臥式銑床設計說明書

1、目 錄第1章 機床的規(guī)格及用途0第2章 運動設計12.1 確定極限轉(zhuǎn)速12.2 確定公比12.3 求出主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)12.4 確定結(jié)構(gòu)式12.5 繪制轉(zhuǎn)速圖22.5.1 選用電動機22.5.2 確定傳動軸的軸數(shù)22.5.3 繪制轉(zhuǎn)速圖22.5.4 齒輪齒數(shù)的確定32.6 傳動系統(tǒng)圖32.7 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差4第3章 傳動零件的初步計算53.1 傳動軸直徑初定53.2 主軸軸頸直徑的確定63.3 齒輪模數(shù)計算63.3.1 初算齒輪模數(shù)63.3.2 對各種限制的討論73.3.3 其余驗證9第4章 零件的驗算94.1 第2變速組的驗證計算94.1.1 小齒輪的彎曲強度驗算94.1.2 大齒輪的接觸強度

2、驗算104.2 傳動軸ii的驗證計算124.2.1 傳動軸ii的載荷分析124.2.2 傳動軸ii的最大撓度計算134.2.3 傳動軸ii的在支承處的傾角計算154.3 主軸組件的靜剛度驗算164.3.1 計算條件的確定164.3.2 兩支承主軸組件的靜剛度驗算17第5章 結(jié)構(gòu)設計的說明20第6章 參考文獻20第1章 機床的規(guī)格及用途本設計機床為臥式升降臺銑床，其級數(shù)z=17，最小轉(zhuǎn)數(shù)nmin=35.5r/min，轉(zhuǎn)速公比為，驅(qū)動電動機功率n=7.5 kw。主要用于加工鋼以及鑄鐵有色金屬；采用高速鋼、硬質(zhì)合金、陶瓷材料做成的刀具。第2章 運動設計2.1 確定極限轉(zhuǎn)速由已知最小轉(zhuǎn)數(shù)nmin=35

3、.5r/min，級數(shù)z=17，得到主軸極限轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)速調(diào)整范圍。2.2 確定公比由題給條件，轉(zhuǎn)速公比，由參考文獻1，查得其轉(zhuǎn)速數(shù)列為：35.5，45，56，71，90，112，140，180，274，280，355，450，560，710，900，1120，1400。2.3 求出主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)由參考文獻1，轉(zhuǎn)速級速為 (2-1)其中： 轉(zhuǎn)速調(diào)整范圍轉(zhuǎn)速公比將，代入，得。2.4 確定結(jié)構(gòu)式在設計簡單變速系統(tǒng)時，變速級數(shù)應選為的形式，其中為正整數(shù)。故，即選用2對三聯(lián)齒輪，1對兩聯(lián)齒輪進行變速。為實現(xiàn)要求的z=17，采用一級共速。由參考文獻2，主變速傳動系設計的一般原則是：傳動副前多后少原則，傳動順序與

4、擴大順序相一致的原則，變速組降速要前慢后快。因此，確定其變速結(jié)構(gòu)式如下：(2-2)其最末擴大組的調(diào)整范圍，滿足要求。由于其調(diào)整范圍已經(jīng)達到最值，故其最大傳動比與最小傳動比均已確定，即：最大傳動比：(2-3)最小傳動比： (2-4)2.5 繪制轉(zhuǎn)速圖2.5.1 選用電動機由參考文獻1，選用y系列封閉自扇冷式鼠籠式三相異步電動機，其級數(shù)級，同步轉(zhuǎn)速，電機型號。2.5.2 確定傳動軸的軸數(shù)傳動軸數(shù) = 變速組數(shù)+定比傳動副數(shù)+1 = 3+1+1 = 5。2.5.3 繪制轉(zhuǎn)速圖圖 21 轉(zhuǎn)速圖2.6 傳動系統(tǒng)圖2.7 齒輪齒數(shù)的確定對于定比傳動的齒輪齒數(shù)，按經(jīng)驗，由傳動比為。取齒數(shù)比為。對于變速組內(nèi)齒

5、輪的齒數(shù)，由參考文獻2，根據(jù)各級變速組傳動比，在滿足各傳動比的各總齒數(shù)和中選擇，得各傳動組各齒輪齒數(shù)為：i ii組內(nèi)： 24：30 21：33 18：36ii iii組內(nèi)：36：23 26：33 17：42iii iv組內(nèi)：55：35 18：722.8 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差由參考文獻1，實際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差，一般不應超過，即。經(jīng)過核算，17級轉(zhuǎn)速各設計轉(zhuǎn)速的實際轉(zhuǎn)速為：35.5：=35.43，45：=45.36，56：=57.29，71：=70.91，90：=90.25，112：=113.45，140：=140.87，180：=179.29，224：225.39，=226.47280：=

6、281.43，355：356.37，450：445.7，560：=567.27，710：=713.14，900：896.47，1120：1125.91，1400：1406.75。可見，僅有設計轉(zhuǎn)速56的實際轉(zhuǎn)速誤差略超過允許值。但是考慮到差距都不大，故選用本設計結(jié)果進行繪制。 第3章 傳動零件的初步計算3.1 傳動軸直徑初定由參考文獻1,傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用式(3.1)進行計算: () (3.1)其中: 傳動軸直徑(mm) 該軸傳遞的功率() 該軸的計算轉(zhuǎn)速() 該軸每米長度允許扭轉(zhuǎn)角(),本例中,取0.5由圖知,各軸的計算轉(zhuǎn)速為:,由于本計算為初定,各軸傳遞功率為電機功率乘以其中的效率,故

7、各軸取電機功率可能造成傳動軸直徑較大,但是不會造成軸強度不夠的情況.故各軸的帶入：得：取各軸最小軸徑為，3.2 主軸軸頸直徑的確定由參考文獻3，功率為4kw的臥式銑床選用前軸頸軸徑為,后軸頸選用前軸頸的70%左右，取。3.3 齒輪模數(shù)計算3.3.1 初算齒輪模數(shù)一般同一變速組中的齒輪取同一模數(shù),選擇各組負荷最重的小齒輪,由參考文獻1,其計算得到的齒輪模數(shù)為: (3.2)其中: 按接觸疲勞強度計算的齒輪模數(shù) 驅(qū)動電動機功率(kw) 大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比,外嚙合取“+”號,內(nèi)嚙合取“-”號 小齒輪齒數(shù) 齒寬系數(shù),(為齒寬,為模數(shù)),此處,均選用 許用接觸應力(),查表可得對于第一個變速組,小

8、齒輪最小齒數(shù)是,其計算轉(zhuǎn)速為帶入式(3.2)得對于第二個變速組,小齒輪最小齒數(shù)是,其計算轉(zhuǎn)速為帶入式(3.2)得對于第三個變速組,小齒輪最小齒數(shù)是,其計算轉(zhuǎn)速為帶入式(3.2)得3.3.2 對各種限制的討論對于第3變速組,由于主軸軸徑是由標準查得,其值較大,前軸徑為,后軸徑為,即安裝齒輪處軸外徑約為,由參考文獻1,軸上的小齒輪還考慮到齒根賀到它的鍵槽深處的最小尺寸應大于基圓齒厚,以防斷裂,即其最小齒數(shù)應滿足： (3.3)其中：齒輪花鍵孔的外徑(mm),單鍵槽的取孔中心至鍵槽槽底的尺寸兩倍 齒輪模數(shù)對于主軸,選用單鍵槽,查得,若,若,滿足要求,考慮尺寸配合及強度要求，第3變速組的模數(shù)取.考慮到花

9、鍵滑動與定位較容易,除主軸外,其余軸均選用花鍵連接.對于第3變速組,在軸iii上,選用花鍵,將帶入,若,則,大于已確定的最小齒數(shù).若,則,小于18.驗證第2變速組,18.85.,小于最小齒數(shù)23.在ii軸上,選用花鍵,將代入,驗證第2變速組,得,小于最小齒數(shù)17,滿足要求.故第2變速組選用模數(shù)4.對于第1變速組,在軸ii上,若,得,小于第1變速組在軸ii上的最小齒數(shù).在軸i上,選用花鍵,若,得,遠遠大于軸i上的最小齒數(shù)18.若,得,仍然大于最小齒數(shù)18.若,得,小于最小齒數(shù)18.故第1變速組選用模數(shù).3.3.3 其余驗證1. 機床主傳動系統(tǒng)最小齒數(shù),除ii-iii之間的z=17的齒輪外，所有齒

10、輪均滿足此條件，故該設計可以滿足條件.2. 機床主傳動的最小極限傳動比為,中型機床的最大齒數(shù)和,以上設計均滿足此要求. 第4章 零件的驗算4.1 第2變速組的驗證計算第2變速組的最小齒輪齒數(shù)為,與之相嚙合的大齒輪齒數(shù)為.由參考文獻1,對于傳遞一定速度和功率的一般驅(qū)動用齒輪,第1,2級變速組選用7級齒輪,主軸選用6級齒輪4.1.1 小齒輪的彎曲強度驗算由參考文獻4,對于直齒圓柱齒輪,彎曲應力需要滿足下式： (4. 1)式中: 齒輪的彎曲疲勞強度() 載荷系數(shù), .對于平穩(wěn)的原動機與工作機,有使用系數(shù),由于,查表得,設軸的剛性大,查得齒向載荷分布系數(shù),則齒間載荷分配系數(shù)故載荷系數(shù)齒輪所受切向力()

11、,由于軸ii最小轉(zhuǎn)速為,代入,得到最大切向力齒寬(mm),此處齒形系數(shù),查圖得齒輪齒根應力修正系數(shù),查圖得重合度系數(shù).,其中,代入得.許用彎曲應力(mpa),本齒輪采用45鋼滲碳淬火,查表得彎曲疲勞極限應力：, ,取彎曲系數(shù),代入,得.代入公式,得滿足齒根彎曲疲勞強度.4.1.2 大齒輪的接觸強度驗算由參考文獻4,對于直齒圓柱齒輪,接觸疲勞強度的校核公式為： (4. 2)式中：材料彈性系數(shù),由表查得; 節(jié)點區(qū)域系數(shù),查表得; 重合度系數(shù),其查表可得;傳動比,由前可知;齒輪所受切向力(),由于該對齒輪進入嚙合時,軸iii的最小轉(zhuǎn)速為,代入,得到最大切向力：載荷系數(shù), .對于平穩(wěn)的原動機與工作機,

12、有使用系數(shù),由于,查表得,設軸的剛性大,查得齒向載荷分布系數(shù),則齒間載荷分配系數(shù)故載荷系數(shù)許用接觸應力,其中為試驗齒輪的齒面接觸疲勞極限,由參考文獻4p146知,為接觸強度壽命系數(shù),取,其余系數(shù)與前述相同,故代入計算得：滿足接觸疲勞強度的要求4.2 傳動軸ii的驗證計算齒輪傳動軸的抗彎剛度驗算,包括軸的最大撓度,滾動軸承處及齒輪安裝處的傾角驗算.其值均應小于允許變形量及,允許變形量見參考文獻3上910頁表3.10-7,得由參考文獻1,對于傳動軸ii,僅需要進行剛度計算,無須進行強度驗算.4.2.1 傳動軸ii的載荷分析對傳動軸ii的受力進行簡化,得到下示載荷分布圖：圖 41 軸ii的受力分析其

13、中是變速組1的驅(qū)動力,且3個驅(qū)動力不能同時作用,是變速組2的驅(qū)動阻力,且3個驅(qū)動阻力不能同時作用.其彎曲載荷由下式計算： (4. 3)式中：該齒輪傳遞的全功率(),如前述原因,此處均取. 該齒輪的模數(shù),齒數(shù); 該傳動軸的計算工況轉(zhuǎn)速(),(或) 該軸輸入扭矩的齒輪計算轉(zhuǎn)速() 該軸輸出扭矩的齒輪計算轉(zhuǎn)速()將六種驅(qū)動力/驅(qū)動阻力分別帶入式(2.13),可得到各驅(qū)動力為：對于輸出驅(qū)動阻力,由于各種情況轉(zhuǎn)速不定,故應在選定校核用軸ii速度以后計算. 4.2.2 傳動軸ii的最大撓度計算為了計算上的簡便,可以近似地以該軸的中點撓度代替最大撓度,其最大誤差不超過3%.由參考文獻1,若兩支承的齒輪傳動軸

14、為實心的圓形鋼軸,忽略其支承變形,在單在彎曲載荷作用下,其中點撓度為： (4. 4)式中：兩支承間的跨距(mm),對于軸ii,. 該軸的平均直徑(mm),本軸的平均直徑.,齒輪的工作位置至較近支承點的距離(mm)輸入扭矩的齒輪在軸的中點引起的撓度() 輸出扭矩的齒輪在軸的中點引起的撓度()其余各符號定義與之前一致.對于輸入的三個驅(qū)動力,計算其分別作用時對于軸中點的撓度值對于,其輸入位置,故對于,其輸入位置,故對于,其輸入位置,故故引起的中點撓度最大,在計算合成撓度時使用,進行計算.此時軸ii轉(zhuǎn)速為此時對之前計算的輸出驅(qū)動阻力進行計算,各力為帶入式(4. 4), 對于輸出的三個驅(qū)動阻力,計算其分

15、別作用時對于軸中點的撓度值.對于,其輸入位置,故對于,其輸入位置,故對于,其輸入位置,故故引起的中點撓度最大,在計算合成撓度時使用,進行計算.由參考文獻1,中點的合成撓度可按余弦定理計算,即： (4.5)式中：被驗算軸的中點合成撓度(mm); 驅(qū)動力和阻力在橫剖面上,兩向量合成時的夾角(deg), 在橫剖面上,被驗算的軸與其前、后傳動軸連心線的夾角(deg),按被驗算的軸的旋轉(zhuǎn)方向計量,由剖面圖上可得值.嚙合角,齒面磨擦角,得代入計算,得：滿足要求.4.2.3 傳動軸ii的在支承處的傾角計算由參考文獻1,傳動軸在支承點a,b處的傾角時,可按下式進行近似計算： (4.6)代入,得滿足要求,故不用

16、計算其在齒輪處的傾角.4.3 主軸組件的靜剛度驗算4.3.1 計算條件的確定1. 變形量的允許值(1) 驗算主軸軸端的撓度,目前廣泛采用的經(jīng)驗數(shù)據(jù)為:(4.7)式中：兩支承間的距離,在本主軸中,.故取(2) 由參考文獻1,對于工作臺寬度為的臥式銑床,其主軸前端靜剛度為.(3) 根據(jù)不產(chǎn)生切削自激振動的條件來確定主軸組件的剛度.由參考文獻1,(1)、(2)、(3)可以任選一種,進行判定.此處,選用驗算主軸軸端的撓度2. 切削力的確定最大圓周切削力須按主軸輸出全功率和最大扭矩確定,其計算公式為： (4.8)式中：電動機額定功率(kw),此處.主傳動系統(tǒng)的總效率,為各傳動副、軸承的效率.由參考文獻3

17、,對于普通機床的主變速系統(tǒng),總效率,此處,為方便起見,起主軸的計算轉(zhuǎn)速),由前知,主軸的計算轉(zhuǎn)速為.計算直徑,對于銑床,為最大端銑刀計算直徑,由參考文獻1,對于升降臺寬度為的臥式銑床,其端銑刀的計算直徑及寬度分別為,.將參數(shù)值帶入(4.8)式,得驗算主軸組件剛度時,須求出作用在垂直于主軸軸線的平面內(nèi)的最大切削合力.對于升降臺式銑床的銑削力,一般按端銑計算,不妨設本銑床進給系統(tǒng)的末端傳動副有消隙機構(gòu),應采用不對稱順銑,則各切削分力與的比值可大致認為,.則,即與水平面成角,在水平面的投影與成角.3. 切削力的作用點設切削力的作用點到主軸前支承的距離為,則 (4.9)式中：主軸前端的懸伸長度,此處

18、對于普通升降臺銑床代入,切削力的作用點到主軸前支承的距離為4.3.2 兩支承主軸組件的靜剛度驗算由于主軸上的大齒輪比小齒輪對主軸的剛度影響較大,故僅對大齒輪進行計算.主軸受力如圖所示：圖 42 主軸縱向視圖力的分布圖 43主軸部件橫向視圖力的分布為了計算上的簡便,主軸部件前端撓度可將各載荷單獨作用下所引起的變形值按線性進行向量迭加,由參考文獻1其計算公式為：(1) 計算切削力作用在點引起主軸前端占的撓度 (4.10)式中：抗拉彈性模量,鋼的為段慣性矩,對于主軸前端,有為ab段慣性矩,有其余各參數(shù)定義與之前保持一致.代入計算,得其方向如圖4-3所示,沿方向,.(2)計算力偶矩作用在主軸前端點產(chǎn)生的撓度 (4.11)式中各參數(shù)定義與之前保持一致.力偶矩代入,得：其方向在h平面內(nèi),如圖4-3所示,.(3)計算驅(qū)動力作用在兩支承之間時,主軸前端點的撓度 (4.12)式中各參數(shù)定義與之前保持一致.驅(qū)動力代入得,其方向如圖4-3所示,角度(4) 求主軸前端點的綜合撓度h軸上的分量代數(shù)和為： (4.13)代入,得：v軸上的分量代數(shù)和為： (4.14)代入,得：綜合撓度為：故滿足對主軸的剛度要求.第5章 結(jié)構(gòu)設計的說明如圖所示,主軸前端的運動速度大于毛氈圈以及骨架密封圈允許的速度范圍,故采用迷宮密封,后端的運動速度小