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YK3150滾刀主軸主件設(shè)計(jì)
4 YK3150E數(shù)控滾齒機(jī)設(shè)計(jì)計(jì)算
4.1 主電機(jī)設(shè)計(jì)計(jì)算
4.1.1 電機(jī)選型
籠型異步交流電機(jī)和永磁同步交流電機(jī)是目前機(jī)床電主軸的主力軍，異步電機(jī)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小，動(dòng)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(jī)械特性和良好的調(diào)速性能。而永磁同步電機(jī)結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，矢量控制復(fù)雜，但是與異步電機(jī)相比有下面幾個(gè)優(yōu)點(diǎn)：
1、由于不是靠切割磁力線(xiàn)感生磁場(chǎng)，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(jī)加工過(guò)程中滾刀軸與工件軸之間是精密的同步展成運(yùn)動(dòng)，因此對(duì)滾刀軸來(lái)說(shuō)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(jī)刀架要求結(jié)構(gòu)非常緊湊，主軸電機(jī)體積過(guò)大容易引起干涉問(wèn)題。由于同步電機(jī)較異步電機(jī)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?，永磁同步內(nèi)置電機(jī)是最好的選擇。
4.1.2主電機(jī)功率設(shè)計(jì)計(jì)算
數(shù)控滾齒機(jī)最主要功率參數(shù)之一就是主電機(jī)的功率，如果主電機(jī)的功率選擇過(guò)大，將使機(jī)床的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)更為困難且機(jī)床過(guò)于笨重，如果主電機(jī)功率選擇過(guò)小，難以滿(mǎn)足高速、高效強(qiáng)力切齒，影響機(jī)床的整體性能。
4.1.2.1 滾齒機(jī)主運(yùn)動(dòng)電動(dòng)機(jī)的功率
根據(jù)機(jī)床設(shè)計(jì)理論，有
(4.1a)
式中：
—消耗于切削的功率，又稱(chēng)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(jī)械摩擦損耗功率(KW)
4.1.2.2 的計(jì)算
機(jī)床主運(yùn)動(dòng)空轉(zhuǎn)時(shí)，由于傳動(dòng)件的摩擦，攪油，空氣阻力等原因，電動(dòng)機(jī)要消耗一部分功率，其值隨著傳動(dòng)件轉(zhuǎn)速增大而增加，與傳動(dòng)預(yù)緊程度及裝配質(zhì)量有關(guān)，中型機(jī)床主傳動(dòng)空載功率可按下列實(shí)驗(yàn)公式計(jì)算。
(4.1b)
式中：
d平均——主運(yùn)動(dòng)系統(tǒng)中除主軸外所有傳動(dòng)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(rùn)滑修正系數(shù)，k=30~50，潤(rùn)滑情況好時(shí)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(jì)算
機(jī)床切削時(shí)，由于傳動(dòng)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(dòng)系統(tǒng)中各傳動(dòng)副的機(jī)械效率。
將公式(4.1c)代入(4.1a)中得：
(4.1d)
式中 ——機(jī)床總機(jī)械效率，= 0.75~0.85(主運(yùn)動(dòng)為回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng))或
=0.4~0.7(主運(yùn)動(dòng)為直線(xiàn)運(yùn)動(dòng))。
顯然從公式(4.1b)中可以看出，在滾齒機(jī)結(jié)構(gòu)尚未確定時(shí)，P空的計(jì)算有較大的難度和不確定性，因而實(shí)際中按照重慶機(jī)床廠所總結(jié)的經(jīng)驗(yàn)公式來(lái)計(jì)算P空。
即
當(dāng)主軸轉(zhuǎn)速 n＞250(r/min)時(shí)，
(4.1e)
當(dāng)主軸轉(zhuǎn)速 n＜250(r/min)時(shí)，
(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(jì)算
（KW） (4.1g)
式中， Fz——最大切削力
V——切削速度
由于滾齒機(jī)的切削力計(jì)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(jìn)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(jì)算公式都是經(jīng)過(guò)長(zhǎng)期的試驗(yàn)研究總結(jié)歸納而得，其中德國(guó)普發(fā)特公司提出的主切削力經(jīng)驗(yàn)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(jìn)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(jī)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(jìn)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(jiàn)下表
K螺 ——螺旋角修正系數(shù)
K硬 —— 工件硬度系數(shù)，見(jiàn)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(duì)最大滾切力的影響，僅適用于單刀滾刀的切削力計(jì)算。而對(duì)于YK3150E數(shù)控高效滾齒機(jī)而言，要滿(mǎn)足于4—8個(gè)模數(shù)的高效強(qiáng)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(shí)刀齒數(shù)對(duì)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(yàn)公式選擇式(4.1h)更符合此機(jī)床的設(shè)計(jì)計(jì)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(jī)重切削規(guī)范來(lái)確定。按JB/T8340.2— — 1994《數(shù)控滾齒機(jī)技術(shù)條件》第8條機(jī)床負(fù)荷試驗(yàn)的規(guī)定，確定此數(shù)控高效滾齒機(jī)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(jìn)給量 S=4mm/rp
滾齒轉(zhuǎn)速 N=150r/min 切削速度V=70m/min
強(qiáng)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(jìn)行計(jì)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(jī)在15kw左右為宜。
4.1.3 主電機(jī)與主軸功率特性的匹配設(shè)計(jì)
本數(shù)控高效滾齒機(jī)的主電機(jī)選用交流變頻調(diào)速方式，實(shí)現(xiàn)主軸的無(wú)級(jí)變速的切削要求。對(duì)于交流變頻調(diào)速電動(dòng)機(jī)調(diào)速范圍可達(dá) 1：10，其恒定率調(diào)速范圍可達(dá)1：3，甚至可達(dá)更高的范圍，此數(shù)控滾齒機(jī)應(yīng)滿(mǎn)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(jī)的電動(dòng)機(jī)功率設(shè)計(jì)選取中，我們還必須考慮電動(dòng)機(jī)的功率與機(jī)床主軸加工的要求功率匹配的問(wèn)題，一般地講，由于機(jī)床主軸要求的恒功率范圍Rnp遠(yuǎn)大于電動(dòng)機(jī)的恒功率變速范圍，但如果要在此數(shù)控高效滾齒機(jī)主軸無(wú)級(jí)變速范圍實(shí)現(xiàn)恒功率全變速，這樣選擇電機(jī)的額定轉(zhuǎn)速較低，變頻電機(jī)勢(shì)必造成體積較大、功率浪費(fèi)過(guò)大，也會(huì)給結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)帶來(lái)不便和造成切削的功率富余，因而對(duì)于本機(jī)床主軸電機(jī)額定轉(zhuǎn)速選取，應(yīng)通過(guò)增加傳動(dòng)比使電機(jī)的最低轉(zhuǎn)速接近電機(jī)的額定轉(zhuǎn)速。
1、主軸計(jì)算轉(zhuǎn)速(nj)的確定和電機(jī)額定轉(zhuǎn)速的選取，主軸計(jì)算轉(zhuǎn)速是指?jìng)鬟f全功率的最低轉(zhuǎn)速，對(duì)滾齒機(jī)nj按下式計(jì)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(jī)至主軸的總傳動(dòng)比，恒功率
調(diào)速范圍 RnN為：
計(jì)算得：n電 =1265r/min
故電機(jī)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(jī)廠1PH5系列電機(jī)137型號(hào)。電機(jī)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(yùn)動(dòng)傳動(dòng)組件設(shè)計(jì)計(jì)算
4.2.1主運(yùn)動(dòng)傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)圖
由前可知:主軸恒功率功率調(diào)速范圍RnN=4，電動(dòng)機(jī)恒功率調(diào)速范圍為。取=2＜，由下列公式計(jì)算得：
，取Z=1
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
計(jì)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(jì)算
第Ⅰ軸計(jì)算轉(zhuǎn)速: n1 =1500r/min
第Ⅱ軸計(jì)算轉(zhuǎn)速: n2 =536r/min
第Ⅲ軸計(jì)算轉(zhuǎn)速: n3 =149r/min
2、各軸功率計(jì)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(jì)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(jì)及校核
確定齒輪數(shù)時(shí)，需先初定變速組內(nèi)齒輪副模數(shù)和傳動(dòng)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(dòng)齒輪要傳遞足夠動(dòng)力，齒輪模數(shù)一般取，在強(qiáng)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(jì)和制造，主傳動(dòng)所用齒輪模數(shù)的種類(lèi)應(yīng)盡可能少，在同一個(gè)變速組內(nèi)，通常選用相同的模數(shù)，這是因?yàn)楦鼾X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(guò)大，推薦齒數(shù)和
⑵齒數(shù)和不應(yīng)過(guò)小，但需以下述限制中選擇教大值：
其一：受傳動(dòng)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(dòng)具有良好的運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)性，對(duì)于標(biāo)準(zhǔn)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(jìn)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(guò)小，以防齒輪熱處理時(shí)產(chǎn)生過(guò)大的變形或傳動(dòng)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(guò)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(guò)近或相碰。
4.2.3.1一級(jí)齒輪設(shè)計(jì)
(一)選定齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)
1) 選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)
2) 傳動(dòng)系統(tǒng)為機(jī)床主軸傳動(dòng)，要求精度等級(jí)高，故選用5級(jí)精度
3) 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》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(jì)算一級(jí)齒輪：
其中：ｕ－公比：ｕ＝2
Z—齒數(shù)：z=20
?。妱?dòng)機(jī)功率：＝14.55kw
?。X寬系數(shù)：?。?
－齒輪傳動(dòng)許用應(yīng)力
--齒輪計(jì)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(biāo)準(zhǔn)值，于是一級(jí)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(jì)
由于大齒輪直徑大于160mm，小于500mm，故選用腹板式結(jié)構(gòu)，見(jiàn)圖紙。
(二)一級(jí)齒輪的校核
計(jì)算公式
校核一級(jí)小齒輪，確定各項(xiàng)參數(shù)
ｐ＝14.25kw n=1500r/min
T=92.6Nm
確定動(dòng)載系數(shù)： 6.28m/s
齒輪精度為5級(jí)，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》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(jī)械設(shè)計(jì)》表10-4得
b/h=3.5，查《機(jī)械設(shè)計(jì)》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(dòng)載系數(shù)： 1.2
查《機(jī)械設(shè)計(jì)》得
計(jì)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(qiáng)度極限
由圖10-18查得，S=1.3
故齒輪合適。
校核一級(jí)大齒輪，確定各項(xiàng)參數(shù)
ｐ＝13.5kw n=536r/min
T=240.5Nm
確定動(dòng)載系數(shù)： 6.28m/s
齒輪精度為5級(jí)，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》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(jī)械設(shè)計(jì)》表10-4得
b/h=3.5，查《機(jī)械設(shè)計(jì)》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(dòng)載系數(shù)： 1.41
查《機(jī)械設(shè)計(jì)》得
計(jì)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(qiáng)度極限
由圖10-18查得，S=1.3
故齒輪合適。
4.2.3.2二級(jí)齒輪設(shè)計(jì)
(一)選定齒輪類(lèi)型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)
(1) 選用斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)
(2) 傳動(dòng)系統(tǒng)為機(jī)床主軸傳動(dòng)，要求精度等級(jí)高，故選用3級(jí)精度
(3) 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》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(qiáng)度計(jì)算
(1) 確定公式內(nèi)的各計(jì)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(jì)算
1） 試算小齒輪分度圓直徑：
2） 計(jì)算圓周速度：
3） 計(jì)算齒寬b及模數(shù)：
4） 計(jì)算縱向重合度：
5） 計(jì)算載荷系數(shù)K：
查表得：，，，，。
故載荷系數(shù)：
6） 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑：
取=80mm。
7） 計(jì)算模數(shù)：
(三)按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算
（1） 確定計(jì)算參數(shù)
1） 計(jì)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(dāng)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(jì)算并比較的大?。?
大齒輪數(shù)值大。
（2） 計(jì)算
對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取=3，已可滿(mǎn)足彎曲強(qiáng)度。但同時(shí)為了滿(mǎn)足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑=80mm來(lái)計(jì)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(jì)算
（1） 計(jì)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(jì)算大小齒輪的分度圓直徑
（4） 計(jì)算齒輪寬度
圓整后取，。
（5） 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
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(jiàn)圖紙。
4.2.4軸的設(shè)計(jì)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(biāo)準(zhǔn)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(jì)計(jì)算
1、傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)計(jì)算
傳動(dòng)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(zhǎng)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(guò)上一章的分析，查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》3選7308B型間列角接觸球軸承及7208AC/DB型背對(duì)背安裝角接觸球軸承。
傳動(dòng)軸二設(shè)計(jì)略，見(jiàn)零件圖。
2、主軸設(shè)計(jì)計(jì)算
主軸結(jié)構(gòu)圖見(jiàn)零件圖，此處僅對(duì)主軸軸承進(jìn)行選型設(shè)計(jì)。
通過(guò)上一章分析，查《金屬切削機(jī)簡(jiǎn)明設(shè)計(jì)》選233420B（國(guó)外標(biāo)準(zhǔn)）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(dòng)軸校核從略，此處僅校核主軸。
主軸的材料為45號(hào)鋼，許用應(yīng)力為
由前面計(jì)算可知，主軸受力Fmax=2114 kgf ，T=781Nm。
取折合系數(shù)，則齒寬中點(diǎn)處的當(dāng)量彎矩：
703NM
故主軸滿(mǎn)足條件。
4.3 本章小結(jié)
本章主要對(duì)滾齒機(jī)主軸主件進(jìn)行了設(shè)計(jì)計(jì)算，通過(guò)對(duì)電機(jī)參數(shù)選擇，齒輪設(shè)計(jì)校核，軸設(shè)計(jì)校核，軸承選用等進(jìn)行計(jì)算，使主運(yùn)動(dòng)各組件更明確。
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