卧式铣床设计计算说明书（有全套图纸） .pdf

本科毕业设计 论文 通过答辩 目目录录 第第 1 章章 机床的规格及用途机床的规格及用途 0 第第 2 章章 运动设计运动设计 1 2 1 确定极限转速 1 2 2 确定公比 1 2 3 求出主轴转速级数 1 2 4 确定结构式 1 2 5 绘制转速图 2 2 5 1 选用电动机 2 2 5 2 确定传动轴的轴数 2 2 5 3 绘制转速图 2 2 5 4 齿轮齿数的确定 3 2 6 传动系统图 3 2 7 核算主轴转速误差 4 第第 3 章章 传动零件的初步计算传动零件的初步计算 5 3 1 传动轴直径初定 5 3 2 主轴轴颈直径的确定 6 3 3 齿轮模数计算 6 3 3 1 初算齿轮模数 6 3 3 2 对各种限制的讨论 7 3 3 3 其余验证 9 第第 4 章章 零件的验算零件的验算 9 4 1 第 2 变速组的验证计算 9 4 1 1 小齿轮的弯曲强度验算 9 4 1 2 大齿轮的接触强度验算 10 4 2 传动轴 ii 的验证计算 12 4 2 1 传动轴 ii 的载荷分析 12 4 2 2 传动轴 ii 的最大挠度计算 13 4 2 3 传动轴 ii 的在支承处的倾角计算 15 4 3 主轴组件的静刚度验算 16 4 3 1 计算条件的确定 16 4 3 2 两支承主轴组件的静刚度验算 17 第第 5 章章 结构设计的说明结构设计的说明 20 第第 6 章章 参考文献参考文献 20 第 1页 共 22 页 第第 1 章章 第 2页 共 22 页 第第 1 章章机床的规格及用途机床的规格及用途 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1 26 驱动电动机功率 n 7 5 kw 主要用于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 第第 2 章章运动设计运动设计 2 1确定极限转速确定极限转速 由 已 知 最 小 转 数 nmin 35 5r min 级 数 z 17 得 到主 轴 极 限 转速 max 1400 minnr 转速调整范围 max min 39 44 n r r r 2 2确定公比确定公比 由题给条件 转速公比1 26 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 min r 2 3求出主轴转速级数求出主轴转速级数 由参考文献 1 转速级速为 lg 1 lg n r z 2 1 其中 n r 转速调整范围 转速公比 将 39 44 n r 1 26 代入 得17z 第 3页 共 22 页 2 4确定结构式确定结构式 在设计简单变速系统时 变速级数应选为3 2 mn z 的形式 其中mn 为正 整数 故183 3 2z 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 139 1 18332 2 2 其最末扩大组的调整范围 88 1 266 548 n r 满足要求 由于其调整范围已经达到最值 故其最大传动比与最小传动比均已确定 即 最大传动比 max 2u 2 3 最小传动比 min 1 4 u 2 4 2 5绘制转速图绘制转速图 2 5 1选用电动机选用电动机 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4p 级 同步转速1500 min d nr 电机型号1324ym 2 5 2确定传动轴的轴数确定传动轴的轴数 传动轴数 变速组数 定比传动副数 1 3 1 1 5 第 4页 共 22 页 2 5 3绘制转速图绘制转速图 图 2 1 转速图 第 5页 共 22 页 2 6传动系统图传动系统图 2 7齿轮齿数的确定齿轮齿数的确定 对于定比传动的齿轮齿数 按经验 由传动比为 710 0 493 1440 o i 取齿 数比为26 52 对于变速组内齿轮的齿数 由参考文献 2 根据各级变速组传动比 在满 足各传动比的各总齿数和中选择 得各传动组各齿轮齿数为 i ii 组内 24 3021 3318 36 ii iii 组内 36 2326 3317 42 iii iv 组内 55 3518 72 2 8核算主轴转速误差核算主轴转速误差 由参考文献 1 实际传动比所造成的主轴转速误差 一般不应超过 1 即2 6 经过核算 17 级转速各设计转速的实际转速为 35 5 26181718 1440 52364272 35 43 45 26211718 1440 52334272 45 36 第 6页 共 22 页 56 26241718 1440 52304272 57 29 71 26182618 1440 52363372 70 91 90 26212618 1440 52333372 90 25 112 26242618 1440 52303372 113 45 140 26183618 1440 52362372 140 87 180 26213618 1440 52332372 179 29 224 26243618 1440 52302372 225 39 26181755 1440 52364235 226 47 280 26211755 1440 52334235 281 43 355 26241755 1440 52304235 356 37 450 26182655 1440 52363335 445 7 560 26212655 1440 52333335 567 27 710 26242655 1440 52303335 713 14 900 26183655 1440 52362335 896 47 1120 26213655 1440 52332335 1125 91 1400 26243655 1440 52302335 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 7页 共 22 页 第第 3 章章 传动零件的初步计算传动零件的初步计算 3 1传动轴直径初定传动轴直径初定 由参考文献 1 传动轴直径按扭转刚度用式 3 1 进行计算 491 j n d n mm 3 1 其中 d 传动轴直径 mm n 该轴传递的功率 kw j n 该轴的计算转速 minr 该轴每米长度允许扭转角 deg m 本例中 取 0 5 由图 知 各轴的计算转速为 112 min j nr 主 140 min jiii nr 355 min jii nr i 710 min j nr 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 故各轴取电 机功率可能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 7 5n 带入 得 4 7 425 9124 39 1440 1 o dmm 4 7 06 9128 7 710 1 i dmm 4 6 7 9133 7 355 ii dmm 4 4 2 9137 8 140 iii dmm 取各轴最小轴径为25 o dmm 36 i dmm 40 ii dmm 50 iii dmm 3 2主轴轴颈直径的确定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85mm 后轴颈选 第 8页 共 22 页 用前轴颈的 70 左右 取55mm 3 3齿轮模数计算齿轮模数计算 3 3 1初算齿轮模数初算齿轮模数 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 22 1 1 16338 d j mjj un m z un 3 2 其中 j m 按接触疲劳强度计算的齿轮模数 d n 驱动电动机功率 kw u 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比1u 外啮合取 号 内啮合 取 号 1 z 小齿轮齿数 m 齿宽系数 m b m b 为齿宽 m 为模数 6 10 m 此处 均 选用8 m j 许用接触应力 mpa 查表可得 1370 j mpa 对于第一个变速组 小齿轮最小齿数是 1 18z 2u 其计算转速为 710 min j nr 带入式 3 2 得 3 1 22 2 1 7 5 163382 42 8 182 1370710 j m 对于第二个变速组 小齿轮最小齿数是 1 26z 2 52u 其计算转速为 355 min j nr 带入式 3 2 得 3 2 22 2 52 1 7 5 163382 64 8 262 52 1370355 j m 第 9页 共 22 页 对于第三个变速组 小齿轮最小齿数是 1 18z 4u 其计算转速为 450 min j nr 带入式 3 2 得 3 1 22 4 1 7 5 163382 65 8 184 1370450 j m 3 3 2对各种限制的讨论对各种限制的讨论 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85mm 后 轴径为70mm 即安装齿轮处轴外径约为80mm 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 min z应满足 min 1 035 6 d z m 3 3 其中 d 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 m 齿轮模数 对于主轴 选用单键槽 查得28 33 256 66d 若3m min 25 05z 若4m min 20 6135z 满足要求 考虑尺寸配合及强度要求 第 3 变速组 的模数取 3 4m 考虑到花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8 46 50 6 将50d 带入 若3m 则 min 23 3z 大于已确定的最小齿数18 若4m 则 min 16 85z 小于 18 验证第 2 变速组 min z 18 85 小于最小齿数 23 在 ii 轴上 选用花键8 36 40 6 将40d 代入 验证第 2 变速组 得 min 16 2z 小于最小齿数 17 满足要求 故第 2 变速组选用模数 4 第 10页 共 22 页 对于第 1 变速组 在轴 ii 上 若2m 得 min 26 8z 小于第 1 变速组在轴 ii 上的最小齿数30 在轴 i 上 选用花键8 32 36 6 若2m 得 min 24 68z 远远大于轴 i 上的 最小齿数 18 若3m 得 min 18 32z 仍然大于最小齿数 18 若4m 得 min 15 4z 小于最小齿数 18 故第 1 变速组选用模数 1 4m 3 3 3 其余验证其余验证 1 机床主传动系统最小齿数 min 18 20z 除 ii iii 之间的 z 17 的齿轮外 所有齿轮均满足此条件 故该设计可以满足条件 2 机床主传动的最小极限传动比为 min 1 4 u 中型机床的最大齿数和 max 120 z s 以上设计均满足此要求 第第 4 章章零件的验算零件的验算 4 1第第 2 变速组的验证计算变速组的验证计算 第 2 变速组的最小齿轮齿数为 1 17z 与之相啮合的大齿轮齿数为 2 42z 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 t ffsf kf y yy bm 4 第 11页 共 22 页 1 式中 f 齿轮的弯曲疲劳强度 mpa k 载荷系数 av kk k k k 对于平稳的原动机与工作机 有使用 系 数1 0 a k 由 于 3 11 2 35534 101 263 60 100060 t d n vm s 查 表 得 1 08 v k 设轴的刚性大 查得齿向载荷分布系数1 03k 则齿间载荷分配系 数1 1k 故载荷系数1 0 1 08 1 03 1 11 22 av kk k k k t f 齿轮所受切向力 n 由于轴 ii 最小转速为355 minr 代入 得 到最大切向力 3 3 3 minmin 7 5 10 5 936 10 2 35534 10 60 t pp fn vr b 齿宽 mm 此处24b f y 齿形系数 查图得2 6 f y s y 齿轮齿根应力修正系数 查图得1 58 s y y 重合度系数 0 75 0 25y 其中 12 11 1 883 2 1 62 zz 代入得0 713y f 许用弯曲应力 mpa limfn f f y s 本齿轮采用 45 钢渗碳 淬火 查表得弯曲疲劳极限应力 lim 350 f mpa 1 0 n y 取弯曲系数 1 25 f s 代入 得 350 1 280 1 25 f mpa 代入公式 得 第 12页 共 22 页 3 1 22 5 936 10 2 6 1 58 0 713221 0 24 4 ff mpa 满足齿根弯曲疲劳强度 4 1 2大齿轮的接触强度验算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 2 1 t heh h kf u z z z bdu 4 2 式中 e z 材料弹性系数 由表查得189 8 e zmpa h z 节点区域系数 查表得2 5 h z z 重合度系数 12 11 1 883 2 1 62 zz 其查表可得0 88z u 传动比 由前可知 42 2 47 17 u t f 齿轮所受切向力 n 由于该对齿轮进入啮合时 轴iii的最小转速为 140 minr 代入 得到最大切向力 3 3 3 minmin 7 5 10 6 093 10 2 14084 10 60 t pp fn vr k 载荷系数 av kk k k k 对于平稳的原动机与工作机 有使用系 数1 0 a k 由于 3 11 2 14084 101 231 60 100060 t d n vm s 查表得1 08 v k 设轴的刚性大 查得齿向载荷分布系数1 03k 则齿间载荷分配系数1 1k 故载荷系数1 0 1 08 1 03 1 11 22 av kk k k k h 许用接触应力 minhn h h z s 其中 minh 为试验齿轮的齿面接 第 13页 共 22 页 触疲劳极限 由参考文献 4 p146 知mpa h 1200 min n z 为接触强度寿命系数 取05 1 n z 其余系数与前述相同 故 mpa s z h nh h 1260 1 05 1 1200 min 代入计算得 3 1 22 6 093 10 2 47 1 189 8 2 5 0 88669 0 24 42 42 47 hh mpa 满足接触疲劳强度的要求 4 2传动轴传动轴 ii 的验证计算的验证计算 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 y 及 允许变形量见参考文献 3 上 910 页表 3 10 7 得 0 00050 0005 3870 194ylmm 0 001rad 由参考文献 1 对于传动轴 ii 仅需要进行刚度计算 无须进行强度验算 4 2 1传动轴传动轴 ii 的载荷分析的载荷分析 对传动轴 ii 的受力进行简化 得到下示载荷分布图 第 14页 共 22 页 图 4 1 轴 ii 的受力分析 其中 123 aaa qqq 是变速组 1 的驱动力 且 3 个驱动力不能同时作用 123 bbb qqq 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 7 2 12 10 ab n qqn mzn 4 3 式中 n 该齿轮传递的全功率 kw 如前述原因 此处均取7 5nkw m z 该齿轮的模数 mm 齿数 n 该传动轴的计算工况转速 minr ajbj nnn 或 bjaj nnn aj n 该轴输入扭矩的齿轮计算转速 minr bj n 该轴输出扭矩的齿轮计算转速 minr 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 7 1 7 5 2 12 102677 4 33 450 a qn 7 2 7 5 2 12 102366 4 30 560 a qn 7 3 7 5 2 12 103110 4 30 355 a qn 第 15页 共 22 页 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传动轴传动轴 ii 的最大挠度计算的最大挠度计算 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 33 4 0 75 171 39 ab l nxx yymm d mzn 4 4 式中 l 两支承间的跨距 mm 对于轴 ii 387lmm d 该轴的平均直径 mm 本轴的平均直径40dmm i a x l i a 齿轮 i z 的工作位置至较近支承点的距离 mm a y 输入扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度 mm b y 输出扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度 mm 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 1a q 其输入位置 1 105 a amm 故 105 0 27 387 x 33 1 4 3877 5 0 75 0 270 27 171 390 089 404 33 450 a ymm 对于 2a q 其输入位置 2 74 a amm 故 74 0 19 387 x 33 2 4 3877 5 0 75 0 190 19 171 390 058 404 30 560 a ymm 对于 3a q 其输入位置 3 104 a amm 故 104 0 269 387 x 33 3 4 3877 5 0 75 0 2330 233 171 390 096 404 36 355 a ymm 第 16页 共 22 页 故 3a q引 起 的 中 点 挠 度 最 大 在 计 算 合 成 挠 度 时 使 用 3aa qq 2 0 096 aa yymm 进行计算 此时轴 ii 转速为355 minr 此时对之前计算的输出驱动阻力进行计算 各力为 7 1 7 5 2 12 104306 6 4 26 355 b qn 7 2 7 5 2 12 106586 6 4 17 355 b qn 7 3 7 5 2 12 103110 3 4 36 355 b qn 带入式 4 4 对于输出的三个驱动阻力 计算其分别作用时对于轴中点的 挠度值 对于 1b q 其输入位置 1 75 b amm 故 75 0 194 387 x 33 1 4 3877 5 0 75 0 1940 194 171 390 014 404 26 355 b ymm 对于 2b q 其输入位置 2 6 b amm 故 6 0 016 387 x 33 2 4 3877 5 0 75 0 0160 016 171 390 014 404 17 355 b ymm 对于 3b q 其输入位置 3 104 b amm 故 104 0 269 387 x 33 3 4 3877 5 0 75 0 2690 269 171 390 103 404 36 355 b ymm 故 3b q引 起 的 中 点 挠 度 最 大 在 计 算 合 成 挠 度 时 使 用 3bb qq 3 0 103 bb yymm 进行计算 由参考文献 1 中点的合成挠度 h y可按余弦定理计算 即 22 2cos habab yyyy ymm 4 5 式中 h y 被验算轴的中点合成挠度 mm 第 17页 共 22 页 驱动力 a q 和阻力 b q 在横剖面上 两向量合成时的夹角 deg 2 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20 齿面磨擦 角5 72 得2 02 205 72 51 44 代入计算 得 22 0 0960 1032 0 096 0 103 cos 51 44 0 098 hh ymmy 满足要求 4 2 3传动轴传动轴 ii 的在支承处的倾角计算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 ab 时 可按下式进行近 似计算 3 h ab y rad l 4 6 代入0 098 h ymm 387lmm 得 3 0 098 0 0007 387 ab rad 满足要求 故不用计算其在齿轮处的倾角 4 3主轴组件的静刚度验算主轴组件的静刚度验算 4 3 1计算条件的确定计算条件的确定 1 变形量的允许值 1 验算主轴轴端的挠度 c y 目前广泛采用的经验数据为 0 0002 c yl mm 4 7 式中 l 两支承间的距离 在本主轴中 260lmm 故取 0 052 c ymm 2 由参考文献 1 对于工作台宽度为320mm的卧式铣床 其主轴前端静 刚度为120 nm 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 第 18页 共 22 页 的挠度 c y 2 切削力的确定 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 其计算公式为 4 2 955 10 d t jj n pn d n 4 8 式中 d n 电动机额定功率 kw 此处5 5 d nkw 主传动系统的总效率 1 n i i i 为各传动副 轴承的效率 由参考文献 3 对于普通机床的主变速系统 总效率0 7 0 85 此处 为方 便起见 起0 8 j n 主轴的计算转速 minr 由前知 主轴的计算转速为112 minr j d 计算直径 对于铣床 j d 为最大端铣刀计算直径 由参考文献 1 对于升降台宽度为320 1250 的卧式铣床 其端铣刀的计算直径及宽度分别为 200 j dmm 60bmm 将参数值带入 4 8 式 得4202 t pn 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 t p 的比值可大致认为 0 953992 vt ppn 0 241008 5 ht pp 0 52101 at ppn 则 22 0 984118 hvt ppppn 1 14622 2 t ppn 即p 与 水 平 面 成60 角 p 在水平面的投影与 h p 成65 角 3 切削力的作用点 设切削力p 的作用点到主轴前支承的距离为s 则 第 19页 共 22 页 scw mm 4 9 式中 c 主轴前端的悬伸长度 此处98 6cmm w 对于普通升降台铣床60wbmm 代入 切削力p 的作用点到主轴前支承的距离为158 6smm 4 3 2 两支承主轴组件的静刚度验算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 4 2 主轴纵向视图力的分布 第 20页 共 22 页 图 4 3 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p 作用在s点引起主轴前端c占的挠度 csp y 23 22 3 63 csp cba scclscls lcsc ypmm eieic lc l 4 10 式中 e 抗拉弹性模量 钢的 5 2 1 10empa c i 为bc段惯性矩 对于主轴前端 有 44 44 64 70 128 1 1 128 12 10 6464 c d imm i 为 ab 段惯性矩 有