毕业设计（论文）-大模数蜗杆铣刀专用机床设计【全套图纸】.doc

第1章 概述全套图纸，加1538937061.1大模数蜗杆铣刀专用机床的主要技术规格1 工艺范围：加工模数1033蜗杆齿槽2 工件主轴中心高：230mm3 主轴端面与顶尖间最大距为：750mm4 主箱体：（1） 进给速度：0.0270、0.0515、0.0915、0.1720转/分，共四种（2） 快速运动：11.5转/分（3） 手动：1/60转/手轮一圈5 铣头箱：（1） 主轴转速：125、210、315转/分，共三种（2） 铣头箱纵向最大调整量：200mm（3） 铣头箱横向最大调整量：100mm）图1-1安装示意图6 大拖板最大移动量：650mm7 电器设备采用集中悬挂式按钮8 机床最大轮廓尺寸：长宽高=300020001275mm（长度不包括丝杆伸出量）9 机床总结构：T10. 安装示意图：（图1-1）1.2大模数蜗杆铣刀专用机床的运动1 工件螺旋运动的获得：（见图1-2）图1-2 工件螺旋运动的获得工件心轴1，主箱体主轴2，大丝杆3，是刚性联成一体的，工件与大丝杆3，具有相同导程和螺旋方向，电机5通过主箱体减速，使主轴2，工件心轴1，大丝杆3一起转动，在3、4丝杆螺母副的作用下，大拖板7带动工件作直线运动，于是工件本身完成螺旋运动，因此在加工过程中，铣头是不动的。2 主箱体传动：（见图1-3）图1-3 主箱体传动主轴转数：n1=1380=0.0270转/分n1=1380=0.0515转/分n1=1380=0.0915转/分n1=1380=0.1720转/分快速：n快=1380=11.5转/分3.铣头传动（见图1-4）图1-4 铣头传动主轴转数：n1=1420=125转/分n2=1420=210转/分n3=1420=315转/分1.3目前国内外研究状况国内长期以来加工此类大模数螺旋刀具，只有极少数厂家信赖70年代天津轻工业机械厂生产的专用铣床，该企业属于非专业机床生产厂，该设备早已停产，且技术资料早已流失了。但该铣床只能加工右旋工件，且对于模数达到40的螺旋刀具因其结构影响而无法加工等不足，限制了企业生产能力，因此，该种刀具依赖进口现象突出。采用通用铣床、车床、大型数控铣、加工中心等加工，受到效率、能力、生产成本等影响，无企业应用。国外刀具生产企业，加工大模数螺旋刀具也采用专用机床。如英国Holroyd公司的2AC、5AC螺旋转子铣床及其配套设备，德国Klingelnberg公司的HNC35SL全数控高精度螺杆磨床等。英国Holroyd公司的2AC、5AC螺旋转子铣床，最大加工直径为300，德国Klingelnberg公司的HNC35SL全数控高精度螺杆磨床，其生产效率低、年生产能力约8000件，而且该专用机床如果从国外引进，价格相当于国产设备10倍以上，一般企业难以接受。近几年来，我国刀具生产厂家大模数螺旋刀具任务不断加大，仅哈尔滨第一工具厂现有的两台专用铣床24小时不间断工作，也完成不了生产任务，很多合同因生产能力限制不得不放弃。哈尔滨第一工具厂在该形势下，提出研制专用大模数蜗杆铣床的课题。根据我们国内调研结果，国内空气压缩机，制冷机，螺杆泵等行业对大模数螺杆的需求量也很大，加工成本当然很高，但大模数螺杆仍无法加工，每年我国大模数螺杆缺口量达2-3万支。因此，研制大模数螺旋铣刀专用机床符合我国机械加工行业的需要。随着我国加入WTO，由于低廉的加工费，不断提高的产品质量，使我国逐渐成为世界机械加工强国，特别是刀具产品早已进入国际市场。目前东北老工业基地改造，拉动制造业的高速发展，刀具市场需用量巨增，我省作为刀具制造业的强省，占领大型特种刀具的国内外市场有深远的意义，故此，开发、研制大模数螺旋刀具的专用设备是国内刀具制造企业的共同心声。1.4机床典型机构说明图3第传动轴上有超越离合器，其结构如图1-5：图1-5 超越离合器当进给传到蜗轮1，带动外壳2，如图示箭头方向转动时，由图可见，钢珠3在外壳2与轮毂4之间是楔紧方向，于是轮毂4被带动，轴也转动。当进给方向与此相反，钢珠3在外壳2与轮毂4之间是松开方向，轮毂4不能被带动，轴也不能转动，因此进给方向只有一个。快速由拨叉5的齿轮传入，如果拨叉5的转向是顺时针的话，那么拨叉推动钢珠3，钢珠3推动轮毂4转动，于是轴转动，这时钢珠3是被推向外2与轮毂4松开方向，因此外壳与蜗轮不会被带动。反之，拨叉逆时针转动，那末拨叉直接推动轮毂转动，轴也转动，这时钢珠相对于轮毂是顺时针转的趋势，（此时必须拨叉速度大于外壳），因此不能楔紧外壳与轮毂。由此可见，只要拨叉速度大于外壳，两运动是不会干涉的。快速有两个方向。1.5机床电器说明电器原理见图1-6，能完成以下控制：1. 电机的起动顺序是：冷却泵电机接通，铣头电机才能起动，铣头电机起动后，进给电机才能起动。2. 快速移动，只有铣头电机，进给电机断路，而且须铣头让离工件一定位置接通行程开关3BK、4BK、(在铣头支座上)才能起动。3. 第一铣头快切完，行程开关5BK接通，铃响，而一直到第一铣头切完。如果没有人退刀，6BK打开，全机停车。4. 大拖板上备有极限行程开关1BK、2BK。（在床身上的行程开关，位置如图1-6所示）图1-6 电器原理5. 铣头电机过电流20%，全机停车。6. 铣头电机和进给电机有点动用于变速挂轮。1.6机床调整与操作一般操作调整按常规，仅提示以下几点：（1） 因本机是大功率切削，所以主箱体主轴和铣头主轴的间隙应调整到最小，否则容易震动和栽叉。 主箱体前铜瓦调整。（见图1.7）图1-7 主箱体前铜瓦调整松开压盖螺钉1，旋转调整螺盖2，顺时针转便是使铜瓦轴承间隙减小。 铣头轴承间隙调整。（见图1-8）图1-8铣头轴承间隙调整掀开铣头箱盖可以见圆螺母1，旋紧即可使轴承间隙减小。（2） 为了防止铣削过程中轴向窜动，大丝杆和螺母在丝杆螺母间隙调整机构，在切削前注意将其间隙调整到最小，见图1-9。将圆螺母1旋紧即可。图1-9 轴向窜动间隙调整（3） 第一铣头切完后，第二铣头仍在切削中，如果第一铣头不退刀，可能铣头碰上主箱体，因此备有行程开关5BK、0BK，在第二铣头快切完时，5KB接通，铃响，操作者就应准备去退刀到一定位置，接通3BK或4BK，否则第一铣头切完后，压下行程开关6BK，全机停止，再起切削时第二铣头留下接刀痕，这是不允许的。因此在开车前须按工件调整5BK、6BK位置，同时调整行程极限开关1BK、2BK位置。（4） 主箱体最后一级传动是蜗轮蜗杆，传动有间隙，而主轴上没有加阻力器，因此须保证：第一铣头切入时逆铣，第二铣头切入时顺铣，这样虽第二铣头切入是顺铣，因为第一铣头切削力给抵消，不会发生窜动，而在出来时第一铣头变为顺铣，同样因有第二铣头在切削中，切削力相抵消，亦不会发生窜动，而第二铣头出来恰是逆铣，用此方法消除顺铣的窜动，必须注意第一、二铣头的切削量不可相差太大。加工时要特别注意。1.7机床切削用量1.模数26、30、33的钢蜗杆走刀可用0.0270 n/min，铣刀的转速可用210 n/min。2.模数22以下的铜蜗杆，走刀可用0.0515 n/min，铣刀转速可用315 n/min。3.铸铁件转速应相应低一级。4.对于模数30以下的蜗杆均可以两个铣头一次切完。1.8课题来源本课题是根据学校安排，由老师安排拟订的题目。1.9课题目的一方面，本着要自己动手，并在实践中创新求学的认真态度，让理论知识与社会实践能很好的结合，让我们对大学四年有一个总结性认识。另一方面，毕业设计是另一种科学技术创新的来源所在，社会的进步、人类的发展要求我们能够自己研究，自己开发，自己创造，在充分吸收和总结前人的知识和经验的基础之上，有所创新，有所作为。第2章 大模数蜗杆铣刀专用机床的设计2.1大模数蜗杆铣刀专用机床的设计方案2.1.1设计目标、研究内容和拟解决的关键问题目标：机床主传动运行可靠，可加工16-40的较大模数范围的螺杆工件及螺旋铣刀且可以实现加工左右两种螺旋。研究内容：主动力部分：主轴动力传动系统包括主轴变速、慢速、快速进给及工件反正转。铣头部分：铣头动力传动系统包括铣头主轴变速及反正转、铣头系统进给和固定夹紧。解决关键问题：设备主要传动部件、进给系统精度、安装精度控制。2.1.2总体设计方案设计的主轴动力传动系统能够实现主轴的变速、慢速、快速进给及工件反正转。其传动系统图如下图2-1所示：图2-1 主轴动力传动系统设备床身主传动采用丝杠螺母传动，可以简化传动系统，减少传动误差的产生环节，加工精度较高；而且通过控制丝杆的长度调整床身的纵向移动量，解决了大型工件移动的困难。如下图2-2所示：图2-2 床身主传动的丝杠螺母传动2.2.基本参数确定（已知给定）2.2.1主箱体传动的基本参数：主轴转数：n1=1380=0.0270转/分n1=1380=0.0515转/分n1=1380=0.0915转/分n1=1380=0.1720转/分快速：n快=1380=11.5转/分2.2.2铣头传动部分的基本参数传动部分的主轴转数：n1=1420=125转/分n2=1420=210转/分n3=1420=315转/分2.3蜗杆、蜗轮的基本尺寸计算当齿顶高ha=1m，工作齿高h=2m；采用短齿时，齿顶高ha=0.8m，工作齿高h=1.6m，顶隙c=0.2 m，必要时允许减小到0.15 m或增大至0.35 m。齿根圆半径f=0.3 m,必要时允许减小到0.2或增大至0.4，也允许加工成单圆弧。2.3.1主传动部分第一组蜗杆、蜗轮的基本尺寸计算表2-1 第一蜗轮、蜗杆组基本尺寸计算项目代号关系式计算数值模数m查GB10088-883.15蜗杆轴向模数mzmz= m3.15蜗杆齿数z1按规定选取3蜗杆轴向齿距9.891蜗杆导程角193229蜗杆直径系数q11.27顶隙c*m, *为顶隙系数，*=0.20.63蜗杆分度圆直径d135.5蜗杆齿顶高ha1*,*为齿顶高系数，=3.15蜗杆齿根高hf13.78蜗杆齿顶圆直径da1*41.8蜗杆齿根圆直径df1*27.94蜗杆导程pz29.673齿形角为轴向齿形角，为法向齿形角20蜗轮齿数z2按规定选取60蜗轮分度圆直径d2189蜗轮变位系数x2查GB10085-88-0.3889蜗轮齿顶高ha2*1.925蜗轮齿根高hf2*5.005蜗轮喉圆直径da2192.85蜗轮齿根圆直径df2178.99蜗轮齿宽角，为蜗轮齿宽8.512中心距100蜗杆齿宽100（46.935）蜗轮齿宽30（31.35）2.3.2主传动部分第二组蜗杆、蜗轮的基本尺寸计算表2-2 第二蜗轮、蜗杆组基本尺寸计算项目代号关系式计算数值模数m查GB10088-883.15蜗杆轴向模数mzmz= m3.15蜗杆齿数z1按规定选取6蜗杆轴向齿距9.891蜗杆导程角280150蜗杆直径系数q22.54顶隙c*m, *为顶隙系数，*=0.20.63蜗杆分度圆直径d171蜗杆齿顶高ha1*,*为齿顶高系数，=3.15蜗杆齿根高hf13.78蜗杆齿顶圆直径da1*77.3蜗杆齿根圆直径df1*63.44蜗杆导程pz59.346齿形角为轴向齿形角，为法向齿形角20蜗轮齿数z2按规定选取60蜗轮分度圆直径d2189蜗轮变位系数x2查GB10085-88-0.3889蜗轮齿顶高ha2*1.925蜗轮齿根高hf2*5.005蜗轮喉圆直径da2192.85蜗轮齿根圆直径df2178.99蜗轮齿宽角，为蜗轮齿宽8.512中心距100蜗杆齿宽100（46.935）蜗轮齿宽30（31.35）2.4齿轮基本参数的计算估算齿轮模数齿轮材料相同时，选择负荷最重的小齿轮，根据表2-3计算各传动组最小齿轮的模数，并由其中较大者选取相近的标准模数。表2-3 齿轮模数估算已知条件电机额定功率（），齿轮齿数（、）和计算转速（）序号计算内容单位计算用图表或公式备注符号名称1齿数比2齿宽系数b为齿宽（mm）3P齿轮传递的名义功率kW为电动机到该齿轮的传动效率4K载荷系数K=0.81.6通常取1.01.25系数=时，AH=61；=815时，AH=596系数=时，AF=1；=815时，AF=0.997插齿、滚齿；剃齿、磨齿；8许用接触应力N/mm2按MQ线查取9许用齿根应力N/mm2轮齿单向受力：轮齿双向受力：按MQ线查取2.4.1主传动部分齿轮基本参数的计算主传动部分齿轮模数的估算公式按齿面接触疲劳强度：按齿面弯曲疲劳强度：表2-4齿轮模数的估算传动组小齿轮齿数比1齿宽系数传递功率P载荷系数K系数系数许用接触应力许用齿根应力计算转速系数模数模数选取模数m第第一变速组241.41770.8161111005184.361.891.942第第二变速组312770.72161111005184.471.921.912第第三变速组292.82880.648161111005184.61.831.892其他参数的计算在表2-5中：ha*称为齿顶高系数，c*称为顶隙系数，这两个系数均已经标准化，其中：ha*=1，c*=0.25表2-5 第一齿轮组（z1=31、z3=59）名称代号计算公式计算结果小齿轮大齿轮模数m根据齿轮受力情况和结构需要确定2压力角选取标准值20分度圆直径d62、118齿顶高*m2齿根高hfhf1=hf2=(ha*+c*)m2.5齿全高hh1=h2=(2ha*+c*)m4.5齿顶圆直径dada1=(z1+2ha*)mda2=(z2+2ha*)m66、122齿根圆直径dfdf1=(z1-2ha*-2c*)mdf2=(z2-2ha*-2c*)m57、113基圆直径dbdb1=d1cosdb2=d2cos25.3、48.15齿距pp=m6.28基圆齿距pbpb=p cos2.56齿厚ss=m/23.14齿槽宽ee=m/23.14顶隙cc=c*m0.5标准中心距=m(z1+z2)/290节圆直径d标准中心距时，取d=d62、118传动比ii12=z3 /z1=d2 /d11.903表2-6 其他齿轮组的计算结果项目第二齿轮组z4=33、z2=57第三齿轮组z5=31、z8=74第四齿轮组z6=46、z9=59第五齿轮组z7=29、z10=91第六齿轮组z12=49、z11=101名称代号计算结果计算结果计算结果计算结果计算结果模数m22222压力角2020202020分度圆直径d66、11462、14892、11858、18298、202齿顶高22222齿根高hf2.52.52.52.52.5齿全高h4.54.54.54.54.5齿顶圆直径da70、11866、15296、12262、186102、206齿根圆直径df61、10957、14387、11353、17793、197基圆直径db26.93、46.5225.3、60.437.54、48.1523.67、74.2740、82.43齿距p6.286.286.286.286.28基圆齿距pb2.562.562.562.562.56齿厚s3.143.143.143.143.14齿槽宽e3.143.143.143.143.14顶隙c0.50.50.50.50.5标准中心距90105105120150节圆直径d66、11462、14892、11858、18298、202传动比i1.7272.3871.2833.1382.0612.4.2铣头传动部分齿轮基本参数的计算铣头传动部分齿轮模数的估算公式按齿面接触疲劳强度： 按齿面弯曲疲劳强度：表2-7 铣头传动部分齿轮参数的估算传动组小齿轮齿数比1齿宽系数传递功率P载荷系数K系数系数许用接触应力许用齿根应力计算转速系数模数模数选取模数m第一变速组22285161116005284.472.852.893第二变速组282.8284.5161116005284.63.933.824表2-8 铣头传动系统齿轮组各齿轮参数计算项目第一齿轮组z1=60、z2=28第二齿轮组z3=58、z4=22第三齿轮组z5=41、z6=39第四齿轮组z7=49、z8=31名称代号计算结果计算结果计算结果计算结果模数m4333压力角20202020分度圆直径d240、112174、66123、117147、91齿顶高8666齿根高hf107.57.57.5齿全高h1813.513.513.5齿顶圆直径da248、120180、72129、123153、99齿根圆直径df230、102166.5、58.5115.5、109.5139.5、85.5基圆直径db97.94、45.7171.01、8.9816.73、15.9220、12.65齿距p12.569.429.429.42基圆齿距pb5.123.843.843.84齿厚s6.284.714.714.71齿槽宽e6.284.714.714.71顶隙c21.51.51.5标准中心距175160160160节圆直径d240、112174、66123、117147、91传动比i2.1432.6361.0531.5812.5各传动轴的设计计算2.5.1主传动部分各传动轴的设计计算表2-9 确定传动件的计算转速传动件轴齿轮z1z2z3z4z5z6计算转速1380710300951.580.02713801380710236010001800z7z8z9z10z11z123005603159567013802、估算传动轴的直径表2-10 主传动系统各轴的直径计算计算公式轴号计算转速电机至该轴传动效率输入功率PkW允许扭转角deg/m传动轴长度mm估计轴的直径mm花键轴尺寸NdDB138010.81.5300256232867100.990.7921.5300256232863000.990.990.7841.530030626326950.990.990.990.7761.5500351.580.990.990.990.9850.7651.5400650.0270.990.990.990.9850.9850.7531.54001002.5.1铣头传动部分各传动轴的设计计算表2-11 铣头传动系统各轴的直径计算计算公式轴号计算转速电机至该轴传动效率输入功率PkW允许扭转角deg/m传动轴长度mm估计轴的直径mm花键轴尺寸NdDB14200.965.281.5400408364274250.960.995.2271.54006085260101250.960.990.995.1751.54001002.6普通V带传动的设计计算普通V带的选用应保证在带不打滑的前提下能传递最大功率，同时要有足够的疲劳强度以满足一定的使用寿命。已知条件：传递的功率P（kW）；小、大带轮的转速n1、n2(r/min)和工作条件。其传动计算见下表。表2-12 普通V带传动的设计计算计算内容符号单位计算公式或图表说明计算结果设计功率KA为工况系数，由机床的工作特点查取KA=1.1带型的选择根据与选取A型小带轮的基准直径根据带的型号参考选取，并应满足是带轮允许的最小基准直径。在结构允许下，应选取较大的带速=1020m/s时经济耐用大带轮的基准直径为带的滑动率，初选中心距由机床的总体布局确定过小，增加弯曲次数降低使用寿命；过大，易引起振动750计算带的基准长度根据选取带的相近基准长度 (mm)2207.33带的挠曲次数m为带轮的个数，如果时，可以加大(加大)或降低（减小、）37.78实际中心距,式中：安装所需的最小中心距：张紧或补偿所需最大中心距：h为带的厚度。小带轮包角过小时应加大中心距或加张紧装置单根V带基本额定功率及其增量由在表中查取带的根数是包角修正系数，取带的截面尺寸节宽顶宽高度节宽=11.0顶宽=13高度=8.0轮槽截面尺寸见下表2-13表2-13 带轮的截面尺寸（mm）槽型(与相对应的)A11.02.758.7150.3注：槽角的偏差：Z、A、B型为1,C型为30。2.7零部件的选择2.7.1轴承的选择表2-14 深沟球轴承 （GB276-82）轴承型号外形尺寸 (mm)所属系列所在轴dDBrsmin11890140241.5特轻（1）系列主轴2042047141轻（2）系列主电机轴2052552151轻（2）系列主、轴2063062161轻（2）系列主轴220100180342.1轻（2）系列主轴31050110272中（3）系列主轴31260130312.1中（3）系列铣轴31470150352.1中（3）系列铣轴40840110272重（4）窄系列铣轴表2-15 调心球轴承 （GB281-84）轴承型号外形尺寸 (mm)所属系列所在轴dDBrsmin121365120231.5轻（2）窄系列主轴表2-16 推力球轴承（GB301-84）轴承型号外形尺寸 (mm)所属系列所在轴dDTd1sminD1smaxrsmin831050953152951.1中（3）系列主轴83115510535571051.1中（3）系列铣轴8320100170551031701.5中（3）系列主轴表2-17 圆锥滚子轴承（GB297-84）轴承型号外形尺寸 (mm)所属系列所在轴dDTBr1sminr3sminCr2sminr4sminE75189016042.5402.5342153832132.615轻宽（5）系列铣轴752010018049463392.5153832148.184轻宽（5）系列铣轴76105011042.25402.533212571086.263中宽（6）系列主轴27307358022.75212151.528483958.861中（3）窄系列主轴2.7.2花键的选择表2-18 花键的选择规格NdDB键数N大径D键宽B所在轴6232866286主、轴6263266326主轴8364278427铣轴852601086010铣轴2.8齿轮模数的验算装配草图完成后，按表2-19进行验算模数是否满足要求。若不满足要求时，可采取调整齿宽、改换齿轮材料，或重新选择齿轮齿数和模数等措施。表2-19 齿轮模数的验算已知条件电动机功率（PE）；齿轮的几何参数（z1、z2、mn、x1、x2）；结构尺寸和布局；精度等级和齿面粗糙度，材料和热处理及齿面硬度；润滑剂种类和工作期限；该齿轮的计算转速（nc）验算公式按齿面接触疲劳强度按齿轮弯曲疲劳强度序号计算内容单位计算用图表或公式计算结果符号名称1使用系数1.22变动工作用量系数0.5913功率利用系数0.800.794转速变化系数0.970.975工作期限系数0.866动载系数1.327Ft名义切向力N1.258v齿轮分度圆圆周速度3.529K齿向载荷分布系数1.2710齿向载荷分配系数1.11.111节点区域系数1.9812弹性系数0.9813重合度及螺旋角系数250.7814许用接触应力61.715复合形系数插齿、滚齿；剃齿、磨齿；4.616重合度及螺旋角系数250.72517许用齿根应力58.21、 表、等有关参数的下脚标“H”、“F”分别表示齿面接触强度和轮齿弯曲强度计算的参数代号。2、的极限值当时，则取；当时，则取；当时，则取。2.9滚动轴承的验算机床一般传动轴的滚动轴承的失效形式，主要是疲劳破坏，故应进行疲劳寿命验算。机床主轴和精密传动轴主要验算精度和刚度。对于转速很低的滚动轴承验算其静负荷。1. 滚动轴承的疲劳寿命的验算以轴上的滚动轴承为例验算其疲劳寿命过程如下： 式中：Lh额定寿命 （h）T滚动轴承许用寿命（h），一般取1000015000h，重型和精密机床取2000030000hCj动负荷 （N）C滚动轴承的额定动负荷N，查有关手册fn速度系数，n轴承的计算转数，r/minfh寿命系数，寿命指数，对球轴承，=3，对滚子轴承，=10/3KA使用系数，KHP功率利用系数大， KHn转速变化系数， Kl齿轮轮换工作系数， F当量动负荷（N），对于向心推力（角接触）球轴承和圆锥滚子轴承，承受径向负荷时，产生附加轴向力S，计算这类滚动轴承的当量动负荷时，必须计入附加轴向力。附加轴向力计算向心推力球轴承与圆锥滚子轴承成对安装时，当量动负荷的计算，查表得各系数如下：Cj动负荷。计算得62.18 N。C滚动轴承的额定动负荷N，查有关手册得44.50 N。fn速度系数，=1.32。n轴承的计算转数，95r/min。fh寿命系数，=0.81。寿命指数，对球轴承，=3，对滚子轴承，=10/3。KA使用系数，查表得1.2。KHP功率利用系数大，查表得0.80。KHn转速变化系数，查表得0.97。Kl齿轮轮换工作系数，查表得0.85。F当量动负荷（N），计算得62.14 N。h经验算合格。2. 滚动轴承的静负荷验算 (N)式中：静负荷 （N）额定静负荷 （N），查有关手册安全系数，当量静负荷 （N）或，取其中较大值径向负荷 N静径向系数，查有关手册静轴向系数，查有关手册合格。2.10轴的校核2.10.1轴上受力分析轴传递的转矩:齿轮的圆周力：齿轮的径向力：齿轮的轴向力：联轴器由于制造和安装误差所产生的附加圆周力Fo（方向不定）2.10.2求支反力A.在水平平面内的支反力由得得B.在垂直平面内的支反力由图可知C.由于Fo的作用，在支点A,B处的支反力得2.10.3作弯矩和扭矩图A.齿轮的作用力在水平平面的弯矩图B.作转矩图2.10.4轴的强度校核图2-1 弯矩图、扭矩图A.确定危险截面根据轴的结构尺寸及图2-1弯矩图、扭矩图，截面B处弯矩较大，且有轴承配合引起的应力集中；截面E弯矩也较大，直径较小，又有圆角引起的应力集中；截面D处弯矩最大，且有齿轮配合与键槽引起的应力集中，故属于危险截面。现对D截面进行强度校核。B.安全系数校核计算S=1.32.5由于SS，该轴D截面是安全的。2.11验算花键侧键挤压应力按如下公式验算花键键侧挤压应力：表2-20 验算花键键侧挤压应力最大转矩Nmm花键轴小径dmm花键轴大径Dmm花键数N载荷系数k工作长度lmm许用挤压应力jyMPa计算挤压应力jyMPa结论24.72344060.981405.7654.398合格2.12齿轮受力计算齿轮受力计算公式：计算结果如下表2-21所示：表2-21 齿轮受力计算传递功率PkW转速nr/min传动转矩TNmm齿轮压力角齿面摩擦角齿轮z2切向力Ft1N合力F1F1在x轴投影Fx1NF1在z轴投影Fz1N分度圆直径d1mm358.2415.6375.1463.2114齿轮z40.8138095.8183215125642423.5407.4389.3431.766第三章 整体结构的设计1. 带轮的设计根据V带计算，选用6根A型V带。由于轴安装了传动齿轮，为了改善它们的工作条件，保证加工精度，采用了图3-1所示的卸荷带轮结构。图3-1 带轮结构2. 主轴换向与制动机构的设计本机床属于专用的轻型铣床，适用于机械加工车间和维修车间。根据其工作原理和工作特点，主轴换向并不频繁。因此采用电气控制其换向，采用钢带式的制动方式。3. 齿轮块的设计本机床采用了滑移齿轮变速机构。根据各传动组的工作特点，第一扩大组的滑移齿轮采用了销钉联接装配式结构。基本组采用了整体式滑移齿轮。第二扩大组，由于传递转矩较大，则采用了键联接装配式齿轮。所有滑移齿轮与传动轴间均采用花键联接。从工艺角度考虑，其它固定齿轮（主轴上的齿轮除外）也采用花键联接。由于主轴直径较大，为了降低加工成本而采用了单键联接。轴间传动齿轮精度为877-8b，轴间齿轮精度为766-7b。图3-2 制动器的选择4. 轴承的选择为了装配方便，、轴上的传动件的外径均小于箱体左侧支承直径，并采用0000型向心球轴承。为了便于装配和轴承间隙的调整，、轴均采用27000E型圆锥滚子轴承。滚动轴承均采用E级精度。5. 主轴组件本机床属于普通精度级的轻型机床，为了简化结构，主轴采用了轴向后端定位的两支承主轴组件。前支承采用了3182000型双列圆柱滚子轴承，后支承采用了46000型角接触球轴承和8000型单向推力球轴承。为了保证主轴的回转精度，主轴前后轴承均用压块式防松螺母调整轴承的间隙。主轴前端采用了短圆锥定心结构型式。前轴承为C级精度，后轴承为D级精度。6. 操纵机构由于主轴换向并不频繁。因此采用电气控制操纵。根据各滑移齿轮变速传动组的特点，分别采用了集中变速操纵机构和单独操纵机构。7. 润滑系统设计主轴箱内采用了飞溅式润滑。油面高度为65mm左右，甩油轮浸油深度为10mm左右。润滑油型号为：HJ30。卸荷皮带轮轴承采用脂润滑方式。润滑脂型号为：钙质润滑脂。8. 密封装置设计轴轴颈较小，线速度较低，为了保证密封效果，采用皮碗式接触密封。而主轴直径大、线速度高，则采用非接触式密封。卸荷皮带轮的润滑采用毛毡式密封，以防外界杂物进入。9. 主轴箱箱体设计该箱体为铸造箱体，箱体外形采取了各面间直角连接的方式，使箱体线条简单、明快。主轴箱采用了箱体底面和两个导向块为定位安装面，并用螺钉和压板固定。安装简单，定位可靠。第四章 用途分析该机床为加工大模数螺旋铣刀的专用铣床，其加工模数范围为16-40.普通车床由于切削量小，效率低，不适用于大尺寸螺旋工件的加工。普通铣床由于其工作台较窄，加工空间小，也无法加工尺寸螺旋工件。为此，一工具急需开发加工大模数螺旋工件的专用设备。该设备除了加工刀具外，同时还可以生产大型特种螺杆工件。螺杆在电站设备生产企业、工程机械制造企业、空压机、冷冻机、工业泵、塑料机械等装备制造企业应用极其广泛。第五章 经济分析与资源分析近几年来，我国刀具生产厂家大模数螺旋刀具任务不断加大，仅哈尔滨第一工具厂现有的一台专用铣床24小时不间断工作，也完成不了生产任务，因此很多合同因生产能力限制不得不放弃。哈尔滨第一工具厂在该形势下，提出研制加工范围大的专用大模数蜗丁铣床。随着我国加入WTO和产业政策的调整，机械行业开始复苏，我国也在逐渐成为世界机械加工强国，特别是刀具产品早已进入国际市场。目前东北老工业基地改造，拉动制造业的高速发展，大型机械加工企业尤其是机床、电站等行业对大模数蜗轮、蜗杆等工件的需求量增加。相应的大模数螺旋铣刀需求量剧增，我省作为刀具制造业的强省，占领大型特种刀具的国内外市场有深远的意义，由于普通车床、普通铣床，不适用于大尺寸螺旋工件的加工，因此，开发，研制大模数螺旋刀具加工的专用设备对国内刀具制造企业意义重大。哈尔滨第一工具厂根据近几年的生产任务，大模数螺旋刀具加工依赖现有设备，已远远满足不了生产需求，因此提出该开发该专用设备的课题。该机床解决了大模数螺杆工件的移动、翻转、安装找正及夹紧工作的，且可根据不同要求，实现变速、进退等不同运动，加工精度高，生产效率高。目前国内尚无厂家制造生产该种专用机床，该机床属于国内首创。如果该设备研制成功，将会大大提高大模数螺旋工件的生产率，为工具厂带来可观的经济效益。全国各专业工具厂二百多家，预期在国内工具生产企业三年内平均年用量30台，产值1200万元。该设备除了加工刀具外，同时还可以生产大型特种螺杆工件。螺杆在电站设备生产企业、工程机械制造企业、空压机、冷冻机、工业泵、塑料机械等装备制造企业应用极其广泛。螺杆年需求量2.2亿元，其中大模数螺杆年需求量超过三分之一。目前，这些工件的加工全国只有为数不多的企业可以生产，而且依赖进口设备，其中以80年代英国HOLROYD公司2AC、5AC数控铣床和90年代德国KLINGELNBERG公司的HNC35SL数控专用磨床为主，这些进口设备价格极其昂贵，国内企业很难接受。国内螺杆应用领域不断加大，螺杆生产远远不能满足需求，现在江西气体压缩机厂、烟台空压机总厂（烟台兰星压缩机有限公司）、沈阳空气压缩机厂、南京三达机械有限公司、北京第一通用机械厂、天津市华北空气压缩机厂、宁波欣达螺杆压缩机有限公司、中山复盛机电有限公司、大连空气压缩机厂等均采用外协购买（从台湾、美国进货）。因此，该设备开发具有很好的市场前景。结 论该机床为加工大模数螺旋铣刀的专用铣床，其加工模数范围为16-40.普通车床由于切削量小，效率低，不适用于大尺寸螺旋工件的加工。普通铣床由于其工作台较窄，加工空间小，也无法加工尺寸螺旋工件。为此，一工具急需开发加工大模数螺旋工件的专用设备。该设备除了加工刀具外，同时还可以生产大型特种螺杆工件。螺杆在电站设备生产企业、工程机械制造企业、空压机、冷冻机、工业泵、塑料机械等装备制造企业应用极其广泛。通过对该机床的主动力部分（主轴动力传动系统包括主轴变速、慢速、快速进给、制动及工件的正反转）、铣头部分（铣头动力传动系统包括铣头主轴变速及反正转、铣头系统进给和固定夹紧）和尾座部分的设计，达到了预期的设计目标。机床主传动运行可靠，可加工16-40的较大模数范围的螺杆工件及螺旋铣刀且可以实现加工左右两种螺旋。设计的创新之处是：（1）设备床身主传动采用丝杠螺母传动，可以简化传动系统，减少传动误差的产生环节，加工精度较高；而且通过控制丝杆的长度调整床身的纵向移动量，解决了大型工件移动的困难。（2）采用双铣头铣削加工，降低了工件加工过程中的振动和变形；通过改变主进给螺杆、螺母及进给方向、铣头转向等，实现不同模数、不同旋向螺杆加工，提高了机床加工范围。致 谢在这炎炎夏日，专心于自己的毕业设计中，这将是我们最后一次在校园里带着一颗执著的心去创造新的一页，学习的过程是艰辛的，它像带着刺的玫瑰，而我们的芳香是那些无怨无悔的辛勤园丁们传授给我们的，在这即将离校的日子，在我们把收获果实装上行囊要带走的离别时刻，我们最应该做的就是向教育过我们的恩师们说一声“谢谢，谢谢你们的栽培”。此次毕业设计首先要感谢黑龙江省机械科学研究院的副院长刘斌老师以及胡成昕老师和郑佳德老师等的精心指导，其次要感谢我们学校机制教研室各位老师的大力支持与帮助。在此，我向你们表示由衷的感谢。这经过了三个多月紧张而有序的认真设计，我顺利完成了大模数蜗杆铣刀专用铣床这个题目的毕业设计，圆满地完成了预定目标。在这过程中我苦恼过设计任务的沉重，兴奋于收获的点点滴滴，我将沿着此样的道路前进，不畏艰辛，用我最大的力量去换取成功，为我的母校争光！目前国内这方面的书籍是非常少见，我希望能有更多的人加入此方面的探索，由于编者水平有限，如有误漏之处，殷切希望广大读者指正。参考文献1、熊文修.机械零件.高等教育出版社.1997：298-3232、杨可桢，程光蕴.机械设计基础.高等教育出版社.2001：429-41503、陈立德.机械设计基础课程设计指导书.高等教育出版社.2000：256-2584、成大先.机械设计手册机械制图极限与配合.化学工业出版社.2004.223-2405、周广林.机械工程基础.黑龙江人民出版.2000：460-5006、任嘉卉.公差配合手册.第II版.机械工业出版社2000：659-670大庆石油焊接研究与培训中心7、黄云清.公差配合与技术.机械工业出版社.200117-258、刘德新.袖珍液压气