工作台面积为250X1000mm卧式升降台铣床主传动设计（全套图纸）.pdf

1 金属切削机床课程设计说明书金属切削机床课程设计说明书 题 目: 工作台面积为 250X1000mm 卧式升 降台铣床主传动设计 学生姓名： 专 业： 班 级： 学 号： 指导教师： 职称 完成时间： 2 摘 要 本设计着重研究机床主传动系统的设计步骤和设计方法，根据已确定的运动参数以 变速箱展开图的总中心距最小为目标，拟定变速系统的变速方案，以获得最优方案以及 较高的设计效率。在机床主传动系统中，为减少齿轮数目，简化结构，缩短轴向尺寸， 用齿轮齿数的设计方法是试算，凑算法，计算麻烦且不易找出合理的设计方案。本文通 过对主传动系统中滑移齿轮传动特点的分析与研究，绘制零件工作图与主轴箱展开图及 剖视图。 关键词:传动系统设计,传动副，结构网，结构式， 全套图纸，加 153893706 4 目 录 摘 要 . 2 目 录 . 4 第 1 章 绪论 . 6 1.1 课程设计的目的 . 6 1.2 课程设计的内容 . 6 1.2.1 理论分析与设计计算 . 6 1.2.2 图样技术设计 . 6 1.2.3 编制技术文件 . 6 1.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求 . 6 第 2 章 铣床参数的拟定 . 7 2.1 铣床主参数和基本参数 . 7 2.2 铣床的变速范围 R 和级数 Z . 7 2.3 确定级数主要其他参数 . 7 2.3.1 拟定主轴的各级转速 . 7 2.3.2 主电机功率动力参数的确定 . 7 2.3.3 确定结构式 . 7 2.3.4 确定结构网 . 9 2.3.5 绘制转速图和传动系统图 . 9 2.4 确定各变速组此论传动副齿数 . 11 第 3 章 传动件的计算 . 13 3.1 带传动设计 . 13 3.1.1 计算设计功率 Pd . 13 3.1.2 选择带型 . 13 3.1.3 确定带轮的基准直径并验证带速 . 14 3.1.4 确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角 . 15 3.1.5 确定带的根数 z . 15 3.1.6 确定带轮的结构和尺寸 . 16 5 3.1.7 确定带的张紧装置 . 16 3.1.8 计算压轴力 . 16 3.2 计算转速的计算 . 17 3.3 齿轮模数计算及验算 . 18 3.4 传动轴最小轴径的初定 . 20 第 4 章 主要零部件的选择 . 22 4.1 轴承的选择 . 22 4.2 键的规格 . 22 4.3 零件验算 . 22 4.3.1 主轴刚度 . 22 4.3.2 传动轴刚度 . 27 4.33 齿轮疲劳强度 . 30 4.4.轴承校核 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 4.5 润滑与密封 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 第 5 章 主轴箱结构设计及说明 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 5.1 结构设计的内容、技术要求和方案 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 5.2 展开图及其布置 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 结束语 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 参考文献 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 6 第 1 章 绪论 1.1 课程设计的目的 课程设计是在学完本课程后，进行一次学习设计的综合性练习。通过课程设计，使 学生能够运用所学过的基础课、技术基础课和专业课的有关理论知识，及生产实习等实 践技能，达到巩固、加深和拓展所学知识的目的。通过课程设计，分析比较机械系统中 的某些典型机构，进行选择和改进；结合结构设计，进行设计计算并编写技术文件；完 成系统主传动设计，达到学习设计步骤和方法的目的。通过设计，掌握查阅相关工程设 计手册、设计标准和资料的方法，达到积累设计知识和设计技巧，提高学生设计能力的 目的。通过设计，使学生获得机械系统基本设计技能的训练，提高分析和解决工程技术 问题的能力，并为进行机械系统设计创造一定的条件。 1.2 课程设计的内容 机械系统设计课程设计内容由理论分析与设计计算、图样技术设计和技术文件 编制三部分组成。 1.2.1 理论分析与设计计算 （1）机械系统的方案设计。设计方案的分析，最佳功能原理方案的确定。 （2）根据总体设计参数，进行传动系统运动设计和计算。 （3）根据设计方案和零部件选择情况，进行有关动力计算和校核。 1.2.2 图样技术设计 （1）选择系统中的主要机件。 （2）工程技术图样的设计与绘制。 1.2.3 编制技术文件 （1）对于课程设计内容进行自我经济技术评价。 （2）编制设计计算说明书。 1.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求 题目：工作台面积为 250X1000mm 卧式升降台铣床主传动设计 铣床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下：主轴最低转速 31.5r/ min；主轴转速公 比 1.26；主轴变速级数 18 级；主电动机功率 7.5KW。 7 第 2 章 铣床参数的拟定 2.1 铣床主参数和基本参数 铣床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下： 变速级数 Z 正转最低转速 nmin( min r ) 电机功率 N（kw） 公比 18 31.5 7.5 1.26 2.2 铣床的变速范围 R 和级数 Z 根据变速级数 Z=18， =1.26， 正转最低转速nmin( min r )=31.5r/min,44.44/ minmax =nnR 可以计算出来正转最高转速nmax( min r )=1600r/min 2.3 确定级数主要其他参数 2.3.1 拟定主轴的各级转速 依据题目要求选级数 Z=8， =1.26=1.06 4考虑到设计的结构复杂程度要适中，故采 用常规的扩大传动。各级转速数列可直接从标准的数列表中查出，按标准转速数列为： 31.5,40,50,63,80,100,125,160,200,250,315，400，500，630，800，1000，1250， 1600 2.3.2 主电机功率动力参数的确定 合理地确定电机功率 N，使机床既能充分发挥其性能，满足生产需要，又不致使电机 经常轻载而降低功率因素。 根据题设条件电机功率为 7.5KW 可选取电机为：Y132M- 4 额定功率为 7.54KW，满载转速为 1440r/min. 2.3.3 确定结构式 将主轴转速级数18Z =分解因子，可能的方案有： 第一行 9218= 2918= 第二行 23318= 32318= 33218= 8 在上面的两行方案中，第一行方案是由 11 对传动副组成的两个变速组，这两个变 速组串联构成了主轴的 18 级转速。这样的方案能够省掉一根轴，但有一个传动组内将 出现 9 个传动副。假如用一个九联滑移齿轮，那么轴向尺寸会增大。假如采用若干个双 联滑移齿轮与若干个三联滑移齿轮组合使用，那么，为了防止各滑移齿轮同时啮合，操 纵机构必须实现互锁。综上所述，第一行中的方案一般不采用。 对于第二行中的三个方案，将出现三个变速组，每个变数组中有 2 个或者 3 个传动 副。我们能够采用双联或者三联滑移齿轮来变速。该行方案中总的传动副数最少，轴向 尺寸较小，操纵机构也相对简单。因此，在主轴转速为 18 级的分级变速系统设计中， 通常采用第二行中的方案。 根据公式 c nPT/9550=可得， 传动件所传递的功率 P 与它的计算转速 c n决定了传递 转矩 T。一般情况下，从电动机到主轴为降速传动。即所谓的“近电机高转速” ，从而计 算转速 c n也较高， 那么需要传递的转矩就较小， 尺寸也较小。 根据传动副的 “前多后少” 原则，即将传动副较多的变速组安排在靠近电动机处，这样可以多些小尺寸的零件，少 些大尺寸的零件，不仅可以节省材料，还可以使变速箱结构紧凑。因此，对于第二行中 的三种方案，我们通常采用23318=的方案，它表示该传动系统是由 3 个变速组共 8 对传动副组成（不包含可能的定比传动副） 。 在方案23318=中，由于基本组与扩大组之间的排列顺序不同，又将衍生出 6 种 不同的方案。6 种方案的结构式如下： 1 126 23318= 2 316 23318= 3 162 23318= 4 361 23318= 5 931 23318= 6 913 23318= 在这 6 个方案中，首先应对各个方案变速组的变速范围进行验算。在一般情况下， 变速范围最大的是最后一个扩大组，所以只需要对最后一个扩大组的变速范围进行校 验。 设计机床的变速系统中，在降速传动时，为了避免从动齿轮的直径过大而使径向尺 寸随之增大，通常使传动副的最小传动比4/1 min i。在升速传动中，防止产生过大的噪 声与震动，通常使传动副的最大传动比2 max i。对于斜齿圆柱齿轮传动比较平稳，所以 取5 . 2 max i。故，在一般情况下变速组的变速范围应满足以下条件： 108)/( minmaxmax =iir 在1 、2 、3 、4 这四种方案中，最后一个扩大组都是 6 3，其变速范围： max 6)13()13()1( 2 26. 1 22 rr xp = 161.26 所以不满足传动组的极限变速范围要求。 在5 、6 这两种方案中，最后一个扩大组都是 9 2，其变速范围： 826. 1 9)12()1( 2 22 = xp r 满足传动组的极限变速范围要求。根据中间轴变速范围最小的原则，即“前密后疏” ， 9 方案5 为最佳方案，结构式为： 931 23318=。 2.3.4 确定结构网 画出结构网如下：(变速系统共需 4 根轴，其中轴为主轴) 1 3 3 3 9 2 图 1 结构网 2.3.5 绘制转速图和传动系统图 （1）选择电动机：采用 Y 系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。 （2）绘制转速图： 10 图 2 转速图 （3）画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数，画主传动系统图如图 2-3： 1-2 轴最小中心距：A1_2min1/2(Zmaxm+2m+D) 轴最小齿数和:Szmin(Zmax+2+D/m) 11 图 3 主传动系统图 2.4 确定各变速组此论传动副齿数 (1)Sz100- 120,中型机床Sz=70- 100 (2)直齿圆柱齿轮Zmin18- 20 （7）齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等，据设计要求 Zmin1820,齿数和 Sz 100120，由表 4.1，根据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表 2-2。 （1） 确定各变速组内齿轮齿数 由以上确定的各个传动比，根据参考文献1表 5-2，有： 1 a 变速组 12 1= a1 i， 1.26 11 ia2= ， 1.58 11 i 2 a3 = 1= a1 i时， z S=，58，60，62，64，66，68，70，72，74，76， 1.26 1 ia2=时， z S=，56，59，61，63，65，66，68，70，72，74， 1.58 1 ia3=时， z S=57，59，60，62，65，67，70，72，73，75， 可知， z S=70 和 72 是共同适用的，可取 z S=72。再由参考文献1表 5-2 查出各对 齿轮副中小齿轮的齿数为：36、32 和 28。则： 28/44/zzi 33a3 =；32/40/zzi 22a2 =；32/40/zzi 22a1 = 2 b 变速组 1.26ib1=， 1.58 11 ib2= 2 ， 3.17 11 i 5 b3 = 1.26ib1=时， z S=，70，72，74，75，77，79，81，82，83，84， 1.58 1 ib2=时， z S=，70，72，73，75，77，78，80，82，83，85， 3.17 1 ib3=时， z S=，66，67，70，71，75，79，80，83，84，87， 可取 z S=83，查出齿轮齿数为：37、32、和 20。 46/37/zzi 22b1 =；32/51/zzi 22b2 =；20/63/zzi 33b3 = 3 c 变速组 4 11 i 6 c1 = ， 1 2 i 3 c2 = 4 1 = c1 i时， z S=，80，84，85，95，96，99，100，104，105， 1 2 ic2=时， z S=，92，93，95，96，98，99，101，102，104， 可取 z S=99，查出齿轮齿数为：20 和 33。则： 20/79/zzi 22c1 =；66/33/zzi 22c2 = 13 第 3 章 传动件的计算 3.1 带传动设计 输出功率P=7.5kW,转速n1=1440r/min,n2=800r/min 3.1.1 计算设计功率 Pd edAd PKP = 表 1 工作情况系数 A K 工作机 原动机 类 类 一天工作时间/h 10 10 载荷 平稳 液体搅拌机；离心式水泵；通 风机和鼓风机（7.5kW） ； 离心式压缩机；轻型运输机 1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3 载荷 变动小 带式运输机 （运送砂石、 谷物） ， 通风机（ 7.5kW ） ；发电机； 旋转式水泵；金属切削机床； 剪床；压力机；印刷机；振动 筛 1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4 载荷 变动较大 螺旋式运输机；斗式上料机； 往复式水泵和压缩机；锻锤； 磨粉机；锯木机和木工机械； 纺织机械 1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6 载荷 变动很大 破碎机（旋转式、颚式等） ；球 磨机；棒磨机；起重机；挖掘 机；橡胶辊压机 1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8 根据 V 带的载荷平稳，两班工作制（16 小时） ，查机械设计P296表表 4， 取 KA1.1。即1.1 7.58.25kW dAed PK PkW= 3.1.2 选择带型 普通 V 带的带型根据传动的设计功率 Pd 和小带轮的转速 n1 按机械设计P297 图 13 11 选取。 14 图 4 V 带型功率转速图 根据算出的 Pd4.4kW 及小带轮转速 n11440r/min ，查图得：dd=80100 可知应 选取 A 型 V 带。 3.1.3 确定带轮的基准直径并验证带速 由机械设计P298表 137 查得，小带轮基准直径为 80100mm 则取 dd1=100mm ddmin.=75 mm（dd1根据 P295表 13-4 查得） 表 2 V 带带轮最小基准直径 mind d 槽型 Y Z A B C D E mind d 20 50 75 125 200 355 500 2 12 1 1440 =1.8,=100 1.8=180mm 800 d d d d id d = 由机械设计P295表 13-4 查“V 带轮的基准直径” ，得 2d d=180mm 误差验算传动比： 2 1 180 =1.82 (1)100(12%) d d d i d = n （ 为弹性滑动率） 误差 1 1 1.821.8 100%100%2.04%5% 1.82 ii i i = n 符合要求 带速 1 100 1440 v=7.43/ 60 100060 1000 d d n m s = 满足 5m/s300mm，所以宜选用 E 型轮辐式带轮。 总之，小带轮选 H 型孔板式结构，大带轮选择 E 型轮辐式结构。 带轮的材料：选用灰铸铁，HT200。 3.1.7 确定带的张紧装置 选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。 3.1.8 计算压轴力 由机械设计P303 表 1312 查得，A 型带的初拉力 F0117.83N，上面已得到 1 a =172.63o，z=4，则 1 a172.63 2sin=24 117.83 sinN=940.72N 22 o o FzF = 对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、 工艺性好、 与带接触的工作表面加工精度要高， 以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小, 带轮由 轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的 工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通 V 带两侧面间的夹角是 40，为 了适应 V 带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通 V 带轮槽角 为 32、 34、36、38（按带的型号及带轮直径确定） ，轮槽尺寸见表 7-3。装在轴上的筒形 部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板） ，用来联接轮缘与 轮毂成一整体。 表 5 普通 V 带轮的轮槽尺寸（摘自 GB/T13575.1-92） 项目 符号 槽型 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 17 基准线下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽对称面至 端面的距离 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小轮缘厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 带轮宽 B B =( z -1) e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 轮 槽 角 32 对 应 的 基 准 直 径 d d 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 190 315 475 600 极限偏差 1 0.5 V 带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式： （1） 实心带轮：用于尺寸较小的带轮(dd(2.53)d 时)，如图 4-2a。 （2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd 300mm 时)，如图 4-2b。 （3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮(ddd) 100 mm 时)，如图 4-2c 。 （4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd 500mm 时)，如图 4-2d。 （a） （b） （c） （d） 图 5 带轮结构类型 根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图（a）,大带轮选择腹板带轮 如图（b） 3.2 计算转速的计算 （1）主轴的计算转速nj，由公式n j=nmin )13/( z 得，主轴的计算转速nj=100.037r/min， 取100r/min。 (2). 传动轴的计算转速 轴3=400 r/min， 轴2=630 r/min，轴1=800r/min。 （2）确定各传动轴的计算转速。 表 6 各轴计算转速 18 （3） 确定齿轮副的计算转速。 表 7 齿轮副计算转速 序号 Z1 Z2 Z3 Z 4 Z5 n j 800 800 630 630 400 3.3 齿轮模数计算及验算 （1）模数计算。一般同一变速组内的齿轮取同一模数，选取负荷最重的小齿轮，按 简化的接触疲劳强度公式进行计算，即 mj=163383 2 2 1 ) 1( jjm nuz Pu 可得各组的模数，如 表 8 所示。 表 8 模数 （2）基本组齿轮计算。 表 9 基本组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 Z1 Z1 Z2 Z2 Z3 Z3 齿数 32 40 28 56 24 48 分度圆直径 128 160 112 224 96 192 齿顶圆直径 136 168 120 232 104 200 齿根圆直径 118 150 102 214 86 182 齿宽 24 24 24 24 24 24 按基本组最小齿轮计算。小齿轮用 40Cr，调质处理，硬度 241HB286HB，平均取 260HB，大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229HB286HB，平均取 240HB。计算如下： 齿面接触疲劳强度计算： 接触应力验算公式为 j f s j MPa uBn NKKKKu zm =)( ) 1(102088 321 8 弯曲应力验算公式为： 轴 号 轴 轴 轴 计算转速 r/min 800 630 400 组号 基本组 第一扩大组 第二扩大组 模数 mm 4 4 5 19 w s w MPa BYnzm NKKKK =)( 10191 2 321 5 式中 N-传递的额定功率（kW） ，这里取 N 为电动机功率; j n- - - - - 计算转速（r/min）. ; m- - - - - 初算的齿轮模数（mm）, m=4（mm）; B-齿宽（mm） z-小齿轮齿数 u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比 s K - - - - - 寿命系数； s K = T K n K N K q K T K- - - - 工作期限系数； m T C Tn K 0 1 60 = T- - - - - - 齿轮工作期限，这里取 T=15000h.; 1 n- - - - - 齿轮的最低转速（r/min） 0 C- - - - 基准循环次数，接触载荷取 0 C= 7 10，弯曲载荷取 0 C= 6 102 m-疲劳曲线指数，接触载荷取 m=3；弯曲载荷取 m=6; n K - - - - 转速变化系数，查【5】2 上，取 n K =0.60 N K - - - - 功率利用系数，查【5】2 上，取 N K =0.78 q K- - - - - 材料强化系数，查【5】2 上， q K=0.60 3 K - - - - - 工作状况系数，取 3 K =1.1 2 K- - - - - 动载荷系数，查【5】2 上，取 2 K=1 1 K- - - - - - 齿向载荷分布系数，查【5】2 上， 1 K=1 Y- - - - - - 齿形系数，查【5】2 上，Y=0.386； j - - - - 许用接触应力（MPa）,查【4】 ，表 4- 7，取 j =650 Mpa； w - - - 许用弯曲应力（MPa） ，查【4】 ，表 4- 7，取 w =275 Mpa； 根据上述公式，可求得及查取值可求得： j =635 Mpa j w =78 Mpa w （3）扩大组齿轮计算。 第一扩大组 齿轮几何尺寸见下表 齿轮 Z4 Z4 Z5 Z5 Z6 Z6 20 齿数 46 37 32 51 20 63 分度圆直径 184 148 128 204 80 252 齿顶圆直径 192 156 136 212 88 260 齿根圆直径 174 138 118 194 70 242 齿宽 24 24 24 24 24 24 第二扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 Z5 Z5 Z6 Z6 齿数 66 33 20 79 分度圆直径 330 165 100 395 齿顶圆直径 340 175 110 405 齿根圆直径 317.5 152.5 87.5 382.5 齿宽 24 24 24 24 按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用 40Cr，调质处理，硬度 241HB286HB，平均 取 260HB，大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229HB286HB，平均取 240HB。 同理根据基本组的计算， 查文献【6】 ，可得 n K =0.62， N K =0.77， q K=0.60， 3 K =1.1， 2 K=1， 1 K=1，m=3.5， j n=355； 可求得： j =619 Mpa j w =135Mpa w 3.4 传动轴最小轴径的初定 由【5】式 6，传动轴直径按扭转刚度用下式计算： d=1.64 4 Tn （mm） 或 d=91 4 nj N （mm） 式中 d- - - 传动轴直径（mm） Tn- - - 该轴传递的额定扭矩（N*mm） T=9550000 J n N ； N- - - - 该轴传递的功率（KW） j n- - - - 该轴的计算转速 - - - 该轴每米长度的允许扭转角， = 0 1。 21 各轴最小轴径如表 10。 表 10 最小轴径 轴 号 轴 轴 最小轴径 mm 35 40 22 （4- 8） 第 4 章 主要零部件的选择 4.1 轴承的选择 I轴：与带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号7007C 另一安装深沟球轴承6012 II轴：对称布置深沟球轴承6009 III轴：后端安装双列角接触球轴承代号7015C 另一安装端角接触球轴承代号7010C 中间布置角接触球轴承代号7012C 4.2 键的规格 I轴安装带轮处选择普通平键规格： 错误！未找到引用源。错误！未找到引用源。=10X56 II轴选择花键规格： N错误！未找到引用源。错误！未找到引用源。 d错误！未找到引用源。错误！未找到引用源。 =8X36X40X7 III轴选择键规格： 错误！未找到引用源。错误！未找到引用源。=14X90 4.3 零件验算 4.3.1 主轴刚度 4.3.1.1 主轴支撑跨距l的确定 前端悬伸量C：主轴前端的悬伸长度，即从主轴外侧前支撑中点（滚锥轴承及向心 推力轴承则是接触角法线与轴线的交点处）到主轴前端的距离。这里选定60mmC =。 一般最佳跨距 0 2 3(120 180)mmlC=，考虑到结构以及支承刚度会因磨损而不 断降低，应取跨距l比最佳支承跨距 0 l 大一些，一般是 0 l 的1.251.5倍，再综合考虑结 构的需要，本设计取276mml =。 4.3.1.2 最大切削合力 P 的确定 最大圆周切削力 t P 须按主轴输出全功率和最大扭矩确定 4 2 955 10 () d t jj N PN D n = 其中： d N 电动机额定功率(KW)，K5 W7. d N =； 主传动系统的总效率， 1 n i i = =， i 为各传动副、轴承的效率，总效 率0.7 0.85=。由前文计算结果， 9 0.980.990.83=。取0.8=； j n主轴的计算转速(r /min)，由前文计算结果，主轴的计算转速为 23 （4- 9） （4- 10） 77.92r /min； j D计算直径(mm)，对于卧式铣床， j D为最大端铣刀计算直径，对于工作 台宽度为 250mm 的卧式铣床,其端铣刀的计算直径及宽度分别为100mm j D =， 60mmB =。 可以得到， 4 2 955 100.8 4 3921.97N 200 77.92 t P = 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P。 对于卧式升降台铣床的铣削力，一般按端铣计算。 不妨假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 V P 、 H P 、 a P 同 t P 的比值可大致认为 0.953725.87N Vt PP=； 0.24941.27N Ht PP=； 0.51960.99N at PP=。 则 22 0.983843.53N HVt PPPP=+=，1.14314.17N t PP =， 即P 与水平面成60角， P 在水平面的投影与H P 成65角。 4.3.1.3 切削力作用点的确定 设切削力P的作用点到主轴前支撑的距离为s (mm)scw=+ 其中： c主轴前端的悬伸长度，60mmc =； w对于普通升降台铣床60mmwB=。 可以得到， 6060120mms =+= 4.3.1.4 齿轮驱动力 Q 的确定 齿轮传动轴受输入扭矩的齿轮驱动力Q的作用而产生弯曲变形，当齿轮为直齿圆柱 齿轮时，其啮合角20 =，齿面摩 擦角5.72 =时，其弯曲载荷 7 2.12 10(N) N Q mzn = 其中： N齿轮传递的全功率(KW)，取4KWN =； ,m z该齿轮的模数(mm)、齿数； n该传动轴的计算工况转速(r/min)。 24 （4- 11） 可以得到， 7 4 0.8 2.12 103.336KN 3 87 77.92 Q = 4.3.1.5 变形量允许值的确定 变形量允许值：对普通机床前端挠度的允许值 0 y，目前广泛 使用的经验数据 0 0.0002 mmyl() 其中： l主轴两支撑间的距离，276mml =。 可以得到， 0 0.00022760.0552mmy= 4.3.1.6 主轴组件的静刚度验算 图 6 主轴组件纵向视图力的分布 图 7 主轴组件横向视图力的分布 选定如图的直角坐标系，求各力同时作用下，前后轴承负荷的大小及其方向角，并 判定象限。建立方程组计算主轴前后支撑处的支反力。 F的x方向： coscos0 PBQA PFxQFx+= F的y方向： sinsin0 PBQA PFyQFy+= M在B点的水平投影： ()coscos0 AQP FxabQbPc+ = 25 （4- 12） （4- 13） （4- 14） M在B点的垂直投影： ()sinsin0 AQP FyabQbPc+ = 可以得到， 1653.54N A Fx =，2338.46N A Fy =， 410.4N B Fx =，7512.62N B Fy = ， 即2864N A F =，方向