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大模数蜗杆铣刀专用机床设计【5张CAD图纸+毕业答辩论文】

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大模数蜗杆铣刀专用机床设计

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主轴零件图A0.dwg

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离合器A2.dwg

铣头装配图A0.dwg

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关键词：: 大模数蜗杆铣刀专用机床设计全套 cad 图纸毕业答辩论文

资源描述：

摘要

随着我国机械行业的复苏，特别是我省老工业基地改造，我省及全国大型机械加工企业是机床、电站、工程机械、空压机、冷冻机、工业泵、塑料机械化等行业，对大模数蜗轮、蜗杆等工件的需求量日益增加。因此，相应的大模数螺旋铣刀需求量巨增，加工螺旋铣刀的通用设备主要以车床和铣床为主。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。普通铣床由于切削其工作台面较窄，加工空间小，效率低，也无法加工大尺寸螺旋工件。所以开发、研制加工大模数螺旋刀具的专用设备意义重大。该项目是由哈尔滨第一工具厂根据生产实际需要首先提出的。

经调查研究发现，早在70年代，天津轻工业机械厂曾经生产制造过一种铣床，主要是用于加工大模数螺旋工件的专用铣床，但这种铣床只能加工右旋工件，且这种铣床早在第一批生产出几台后就已经停产，相关的技术资料也几乎都流失掉了。根据哈尔滨第一工具厂近几年的生产任务，大模数螺旋刀具加工信赖现有设备，已经远远不能满足生产的需求，因此提出开发该专用设备的课题。如果该设备研制成功，将会为工具厂带来可观的经济效益，同时也为电站、工程机械、空压机、冷冻机、工业泵、塑料机械等其他行业带来极大的社会效益。

关键字：大模数、蜗杆铣刀、专用铣床

Abstract

Along with the recovery of the our country machine profession, especially my province old industry base reformation, my province and national and large machine processes the business enterprise is a tool machine, electricity station, engineering machine, get empty to press the professions, such as big mold few worm round and the worm pole...etc. increasingly. Therefore, the big molds that correspond counts the spiral mill knife demand huge increase, the in general use equipments that process the spiral knife of mill mainly regard lather and millers as principle. Common lather because of slicing to pare the quantity small, the efficiency is low, unwell used for the big size spiral work piece's process. Common miller because of slicing to pare it work the set face more narrow, process the space small, the efficiency is low, also can't process the spiral work piece of big size. So development, research to manufacture to process the big mold to count the appropriation equipments meaning graveness that spiral knife has. That item is from the strand of Harbin the first tool factory according to produce the effective demand to put forward first.

After investigate the research detection, as early as 70's, light industry machine factory of Tianjin has ever produced to make a kind of miller, mainly is used for to process the big mold several the spiral work pieces of appropriation miller, but this kind of miller can process the right helix work piece only, and this kind of miller is as early as and the first to produce a several pedestal have already stop production, the related technique data also almost runs off. According to the strand of Harbin production mission of the first tool factory last few years, the big mold counts the spiral knife to have to process to trust the existing equipments, engineering machine, get empty to press other professions, such as the machine, freezer, industry pump.

Keywords: Big modulus、 worm milling cutter、 professional milling machine

摘要Ⅰ

AbstractⅡ

第1章绪论1

1.1大模数蜗杆铣刀专用机床的主要技术规格1

1.2大模数蜗杆铣刀专用机床的运动2

1.3目前国内外研究状况5

1.4机床典型机构说明5

1.5机床电器说明6

1.6机床调整与操作7

1.7机床切削用量10

1.8课题来源10

1.9课题目的10

第2章大模数蜗杆铣刀专用机床的设计11

2.1大模数蜗杆铣刀专用机床的设计方案11

2.1.1设计目标、研究内容和拟解决的关键问题11

2.1.2总体设计方案11

2.2.基本参数确定（已知给定）12

2.3蜗杆、蜗轮的基本尺寸计算13

2.3.1主传动部分第一组蜗杆、蜗轮的基本尺寸计算13

2.3.2主传动部分第二组蜗杆、蜗轮的基本尺寸计算14

2.4齿轮基本参数的计算16

2.5各传动轴的设计计算23

2.5.1主传动部分各传动轴的设计计算23

2.5.1铣头传动部分各传动轴的设计计算25

2.6普通V带传动的设计计算26

2.7零部件的选择29

2.8齿轮模数的验算32

2.9滚动轴承的验算34

2.10轴的校核36

2.11验算花键侧键挤压应力39

2.12齿轮受力计算40

第三章整体结构的设计41

第四章用途分析44

第五章经济分析与资源分析45

结论47

致谢48

参考文献49

专题论文50

附录166

附录275

全部文件.jpg

尾座装配图A0.jpg

铣头装配图A0.jpg

主箱体装配图A0.jpg

字数统计.jpg

内容简介：: 1 第 1 章概述 1.1 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 10 33 蜗杆齿槽 2 工件主轴中心高： 230mm 3 主轴端面与顶尖间最大距为： 750mm 4 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： 650mm 7 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 =3000 2000 1275mm（长度不包括丝nts 2 杆伸出量） 9 机床总结构： T 10. 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） nts 3 图 1-3 主箱体传动主轴转数： n1=1380 601601912974315931 =0.0270 转 /分 n1=1380 601601912959465931 =0.0515 转 /分 n1=1380 601601912974313357 =0.0915 转 /分 n1=1380 601601912959463357 =0.1720 转 /分快速： n 快 =1380 60110149 =11.5 转 /分 nts 4 3.铣头传动（见图 1-4）图 1-4 铣头传动主轴转数： n1=1420 21 60285822 =125 转 /分 n2=1420 21 60284931 =210 转 /分 n3=1420 21 60284139 =315 转 /分 nts 5 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： nts 6 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nts 7 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） nts 8 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。 nts 9 （ 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。 nts 10 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。 nts 11 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： nts 12 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 601601912974315931 =0.0270 转 /分 n1=1380 601601912959465931 =0.0515 转 /分 n1=1380 601601912974313357 =0.0915 转 /分 n1=1380 601601912959463357 =0.1720 转 /分 nts 13 快速： n 快 =1380 60110149 =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 21 60285822 =125 转 /分 n2=1420 21 60284931 =210 转 /分 n3=1420 21 60284139 =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 GB10088-88 3.15 蜗杆轴向模数 mz mz= m 3.15 蜗杆齿数 z1 按规定选取 3 蜗杆轴向齿距 xp mpx 9.891 蜗杆导程角 11 /tan dmz 1932 29 蜗杆直径系数 q tan/1zq 11.27 顶隙 c cc *m, c *为顶隙系数，c *=0.2 0.63 nts 14 蜗杆分度圆直径 d1 mqd 1 35.5 蜗杆齿顶高 ha1 aa hh 1 * m , ah *为齿顶高系数， 1ah = )(21 11 dda 3.15 蜗杆齿根高 hf1 mchh af 2.111 3.78 蜗杆齿顶圆直径 da1 aaa hdhdd 22 1111 *m 41.8 蜗杆齿根圆直径 df1 aff hdhdd 2(22 1111 *)cm 27.94 蜗杆导程 pz 1mzpz 29.673 齿形角 ,2020 nx 或 x 为轴向齿形角， n 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 d2 222122d m z a d x m 189 蜗轮变位系数 x2 查 GB10085-88 -0.3889 蜗轮齿顶高 ha2 aa hmh (2 * )2x 1.925 蜗轮齿根高 hf2 af hmh (2 * cx 2 *) 5.005 蜗轮喉圆直径 da2 222 2 aa hdd 192.85 蜗轮齿根圆直径 df2 222 2 ff hdd 178.99 蜗轮齿宽角 )arcsin(2 12db ， 2b 为蜗轮齿宽 8.512 中心距 a 2/)2( 221 mxdda 100 蜗杆齿宽 1b mzb )09.05.9( 21 100 （ 46.935）蜗轮齿宽 2b 175.0 adb 30（ 31.35） nts 15 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 GB10088-88 3.15 蜗杆轴向模数 mz mz= m 3.15 蜗杆齿数 z1 按规定选取 6 蜗杆轴向齿距 xp mpx 9.891 蜗杆导程角 11 /tan dmz 2801 50 蜗杆直径系数 q tan/1zq 22.54 顶隙 c cc *m, c *为顶隙系数，c *=0.2 0.63 蜗杆分度圆直径 d1 mqd 1 71 蜗杆齿顶高 ha1 aa hh 1 * m , ah *为齿顶高系数， 1ah = )(21 11 dda 3.15 蜗杆齿根高 hf1 mchh af 2.111 3.78 蜗杆齿顶圆直径 da1 aaa hdhdd 22 1111 *m 77.3 蜗杆齿根圆直径 df1 aff hdhdd 2(22 1111 *)cm 63.44 蜗杆导程 pz 1mzpz 59.346 齿形角 ,2020 nx 或 x 为轴向齿形角， n 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 d2 mxdamzd 22 22 12 189 蜗轮变位系数 x2 查 GB10085-88 -0.3889 蜗轮齿顶高 ha2 aa hmh (2 * )2x 1.925 nts 16 蜗轮齿根高 hf2 af hmh (2 * cx 2 *) 5.005 蜗轮喉圆直径 da2 222 2 aa hdd 192.85 蜗轮齿根圆直径 df2 222 2 ff hdd 178.99 蜗轮齿宽角 )arcsin(2 12db ， 2b 为蜗轮齿宽 8.512 中心距 a 2/)2( 221 mxdda 100 蜗杆齿宽 1b mzb )09.05.9( 21 100 （ 46.935）蜗轮齿宽 2b 175.0 adb 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（EP），齿轮齿数（1z、2z）和计算转速（caln）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 21/1zz 2 m齿宽系数 / 5 1 0m bm :b 为齿宽（ mm） 3 P 齿轮传递的名义功率 kW EPP g为电动机到该齿轮的传动效率 4 K 载荷系数 K=0.8 1.6 通常取1.0 1.2 nts 17 5 HA系数 =0 时，AH=61； =8 15时， AH=59 6 FA系数 =0 时，AF=1； =8 15时，AF=0.99 7 FSY插齿、滚齿；剃齿、磨齿； 8 HP许用接触应力 N/mm2 0 .9H P H L im HLim 按MQ 线查取 9 FP许用齿根应力 N/mm2 轮齿单向受力：1 .4F P F L im 轮齿双向受力： FP FLimFLim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： 267HHmA 3221( 1)m c H PKPnZ 按齿面弯曲疲劳强度： 267HFmA 表 2-4 齿轮模数的估算传动小齿齿数齿宽传递功率载荷系数系数许用许用计算系数模数模数选取nts 18 组轮比 1 系数mP 系数K HAFA接触应力HP齿根应力FP转速cnFSYHmFm模数m 第第一变速组 24 1.41 77 0.8 1 61 1 1100 518 4.36 1.89 1.94 2 第第二变速组 31 2 77 0.72 1 61 1 1100 518 4.47 1.92 1.91 2 第第三变速组 29 2.82 88 0.648 1 61 1 1100 518 4.6 1.83 1.89 2 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 nts 19 压力角选取标准值 20 分度圆直径 d 11d mz 22d mz 62、 118 齿顶高 ah 12a a ah h h*m 2 齿根高 hf hf1=hf2=(ha*+c*)m 2.5 齿全高 h h1=h2=(2ha*+c*)m 4.5 齿顶圆直径 da da1=(z1+2ha*)m da2=(z2+2ha*)m 66、 122 齿根圆直径 df df1=(z1-2ha*-2c*)m df2=(z2-2ha*-2c*)m 57、 113 基圆直径 db db1=d1cos db2=d2cos 25.3、48.15 齿距 p p= m 6.28 基圆齿距 pb pb=p cos 2.56 齿厚 s s= m/2 3.14 齿槽宽 e e= m/2 3.14 顶隙 c c=c*m 0.5 标准中心距 =m(z1+z2)/2 90 节圆直径 d 标准中心距时，取 d=d 62、 118 传动比 i i12=z3 /z1=d2 /d1 1.903 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 m 2 2 2 2 2 压力角 20 20 20 20 20 nts 20 分度圆直径 d 66、 114 62、 148 92、 118 58、 182 98、 202 齿顶高 ah 2 2 2 2 2 齿根高 hf 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 齿全高 h 4.5 4.5 4.5 4.5 4.5 齿顶圆直径 da 70、 118 66、 152 96、 122 62、 186 102、 206 齿根圆直径 df 61、 109 57、 143 87、 113 53、 177 93、 197 基圆直径 db 26.93、46.52 25.3、 60.4 37.54、48.15 23.67、74.27 40、 82.43 齿距 p 6.28 6.28 6.28 6.28 6.28 基圆齿pb 2.56 2.56 2.56 2.56 2.56 nts 21 距齿厚 s 3.14 3.14 3.14 3.14 3.14 齿槽宽 e 3.14 3.14 3.14 3.14 3.14 顶隙 c 0.5 0.5 0.5 0.5 0.5 标准中心距 90 105 105 120 150 节圆直径 d 66、 114 62、 148 92、 118 58、 182 98、 202 传动比 i 1.727 2.387 1.283 3.138 2.061 2.4.2 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： 267HHmA 3221( 1)m c H PKPnZ 按齿面弯曲疲劳强度： 267HFmA 31FSm c FPK P YnZ表 2-7 铣头传动部分齿轮参数的估算传小齿齿传载系系许许计系模模选nts 22 动组齿轮数比 1 宽系数m递功率P 荷系数K 数HA数FA用接触应力HP用齿根应力FP算转速cn数FSY数Hm数Fm取模数m 第一变速组 22 2 8 5 1 61 1 1600 528 4.47 2.85 2.89 3 第二变速组 28 2.82 8 4.5 1 61 1 1600 528 4.6 3.93 3.82 4 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 m 4 3 3 3 压力角 20 20 20 20 分度圆直径 d 240、 112 174、 66 123、 117 147、 91 齿顶高 ah 8 6 6 6 齿根高 hf 10 7.5 7.5 7.5 齿全高 h 18 13.5 13.5 13.5 齿顶圆直径 da 248、 120 180、 72 129、 123 153、 99 齿根圆直 df 230、 102 166.5、 58.5 115.5、 109.5 139.5、 85.5 nts 23 径基圆直径 db 97.94、 45.71 71.01、 8.98 16.73、 15.92 20、 12.65 齿距 p 12.56 9.42 9.42 9.42 基圆齿距 pb 5.12 3.84 3.84 3.84 齿厚 s 6.28 4.71 4.71 4.71 齿槽宽 e 6.28 4.71 4.71 4.71 顶隙 c 2 1.5 1.5 1.5 标准中心距 175 160 160 160 节圆直径 d 240、 112 174、 66 123、 117 147、 91 传动比 i 2.143 2.636 1.053 1.581 2.5 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 z1 z2 z3 z4 z5 z6 计算转速 1380 710 300 95 1.58 0.027 1380 1380 710 2360 1000 1800 z7 z8 z9 z10 z11 z12 300 560 315 95 670 1380 2、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 /mincrn 电机至该轴传动效率输入功率 P kW 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 Ndnts 24 DB 491cPdn 1380 1 0.8 1.5 300 25 62328 6 710 0.99 0.792 1.5 300 25 62328 6 300 0.990.99 0.784 1.5 300 30 62632 6 95 0.990.990.99 0.776 1.5 500 35 1.58 0.990.990.990.985 0.765 1.5 400 65 0.027 0.990.990.990.9850.985 0.753 1.5 400 100 2.5.1 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 nts 25 计算公式轴号计算转速 /mincrn 电机至该轴传动效率输入功率 P kW 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 NdDB 491cPdn 1420 0.96 5.28 1.5 400 40 83642 7 425 0.960.99 5.227 1.5 400 60 8526010 125 0.960.990.99 5.175 1.5 400 100 2.6 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 nts 26 设计功率 dPkWdAP K PKA 为工况系数，由机床的工作特点查取 KA=1.1 1.1 5.56.05dP 带型的选择根据dP与1n选取 A 型小带轮的基准直径 1ddmm根据带的型号参考选取，并应满足1 minddmindd是带轮允许的最小基准直径。在结构允许下，应选取较大的1dd1 200dd 带速 v /ms11 6 0 1 0 0 0 5 2 5 /ddnvvv m s :v =10 20m/s 时经济耐用 18.055v 大带轮的基准直径 2ddmm 12121ddnn 为带的滑动率， 2% 2 250dd 初选中0mm由机床的总体布局确定 0过小，增加弯曲次数降低使用寿命；0过大，易引起振动 750 nts 27 心距计算带的基准长度 0dLmm 0 0 1 22210224d d dddL d ddd 根据0dL选取带的相近基准长度dL(mm) 2207.33 带的挠曲次数 u 1S 1000 40dmvu L m 为带轮的个数，如果 40u 时，可以加大dL(加大 )或降低v （减小 1dd 、 2dd ） 37.78 实际中心距 mm2A A B ,式中： 1248ddd ddLA 2218ddB 安装所需的最小中心距： m i n 0 . 0 1 dhL 张紧或补偿所需最大中心距： m a x 0 .0 2 dLh 为带的厚度。 375.5A 312.5B 750.58 小带轮包角 1 1 211 8 0 2 s i n 2120dddd 1 过小时应加大中心距或加张紧装置 1 176.18 单根V带1PkW由1n在表中查取1P 1P1 2.74P nts 28 基本额定功率及其增量 1P1 0.08P带的根数 Z 11d LPZ P P K K K 是包角修正系数， 4.85Z 取 5Z 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 dbahfhe f d(与d相对应的 ) A 11.0 2.75 8.7 150.3 2110 34 36 38 nts 29 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 d D B rsmin 118 90 140 24 1.5 特轻（ 1）系列主轴 204 20 47 14 1 轻（ 2）系列主电机轴 205 25 52 15 1 轻（ 2）系列主、轴 206 30 62 16 1 轻（ 2）系列主轴 220 100 180 34 2.1 轻（ 2）系列主轴 310 50 110 27 2 中（ 3）系列主轴 312 60 130 31 2.1 中（ 3）系列铣轴 314 70 150 35 2.1 中（ 3）系列铣轴 408 40 110 27 2 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 d D B rsmin 1213 65 120 23 1.5 轻（ 2）窄系列主轴表 2-16 推力球轴承（ GB301-84）轴承外形尺寸 (mm) 所属系所nts 30 型号 d D T d1smin D1smax rsmin 列在轴 8310 50 95 31 52 95 1.1 中（ 3）系列主轴 8311 55 105 35 57 105 1.1 中（ 3）系列铣轴 8320 100 170 55 103 170 1.5 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 d D T B r1smin r3smin C r2smin r4smin E 7518 90 160 42.5 40 2.5 34 2 153832 132.615 轻宽（ 5）系列铣轴 7520 100 180 49 46 3 39 2.5 153832 148.184 轻宽（ 5）系列铣轴 7610 50 110 42.25 40 2.5 33 2 125710 86.263 中宽（ 6）系列主轴 27307 35 80 22.75 21 2 15 1.5 284839 58.861 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 N d D键数 N 大径 D 键宽 B 所在轴 nts 31 B 6 2328 6 6 28 6 主、轴 6 2632 6 6 32 6 主轴 8 3642 7 8 42 7 铣轴 8 5260 10 8 60 10 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、、 n 、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 2 231c o s ( 1 )2 6 7 ( ) ( )A H P n t V HH n H Em c F PK K K K K Pm Z Z Z m mnz 按齿轮弯曲疲劳强度 31c o s2 6 7 ( )A F P n t V F F SFnm c F PK K K K K P Y Ym m mnz 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 AK 使用系数 1.2 nts 32 2 HPntK FPntK 变动工作用量系数 H P n t H P H n H tF P n t F P F n F tK K K KK K K K 0.59 1 3 HPFPKK 功率利用系数 0.80 0.79 4 HnFnKK 转速变化系数 0.97 0.97 5 HtFtKK 工作期限系数 m i n60() pH t F t ntKKN 0.86 6 VK 动载系数 2112 21 ( )/ 1 0 0 1VtAK z v uKKF K b u 1.32 7 Ft 名义切向力 N 71 .9 1 0tcPF n 1.25 410 8 v 齿轮分度圆圆周速度 /ms m a x 16 0 0 0 c o s nm z mv 3.52 9 K 齿向载荷分布系数 1 MSK K K 1.27 10 HFKK 齿向载荷分配系数 1.1 1.1 HZ 节点 1.98 nts 33 11 区域系数 12 EZ 弹性系数 N mm0.98 13 Z 重合度及螺旋角系数 25 0.78 14 HP 许用接触应力 2N mm L V RH P H L im Z 61.7 15 FSY 复合形系数插齿、滚齿；剃齿、磨齿； 4.6 16 Y 重合度及螺旋角系数 25 0.725 17 FP 许用齿根应力 2N mm 1 .3F P F L im 58.2 1、表HK、FK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、PntK的极限值当m inPnt PntKK时，则取m inPnt PntKK；当m axP nt P ntKK时，则取m axP nt P ntKK；当m i n m a xP n t P n t P n tK K K时，则取P n t p n tK K K K。 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nts 34 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： 500 nhA H P H n lCfLTK K K K F h hj A H P H n lnfC K K K K F Cf N 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 2000030000h Cj 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， 1003n cf nn 轴承的计算转数， r/min fh 寿命系数，500hhLf 寿命指数，对球轴承， =3，对滚子轴承， =10/3 KA 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： nts 35 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， 1003n cf n=1.32。 n 轴承的计算转数， 95r/min。 fh 寿命系数，500hhLf =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。 1 0 / 34 4 . 5 0 1 . 3 25 0 0 1 8 3 5 0 1 0 0 0 01 . 2 0 . 8 0 0 . 9 7 0 . 8 5 6 2 . 1 4hLT h 经验算合格。 2. 滚动轴承的静负荷验算 0 0 0 0jC K F C(N) 式中： 0jC 静负荷（ N） 0C 额定静负荷（ N），查有关手册 0K 安全系数， 0F 当量静负荷（ N） 0 0 0raF X F Y F或0 rFF，取其中较大值 rF 径向负荷 N 0X 静径向系数，查有关手册 0Y 静轴向系数，查有关手册 001 . 0 9 5 2 . 1 4 5 6 . 8 3 7 2 . 4 6jCC 合格。 nts 36 2.10 轴的校核 2.10.1 轴上受力分析轴传递的转矩 : 411 3 9 5 5 1 0 6 2 0 7 5 7 6 2 0200T N m m N m gg 齿轮的圆周力：11122 2 6 2 0 6118/ c o s 4 0 0 . 0 0 5 / c o s 9 2 2 t nTTFNd Z m g 齿轮的径向力： t a n 0 . 3 6 46 1 1 8 2 2 5 9c o s 0 . 9 8 6nrtF F N 齿轮的轴向力： t a n 6 1 1 8 0 . 1 6 4 1 0 0 2xtF F N g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） 112 2 6 2 00 . 3 0 . 3 2 7 5 50 . 1 3 5oTFND 2.10.2 求支反力 A.在水平平面内的支反力由 0AM 得 1 0 . 2 0 22 2 5 9 0 . 0 8 1 0 0 222 4970 . 0 8 0 . 0 8rxBzdFFRNab 0z 得 2 2 5 9 4 9 7 1 7 6 2A z r B zR F R N B.在垂直平面内的支反力由图可知 nts 37 1 6 1 1 8 305922A y B y tR R F N C.由于 Fo 的作用，在支点 A,B 处的支反力 0BM 得 0A o oR a b F c 2 7 5 5 0 . 1 7 29270 . 0 8 0 . 0 8oAo FcRNab 2 7 5 5 2 9 2 7 5 6 8 2B o o A oR F R N 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 1 7 6 2 0 . 0 8 1 4 1D z A zM R N m g 3 0 5 9 0 . 0 8 2 4 5D y A yM R N m g 2 2 2 21 4 1 2 4 5 2 8 3D D z D yM M M N m g 2 7 5 5 0 . 1 7 4 6 8D o oM F c N m g 2 8 3 2 3 4 5 1 7D D D oM M M N m g B.作转矩图 1 620T N m g2.10.4 轴的强度校核 nts 38 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 3 5 31 6 . 9 1 . 6 9 1 0W c m m 65 1 7 1 0 3 0 . 61 6 . 9DM M P aW 3 5 33 0 . 1 3 . 0 1 1 0pW c m m nts 39 61 6 2 0 1 0 1 0 . 32 2 3 0 . 1m pT M P aW 5.48S 2 2 2 22 . 5 5 . 4 8 2 . 2 72 . 5 5 . 4 8SSSSS S=1.3 2.5 由于 S

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