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III目 录1. 绪 论11.1 铣床的发展及分类11.2 铣床的主要结构31.3 铣床的电力拖动形式和控制要求32. 卧式铣床的主要结构及要求52.1 一般卧式铣床的主要结构及运动形式52.2 卧式铣床的主传动系统组成及要求63. 主传动系统的运动设计83.1 转速图93.2 结构网与结构式123.3 转速图的拟定133.4 带轮及 V 带设计 173.5 齿轮齿数的确定193.6 齿轮各项参数的确定234. 主传动系统的结构设计254.1 主传动系统的布局及变速机构的类型254.2 齿轮的布置264.3 轴的空间布置284.4 计算转速294.5 主轴轴径设计314.6 主传动系统的开停装置344.7 主传动系统的制动装置355. 传动系统的润滑365.1 润滑系统的要求365.2 润滑剂的选择365.3 润滑方式376. 参考文献39第 1 页 1. 绪 论1.1 铣床的发展及分类 铣床主要用铣刀在工件上加工各种表面的机床。通常铣刀旋转运动为主运动，工件和铣刀的移动为进给运动。它可以加工平面、沟槽，也可以加工各种曲面、齿轮等。铣床是用铣刀对工件进行铣削加工的机床。铣床除能铣削平面、沟槽、轮齿、螺纹和花键轴外，还能加工比较复杂的型面，效率较刨床高，在机械制造和修理部门得到广泛应用。铣床是一种用途广泛的机床，在铣床上可以加工平面（水平面、垂直面）、沟槽（键槽、T 形槽、燕尾槽等）、分齿零件（齿轮、花键轴、链轮、螺旋形表面（螺纹、螺旋槽）及各种曲面1。此外，还可用于对回转体表面、内孔加工及进行切断工作等。铣床在工作时，工件装在工作台上或分度头等附件上，铣刀旋转为主运动，辅以工作台或铣头的进给运动，工件即可获得所需的加工表面。由于是多刀断续切削，因而铣床的生产率较高。 简单来说，铣床是用铣刀对工件进行铣削加工的机床。铣床最早由美国人 E.惠特尼于 1818 年创制的卧式铣床。为了铣削麻花钻头的螺旋槽，美国人 J.R.布朗于 1862年创制了第一台万能铣床，是为升降台铣床的雏形。1884 年前后出现了龙门铣床 20 世纪 20 年代出现了半自动铣床，工作台利用挡块可完成“进给-快速”或“快速-进给”的自动转换。1950 年后，铣床在控制系统方面发展很快，数字控制的应用大大提高了铣床的自动化程度。尤其是 70 年代后微处理机的数字控制系统和自动换刀系统在铣床上得到应用，扩大了铣床的加工范围，提高了加工精度与效率2。随着机械化进程不断加剧，数控编程开始广泛应用与于机床类操作，极大的释放了劳动力。数控编程铣床将逐步取代现在的人工操作。对员工要求也会越来越高，当然带来的效率也会越来越高。一、按布局形式和适用范围加以区分；升降台铣床：有万能式、卧式和立式等，主要用于加工中小型零件，应用最广。龙门铣床：包括龙门铣镗床、龙门铣刨床和双柱铣床，均用于加工大型零件。单柱铣床和单臂铣床：前者的水平铣头可沿立柱导轨移动，工作台作纵向进给；后者的立铣头可沿悬臂导轨水平移动，悬臂也可沿立柱导轨调整高度。两者均用于加工大型零件。工作台不升降铣床：有矩形工作台式和圆工作台式两种，是介于升降台铣床和龙门铣床之间的一种中等规格的铣床。其垂直方向的运动由铣头在立柱上升降来完成。仪表铣床：一种小型的升降台铣床，用于加工仪第 2 页 器仪表和其他小型零件。工具铣床：用于模具和工具制造，配有立铣头、万能角度工作台和插头等多种附件，还可进行钻削、镗削和插削等加工。其他铣床：如键槽铣床、凸轮铣床、曲轴铣床、轧辊轴颈铣床和方钢锭铣床等，是为加工相应的工件而制造的专用铣床。按控制方式，铣床又分为仿形铣床（见仿形机床）、程序控制铣床和数字控制铣床（见数字控制机床) 3。二、按结构分；铣床又分为；台式铣床：小型的用于铣削仪器、仪表等小型零件的铣床。悬臂式铣床：铣头装在悬臂上的铣床，床身水平布置，悬臂通常可沿床身一侧立柱导轨作垂直移动，铣头沿悬臂导轨移动。滑枕式铣床：主轴装在滑枕上的铣床，床身水平布置，滑枕可沿滑鞍导轨作横向移动，滑鞍可沿立柱导轨作垂直移动。龙门式铣床：床身水平布置，其两侧的立柱和连接梁构成门架的铣床。铣头装在横梁和立柱上，可沿其导轨移动。通常横梁可沿立柱导轨垂向移动，工作台可沿床身导轨纵向移动，用于大件加工。平面铣床：用于铣削平面和成型面的铣床，床身水平布置，通常工作台沿床身导轨纵向移动，主轴可轴向移动。它结构简单，生产效率高。仿形铣床：对工件进行仿形加工的铣床4。一般用于加工复杂形状工件。升降台铣床：具有可沿床身导轨垂直移动的升降台的铣床，通常安装在升降台上的工作台和滑鞍可分别作纵向、横向移动。摇臂铣床：摇臂装在床身顶部，铣头装在摇臂一端，摇臂可在水平面内回转和移动，铣头能在摇臂的端面上回转一定角度的铣床。床身式铣床：工作台不能升降，可沿床身导轨作纵向移动，铣头或立柱可作垂直移动的铣床。专用铣床：例如工具铣床：用于铣削工具模具的铣床，加工精度高，加工形状复杂。三、按控制方式分 ；铣床又可分为仿形铣床、程序控制铣床和数控铣床等。铣床作为机械加工的通用设备在内燃机配件的生产中一直起着不可替代的作用。自动铣床具有工作平稳可靠，操作维护方便，运转费用低的特点，已成为现代生产中的主要设备。自动铣床控制系统的设计是一个很传统的课题，现在随着各种先进精确的诸多控制仪器的出现，铣床控制的设计方案也越来越先进，越来越趋于完美。在我国 7080年代大多数铣床中，大多数的开关量控制系统都是采用继电器控制，也有相当一部分辅机系统是采用继电控制。因此，继电器本身固有的缺陷,给铣床的安全和经济运行带来了不利影响,用 PLC 对铣床的继电器式控制系统进行改造已是大势所趋。第 3 页 1.2 铣床的主要结构 由于铣床的加工范围较广，运动形式较多，其结构也较为复杂。床身固定于底座上，用于安装和支承铣床的各部件，在床身内还装有主轴部件、主传动装置及其变速操纵机构等。床身顶部的导轨上装有悬梁，悬梁上装有刀杆支架。铣刀则装在刀杆上，刀杆的一端装在主轴上，另一端装在刀杆支架上。刀杆支架可以在悬梁上水平移动，悬梁又可以在床身顶部的水平导轨上水平移动，因此可以适应各种不同长度的刀杆。床身的前部有垂直导轨，升降台可以沿导轨上下移动，升降台内装有进给运动和快速移动的传动装置及其操纵机构等。在升降台的水平导轨上装有滑座，可以沿导轨作平行于主轴轴线方向的横向移动；工作台又经过回转盘装在滑座的水平导轨上，可以沿导轨作垂直于主轴轴线方向的纵向移动。这样，紧固在工作台上的工件，通过工作台、回转盘、滑座和升降台，可以在相互垂直的三个方向上实现进给或调整运动。在工作台与滑座之间的回转盘还可以使工作台左右转动 45o角，因此工作台在水平面上除了可以作横向和纵向进给外，还可以实现在不同角度的各个方向上的进给，用以铣削螺旋槽。1.3 铣床的电力拖动形式和控制要求 铣床的主运动和进给运动各由一台电动机拖动，这样铣床的电力拖动系统一般由三台电动机所组成：主轴电动机、进给电动机和冷却泵电动机。主轴电动机通过主轴变速箱驱动主轴旋转，并由齿轮变速箱变速，以适应铣削工艺对转速的要求，电动机则不需要调速。由于铣削分为顺铣和逆铣两种加工方式，分别使用顺铣刀和逆铣刀，所以要求主轴电动机能够正反转，但只要求预先选定主轴电动机的转向，在加工过程中则不需要主轴反转6。又由于铣削是多刃不连续的切削，负载不稳定，所以主轴上装有飞轮，以提高主轴旋转的均匀性，消除铣削加工时产生的振动，这样主轴传动系统的惯性较大，因此还要求主轴电动机在停机时有电气制动。进给电动机作为工作台进给运动及快速移动的动力，也要求能够正反转，以实现三个方向的正反向进给运动；通过进给变速箱，可获得不同的进给速度。为了使主轴和进给传动系统在变速时齿轮能够顺利地啮合，要求主轴电动机和进给电动机在变速时能够稍微转动一下（称为变速冲动） 。三台电动机之间还要求有联锁控制，即在主轴电动机起动之后另两台电动机才能起动运行。由此，铣床对电力拖动及其控制有以下要求： 铣床的主运动由一台笼型异步电动机拖动，直接起动，能够正反转，并设有电气第 4 页 制动环节，能进行变速冲动。 工作台的进给运动和快速移动均由同一台笼型异步电动机拖动，直接起动，能够正反转，也要求有变速冲动环节。 冷却泵电动机只要求单向旋转。 三台电动机之间有联锁控制，即主轴电动机起动之后，才能对其余两台电动机进行控制。第 5 页 2卧式铣床的主要结构与要求2.1 一般卧式铣床的主要结构及运动形式 X62W型卧式铣床的外形结构如图2-1所示，它主要由床身、主轴、刀杆、悬梁、工作台、回转盘、横溜板、升降台、底座等几部分组成。在床身的前面有垂直导轨，升降台可沿着它上下移动。在升降台上面的水平导轨上，装有可在平行主轴轴线方向移动（前后移动）的溜板。溜板上部有可转动的回转盘，工作台就在溜板上部回转盘上的导轨上作垂直于主轴轴线方向移动（左右移动） 。工作台上有T形槽用来固定工件。这样，安装在工作台上的工件可以在三个坐标上的六个方向调整位置或进给。 铣床主轴带动铣刀的旋转运动是主运动；铣床工作台的前后（横向） 、左右（纵向）和上下（垂直）6 个方向的运动是进给运动；铣床其他的运动，如工作台的旋转运动、在各个方向的快速移动则属于辅助运动。1床身（立柱） 2主轴 3刀杆 4悬梁 5支架 6工作台7回转盘 8横溜板 9升降台 10底座图2-1 铣床外部结构图第 6 页 2.2 卧式铣床的主传动系统组成及要求机床的主传动系统是用来实现机床的主运动的，它与机床的传动方案和总体布局有关，对于机床的使用性能、结构和制造成本都有明显的影响。因此在设计机床的过程中必须给予充分的重视，以便制定出既满足使用要求有经济合理的方案。铣床的主传动装置和零件全部装在床身中，是整体式的结构，为了满足工作性能的要求，从电动机起，至机床工作的执行部件（主轴） ，主传动系统通常包括下列几个组成部分：1.定比传动机构 即具有固定传动比的传动机构，常采用齿轮、皮带及链传动等 2.变速装置机床的变速装置有齿轮变速机构，机械无级变速机构以及液压无极变速装置等，其中最常见的是齿轮变速机构。3.主轴组件机床的主轴组件有主轴、主轴支承和安装在主轴上的传动件等。4.开停装置用来控制机床主运动执行部件（主轴）的启动和停止，通常采用离合器或直接开停电动机。5.制动装置用来使机床主运动执行部件（主轴）尽快地停止运动，通常可以采用机械的、液压的或电动机的制动方式。6.换向装置用来改变机床主运动的方向，对于需要换向的机床，在设计主传动系统时，都应设有换向装置。他们可以是机械的、液压的，用来直接改变电动机的旋转方向。7.操纵机构机床的开停、变速、制动及换向等，都需要通过操纵机构来实现。设计机床时，一般是将主传动系统的设计方案与操纵机构同时加以考虑。8.润滑与密封装置为了保证主传动系统的正常工作，必须要良好的润滑与密封装置，防止出现漏油、漏水和漏气现象。第 7 页 9.箱体各机构和传动件的支承均装入箱体中，并保证他们相互位置的准确性。机床主传动系统与整台机床技术经济指标有密切的联系。例如机床的主轴转速范围、转速级数及电动机功率将直接影响这台机床的使用范围，主轴组件的精度、刚度、抗震性及温升对加工质量有重要的影响。总之，设计主传动系统时，一般应满足下面的几项要求：（1）机床的主轴须有足够的转速范围和转速级数（对于主传动系统为直线运动的机床则为直线速度的变速范围和变速级数） ，以满足实际使用要求。（2）主电动机和全部机构要能传递足够的功率和扭矩，并具有较高的传动效率。（3）执行部件（如主轴组件）需有足够的精度、刚度、抗震性以及小于许可限度的热变形。（4）操纵要轻便灵活、迅速、安全可靠，并便于调整和维修。（5）结构简单、润滑与密封良好，便于加工和装配，成本低。第 8 页 3 主传动系统的运动设计主传动系统的运动设计是运用转速图的基本原理，以拟定满足给定的转速数列的经济合理的传动系统方案，其主要内容包括选择变速组数及传动副数，确定各变速组中的传动比，以及计算齿轮齿数和皮带轮直径等。如运动参数的确定，运动参数是指机床执行件如主轴、工件安装部件（工作台、刀架）的运动速度。 1主轴转速的确定主运动为旋转运动的机床，主轴转速 n 由切削速度 v 和工件或刀具的直径 d 来确定： （2.3）1000vnd( /min)r2. 主轴最高转速和最低转速的确定对于数控机床，为了适应切削速度和工件或刀具直径的变化，主轴的最高、最低转速可由下式确定： （2.4）maxmaxmin1000vnd (2.5)minminmax1000vnd式中 主轴的最高、最低转；maxminnn、( /min)r 最高、最低的切削速度（） ；maxminvv、/minm 相应最大、最小计算转径(mm)；maxmindd、3主轴的变速范围nR主轴的最高转速与最低转速之比值，称为主轴的变速范围，用表示,即： nR maxminnnRn 即 maxmin5001050nnRn 第 9 页 4.电机的选择堵转转矩最大转矩电动机型号额定功率/kW满载转速/(r/min)额定转矩额定转矩质量/kgY132M-47.514402.22.3813.1 转速图转速图分析研究传动系统，仅有机床的传动系统图是不够的，因为他不能直观的表明主轴每一种转速是通过哪些齿轮传动的，以及各对齿轮的传动比之间的内在联系，只有算出机床的每一种转速，按转速大小排成次序，画出传动路线的转速图，才能将其表示清楚。1.转速图的概念图 3-1 是主传动系统的转速图。主轴转速范围为 50500 转/分，公比1.58图 3-1 主传动系统的转速图转速级数 Z=6，电动机转速 n0的 1440 转/分，从转速图上可以看出：（1）距离相等的一组竖直线代表主传动系统（或变速箱）中各传动轴，从左向右依次标注 I、II、III、IV 与传动系统图上各传动轴相对应，其中 IV 轴即主轴。通常，电动机轴是以最左面一条竖直线表示，应该指出在转速图上的竖直线间的距离相等并第 10 页 不表示各轴的中心距相等，其目的是在于图画清晰。（2）距离相等的一组水平线与竖直线（即传动轴）相交，得相应的黑点，代表各轴所具有的转速。在主轴上具有 6 种转速：50、80、500 转/分。由于该铣床转速是以公比的等比系列，因此，两相邻转速之间具有下列关系：1.58，21nn32nn1zznn两边取对数，得： 21lglglgnn32lglglgnn1lglglgzznn因此，若将转速图上的竖直线坐标取为对数坐标时，则任意相邻两转速相距为一格，即一个。因此代表各级转速的水平线的间距相等。为了方便使用，习惯上在lg转速图上不写对数符号，而直接写出所对应的转速值，还应指出，相邻两转速如 n2和n1相差一格，即，表示他们之间相差倍。21nn（3）转速图上相邻两轴间对应转速的连线，表示一对传动副（如皮带、齿轮等）的传动比。传动比的大小以代表该传动副的连线倾斜方向和倾斜程度来表示。连线向右下方倾斜为降速传动；向右上方倾斜为升速传动；水平线则为等速传动。此方案中，电动机轴（I 轴）与 II 轴间采用 V 带传动，是用轴上的 1440 转/分与 II 轴上的 800转/分两点连线来表示，由图可见，连线是向下斜 2 格，即为降速传动，其传动比；II-III 轴间有三对齿轮传动，在转速图上是用三条向下斜的连线来表示，280011440i即，故连线向下斜 1 格；，故连线向下斜 2 格；4811761.58223511891.58，故连线向下斜 3 格；III-IV 轴间有一对齿轮传动，即,向下斜3251199432211884三格；,水平。应该指出由于通过齿轮传动，故在转速图上是用三条向下斜三格、55155且互相平行的连线来表示这对齿轮传动，即这对齿轮在变速中使用了三次，由此可知，第 11 页 在转速图上两轴之间相互平行的连线是代表同一传动副。综上所述，转速图可以清楚的表示主轴的各级转速的传动路线、主轴得到这些转速所需要的变速组数及每个变速组中的传动副数目、各个传动比的数值和传动轴的数目，传动顺序及各轴的转速级数与大小。因此，在设计机床时，通常把转速图作为分析和设计机床分级变速系统的重要工具。2.转速图的基本原理由图 3-1 可以看出，铣床主轴的 6 级转速是通过两个变速组传动得到的。各变速组的传动副数分别为 3、2，即主轴的转速级数为 Z=32=6。其中 II-III 轴间的一对齿轮传动起降速作用，使 III 轴得到一种固定的转速，称为定比传动；III 轴到 IV 轴4876（主轴）之间由有一个变速组并联所组成的变速机构，通过不同啮合位置的齿轮传动以改变各传动轴间的转速，使主轴得到 6 种连续的等比数列的转速。下面分析一下各变速组的传动比与使主轴得到等比数列的转速之间的内在联系，为了便于分析，将传动系统中的两个变速组按传递的顺序分别为变速组 a、b。（1）第一变速组（a）有三对齿轮传动副，其传动比为114811761.58ai 2223511891.58ai3332511991.58ai则： 212323111:1aaaiii 由此可见，在变速组 a 中的三个传动比连线之间相差均为一格，即相邻转速相差倍的关系，就是说通过三个传动比使 III 轴得到三种转速，也是以为公比的等比数列，这说明变速组 a 是基本组。通常将变速组的相邻传动比之比称为级比，而组内相邻两传动比相距的格数称为级比指数，用 x 来表示，则变速组 a 的相邻传动比关系为： ；式xxaaaiii2321:1:中的，称为变速组的级比指数为 1。10x（2）第二变速组（变速组 b）有两对齿轮传动副，其传动比为第 12 页 132211884ci255155ci 31231:11:ccii这说明该变速组两个传动比之间相距为 3 格，即相差为倍，因此通过它变速后，3在 IV 轴(主轴)上可以得到 32=6 种连续的等比数列的转速，即从 III 轴上的 3 种转速，再扩大为 IV 轴上的 6 种转速。这个在基本组和第一扩大组基础上，进步扩大转速范围的变速组称为第二扩大组，同样，从转速图上可以看出：在第一扩大组(变速组 b)中最上与最下两个传动比连线相距为 3 格，若进一步扩大转速范围，使 IV 轴得到 6 种连续的等比级数的转速，则第二扩大组(变速组 c)的两个传动比必须拉开 3 格，即相差倍，3综上所述，可以得出下面结论：机床的传动系统，通常是由几个变速组串联所组成的，其中以基本组为基础，然后通过第一、第二、扩大组把各轴的转速级数和变速范围逐步扩大，若各变速组中相邻传动比之间遵守该基本原理，则机床主轴得到的转速数列是连续而不重复的等比数列，这样的传动系统一般称为常规传动系统。3.2 结构网与结构式结构网与结构式结构网或结构式可以用来分析和比较机床传动系统的方案。结构网与转速图的主要差别是，结构网只表示传动比的相对关系，而不表示传动比和转速的绝对值，而且结构网上代表传动比的射线呈对称分布。结构网也可写成结构式来表示： 13632，式中，6 表示变速级数；3、2 分别表示各变速组的传动副数；脚标中 1、3 则分别表示各变速组中相邻传动比的比值关系，即变速组级比指数。显然，变速组内的相邻传动比关系可以表述于结构式或结构网上。一个结构式对应一个结构网，一个结构式可以画出不同的转速图(如改变中间轴的转速)，但一个转速图只能表示出一个结构式。从上述的结构式可以表示出：传动系统的组成情况，即主轴得到 Z=32=6 种公比为的等比数列的转速，各变速组的传动副数，即p0=3，p1=2，可见结构网或结构式与转速图具有一致的变速特性。第 13 页 3.3 转速图的拟定转速图的拟定1拟定转速图的一般原则 通过对铣床主传动系统的分析可知，拟定转速图是设计传动系统的重要内容，它对整个机床设计质量有较大影响。(1)变速组及其传动副数的确定 实现一定的主轴转速级数的传动系统，可由不同的变速组来组成。例如，主轴为 6 级转速的传动系统有下列两种可能实现的方案；1)6=32 2)6=23首先应该确定，若使主轴得到 6 级转速需要选择几个变速组，以及各变速组中的传动副数，由于机床的传动系统通常是采用双联或三联滑移齿轮进行变速，所以每个变速组的传动副数最好取为或 3，这样可使总的传动副数量最少，根据机床性能2p 的要求，一般主轴的最低转速，要比电动机的转速低得多，须进行降速，才能满足主轴最低转速的要求。如果采用或 3 时，达到同样的变速级数，变速组的数量相应2p 增加，这样，可利用变速组的传动副起降速作用，以减少专门用于降速的定比传动副。综上所述，主轴为 6 级转速的传动系统，应采用由两个变速组所组成的方案，即选择上述第 l)2)种方案。电动机的转速一般比主轴大部分的转速高，从电动机到主轴之间，总的趋势是降速传动。也就是说，从电动机轴起愈靠近主轴的轴的最低转速就愈低(见图 3-1)。根据扭矩公式：974 ()NMnA公斤力米式中：M传动件传递的功率(千瓦)； N传动件的转速(转分)。当传递功率为一定时，转速 n 较高的轴所传递的扭矩 M 较小，在其他条件相同的情况下，传动件(齿轮、轴)的尺寸就可以小一些，这对于节省材料、减小机床重量及尺寸都是有利的。因此，在设计传动系统时，应使较多的传动件在高转速下进行工作，应尽可能地使靠近电动机的变速组中的传动副数多一些，而靠近主轴的变速组中传动副数少一些即所谓“前多后少”的原则，故要求 。按此原则，abcmpppp上述实例中两种方案应选用第 1)种，即选用 6=32 的方案。(2)基本组和扩大组的确定 根据上述原则，传动系统的变速组及传动副数虽已确定，但基本组和扩大组的排列次序不同，还可有许多方案，例如 6=32，就可以得下列多种不同扩大顺序方案，其结构式分别为：1363 2A第 14 页 一般情况下，各变速组的排列应尽可能设计成基本组在前，第一扩大组次之，最后扩大组的顺序，也就是说，各变速组的扩大顺序应尽可能与运动的传递顺序相一致。只要扩大顺序与传动顺序一致，就能使中间传动轴的变速范围缩小。这时，中间传动轴的最高转速与最低转速的差值也就较小，这样，便可缩小该轴上的传动件的尺寸。因此，各变速组的变速范围应逐渐增大，在转速图或结构网中表现出前面变速组传动比的连线的分布较紧密，而后面变速组传动比连线的分布则较琉松，即所谓“前密后疏“原则。(3)变速组中的极限传动比及变速范围 设计机床主传动系统时要考虑两种情况：降速传动应避免从动齿轮尺寸过大而增加变速箱的径向尺寸，一般限制降速传动比的最小值；升速传动应避免扩大传动误差和减少振动，一般限制直齿轮升速传动min14i比的最大值；斜齿轮传动比较平稳，可取。所以，主传动各变速组的max2imax2.5i最大变速范围为：。2 2.58 101/ 4r 一般在设计机床传动系统时，任何一个变速组的变速范围都应尽量满足上述要求，当然在条件许可或处理得当时，也可以超出这个范围。初步方案定出后，应检查变速范围是否超出允许值。由于最后扩大组的变速范围最大，一般只要检查最后扩大组的变速范围合乎要求，其他变速组也就不会超出上述允许值。现以 Z=6, =1.58 为例，进行验算：1)，其最后扩大组的变速范围：13632上述分析说明，为了使最后扩大组的变速范围不致超出允许值，大多数机床最后扩大组的传动副数取为 2，采用混合公比时可以打破常规。(2)合理分配传动比的数值 确定了结构网或结构式方案后，拟定转速图，合理地分配各传动副的传动比，一般应尽量注意以下几点：1)各传动副的传动比应尽可能不超出极限传动比和。minimaxi2)各中间传动轴应有适当高的转速，因为中间传动轴的转速愈高，在一定的功率条件下，传递的扭矩也愈小，相应也减少了传动件的尺寸，在传动顺序上各变速组的最小传动比，应采取逐渐降速的原则，即要求 minminminabciii这样可使中间传动轴的最低转速提高，即所谓“先慢后快”的原则。第 15 页 3)为了便于设计及使用，传动比值最好取标准公比的整数幂次，即，其中EiE 为整数。这样，中间轴的转速可以从转速图中直接读出来，不必分别进行计算，并可直接查表，确定齿轮齿数。设计机床传动系统时，一般应尽可能遵循上述原则。本次设计的铣床基本上是符合以上各项原则的，例如 CA6140 车床主传动系统中采用了摩擦离合器，要求结构紧凑，轴向尺寸不致过长，就不便于安置传动副较多的变速组，一般是安排两对滑移齿轮较好，这样就违反了所谓“前多后少”的原则；又如主传动采用多速电动机或双公用齿轮传动，也不符合前紧后松的要求。因此，从局部来看虽然不够合理，但是，从整体来看却是合理的，所以，在设计中应根据具体情况，灵活运用。2.拟定转速图的步骤下面具体说明转速图的设计步骤。大多数机床广泛应用滑移齿轮的变速方式，为满足结构设计和操纵方便的要求，通常都采用双联或三联齿轮，因此，6 级转速需要两个变速组。(1)卧式铣床的主轴转速范围为 50500 转/分，转速级数 Z=6，公比，电动1.58机的转速 n=1440 转/分。大致的步骤如下：根据往往是，确定，1lglgnRz6z 1212取，则：2121, 5001050nR 21211.58,2.5写出基型的结构式13632(2)定公比11.58转速数列为：50、80、125、200、315、500。(3)确定基本组和扩大组。该铣床主传动系统应有两个变速组，第一变速组为基本组，其级比指数 (即基本组的传动比在转速图上相距一格)；第二变速组为第一扩大组，10x其级比指数（即第一扩大组传动比在转速图上相距三格)。13x (4)确定是否增加降速传动 该铣床的总降速比，若每一个变速组的501144029i 最小降速比取， ，故需增加降速传动。但是，为使中间两个变速组做到降速缓慢，以14利于减少变速箱的径向尺寸，故在 I-II 轴间增加一对降速传动齿轮，因为只要改变这第 16 页 对降速齿轮传动比，在其他两个变速组不变的情况下，就可以将主轴的 6 种转速同时提高或降低，以满足用户的不同需要。(5)分配降速比 前面已确定，6=32 共需两个变速组，并在 I-II 轴间增加一对降速传动齿轮，因此，转速图上有四根传动轴，如图 3-2 所示。画四根距离相等的竖直线(I、II、III、IV)代表四根轴；画 6 根距离相等的水平线代表 6 级转速，这样便形成了转速图格线。1)在主轴上标出 6 级转速：50500 转/分，在第 I 轴上用 A 点代表电动机转速转/分；最低转速用 E 点标出，因此 A、E 两点联线相距约 6 格，即代表总降01440n 速传功比。61i总2)决定 III、IV 轴之间的最小降速传动比：一般铣床的工作特点是间断切削，为了提高主轴运转的平稳性，主轴上齿轮应大一些，能起到飞轮的作用，所以最后一个变速组的降速传动比取，按公比，查表可知，即从 E 点向上数三格141.5831.584()，在 III 轴上找出 D 点，DE 线邱为 III-IV 轴间变速组(第二扩大组)的降速传动3lg比。(6)画出各变速组其他传动线(图 3-1) I-II 轴间只有一对齿轮传动。转速图上为一条 AB 连线。II-III 轴间为基本组有三对齿轮传动，级比，故三条传动线在转速图01x 上各相距一格，从 C 点向上每隔一格取 C1、C2点，连线 BCl和 BC2得基本组三条传动线，它们的传动比分别为，。III-IV 轴间为第一扩大组也有三对齿轮传动，12131级比，三条传动线在转速图上各相距三格，即 CD,CD1和 CD2，它们的传动比分11x别为， ，。1131(7)画出全部转速线 即该铣床的主传动转速图。转速图两轴间的平行线代表同一对齿轮传动，所以画 II-III 轴间的传动线时，应从 C1、C2两点分别画 CD、CD1、CD2的平行线，使 III 轴得到 3 种转速。同理，画 III-IV 轴间的传动线时，应画 2 条与 DE1的平行线，2 条与 DE1的平行线，使主轴得到 6 种转速。第 17 页 3.4 带轮及带轮及 V 带设计带设计带传动是机械传动学科的一个重要分支，主要用于传递动力和运动，它是机械传动中重要的传动形式，也是机电设备的核心联接部件，种类异常繁多，用途极为广泛。其最大特点是可以自由变速、远近传动、结构简单，更换方便。传动原理为：摩擦型主要是平带传动、V 带传动、多楔带传动等；啮合型的为同步带传动。带传动广泛用于汽车、机械、纺织、家电、轻工、农机等领域。由于机械设备不断向高精度、大功率、长寿命、低噪音、低成本和紧凑化发展，使近年来的带传动产品在保证一定强度的条件下向轻薄方向发展，普通 V 带出现下降趋势，同步带传动、多楔带传动、窄 V带传动和复合平带传动的应用持续增长。同步带的工作面主要有梯形齿和弧形齿，本次设计选择梯形齿。梯形齿同步带的承载层为玻璃纤维绳芯、钢丝绳等的环形带，基体有氯丁胶和聚氨酯（只有小带型）两种； 由于用途不同又有一般工业用和汽车用之分。靠啮合传动，承载层保证带齿齿距不变， 传动比准确，轴压力小，结构紧凑，耐油、耐磨性较好，但安装制造要求高。在V50m/s、P300kw、I10时，要求同步的传动， 也可用于低速传动；载荷大应选用橡胶同步带，载荷小或有耐油要求时， 选用聚氨酯同步带。已知电机额定功率 P=7.5kw，转速 n=1440 转/分，传动比，机床按每111.58i天工作 12 小时计。1确定计算功率选取 V 带类型cP查机械设计手册，得工作情况系数 KA=1.2则有： 1.2 7.59CAPK Pkw根据，n=1440r/min，选择 B 型普通 V 带。9CPkw2确定带轮基准直径由机械设计手册及上述已知条件，查得主动轮最小直径，根据带轮1min125ddmm基准直径系列，取。则从动轮基准直径，根据基准直径系列1130ddmm2249.5ddmm取。2250ddmm第 18 页 3验算带的速度1 11130 14409.79/60 100060 1000dd nVm s速度在之间，所以速度合适。5/ 25/.m sms4确定普通 V 带的基准长度和传动中心距由，0(0.7 2)(130250)266 760amm初步确定中心距：，0500amm计算带的初选长度：221001202()2()24(250 130) =2 500(130250)24 500 =1603.8ddddddLaddamm由基准长度选： 1610dLmm则实际中心距： 001610 160350050322dLLaamm则： min0.0155040.015 1610480daaLmm max0.035030.03 1610552daaLmm即中心距的可调整范围为： 480552mmamm5验算主动轮上的包角1211()1610 160318057.318057.3166.4503dddda所以，主动轮上包角大于 120o，合适。6计算 V 带根数 z00 ()CCLPPzPPP K K由 B 型普通 V 带，n=1440 r/min，通过查机械设计手册可得1160ddmm；由查出；由，查出。03.6Pkw11.58i 00.31Pkw1176.20.92LK 则：0092.55()(3.60.31) 0.98 0.92CLPzPP K K第 19 页 取： 根3z 7计算拉力 F0202.5500(1)CPFqvvz K由已知数据查得：0.17/qkg m所以有： 2092.5500(1)0.17 9.7920812.06 3 0.98FN8计算作用在轴上的压力 FQ10166.42sin2 3 218 sin1302.622QFzFN 3.5 齿轮齿数的确定齿轮齿数的确定拟定转速图后，可根据各传动副的传动比确定齿轮齿数。 1确定齿轮齿数时应注意(1)齿轮的齿数和 SZ不应过大，以免加大两轴之间的中心距，使机床的结构庞大。一般推荐齿数和 SZ100120。(2)齿数和尽可能要小，但应考虑以下几点：1)最小齿轮不产生根切现象。机床变速箱中，对于标准直齿圆柱齿轮，一般取最小齿数和min18 20Z2)受结构限制的最小齿数的各齿轮(尤其是最小齿轮)，应能可靠地装到轴上或进行套装；齿轮的齿槽到孔壁或键槽的壁厚 a2m(m 为模数)，以保证有足够的强度，避免出现断裂现象。由图 3-9 可知，对于标准直齿圆柱齿轮，其最小齿min122iDTm根圆直径，代入上式可得：minmin1(2.5)2iDm Zmin26.5TZm式中：齿轮的最小齿数；minZ m齿轮的模数； T键槽至齿轮轴线的高度第 20 页 图 3-4 齿轮的壁厚3)两轴上最小中心距应取得适当。若齿数和 SZ太小，则中心距过小，将导致两轴上轴承及其他结构之间的距离过近或相碰，另外，确定齿轮齿数时，应符合转速图上传动比的要求。实际传动比(齿轮齿数之比)与理论传动比(转速图上要求的传动比)之间允许有误差，但不能过大。分配齿数所造成的转速误差，一般不应超过。10(1)%2变速组内模数相同时齿轮齿数的确定确定齿轮齿数时，初步须定出各变速组内齿轮副的模数，以便根据结构尺寸判断其最小齿轮齿数或齿数和是否适宜。在同一变速组内的齿轮可取相同的模数，也可取不同的模救。后者只有在一些特殊情况下，如最后扩大组或背轮传动中，因各齿轮副的速度变化大，受力情况相差也较大，在同一变速组内才采用不同模数。为了便于设计和制造。主传动系统中所采用齿轮模数的种类尽可能少一些，在同变速组内一般都取相同的模数，因为各齿轮副的速度变化不大，受力情况相差也不大，故允许采用同一个模数。下面以计算法为例介绍齿轮齿数的确定。在同一变速组内，各对齿轮的齿数之比，必须满足转速图上已经确定的传动比；当各对齿轮的模数相同，且不采用变位齿轮时，则各对齿轮的齿数和也必然相等。可列出： （3-1）/jjjZZi （3-2）jjZZZS式中：、分别为任一齿轮副的主动与被动齿轮的齿数；jZjZ任意齿轮副的传动比；ji 各齿轮副的齿数和。ZS由式 3-1 和 3-2 可得：第 21 页 (3-3)zjjzjjjSiZSiiZ111因此，选定了齿数和，便可按式 3-3 计算各齿轮的齿数；或者由上式确定出齿ZS轮副的任一齿轮的齿数后，用式 3-2 算出另一齿轮的齿数。由前述已知，确定变速组的齿数和时，应使其尽可能地小，一般地说主要是受ZS最小齿轮的限制。显然最小齿轮是在变速组内降速比或升速比最大一对齿轮中，因此可先假定该小齿轮的齿数，根据传动比求出齿数和，然后按各齿轮副的传动比，minZ再分配其他齿轮副的齿数；若传动比误差较大，应重新调整齿数和，再按传动比分ZS配齿数。（1）第一变速组内的三对齿轮其传动比为：； ； 14811761.58ai2223511891.58ai3332511991.58ai最小齿轮一定在最大降速比的这对齿轮副中，即，根据具体结构情况1aimin5ZZ取，则，齿数和。然后，由式 3-2 确定其他两对齿轮副的齿数。525Z 699Z 124zS 传动比为的齿轮副：2ai；335Z 489Z 传动比为的齿轮副：1ai；148Z 276Z （2）第二变速组内的一对齿轮其传动比为：； 155155bi23322110.25881.58bi最小齿轮一定在最大降速比的这对齿轮副中，即，根据具体结构情况1bimin9ZZ取，则，齿数和。然后，由式 3-2 确定另一对齿轮副的齿数。922Z 1088Z110zS 第 22 页 传动比为的齿轮副：1bi；755Z 855Z 齿轮齿数的确定，往往须反复多次计算才能确定，合理与否还要在结构设计中进一步检验，必要时还会改变。比如因中心距过小，两轴上的零件相碰或因齿轮(尤其应注意滑移齿轮)与其他件相碰时，就须改变齿数和，个别情况下只有改变有关齿轮副的传动比才能解决问题。如果根据传动比要求，按上述计算所得到的齿教和过大以及ZS传动比误差过大时，还可采用变位齿轮的方法来取中心距，以获得要求的传动比值，这时齿数的计算比较灵活。3变速组内模数不同时齿轮齿数的确定设一个变速组内有两对齿轮副和，分别采用两种不同模数 m1和 m2，其齿11ZZ22ZZ数和为和，如果不采用变位齿轮，因各齿轮副的中心距 A 必须相等，可写出：1ZS2ZS1111111()22ZAm ZZm S2222211()22ZAm ZZm S所以： (3-4)1122ZZm Sm S由式 3-4 可得： (3-5)122211ZZSmeSme设 1221ZZSSKee可得： (3-6)1221ZZSKeSKe式中： 、无公因数的整致；1e2e整数。K按式 3-6 计算不同模数的齿轮齿数，往往需要几次试算才能确定。首先定出变速组不同的模数值和；根据式 3-5 计算出、；选择值，由式 3-6 计算各齿轮1m2m1e2eK副的齿数和和(应考虑齿数和不致过大或过小)；按各齿轮副的传动比分配齿数。1ZS2ZS第 23 页 如果不能满足转速图上的传动比要求，须调整齿数和重新分配齿数，因此经常采用变位齿轮的方法，改变两对齿轮副的齿数和，以获得所要求的传动比。4三联滑移齿轮之间的齿数若变速组采用三联滑移齿轮变速时，在确定其齿数之后，还应检查相邻齿轮的齿数关系，以确保其左右移动时能顺利通过。如图 3-5 所示，当三联滑移齿轮从中间位置向左移动时，齿轮要从固定齿轮上面越过，为避免与齿项相碰，须使2Z3Z2Z3Z与两齿轮的齿项圆半径之和小于中心距 A。当向右移动时也有同样的要求，若齿2Z3Z轮的齿数，只要使和不相碰，则必能顺利通过。321ZZZ2Z3Z1Z若齿轮齿数，且采用标准齿轮必须保证：21ZZ2311(2)(2)22m Zm ZA因为 331()2Am ZZ代入上式可得：324ZZ即三联滑移齿轮中，最大和次大齿轮之间齿数差应大于 4，如果齿数差正好等于4 时，可将或的齿顶圆直径略减小一些仍可使用。2Z3Z3.6 齿轮各项参数的确定由上述条件可知个齿轮齿数如下：，148Z 276Z 335Z 489Z 525Z 699Z 755Z 855Z 922Z ，1088Z1齿轮参数计算Z1：分度圆直径：；12 4896dmz齿顶圆直径：；12(2)50 2100aaddhzm第 24 页 齿根圆直径：；12(2.5)45.5 291ffddhzm Z2：分度圆直径：；22 76152dmz齿顶圆直径：；22(2)78 2156aaddhzm齿根圆直径：；22(2.5)73.5 2147ffddhzmZ3：分度圆直径：；32 3570dmz齿顶圆直径：；32(2)37 274aaddhzm齿根圆直径：；32(2.5)32.5 265ffddhzm Z4：分度圆直径：；42 89178dmz齿顶圆直径：；42(2)91 2182aaddhzm齿根圆直径：；42(2.5)86.5 2173ffddhzmZ5：分度圆直径：；52 2550dmz齿顶圆直径：；52(2)27 254aaddhzm齿根圆直径：；52(2.5)22.5 245ffddhzmZ6：分度圆直径：；62 99198dmz齿顶圆直径：；62(2)101 2202aaddhzm齿根圆直径：；62(2.5)96.5 2193ffddhzmZ7：分度圆直径： 72 55110dmz齿顶圆直径： 72(2)57 2114aaddhzm齿根圆直径： 72(2.5)52.5 2105ffddhzmZ8和 Z7各参数相同 Z9：分度圆直径：；92 2244dmz齿顶圆直径：；92(2)24 248aaddhzm第 25 页 齿根圆直径：；92(2.5)19.5 239ffddhzmZ10：分度圆直径：；102 88176dmz齿顶圆直径：； 102(2)90 2180aaddhzm齿根圆直径： 102(2.5)85.5 2171ffddhzm2两齿轮相互啮合是中心距（轴间距）的计算由同一变速组内两相互啮合的齿轮的中心距相等，可知在同一个变速组内任意两个相互啮合齿轮的中心距即为该变速组两轴的轴间距。所以有以下计算：II-III 轴之间： 3470 17812422ddammIII-IV 轴之间： 91044 17611022ddamm4 主传动系统的结构设计4.1 主传动系统的布局及变速机构的类型1主传动系统的布局主传动系统的布局形式取决于机床的用途、类型和尺寸等因素。通常，传动系统的全部变速机构和主轴组件装在同一个箱体内，称为集中传动式布局；传动系统的主要变速机构和主轴组件分别装在变速箱和主轴箱两个箱体内，中间用皮带，链条等方式传动，称为分离传动式布局。(1)集中传动式 大多数机床(CA6140 普通车床、Z3040 摇臂钻床，X62W 铣床等)都是采用集中传动的变速箱。这种布局形式的优点是：结构紧凑，便于实现集中操纵，也便于调整与维修，另外箱体数目少，便于加工与装配，又降低了制造成本。缺点是：传动机构运转中的振动和发热会直接影响主轴的工作精度。集中传动方式，一般适用于主运动为旋转运动的普通精度的中、大型机床。(2)分离传动式 有些高速、精加工机床，为了避免变速箱的振动和热变形对机床主轴的影响，常把变速箱与主轴分开，如 C616 普通车床和 CM6132 精密普通车床。分离传功的优点是：变速箱中所产生的振动和热量不致于传给主轴，从而减少了主轴的第 26 页 振动和热交形；高速时由皮带直接传动主轴，运转平稳，加工光洁度较高，适应精密加工的要求；当采用背轮机构时，高速传动链短，传动效率较高，转动惯置小，便于启动和制动；低速时经背轮机构传动，扭矩大适应粗加工的要求。其缺点是：有两个箱体，箱体加工成本较高；低速时皮带负荷大，皮带根数多，容易打滑；当皮带安装在主轴中段时，调整、检修都不方便。这种布局方式适用于中、小型高速精密机床。有些单轴自动车床，为了便于在主轴组件上安置自动进夹料机构，其主传动也有采用分离传动方式的。2变速机构的类型大多数机床的主传动系统都需要进行变速，变速方式可以是有级的，也可以是无级的。目前应用较广的还是有级变速机构，按工件的工艺和生产批量的要求，常用的有级变速机构，有下刘几种类型：(1)交换齿轮变速机构 这种变速机构的构造简单，结构紧凑，主要用于大批量生产中的自动或半自动机床、专用机床及组合机床等。(2)滑移齿轮变速机构 目前广泛用于一般通用机床中，其优点是：变速范围大，变速级数也较多；变速方便又节省时间；在较大的变速范围内可传递较大的功率和扭矩；不工作的齿轮不啮合，因而空载功率损失较小等。其缺点是：变速箱的构造较复杂；不能在运转中变速；为使滑移齿轮容易进入啮合，多用直齿圆柱齿轮传动，传动平稳性不如斜齿轮传动等。(3)离合器变速机构 在离合器变速机构中，应用较多的有牙嵌式离合器、齿轮式离合器以及摩擦片式离合器。当变速机构为斜齿或人字齿圆柱齿轮时，不能或不便用滑移齿轮变速，则需用牙嵌式或齿轮式离台器变速。这种变速机构的优点是：轴向尺寸小，可传递较大的扭矩，传动比准确，变速时齿轮不须移动，可采用斜齿或人字齿轮传功，使传动平稳，对于重型机床变速时比移动滑移齿轮轻便，操纵省力。其缺点是：不能在运转中变速，各对齿轮经常处于啮合状态，磨损较大，传动效率低。(4)各种变速机构的组合 根据机床的不同工作特点，通常，机床的变速机构往往是上述几种变速机构的组合。4.2 齿轮的布置初步确定了转速图和齿轮齿数之后，合理地布置齿轮排列方式，是一个比较重要第 27 页 的问题。它将直接影响到变速箱的尺寸、变速操纵的方便性以及结构实现的可能性等。1滑移齿轮的轴向布置变速组中的滑移齿轮最好布置在主动轴上，因其转速一般比被动轴的转速高，因此，可使滑移齿轮的尺寸小，重量轻，操纵省力；但由于具体结构要求，有时则须将滑移齿轮放在被动轴上。为了变速操纵方便，还可以将两个相邻变速组的滑移齿轮放在同一根轴上。在一个变速组内，须注意当一对齿轮完全脱开啮合之后，另一对齿轮才能开始进入啮合，就是说两个固定齿轮的间距，应大于滑移齿轮的宽度，如图 4-1 所示，其间隙 为 14 毫米(通常为 12 毫米)。 图 4-1 滑移齿轮轴向布置 图 4-2 双联滑移齿轮轴向排列图 4-3 三联滑移齿轮轴向排列2一个变速组内齿轮轴向位置的排列齿轮在轴向位置的排列，如没有特殊情况，应尽量缩短轴向长度。滑移齿轮的结构通常有窄式和宽式两种，一般窄式排列(即滑移齿轮轴向尺寸窄小)所占用的轴向长度较小。图 4-2 左图所示的两级变速组占用的轴向长度 L4b。其中 L 为齿轮变速组在轴上所占有的空间长度；b 为一个齿轮的齿部宽度。图 4-3 左上图所示的三级变速组占用的轴向长度 L7b。如按图 4-2 右图和图 4-3 右上图所示的宽式排列，则占用的轴向长度较大，以致在相同的负荷条件下，轴径须加粗，从而使轴上小齿轮第 28 页 的齿数增加，相应使齿数和及径向尺寸加大，因此，一般不希望采用宽式排列。三联滑移齿轮的两种排列方式，必须保证同轴上相邻两齿轮的齿数差大于 4，才能使滑移齿轮在越过某个固定齿轮时避免齿顶相碰。若相邻齿数差小于 4，除了采用增加齿数和的方法(使相邻两齿轮的齿数差增加，此时径向尺寸也加大)、或者采用变位齿轮的方法予以解决外，还可采用如图 4-3 中图所示的排列方案，让滑移齿轮中的最小齿轮越过同定的小齿轮，即最大齿轮与最小齿轮的齿数差大于 4，而其他两个齿轮的齿数差允许小些，但这种排列方法的轴向尺寸较大。3缩小径向足寸为了减小变速箱的尺寸，既要缩短轴向尺寸，又要缩小径向尺寸，它们之问往往是相互联系的。(1)缩小轴间距离 在强度允许的条件下，尽量选用较小的齿数和，并使齿轮的降速传动比大于 1/4，以避免采用过大的齿轮。这样，既缩小了本变速组的轴间距离，又不致妨碍其他变速组轴间距离的减小。(2)采用轴线相互重合 在相邻变速组的轴间距离相等的情况下，可将其中两根轴布置在同一轴线上，则径向尺寸可缩小很多，而且减少了箱体上孔的排数，箱体孔的加工工艺性也得到攻善。(3)合理安排变速箱内各轴的位置 在不发生干涉的条件下，尽可能要紧凑一些。5滑移齿轮的结构形式机床主传动系统中常见的滑移齿轮结构形式有：整体式及装配式，设计滑移齿轮结构，一般应考虑齿轮的工艺方法。为了保证齿轮的导向性良好，滑移齿轮的轮毂长度不应小于(1.21.5)d，d 为轴的直径。如图 4-4 所示。第 29 页 图 4-4 滑移齿轮的结构形式4.3 轴的空间布置轴系布置的一般是先确定主轴在变速箱中的位置，再确定传动主轴的轴以及与主轴上的齿轮有啮合关系的轴，再确定电动机轴或输入轴的位置，最后确定其他各传动轴的位置。1.主轴 1）垂直方向（高度） 12HD 2)水平方向 -主轴中心在尾架导轨中间，也有ab稍偏向前导轨的，也有偏向后导轨的，为了降低床身导轨的变形，切削力的方向尽可能在前，后导轨之间，主轴中心越往后越好，但从便于装卸工件，减轻劳动强度角度来讲，主轴中心越往前越好。一般中型车床取在尾架导轨中央或稍偏后，这样，即便于操作，又可使切削力均匀地作用于刀架的两导轨面上，如图 4-5 所示。2.I 轴的位置I 轴的轴端装有皮带轮，而主轴尾架端外伸，布置 I 轴位置时，必须保证两者不会图 4-5 主轴的空间位置第 30 页 相互碰撞。综合上述，卧式铣床 I 轴一般多安排在变速箱后壁靠近箱盖处。3 中间各传动轴的位置1) 装有离合器的轴：要便于装调，维修和润滑。2）装有制动装置的轴：布置在靠近箱盖或 箱壁处。3）与相关部件有联系的轴：铣床主运动与进给运动间的联系是通过变速箱内的进给运动输出轴联系，它应布置在主轴前下方靠近进给箱处。4.4 计算转速为了使传动件工作可靠，结构紧凑，对传动件进行动力计算。主传动系统中主轴及传动件的尺寸，主要是根据它所传递的扭矩大小来决定，扭矩大，结构尺寸就大；扭矩小，则结构尺寸就可缩小。传动件传递扭矩大小与它所传递的功率 N 和转速 n 两个因素有关。按传递全部功率时的转速中的最低转速进行计算，即可得出该传动件需要传递的最大扭矩。传递全部功率时的最低转速，则称为该传动间的计算转速。1主轴计算转速的确定主轴计算转速是主轴传递全功率(此时电动机为满载)时的最低转速，从这一转jn速起至主轴最高转速间所有转速都能够传递全部功率，而扭矩则随转速的增加而减少，此为恒功率工作范围；低于主轴计算转速的各级转速所能传递的扭矩与计算转速下的扭矩相等，它是该机床的最大传递扭矩(功率则随转速的降低而减少)，此为恒扭矩工作范围(图 4-5)。图 4-5 主传动功率和扭矩变化图第 31 页 本铣床的主轴转速级数 Z=6，其转速图见图 3-1，则主轴的计算转速：转/分。在转速图上以黑点表示。13min79zjnn2传动轴计算转速的确定主轴从计算转速起至最高转速间的所有转速都传递全部功率，因此，实现上述主轴转速的传动件的实际工作转速也传递全功率，传动轴的计算转速就是其传递全功率时的最低转速。当主轴的计算转速确定后，就可以从转速图上确定传动轴的计算转速。确定的顺序通常是由后往前，即先定出位于传动链后面(靠近主轴)的传动轴的计算转速，再顺次由后往前定出传动链前面的传动件的计算转速。一般可先找出该传动轴共有几级实际工作转速，再找出其中能够传递全功率时的那几级转速，最后确定能够传递全功率时的最低转速，即为该传动轴的计算转速。1) III 轴的计算转速：从转速图上可以看出，III 轴共有三级转速为200，315，500、转/分。主轴在 200 转/分(计算转速)至 500 转/分(最高转速)之间的所有转速都传递全功率，此时，IV 轴若经齿轮副传动主轴，它只有在 50500 转/分 3910ZZ级转速时才能传递全功率；若经齿轮副传动主轴，1601250 转/分的 2 级转速都传78ZZ递全功率，因此，其最低转速 200 转/分即为 IV 轴的计算转速。2) II 轴的计算转速：同理，II 轴上共有 3 级转速为 315，400，500。此时，经齿轮副(、)传动 IV 轴，所得到 3 级转速都能够传递全功率。因此，III 轴上56ZZ78ZZ910ZZS 的这 3 级转速也都能传递全功率，其最低转速 315 转/分即为 III 轴的计算转速。3传动轴轴径设计通过查机械设计手册，可知带的平均传动效率为，齿轮的平均传动效率10.96为，由各轴的计算转速，根据轴的抗扭强度20.99800jIIn315jIIIn200jIVn公式： ；设轴的材质为 45 钢，根据机械设计手册：取3dPAn118 107A A=110。第 32 页 可得： 37.5 0.9611023800IIdmm37.5 0.96 0.9911031315IIIdmm37.5 0.96 0.99 0.9911039160IVdmm4.5 主轴轴径设计1主要参数的确定（1）主轴前轴颈直径的选取 一般按机床类型、主轴传递的功率或最大加工直1D径，由参数表选取。铣床当功率为 7.5KW 时，主轴前轴颈直径约为 90105mm，1D选为 90mm。主轴后轴颈直径=0.9=81mm，取=81mm。2D1D2D（2）主轴内孔直径 d 的确定 很多机床的主轴是空心的，内孔直径与其用途有关。铣床主轴内孔可通过拉杆来拉紧刀杆。为不过多的削弱主轴的刚度，铣床主轴孔径 d可比刀具拉杆直径大 510mm。根据经验公式可知：d=(50%60%)=(3542)mm,2D此处取 d=35mm, =0.4. 当小于 0.3 时，空心主轴的刚度几乎等于实心主轴的1/d D1/d D刚度，等于 0.4 时，空心主轴的刚度为实心主轴的 90%，小于 0.7 时，空心主轴的刚度急剧下降，所以 d=35mm 是合适的。（3）主轴前端悬伸量 a 的确定 主轴前端悬伸量 a 是指主轴前端面到前轴承径向反力作用中点（或前径向支承中点）的距离。它主要取决于主轴端部的结构，前支承轴承配置和密封装置的形式和尺寸，有结构设计确定。由于前端悬伸量对主轴部件的刚度、抗振性的影响很大，因此在满足结构要求的前提下，设计时应尽量缩短该悬伸量。此处我们选 a 为 100mm.（4）主轴主要支承间跨距 L 的确定 合理确定主轴主要支承间的跨距 L，是获得主轴部件最大静刚度的重要条件之一。支承跨距过小，主轴的弯曲变形固然较小，但因支承变形引起主轴前端的位移量增大；反之，支承跨距过大，支承变形引起主轴前端的位移量尽管减小了，但主轴的弯曲变形增大，也会引起主轴前轴端较大的位移。因此存在一个最佳跨距，在该跨距时，因主轴弯曲变形和支承变形引起主轴前轴端0L的总位移量为最小。一般会不断降低，主轴主要支承间的实际跨距 L 往往大于上述最佳跨距，此处选 L=3，a=300mm。0L第 33 页 2主轴的构造主轴的构造和形状主要取决于主轴上所安装的刀具、夹具、传动件、轴承等零件的类型、数量、位置和安装定位方法等。设计时还应考虑主轴加工工艺性和装配工艺性。框架式数控铣床主轴一般为空心阶梯轴，前端径向尺寸大，中间径向尺寸逐渐减小，尾部径向尺寸最小。主轴的前端形式取决于机床类型和安装夹具或刀具的形式。主轴头部的形状和尺寸已经标准化，应遵照标准进行设计。主轴的直径和长度的确定主要是根据轴上零件的装配，框架式数控铣床主轴简图如图 4-6 所示轴上主要尺寸已在前面介绍，在确定各轴段长度时，应尽可能使结构紧凑，同时还要保证零件所需的装配或调整空间。轴的各段长度主要是根据各零件与轴配合部分的轴向尺寸和相临零件间必要的空隙来确定的。图 4-6 框架式铣床主轴简图3轴上零件的定位（1）零件的轴向定位 轴上零件的轴向定位是以轴肩、套筒、轴端挡圈、轴承端盖和圆螺母等来保证。轴肩分为定位轴肩和非定位轴肩，轴肩处易产生应力集中，而且轴肩过多也不利于装配，因此，轴肩定位多用于轴向力较大的场合，套筒定位因为不影响轴的疲劳强度，一般用于轴上两个零件之间的定位。若两零件的间距较大或转速较高时，都不宜采用套筒定位。轴端挡圈适用于固定轴端零件，可以承受较大的轴向力。为了防止轴端挡圈转动造成螺钉松脱，可加圆柱销锁定轴端挡圈。圆螺母定位可承受大的轴向力，但轴上螺纹处有较大的应力集中，故一般用于固定轴端的零件，当轴上零件间距离较大不宜使用套筒定位时，也常采用圆螺母定位。（2）零件的周向定位周向定位的目的是限制轴上零件与轴发生相对转动。常用的周向定位零件有键、花键、销、紧定螺钉以及过盈配合等，其中紧定螺钉只用在传力不大之处。4主轴的校核第 34 页 1主轴按扭转强度校核这种方法只是按轴所受的扭矩来计算轴的强度；如果轴还受到不大的弯矩时，则用降低需用扭转切应力的办法予以考虑。轴的扭转强度条件为： (4.1)TTTWT (4.2)9550PTn (4.3)316TDW 式中： 扭转切应力，单位为；taMP T 轴所受的扭矩，单位为； N mmA 轴的抗扭截面系数，单位为；tW3mm n 轴的转速，单位为；minr P 轴传递的功率，单位为 kW； d 计算截面处轴的直径，单位为 mm；需用扭转切应力，单位为。TaMP因为=7.5 ，mm，查表得 40 的值为：35Pkw1600 / minnr90D CrT55，则aMP7.5955000044765.625500 / minkwTNgmmr333.14 90143066.251616TDW3mm0.31 成立，TTTWaMPT所以此主轴满足扭转强度要求。2主轴的扭转刚度校核。 轴的扭转变形用每米长的扭转角表示。阶梯轴的扭转角单位为（ ）/m的计算公式为： (4.4)4115.73 10zi iipiTlLGI式中， 轴所受的扭矩，单位为；TN mmA 轴的材料的剪切弹性模量，单位为，对于钢材，G=8.1 GaMP第 35 页 ；410aMP 轴截面的极惯性矩，单位为； PI4mmL 阶梯轴受扭矩作用的长度，单位为 mm；z 阶梯轴受扭矩作用的轴段数。 对圆轴： = (4.5)PI432d轴的扭转刚度的条件为： 的取值为 0.51（ ）/m 计算得阶梯轴的扭转角为： 0.04 则轴满足扭转刚度要求。4.6 主传动系统的开停装置开停装置用来够制主运动执行件(如主轴)的启动与停止。可直接开停机床主传动系统的动力源(如电动机)或者用离合器接通、断开主运动执行间与动力源间的传动链。开停装置的基本要求是开停方便省力、操纵安全可靠，结构简单并能传递足够的扭矩。开停装置的类型包括以下几种。(1)直接开停电动机这种开停方