系要同時承受徑向載荷與雙向軸向載荷，需按下列條件選用滾動軸承。 1)中高速重載，雙列圓柱滾子軸承配雙向推力角接觸球軸承，若配推力軸承，會使極限轉(zhuǎn)速降低，成對圓錐滾子軸承結(jié)構(gòu)簡單，但極限轉(zhuǎn)速較低，空心圓錐滾子軸承的極限轉(zhuǎn)速提高，但成本較高。 2)高速輕載，采用成組角接觸球軸承，根據(jù)軸向載荷的大小分別選用250或者150接觸角。 3)軸向載荷為主，精度不高時，選用推力軸承配深溝球軸承，精度較高時，選用向心推力軸承。 綜上所述，對于數(shù)控滾齒機主軸部件，顯然應(yīng)該以中高速重載的條件來選擇滾動軸承，故選用雙列圓柱滾子軸承配雙向推力角接觸球軸承。 2.主軸軸承的配置 主軸軸承的配置形式應(yīng)該根據(jù)轉(zhuǎn)速、剛度、承載能力、抗振性和噪聲等要求來選擇。常見的有以下幾種典型的配置形式：速度型、剛度型和剛度速度型。 1)速度型 主軸前后軸承都采用具有良好高速性能的角接觸球軸承，雙聯(lián)或者三聯(lián)。當軸向切削分力較大時，選用接觸角為250的球軸承；當軸向切削分力較小時，選用接觸角為 150的球軸承載。在相同條件下，前者的軸向剛度比后者大一倍。 2)剛度型 前支承采用雙列圓柱滾子軸承承受徑向載荷和600角接觸雙列推力球軸承承受軸向載荷，后支撐采用雙列短圓柱滾子軸承，這種軸承配置的主軸部件適用于中等轉(zhuǎn)速和切削負載較大要求剛度高的機床。 3)速度剛度型 前軸承采用三聯(lián)角接觸球軸承，后支撐采用雙列短圓柱滾子軸承，前軸承組的配置特點是：外測的兩個角接觸球軸承大口朝向主軸工作端，承受主要方向的軸向力，第三個角接觸球軸承則通過軸套與外測的兩個軸承背靠背配置，使三聯(lián)角接觸球軸承有一個較大的支承跨距以提高承受顛覆力矩的剛度。 數(shù)控滾齒機加工速度雖然相對于普通數(shù)控滾齒機有了很大提高，但絕對速度與加工中心的主軸相比卻不能算高速，由于其加工特點，它顯然屬于剛度型的結(jié)構(gòu)。 由于YK3150E數(shù)控滾齒機加工過程中，主軸前端微小的變形都會反映到工件的精度上，因此主軸前端必須具有極高的徑向和軸向剛度，因此，前端的雙列圓柱滾子軸承和雙向推力角接觸球軸承都必須施加預(yù)緊力以提高剛度。前端必須固定，后端軸承遠離加工區(qū)域，承受的徑向力比較小，主軸在加工過程中，軸承熱和轉(zhuǎn)子熱都會有一部分傳遞到主軸上，造成主軸溫升變形，因此后端軸承必須浮動，否則主軸中段會產(chǎn)生彎曲變形。 綜上所述，滾刀主軸采用一端固定一端浮動的結(jié)構(gòu)，靠近加工區(qū)域一端固定，遠離加工區(qū)域一端浮動。這樣的結(jié)構(gòu)使的主軸具有高的剛性，同時避免溫升變形。 3.主軸軸承的潤滑 滾動軸承的潤滑目的是減少軸承內(nèi)部摩擦及磨損，防止燒結(jié)，延長疲勞壽命，防止異物進入，防銹防腐。 評定軸承速度性能的是速度參數(shù)dn值(單位:mm.r/min)，其中d為軸承的中徑，等于軸承內(nèi)外徑的平均值(單位:mm)，n為轉(zhuǎn)速(單位:r/min)，dn值反映了軸承滾動體的公轉(zhuǎn)速度，這也是軸承轉(zhuǎn)速的主要限制因素，代表軸承速度性能的dn值同時表征著相應(yīng)主軸的轉(zhuǎn)速及線速度特性。 我國主軸單元系列型譜將機床主軸單元劃分為兩大類：高剛度型和高速度型，其對應(yīng)的dn值及潤滑方式見下表： YE3150E滾齒機滾刀主軸前軸承的dn值為： 按照上表的規(guī)定，屬于高剛度型，采用脂潤滑，脂潤滑時要注意不同型號的脂類不能混用，且補充的周期要短于潤滑期限，一般情況下為（0.5 ~0.7）倍潤滑期限。 4.主軸軸承的預(yù)緊 滾動軸承的預(yù)緊又稱為預(yù)加負荷，是指在安裝軸承時采用一定的方法，以消除軸承的游隙，并在滾動體和內(nèi)外圈接觸處產(chǎn)生預(yù)變形使工作表面的接觸面積增加。 對軸承進行預(yù)緊的目的有以下幾點： 1)在正確決定軸的徑向方向及軸向方向位置的同時抑制軸的跳動。 2)提高軸的剛性。 3)防止軸向方向的振動及由于共振而造成的異音。 4)抑制滾動體的旋轉(zhuǎn)滑動，公轉(zhuǎn)滑動及自轉(zhuǎn)滑動，以減小離心力和陀螺力矩并且可以抑制磨損。 軸承的預(yù)緊有兩種方法，一種是定位預(yù)緊，另一種是定壓預(yù)緊。定位預(yù)緊是對置軸承在軸方向的相對位置，在使用中也不會改變的預(yù)緊方法。定壓預(yù)緊是利用螺旋彈簧、碟形彈簧給予軸承適當?shù)念A(yù)緊力的方法，在使用中軸承的相對位置即使有變化，預(yù)緊力也可以大體保持一致。定位預(yù)緊與定壓預(yù)緊相比較，在預(yù)緊力相等的情況下，定位預(yù)緊有效于增加軸承的剛性。但是，在運轉(zhuǎn)過程中，由于軸與外殼的溫度差而造成的軸向延伸率差，內(nèi)外圈溫度差而造成的徑向熱膨脹差及負荷而造成的變形等影響會使預(yù)緊力發(fā)生變化。在定壓預(yù)緊的情況下，由于軸伸縮造成彈簧變形很小，所以幾乎可以不考慮預(yù)緊力的變化。由此可知，一般定位預(yù)緊適合于提高剛性的目的，定壓預(yù)緊適用于高速旋轉(zhuǎn)需要防止軸向振動的情況。 定位預(yù)緊與定壓預(yù)緊方式對剛度的影響 滾動軸承的預(yù)緊量應(yīng)該根據(jù)對剛度和運轉(zhuǎn)條件的要求來決定。較大的預(yù)緊量可以提高軸承的剛度，但是過大的預(yù)緊量會增大軸承的工作表面面積，增大摩擦系數(shù)導(dǎo)致溫升增高，潤滑條件變壞，軸承的壽命和極限轉(zhuǎn)速降低。因此在預(yù)緊量的選擇上一定要慎重，選擇預(yù)緊量的原則是當軸承承受最大工作負荷時，軸承始終保持一定的過盈量而不致于產(chǎn)生間隙。 數(shù)控滾齒機滾刀主軸前軸承預(yù)緊方式方案為： 主軸前支承預(yù)緊方式 雙列圓柱滾子軸承的預(yù)緊方法是：首先，取掉外圈，用一個端面平面度和垂直度很高的隔套推其內(nèi)圈，使其沿主軸1：12錐度段軸向移動，靠內(nèi)圈的彈性變形將滾子撐開，然后測量各滾子頂點形成的包絡(luò)圓，在測量的過程中修磨調(diào)整片6，直到包絡(luò)圓的圓度非常高，并且直徑要和測量到的外圈滾道直徑一致，一般情況下，調(diào)整好的圓柱滾子軸承會有2～3個微米的過盈量。 雙向推力角接觸球軸承的預(yù)緊方法是：首先通過密封蓋5，雙列圓柱滾子軸承的外圈將其外圈軸向固定，然后用螺母推動隔套頂其內(nèi)圈，使內(nèi)外圈在軸上的相對位置對置，通過修磨調(diào)整片4調(diào)整預(yù)緊力。 4.主軸騙碼器的選擇 （一）、滾刀軸控制精度分析 滾齒機通過滾刀軸與工件軸的展成運動切出工件齒形在嚙合節(jié)線上產(chǎn)生的齒距誤差為： 式中 --工件的齒距誤差 --滾刀或工件模數(shù) --滾刀軸旋轉(zhuǎn)誤差 --工件軸軸旋轉(zhuǎn)誤差 K—滾刀頭數(shù) Z—工件齒數(shù) 由上式可知工件對工件軸誤差是非常敏感的，假設(shè)滾刀頭數(shù)為1，加工的工件齒數(shù)為100，則工件軸誤差對工件誤差的影響程度是滾刀軸誤差對工件誤差影響程度的100倍，因此，在誤差分配的時候，應(yīng)該盡可能地提高滾刀軸精度以降低對工件軸精度的要求。 （二）、滾刀軸編碼器選擇原則 數(shù)控滾齒機由主軸電機經(jīng)兩級齒輪傳動驅(qū)動滾刀軸旋轉(zhuǎn)，選用編碼器為角度編碼器，角度編碼器由測量輪和感應(yīng)頭組成，測量輪上有刻線或者做成齒輪的形狀由主軸帶動旋轉(zhuǎn)，感應(yīng)頭通過光電感應(yīng)，將測出的位置信號傳入控制系統(tǒng)，系統(tǒng)再把測得的信號按照設(shè)定的倍頻數(shù)細分以獲得需要的分辨率。 系統(tǒng)所能達到的分辨率跟編碼器刻線數(shù)或者齒數(shù)感應(yīng)頭自帶倍頻數(shù)以及數(shù)控系統(tǒng)的細分倍頻數(shù)有關(guān)，其計算公式為： 式中 SC為數(shù)控系統(tǒng)的分辨率，S為編碼器刻線數(shù)或者齒數(shù)，N為感應(yīng)頭自帶倍頻數(shù)，DMR為數(shù)控系統(tǒng)設(shè)定的細分倍頻數(shù)，目前數(shù)控系統(tǒng)最多可以對編碼器的檢測信號進行2048倍細分。 數(shù)控系統(tǒng)的分辨率是由主軸的控制精度決定的，根據(jù)前面的分析，數(shù)控系統(tǒng)對零傳動滾齒機滾刀軸的分辨率應(yīng)該達到0.005o，即脈沖當量應(yīng)該達到0.005度/脈沖。 編碼器的刻線數(shù)S的選擇不是任意的，它跟滾刀軸的轉(zhuǎn)速有很大的關(guān)系。當滾刀軸轉(zhuǎn)速比較高時，選擇刻線數(shù)或者齒數(shù)較多的編碼器會使感應(yīng)頭來不及響應(yīng)，造成系統(tǒng)振蕩。當滾刀軸轉(zhuǎn)速比較低時，選擇刻線數(shù)或者齒數(shù)較低的編碼器會使系統(tǒng)在單位時間內(nèi)采到的脈沖數(shù)過少，造成控制誤差較大。另外由于N值是不可調(diào)的，一般為4，若S值過小則會造成DMR值過大，造成信號質(zhì)量下降。因此，必須根據(jù)主軸轉(zhuǎn)速，選擇合適的編碼器。設(shè)定合適的系統(tǒng)倍頻值，使控制系統(tǒng)的性能達到最優(yōu)。 根據(jù)以上分析，最終選擇德國海德漢公司的RON886型角度編碼器。其裝配方案如下圖： 3.3 本章小結(jié) 本章主要對YK3150E數(shù)控滾齒機進行結(jié)構(gòu)設(shè)計的分析確定。在已做出的裝配草圖的基礎(chǔ)上分析了傳動系統(tǒng)中各組件的設(shè)計，主要進行了主軸組件的機械性能分析。通過分析解決了數(shù)控滾齒機的結(jié)構(gòu)設(shè)計相關(guān)問題。 27 YK3150滾刀主軸主件設(shè)計 4 YK3150E數(shù)控滾齒機設(shè)計計算 4.1 主電機設(shè)計計算 4.1.1 電機選型 籠型異步交流電機和永磁同步交流電機是目前機床電主軸的主力軍，異步電機結(jié)構(gòu)簡單，轉(zhuǎn)動慣量小，動態(tài)響應(yīng)快，轉(zhuǎn)速高，在變頻調(diào)速下系統(tǒng)有較硬的機械特性和良好的調(diào)速性能。而永磁同步電機結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，矢量控制復(fù)雜，但是與異步電機相比有下面幾個優(yōu)點： 1、由于不是靠切割磁力線感生磁場，因此轉(zhuǎn)子能量損失更少，這就意味著轉(zhuǎn)子發(fā)熱量少， 使得軸承和主軸的溫升較小，熱變形較小，有較高的主軸系統(tǒng)剛度。 2、在相同的轉(zhuǎn)矩下，需要的冷卻能量較少，節(jié)省了冷卻系統(tǒng)的成本。 3、具有更高的功率密度。 4、在相同的慣性矩下具有更好的加速性能。 滾齒機加工過程中滾刀軸與工件軸之間是精密的同步展成運動，因此對滾刀軸來說不僅要求速度匹配，還要求位置同步，這就需要非常高的響應(yīng)速度和精度。滾齒機刀架要求結(jié)構(gòu)非常緊湊，主軸電機體積過大容易引起干涉問題。由于同步電機較異步電機具有更高的功能密度，因而在相同功率下體積較小?；谏厦娴睦碛桑来磐絻?nèi)置電機是最好的選擇。 4.1.2主電機功率設(shè)計計算 數(shù)控滾齒機最主要功率參數(shù)之一就是主電機的功率，如果主電機的功率選擇過大，將使機床的結(jié)構(gòu)設(shè)計更為困難且機床過于笨重，如果主電機功率選擇過小，難以滿足高速、高效強力切齒，影響機床的整體性能。 4.1.2.1 滾齒機主運動電動機的功率 根據(jù)機床設(shè)計理論，有 (4.1a) 式中： —消耗于切削的功率，又稱有效功率（KW） —空載功率 （KW） —載荷附加功率，指隨載荷而增加的機械摩擦損耗功率(KW) 4.1.2.2 的計算 機床主運動空轉(zhuǎn)時，由于傳動件的摩擦，攪油，空氣阻力等原因，電動機要消耗一部分功率，其值隨著傳動件轉(zhuǎn)速增大而增加，與傳動預(yù)緊程度及裝配質(zhì)量有關(guān)，中型機床主傳動空載功率可按下列實驗公式計算。 (4.1b) 式中： d平均——主運動系統(tǒng)中除主軸外所有傳動軸軸頸的平均直徑(cm) ∑ ni——除主軸外各軸的轉(zhuǎn)速和(r/min) n主 ——主軸轉(zhuǎn)速(r/min) k——潤滑修正系數(shù)，k=30~50，潤滑情況好時取小值 d主 ——主軸前后軸頸的平均值(cm) C1——主軸軸承系數(shù) 4.1.2.3 的計算 機床切削時，由于傳動件的正壓力加大，則摩擦損失將增加，因而 P輔隨 P切的變化而變化。 (4.1c) 式中，…….，，……. 為主傳動系統(tǒng)中各傳動副的機械效率。 將公式(4.1c)代入(4.1a)中得： (4.1d) 式中 ——機床總機械效率，= 0.75~0.85(主運動為回轉(zhuǎn)運動)或 =0.4~0.7(主運動為直線運動)。 顯然從公式(4.1b)中可以看出，在滾齒機結(jié)構(gòu)尚未確定時，P空的計算有較大的難度和不確定性，因而實際中按照重慶機床廠所總結(jié)的經(jīng)驗公式來計算P空。 即 當主軸轉(zhuǎn)速 n＞250(r/min)時， (4.1e) 當主軸轉(zhuǎn)速 n＜250(r/min)時， (4.1f) 式中， (m/min) Di——分度蝸輪節(jié)圓直徑 (mm) Z——分度蝸輪齒數(shù) 4.1.2.4 切削功率的計算 （KW） (4.1g) 式中， Fz——最大切削力 V——切削速度 由于滾齒機的切削力計算是較為復(fù)雜，主切削 Fm與切削的模數(shù)，切削速度，垂直進給量，齒輪材料螺旋角，吃刀深度，滾刀頭數(shù)和齒形修正系數(shù)等因素都有關(guān)。主切削力計算公式都是經(jīng)過長期的試驗研究總結(jié)歸納而得，其中德國普發(fā)特公司提出的主切削力經(jīng)驗公式較具有代表性和完整性。 (4.1h) 式中，Mn——法向模數(shù) （mm） Sa——軸向進給量 (mm/轉(zhuǎn)) T——吃刀深度=切削深度×100%/2.25×法向模數(shù) i——滾切深度 T=t/2.25 M V——切削速度 (m/min) I——滾刀溝槽數(shù) Cw——工件材料系數(shù) A——滾刀系數(shù)=滾刀半徑/法向模數(shù) ——齒形修正系數(shù) Z——工件齒數(shù) Z0——滾刀齒數(shù) β——螺旋角 (度) Cg——滾刀頭系數(shù) 滾刀頭數(shù)系數(shù)表 另外重慶機床廠總結(jié)的滾刀最大力矩公式如下： (4.1i) 最大切削力 ，取最大靜載力 式中：m——法向模數(shù)(mm) D——滾刀半徑 S——軸向進給量(mm/r) T——吃刀深度(mm) Z——工件齒數(shù) K材 ——工件材料系數(shù)，見下表 K螺 ——螺旋角修正系數(shù) K硬 —— 工件硬度系數(shù)，見下表 比較公式(4.1h)與公式(4.1i)可知，公式(4.1h)較完整包括了影響切削滾切力的所有因素，而公式(4.1i)未考慮滾刀頭數(shù)、刀齒槽數(shù)、齒形修正對最大滾切力的影響，僅適用于單刀滾刀的切削力計算。而對于YK3150E數(shù)控高效滾齒機而言，要滿足于4—8個模數(shù)的高效強力切削，必須考慮多頭滾刀的切削要求，也應(yīng)該考慮大模數(shù)滾齒時刀齒數(shù)對包絡(luò)齒形斷續(xù)切齒切削力沖擊變化大的因素，所以最大滾刀切削力的經(jīng)驗公式選擇式(4.1h)更符合此機床的設(shè)計計算科學(xué)性和合理性。 在式 (4.1h) 中，各切削參數(shù)可根據(jù)數(shù)控高效滾齒機重切削規(guī)范來確定。按JB/T8340.2— — 1994《數(shù)控滾齒機技術(shù)條件》第8條機床負荷試驗的規(guī)定，確定此數(shù)控高效滾齒機的靜載切削規(guī)范的條件是： a.重切齒輪參數(shù)： 模數(shù) M=10 齒數(shù) Z=20 螺旋角 β= 00度 軸向進給量 S=4mm/rp 滾齒轉(zhuǎn)速 N=150r/min 切削速度V=70m/min 強切深度 t=20mm b.刀具參數(shù)： 滾齒外徑 D=150mm 滾齒刀頭數(shù) z0=1 滾刀齒數(shù) I=10 滾齒刀內(nèi)徑 d=50mm 將以上參數(shù)代入公式(4.1h)及式(4.1f)進行計算得： Fmax=2114 kgf P空 =2.35 kw 由式(4.1g)算得主切削功率 取 F切 =0.45 Fmax，得：=10.99 kw =15.28 kw 故選擇主電機在15kw左右為宜。 4.1.3 主電機與主軸功率特性的匹配設(shè)計 本數(shù)控高效滾齒機的主電機選用交流變頻調(diào)速方式，實現(xiàn)主軸的無級變速的切削要求。對于交流變頻調(diào)速電動機調(diào)速范圍可達 1：10，其恒定率調(diào)速范圍可達1：3，甚至可達更高的范圍，此數(shù)控滾齒機應(yīng)滿足的 1：5 的總調(diào)速比要求和恒定率調(diào)速范圍比1：3要求。 在數(shù)控高效滾齒機的電動機功率設(shè)計選取中，我們還必須考慮電動機的功率與機床主軸加工的要求功率匹配的問題，一般地講，由于機床主軸要求的恒功率范圍Rnp遠大于電動機的恒功率變速范圍，但如果要在此數(shù)控高效滾齒機主軸無級變速范圍實現(xiàn)恒功率全變速，這樣選擇電機的額定轉(zhuǎn)速較低，變頻電機勢必造成體積較大、功率浪費過大，也會給結(jié)構(gòu)設(shè)計帶來不便和造成切削的功率富余，因而對于本機床主軸電機額定轉(zhuǎn)速選取，應(yīng)通過增加傳動比使電機的最低轉(zhuǎn)速接近電機的額定轉(zhuǎn)速。 1、主軸計算轉(zhuǎn)速(nj)的確定和電機額定轉(zhuǎn)速的選取，主軸計算轉(zhuǎn)速是指傳遞全功率的最低轉(zhuǎn)速，對滾齒機nj按下式計算： 將主軸最高轉(zhuǎn)速 nmax=500r/min 及主軸最低轉(zhuǎn)速 nmin=80r/min 代入上式得：nj=126.5 r/min 又設(shè) i總電機至主軸的總傳動比，恒功率 調(diào)速范圍 RnN為： 計算得：n電 =1265r/min 故電機應(yīng)適用功率為 15kw，額定功率轉(zhuǎn)速為 1500r/min。綜上所述，選蘭州電機廠1PH5系列電機137型號。電機額定功率15kw，基本速度1500r/min，轉(zhuǎn)速范圍為6~6300，額定轉(zhuǎn)矩95Nm。 4.2 主運動傳動組件設(shè)計計算 4.2.1主運動傳動系統(tǒng)簡圖 由前可知:主軸恒功率功率調(diào)速范圍RnN=4，電動機恒功率調(diào)速范圍為。取=2＜，由下列公式計算得： ，取Z=1 Ⅰ Ⅱ Ⅲ 計算得， 4.2.2 各軸轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩及功率確定 1、各軸轉(zhuǎn)速計算 第Ⅰ軸計算轉(zhuǎn)速: n1 =1500r/min 第Ⅱ軸計算轉(zhuǎn)速: n2 =536r/min 第Ⅲ軸計算轉(zhuǎn)速:　 n3 =149r/min 2、各軸功率計算 第Ⅰ軸功率: p1 =15*0.97=14.55kw 第Ⅱ軸功率: p2 =14.55*0.93=13.5kw 第Ⅲ軸功率:　 p3 =13.5*0.91=12.2kw 3、各軸轉(zhuǎn)矩計算 第Ⅰ軸最大扭矩: T1 =9550*14.55/1500=92.6Nm 第Ⅱ軸最大扭矩: T2 =9550*13.5/536=240.5Nm 第Ⅲ軸最大扭矩:　 T3 =9550*12.1/149=781.9Nm 4.2.3齒輪的設(shè)計及校核 確定齒輪數(shù)時，需先初定變速組內(nèi)齒輪副模數(shù)和傳動軸直徑，以便根據(jù)結(jié)構(gòu)尺寸判斷其齒輪齒數(shù)或齒數(shù)和是否合適。主傳動齒輪要傳遞足夠動力，齒輪模數(shù)一般取，在強度允許的條件下盡可能取較小模數(shù)，可方便加工降低噪聲，為了便于設(shè)計和制造，主傳動所用齒輪模數(shù)的種類應(yīng)盡可能少，在同一個變速組內(nèi)，通常選用相同的模數(shù)，這是因為各齒輪副的速度和受力情況相差不大的緣故。 齒輪齒數(shù)確定的原則和要求 齒輪齒數(shù)確定的原則是齒輪結(jié)構(gòu)尺寸緊湊，主軸轉(zhuǎn)速誤差小。其具體要求是： ⑴齒數(shù)和不應(yīng)過大，推薦齒數(shù)和 ⑵齒數(shù)和不應(yīng)過小，但需以下述限制中選擇教大值： 其一：受傳動性能限制的最小齒數(shù)，為了保證最小齒輪不產(chǎn)生根切以及主軸傳動具有良好的運動平穩(wěn)性，對于標準直齒或斜齒圓柱齒輪。一般取最小齒輪數(shù)，主軸上齒輪，高速齒輪取。 其二：受齒輪結(jié)構(gòu)限制的最小齒數(shù)，齒輪（尤其是最小齒輪）應(yīng)能可靠地安裝到軸上或進行套裝，特別要注意齒輪的齒槽到孔壁或鍵槽處的壁厚不能過小，以防齒輪熱處理時產(chǎn)生過大的變形或傳動中造成斷裂現(xiàn)象。 其三：受兩軸組件結(jié)構(gòu)限制的最小中心距，若齒數(shù)和太小，則過小的中心距將導(dǎo)致兩軸上的軸承或其它元件之間的距離過近或相碰。 4.2.3.1一級齒輪設(shè)計 (一)選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1) 選用直齒圓柱齒輪傳動 2) 傳動系統(tǒng)為機床主軸傳動，要求精度等級高，故選用5級精度 3) 由《機械設(shè)計》10-1小齒輪材料為40Cr ，大齒輪材料為45鋼 4) 選小齒輪齒數(shù)為20，大齒輪齒數(shù)Z=20*2.8=56 (1)計算一級齒輪： 其中：ｕ－公比：ｕ＝2 Z—齒數(shù)：z=20 　　?。妱訖C功率：＝14.55kw 　　　－齒寬系數(shù)：?。? －齒輪傳動許用應(yīng)力 --齒輪計算轉(zhuǎn)速，＝1500rpm ＝，?。?00Mpa，安全系數(shù)S=1 由應(yīng)力循環(huán)次數(shù)選取＝0.9 =0.9*600/S=540Mpa 將以上數(shù)據(jù)代入式中，得： m1=3.9 根據(jù)模數(shù)標準值，于是一級齒輪的齒輪模數(shù)為4mm，則 d1=4*20=80mm d2=4*56=224mm b=8*4=32mm a=(80+224)/2=152mm (2)齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 由于大齒輪直徑大于160mm，小于500mm，故選用腹板式結(jié)構(gòu)，見圖紙。 (二)一級齒輪的校核 計算公式 校核一級小齒輪，確定各項參數(shù) ｐ＝14.25kw n=1500r/min T=92.6Nm 確定動載系數(shù)： 6.28m/s 齒輪精度為5級，由《機械設(shè)計》查得使用系數(shù)Kv=0.8 其中b=8*4=32mm 取齒寬系數(shù) 查表得 查《機械設(shè)計》表10-4得 b/h=3.5，查《機械設(shè)計》得 確定齒間載荷分配系數(shù)：Ft=2T/d=2*92.6/80=2315N 由直齒輪可得 確定動載系數(shù)： 1.2 查《機械設(shè)計》得 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 由圖10-21查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 由圖10-18查得，S=1.3 故齒輪合適。 校核一級大齒輪，確定各項參數(shù) ｐ＝13.5kw n=536r/min T=240.5Nm 確定動載系數(shù)： 6.28m/s 齒輪精度為5級，由《機械設(shè)計》查得使用系數(shù)Kv=0.8 其中b=8*4=32mm 取齒寬系數(shù) 查表得 查《機械設(shè)計》表10-4得 b/h=3.5，查《機械設(shè)計》得 確定齒間載荷分配系數(shù)：Ft=2T/d=2*240.5/224=2147N 由直齒輪可得 確定動載系數(shù)： 1.41 查《機械設(shè)計》得 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 由圖10-21查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 由圖10-18查得，S=1.3 故齒輪合適。 4.2.3.2二級齒輪設(shè)計 (一)選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) (1) 選用斜齒圓柱齒輪傳動 (2) 傳動系統(tǒng)為機床主軸傳動，要求精度等級高，故選用3級精度 (3) 由《機械設(shè)計》10-1小齒輪材料為40Cr ，大齒輪材料為45鋼 (4) 選小齒輪齒數(shù)為20，大齒輪齒數(shù)Z=20*3.6=72 (5) 初選螺旋角 (二)按齒面接觸強度計算 (1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1) 試選Kt=1.5 2) 選， 3) 查,,則 4) 應(yīng)力循環(huán)次數(shù): 5) 取接觸疲勞壽命系數(shù)， 6) 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得接觸疲勞許用應(yīng)力 則許用接觸應(yīng)力 (2) 計算 1） 試算小齒輪分度圓直徑： 2） 計算圓周速度： 3） 計算齒寬b及模數(shù)： 4） 計算縱向重合度： 5） 計算載荷系數(shù)K： 查表得：，，，，。 故載荷系數(shù)： 6） 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑： 取=80mm。 7） 計算模數(shù)： (三)按齒根彎曲強度計算 （1） 確定計算參數(shù) 1） 計算載荷系數(shù)： 2） 根據(jù)縱向重合度，查表得螺旋角影響系數(shù)。 3） 確定當量齒數(shù)： 4） 查取齒形系數(shù)，；， 5） 查得，； 取彎曲疲勞系數(shù)， 6） 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則彎曲疲勞許用應(yīng)力為： 7） 計算并比較的大?。? 大齒輪數(shù)值大。 （2） 計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲強度計算的法面模數(shù)，取=3，已可滿足彎曲強度。但同時為了滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑=80mm來計算就有的齒數(shù)。于是由 取=26，則=26*3.6=93.6，取=94。 (四) 幾何尺寸計算 （1） 計算中心矩 mm 將中心矩圓整為186mm。 （2）按圓整后的中心矩修正螺旋角 因值改變不多，故各參數(shù)不必修正。 （3） 計算大小齒輪的分度圓直徑 （4） 計算齒輪寬度 圓整后取，。 （5） 結(jié)構(gòu)設(shè)計 由于齒輪直徑大于160mm，小于500mm，故采用腹板式結(jié)構(gòu)為宜，見圖紙。 4.2.4軸的設(shè)計及校核 4.2.4.1確定各軸最小直徑 第Ⅰ軸最小直徑: 第Ⅱ軸最小直徑: 主軸最小直徑:　 由上述各軸的最小直徑以及參考軸承的標準尺寸，可先選用I軸的最小直徑為35;II軸的最小直徑為45；主軸的最小直徑為53。 4.2.4.2軸的設(shè)計計算 1、傳動軸設(shè)計計算 傳動軸一結(jié)構(gòu) 根據(jù)裝配方案，確定軸從左至右各段直徑和長度分別為： 1—2： d=35mm L=78mm 2—3： d=40mm L=23mm 3—4： d=50mm L=90mm 4—5： d=45mm L=87mm 5—6： d=40mm L=50mm 通過上一章的分析，查《機械設(shè)計手冊》3選7308B型間列角接觸球軸承及7208AC/DB型背對背安裝角接觸球軸承。 傳動軸二設(shè)計略，見零件圖。 2、主軸設(shè)計計算 主軸結(jié)構(gòu)圖見零件圖，此處僅對主軸軸承進行選型設(shè)計。 通過上一章分析，查《金屬切削機簡明設(shè)計》選233420B（國外標準）型雙向推力角接觸球軸承及3182120型雙列圓柱滾子軸承作為主軸前支承，3182114型雙列圓柱滾子軸承作為后支承。 3、軸校核 傳動軸校核從略，此處僅校核主軸。 主軸的材料為45號鋼，許用應(yīng)力為 由前面計算可知，主軸受力Fmax=2114 kgf ，T=781Nm。 取折合系數(shù)，則齒寬中點處的當量彎矩： 703NM 故主軸滿足條件。 4.3 本章小結(jié) 本章主要對滾齒機主軸主件進行了設(shè)計計算，通過對電機參數(shù)選擇，齒輪設(shè)計校核，軸設(shè)計校核，軸承選用等進行計算，使主運動各組件更明確。 43