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1、目 录第1章 机床的规格及用途0第2章 运动设计12.1 确定极限转速12.2 确定公比12.3 求出主轴转速级数12.4 确定结构式12.5 绘制转速图22.5.1 选用电动机22.5.2 确定传动轴的轴数22.5.3 绘制转速图22.5.4 齿轮齿数的确定32.6 传动系统图32.7 核算主轴转速误差4第3章 传动零件的初步计算53.1 传动轴直径初定53.2 主轴轴颈直径的确定63.3 齿轮模数计算63.3.1 初算齿轮模数63.3.2 对各种限制的讨论73.3.3 其余验证9第4章 零件的验算94.1 第2变速组的验证计算94.1.1 小齿轮的弯曲强度验算94.1.2 大齿轮的接触强度
2、验算104.2 传动轴ii的验证计算124.2.1 传动轴ii的载荷分析124.2.2 传动轴ii的最大挠度计算134.2.3 传动轴ii的在支承处的倾角计算154.3 主轴组件的静刚度验算164.3.1 计算条件的确定164.3.2 两支承主轴组件的静刚度验算17第5章 结构设计的说明20第6章 参考文献20第1章 机床的规格及用途本设计机床为卧式升降台铣床，其级数z=17，最小转数nmin=35.5r/min，转速公比为，驱动电动机功率n=7.5 kw。大多数都用在加工钢以及铸铁有色金属；采用高速钢、硬质合金、陶瓷材料做成的刀具。第2章 运动设计2.1 确定极限转速由已知最小转数nmin=35
3、.5r/min，级数z=17，得到主轴极限转速，转速调整范围。2.2 确定公比由题给条件，转速公比，由参考文献1，查得其转速数列为：35.5，45，56，71，90，112，140，180，274，280，355，450，560，710，900，1120，1400。2.3 求出主轴转速级数由参考文献1，转速级速为 (2-1)其中： 转速调整范围转速公比将，代入，得。2.4 确定结构式在设计简单变速系统时，变速级数应选为的形式，其中为正整数。故，即选用2对三联齿轮，1对两联齿轮进行变速。为实现要求的z=17，采用一级共速。由参考文献2，主变速传动系设计的一般原则是：传动副前多后少原则，传动顺序与
4、扩大顺序相一致的原则，变速组降速要前慢后快。因此，确定其变速结构式如下：(2-2)其最末扩大组的调整范围，满足规定的要求。由于其调整范围已达到最值，故其最大传动比与最小传动比均已确定，即：最大传动比：(2-3)最小传动比： (2-4)2.5 绘制转速图2.5.1 选用电动机由参考文献1，选用y系列封闭自扇冷式鼠笼式三相异步电动机，其级数级，同步转速，电机型号。2.5.2 确定传动轴的轴数传动轴数 = 变速组数+定比传动副数+1 = 3+1+1 = 5。2.5.3 绘制转速图图 21 转速图2.6 传动系统图2.7 齿轮齿数的确定对于定比传动的齿轮齿数，按经验，由传动比为。取齿数比为。对于变速组内齿
6、281.43，355：356.37，450：445.7，560：=567.27，710：=713.14，900：896.47，1120：1125.91，1400：1406.75。可见，仅有设计转速56的实际转速误差略超过允许值。但是考虑到差距都不大，故选用本设计结果进行绘制。 第3章 传动零件的初步计算3.1 传动轴直径初定由参考文献1,传动轴直径按扭转刚度用式(3.1)进行计算: () (3.1)其中: 传动轴直径(mm) 该轴传递的功率() 该轴的计算转速() 该轴每米长度允许扭转角(),本例中,取0.5由图知,各轴的计算转速为:,由于本计算为初定,各轴传递功率为电机功率乘以其中的效率,故
7、各轴取电机功率会造成传动轴直径较大,但是不会造成轴强度不够的情况.故各轴的带入：得：取各轴最小轴径为，3.2 主轴轴颈直径的确定由参考文献3，功率为4kw的卧式铣床选用前轴颈轴径为,后轴颈选用前轴颈的70%左右，取。3.3 齿轮模数计算3.3.1 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,由参考文献1,其计算得到的齿轮模数为: (3.2)其中: 按接触疲劳强度计算的齿轮模数 驱动电动机功率(kw) 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比,外啮合取“+”号,内啮合取“-”号 小齿轮齿数 齿宽系数,(为齿宽,为模数),此处,均选用 许用接触应力(),查表可得对于第一个变速组,小
8、齿轮最小齿数是,其计算转速为带入式(3.2)得对于第二个变速组,小齿轮最小齿数是,其计算转速为带入式(3.2)得对于第三个变速组,小齿轮最小齿数是,其计算转速为带入式(3.2)得3.3.2 对各种限制的讨论对于第3变速组,由于主轴轴径是由标准查得,其值较大,前轴径为,后轴径为,即安装齿轮处轴外径约为,由参考文献1,轴上的小齿轮还考虑到齿根贺到它的键槽深处的最小尺寸应大于基圆齿厚,以防断裂,即其最小齿数应满足： (3.3)其中：齿轮花键孔的外径(mm),单键槽的取孔中心至键槽槽底的尺寸两倍 齿轮模数对于主轴,选用单键槽,查得,若,若,满足规定的要求,考虑尺寸配合及强度要求，第3变速组的模数取.考虑到花
9、键滑动与定位较容易,除主轴外,其余轴均选用花键连接.对于第3变速组,在轴iii上,选用花键,将带入,若,则,大于已确定的最小齿数.若,则,小于18.验证第2变速组,18.85.,小于最小齿数23.在ii轴上,选用花键,将代入,验证第2变速组,得,小于最小齿数17,满足规定的要求.故第2变速组选用模数4.对于第1变速组,在轴ii上,若,得,小于第1变速组在轴ii上的最小齿数.在轴i上,选用花键,若,得,远大于轴i上的最小齿数18.若,得,仍然大于最小齿数18.若,得,小于最小齿数18.故第1变速组选用模数.3.3.3 其余验证1. 机床主传动系统最小齿数,除ii-iii之间的z=17的齿轮外，所有齿
10、轮均满足此条件，故该设计能够完全满足条件.2. 机床主传动的最小极限传动比为,中型机床的最大齿数和,以上设计均满足此要求. 第4章 零件的验算4.1 第2变速组的验证计算第2变速组的最小齿轮齿数为,与之相啮合的大齿轮齿数为.由参考文献1,对于传递一定速度和功率的一般驱动用齿轮,第1,2级变速组选用7级齿轮,主轴选用6级齿轮4.1.1 小齿轮的弯曲强度验算由参考文献4,对于直齿圆柱齿轮,弯曲应力需要满足下式： (4. 1)式中: 齿轮的弯曲疲劳强度() 载荷系数, .对于平稳的原动机与工作机,有使用系数,由于,查表得,设轴的刚性大,查得齿向载荷分布系数,则齿间载荷分配系数故载荷系数齿轮所受切向力()
11、,由于轴ii最小转速为,代入,得到最大切向力齿宽(mm),此处齿形系数,查图得齿轮齿根应力修正系数,查图得重合度系数.,其中,代入得.许用弯曲应力(mpa),本齿轮采用45钢渗碳淬火,查表得弯曲疲劳极限应力：, ,取弯曲系数,代入,得.代入公式,得满足齿根弯曲疲劳强度.4.1.2 大齿轮的接触强度验算由参考文献4,对于直齿圆柱齿轮,接触疲劳强度的校核公式为： (4. 2)式中：材料弹性系数,由表查得; 节点区域系数,查表得; 重合度系数,其查表可得;传动比,由前可知;齿轮所受切向力(),由于该对齿轮进入啮合时,轴iii的最小转速为,代入,得到最大切向力：载荷系数, .对于平稳的原动机与工作机,
12、有使用系数,由于,查表得,设轴的刚性大,查得齿向载荷分布系数,则齿间载荷分配系数故载荷系数许用接触应力,其中为试验齿轮的齿面接触疲劳极限,由参考文献4p146知,为接触强度寿命系数,取,其余系数与前述相同,故代入计算得：满足接触疲劳强度的要求4.2 传动轴ii的验证计算齿轮传动轴的抗弯刚度验算,包括轴的最大挠度,滚动轴承处及齿轮安装处的倾角验算.其值均应小于允许变形量及,允许变形量见参考文献3上910页表3.10-7,得由参考文献1,对于传动轴ii,仅有必要进行刚度计算,无须进行强度验算.4.2.1 传动轴ii的载荷分析对传动轴ii的受力进行简化,得到下示载荷分布图：图 41 轴ii的受力分析其
13、中是变速组1的驱动力,且3个驱动力不能同时作用,是变速组2的驱动阻力,且3个驱动阻力不能同时作用.其弯曲载荷由下式计算： (4. 3)式中：该齿轮传递的全功率(),如前述原因,此处均取. 该齿轮的模数,齿数; 该传动轴的计算工况转速(),(或) 该轴输入扭矩的齿轮计算转速() 该轴输出扭矩的齿轮计算转速()将六种驱动力/驱动阻力分别带入式(2.13),可得到各驱动力为：对于输出驱动阻力,由于各种情况转速不定,故应在选定校核用轴ii速度以后计算. 4.2.2 传动轴ii的最大挠度计算为了计算上的简便,可以近似地以该轴的中点挠度代替最大挠度,其最大误差不超过3%.由参考文献1,若两支承的齿轮传动轴
14、为实心的圆形钢轴,忽略其支承变形,在单在弯曲载荷作用下,其中点挠度为： (4. 4)式中：两支承间的跨距(mm),对于轴ii,. 该轴的平均直径(mm),本轴的平均直径.,齿轮的工作位置至较近支承点的距离(mm)输入扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度() 输出扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度()其余各符号定义与之前一致.对于输入的三个驱动力,计算其分别作用时对于轴中点的挠度值对于,其输入位置,故对于,其输入位置,故对于,其输入位置,故故引起的中点挠度最大,在计算合成挠度时使用,进行计算.此时轴ii转速为此时对之前计算的输出驱动阻力进行计算,各力为带入式(4. 4), 对于输出的三个驱动阻力,计算其分
15、别作用时对于轴中点的挠度值.对于,其输入位置,故对于,其输入位置,故对于,其输入位置,故故引起的中点挠度最大,在计算合成挠度时使用,进行计算.由参考文献1,中点的合成挠度可按余弦定理计算,即： (4.5)式中：被验算轴的中点合成挠度(mm); 驱动力和阻力在横剖面上,两向量合成时的夹角(deg), 在横剖面上,被验算的轴与其前、后传动轴连心线的夹角(deg),按被验算的轴的旋转方向计量,由剖面图上可得值.啮合角,齿面磨擦角,得代入计算,得：满足规定的要求.4.2.3 传动轴ii的在支承处的倾角计算由参考文献1,传动轴在支承点a,b处的倾角时,可按下式进行近似计算： (4.6)代入,得满足要求,故不用
16、计算其在齿轮处的倾角.4.3 主轴组件的静刚度验算4.3.1 计算条件的确定1. 变形量的允许值(1) 验算主轴轴端的挠度,目前广泛采用的经验数据为:(4.7)式中：两支承间的距离,在本主轴中,.故取(2) 由参考文献1,对于工作台宽度为的卧式铣床,其主轴前端静刚度为.(3) 根据不产生切削自激振动的条件来确定主轴组件的刚度.由参考文献1,(1)、(2)、(3)可以任选一种,进行判定.此处,选用验算主轴轴端的挠度2. 切削力的确定最大圆周切削力须按主轴输出全功率和最大扭矩确定,其计算公式为： (4.8)式中：电动机额定功率(kw),此处.主传动系统的总效率,为各传动副、轴承的效率.由参考文献3
17、,对于普通机床的主变速系统,总效率,此处,为方便起见,起主轴的计算转速),由前知,主轴的计算转速为.计算直径,对于铣床,为最大端铣刀计算直径,由参考文献1,对于升降台宽度为的卧式铣床,其端铣刀的计算直径及宽度分别为,.将参数值带入(4.8)式,得验算主轴组件刚度时,须求出作用在垂直于主轴轴线的平面内的最大切削合力.对于升降台式铣床的铣削力,一般按端铣计算,不妨设本铣床进给系统的末端传动副有消隙机构,应采用不对称顺铣,则各切削分力与的比值可大致认为,.则,即与水平面成角,在水平面的投影与成角.3. 切削力的作用点设切削力的作用点到主轴前支承的距离为,则 (4.9)式中：主轴前端的悬伸长度,此处
18、对于普通升降台铣床代入,切削力的作用点到主轴前支承的距离为4.3.2 两支承主轴组件的静刚度验算由于主轴上的大齿轮比小齿轮对主轴的刚度影响较大,故仅对大齿轮进行计算.主轴受力如图所示：图 42 主轴纵向视图力的分布图 43主轴部件横向视图力的分布为了计算上的简便,主轴部件前端挠度可将各载荷单独作用下所引起的变形值按线性进行向量迭加,由参考文献1其计算公式为：(1) 计算切削力作用在点引起主轴前端占的挠度 (4.10)式中：抗拉弹性模量,钢的为段惯性矩,对于主轴前端,有为ab段惯性矩,有其余各参数定义与之前保持一致.代入计算,得其方向如图4-3所示,沿方向,.(2)计算力偶矩作用在主轴前端点产生
19、的挠度 (4.11)式中各参数定义与之前保持一致.力偶矩代入,得：其方向在h平面内,如图4-3所示,.(3)计算驱动力作用在两支承之间时,主轴前端点的挠度 (4.12)式中各参数定义与之前保持一致.驱动力代入得,其方向如图4-3所示,角度(4) 求主轴前端点的综合挠度h轴上的分量代数和为： (4.13)代入,得：v轴上的分量代数和为： (4.14)代入,得：综合挠度为：故满足对主轴的刚度要求.第5章 结构设计的说明如图所示,主轴前端的运动速度大于毛毡圈以及骨架密封圈允许的速度范围,故采用迷宫密封,后端的运动速度小于毛毡圈的允许速度范围,故采用毛毡圈进行润滑.在剖视图上,采用拨叉做相关操作.拨叉直接拨齿轮,且在图示花键上运动. 第6章 参考文献1. 哈尔滨工业大学 . 金属切削机床课程设计指导书 2. 冯辛安主编 . 机械制造装备设计 第二版 . 北京 : 机械工业出版社 . 2005 . 123. 李洪主编 . 实用机床设计手册 . 沈阳 : 辽宁科学技术出版社 . 1999 . 14. 陈铁明主编 . 机械设计 . 哈尔滨 : 哈尔滨工业大学出版社 . 2003 . 35. 机床设计手册编写组 . 机床设计手册 2 零件设计(上、下册). 北京 : 机械工业出版社 , 1980第21页，共22页
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