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1 卧式升降台铣床主传动系统设计【5.5KW 28-1400 1.26 18级】.doc
卧式升降台铣床主传动系统设计【5.5KW 28-1400 1.26 18级】（全套含CAD图纸）
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下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396目录第1章机床的规格及用途1第2章运动设计121确定极限转速122确定公比123求出主轴转速级数124确定结构网或结构式225绘制转速图2251选用电动机2252确定传动轴的轴数2253绘制转速图326转速图4第3章传动零件的初步计算531传动轴直径初定532主轴轴颈直径的确定633齿轮模数计算6331初算齿轮模数6332对各种限制的讨论7333其余验证834核算主轴转速误差8第4章零件的验算941第2变速组的验证计算9411小齿轮的弯曲强度验算9412大齿轮的接触强度验算1042传动轴的验证计算12421传动轴的载荷分析12422传动轴的最大挠度计算13423传动轴在支承处的倾角计算1643主轴组件的静刚度验算16431计算条件的确定16432两支承主轴组件的静刚度验算17第5章结构设计的说明20第6章参考文献21下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396第1章机床的规格及用途本设计机床为卧式升降台铣床，其级数Z18，最小转数NMIN28R/MIN，转速公比为126，驱动电动机功率N55KW。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。下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396第2章运动设计21确定极限转速由已知最小转数NMIN28R/MIN，级数RMAXZ18，得到主轴极限转速NMAX1400R/MIN，转速调整范围RNRMIN50。22确定公比由设计任务书给定条件，转速公比126，由参考文献1，查得其转速数列为28，35。5，45，56，71，90，112，140，180，224，280，355，450，560，710，900，1120，1400R/MIN。23求出主轴转速级数由参考文献1，转速级速ZLGRNLG111其中RN转速调整范围转速公比第1页，共22页下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396将RN50，126代入，得Z18。24确定结构网或结构式在设计简单变速系统时，变速级数应选为Z3212的形式，其中M,N为正整数。故Z1832，即选用2对三联齿轮，1对两联齿轮进行变速。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1831332912其最末扩大组的调整范围N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UMAX213425绘制转速图251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P4级，同步转速1440R/MIN，电机型号Y132S4。252确定传动轴的轴数传动轴数变速组数定比传动副数13115MN99R12688，满足要求。1最小传动比U14下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396第2页，共22页下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396253绘制转速图图21主传动系统转速图下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396第3页，共22页下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q19721639626转速图由参考文献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由图22所示图22传动示意图下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396第4页，共22页下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396第3章传动零件的初步计算31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31进行计算J其中D传动轴直径MMN该轴传递的功率KWNJ该轴的计算转速R/MIN31NJ该轴每米长度允许扭转角DEG/M，本例中，取075由图知，各轴的计算转速为NJ90R/MIN，NJ112R/MIN，NJ280R/MIN，NJ560R/MIN，1440R/MIN。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N55带入得1440075560075280075112075取各轴最小轴径为DI24MM，DII30MM，DIII35MM，D45MMND914MMN554I554II554III554下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396第5页，共22页下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q19721639632主轴轴颈直径的确定由参考文献3，功率为55KW的卧式铣床选用前轴颈轴径为90MM，后轴颈选用前轴颈的7085，为了选用轴承的方便，主轴中部与圆锥滚子轴承后轴颈配合测轴颈去70MM，为使主轴缓慢过渡，主轴后部与深沟球轴承轴承配合处的轴颈55MM。33齿轮模数计算331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MZ1UJNJ其中MJ按接触疲劳强度计算的齿轮模数；ND驱动电动机功率KW；U大齿轮齿数与小齿轮齿数之比U1，外啮合取“”号，内啮合取“”号；Z1小齿轮齿数；M处，均选用M8；J许用接触应力MPA，查表可得J1370MPA对于基本组，小齿轮最小齿数是Z124，U2，其计算转速为NJ560R/MIN带入式32得82421370560对于第一扩大组变速组，小齿轮最小齿数是Z126，U25，其计算转速U1NM1633833222B齿宽系数，B为齿宽，M为模数，610，此21553J1下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396第6页，共22页下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396为NJ280R/MIN带入式32得82625155251370280228MMNJ对于第二扩大组变速组，小齿轮最小齿数是355R/MIN带入式32得J12219，U4，其计算转速为2496MM819332对各种限制的讨论41370355对于第二扩大组变速组，由于主轴轴径是由标准查得，其值较大，前轴径为90MM，后轴径为55MM，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ZMIN应满足M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MIN大于已确定的最少齿数。若M4，ZMIN292435，满足要求，故第二扩大组变速组的模数取M34MM。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。对于第二扩大组变速组，在轴上，选用花键846509，将D50带入，若M25，则ZMIN262，大于已确定的最小齿数26。若M3，则ZMIN228，小于26。故取第二扩大组的齿轮模数M3MM。在本设计中，第一扩大组和第二扩大组之间选用了一个公用齿轮，由于相互啮合的齿轮要选用相同的模数，故第一扩大组变速组的齿轮应选用模数为3J22241553DZ1035633对于主轴，选用单键槽，查得D4542918，若M3，的齿轮。验证第一扩大组变速组，第轴选用花键832366，将下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396第7页，共22页下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396D36代入，得ZMIN18，小于最小齿数24。故满足要求。故第一扩大组变速组选用模数M23。对于电机轴上的齿轮配合，选D25MM。若M2，得Z于最小齿轮26，故选取M2MM满足要求。333其余验证MIN185，小1机床主传动系统最小齿数ZMIN1820，所有齿轮均满足此条件。U2机床主传动的最小极限传动比为MIN4，中型机床的最大齿数和SZMAX120，以上设计均满足此要求。34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26。经过核算，18级转速各设计转速的实际转速为6748657667446576674065766748517667445176674051766748357667403576674065761262426191440280682628261935。5144035723误差0632632261945144044908误差022624401956144055035误差1702628401971144070040误差13426324019144088055262456191121440112270误差024263256191401440179630误差20726322619180144044908误差020下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396第8页，共22页下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q19721639622414402801440355144045014405601440710144090014402667266726672667266726672667244828443240244828443240244826652665266540514051405156356332633263326332633263326332221036误差132281320误差047353650误差038433400误差360551600误差140613400误差230884142误差1761120144014001440266726672848324056355635633263321125270误差0471414600误差010可见，仅有设计转速450的实际转速误差略超过允许值，但是考虑到差距不大，故选用本设计结果进行绘制。第4章零件的验算41第2变速组的验证计算第一扩大组变速组的最小齿轮齿数为Z126，与之相啮合的大齿轮齿数为Z265。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，基本、第一扩大组级变速组选用7级齿轮，主轴选用6级齿轮411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BM式中F齿KFYYYFFSF下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396轮的弯曲疲劳强度MPA41K载荷系数，KKAKVKK。对于平稳的原动机与工作机，有第9页，共22页下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396使用系数KA10，由于VD1TN1280239101143M/S，查表60100060得KV108，设轴的刚性大，查得齿向载荷分布系数K103，则齿间载荷分配系数K11故载荷系数KKAKVKK1010810311122FT齿轮所受切向力N，由于轴II3最小转速为280R/MIN，代入得到最大切向力FTPVPR551023481210N；MINMIN280603910B齿宽MM，此处B24；YF齿形系数，查图得YF26；YS齿轮齿根应力修正系数，查图得YS075156；Y重合度系数。Y10251，其中18832Z1Z21707，代入得YFLIMY0689；NF许用弯曲应力MPA，FSF，本齿轮采用45钢渗碳淬火，查表得弯曲疲劳极限应力3501FLIM350MPA，YN10，取弯曲系数SF125，代入，得F125280MPA。代入公式，得24332615606892279MPAF满足齿根弯曲疲劳强度。33122481210下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396412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第10页，共22页下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396HZEZHZKFTBD2U1UH42式中ZZE材料弹性系数，由表查得ZE1898MPA；H节点区域系数，查表得Z重合度系数，H25；11，其查表可得Z18832Z1Z21707Z088U传动比，由前可知U652625；FT齿轮所受切向力N，由于该对齿轮进入啮合时，轴速为112R/MIN，代入，得到最大切向力60III的最小转K载荷系数，KKAKVKK。对于平稳的原动机与工作机，有使用系数KA10，由于VD1TN11122975101143M/S，查表得60100060KV108，设轴的刚性大，查得齿向载荷分布系数K103，则齿间载荷分配系数K11故载荷系数KKAKVKK1010810311122。H许用接触应力，HHMINSHZN，其中HMIN为试验齿轮的齿面接触疲劳极限，由参考文献4P146知HMIN1200MPA，ZN为接触强度寿命系数，取ZN105，其余系数与前述相同，故SH3PP5510F481010NT2MINMIN3Z12001051260MPA下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q1972163961第11页，共22页下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396代入计算得H189825088满足接触疲劳强度的要求1224810102465332512555324MPAH42传动轴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。107，得Y00005L00005360018MM0001RAD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。421传动轴的载荷分析对传动轴的受力进行简化，得到下示载荷分布图568080793035其中QA1,QA2,QA3图41轴的受力分析是第一扩大组变速组的驱动力，且3个驱动力不能同时作下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396用；QB1,QB2,QB3是第二扩大组变速组的驱动阻力，且3个驱动阻力不能同第12页，共22页下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396时作用。其弯曲载荷由下式计算QA/QB212107NMZNN43式中N该齿轮传递的全功率KW，如前述原因，此处均取N55KW。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，NNAJNBJ或NNBJNAJAJNBJ该轴输出扭矩的齿轮计算转速R/MIN将六种驱动力/驱动阻力分别带入式43，可得到各驱动力为348280340450344355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速度以后计算。422传动轴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DMZN式中L两支承间的跨距MM，对于轴，L360MM。D该轴的平均直径MM，本轴的平均直径D38MM。LYA输入扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度MMBN该轴输入扭矩的齿轮计算转速R/MIN55Q212102892N55Q212102159N55Q212102488N33LN075XXY/Y17139MM444AX，齿轮的工作位置至较近支承点的距离MMII输出扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度MM下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396第13页，共22页下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396YA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360383482803603834045036038344355A2AYA20090MM进行计算。此时轴转速为450R/MIN此时对之前计算的输出驱动阻力进行计算，各力为340450326450356450QA2，带入式44，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。36038340280B2B2144MM，故X1443600456对于Q，其输入位置A56MM，故X0156333605507501560156Y171390059MM4136对于Q，其输入位置A136MM，故X0378333605507503780378Y171390090MM475对于Q，其输入位置A75MM，故X0208333605507502080208Y171390066MM4故引起的中点挠度最大，在计算合成挠度时使用55Q212102159N55Q212103322N55Q212101542N136X0378B1B1333605507503780378Y171390145MM4对于Q，其输入位置A下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396第14页，共22页下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396YB2171393603550750404383262803530228MM对于QB2，其输入位置AB3335MM，故X36000973YB3171393605507500970097383562800032MM故QB2引起的中点挠度最大，在计算合成挠度时使用QBQB2，YBYB201798MM进行计算。由参考文献1，中点的合成挠度YHYHYAYB2YA可按余弦定理计算，即YBCOSMM45式中YH被验算轴的中点合成挠度MM；驱动力2QA和阻力QB在横剖面上，两向量合成时的夹角DEG，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572，得202205725144代入计算，得YH009022820090228COS51440186MM说明虽然计算结果YH0186MM略大于需用值Y018MM，但在计算过程中所采用的计算公式所选参数都是偏安全考虑取得略大，例如N该齿轮传递的全功率KW在计算过程中都取了55KW，而电机功率只是55KW，在传递功率过程中有各种磨损，从而使功率损耗，所以齿轮传递的功率必定会小于55KW。所以计算结果略大于需用值也是允许的，满足设计要求。442222下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396第15页，共22页下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396423传动轴在支承处的倾角计算由参考文献1，传动轴在支承点A，B处的倾角行近似计算3YHA,B时，可按下式进ABLRAD4630186代入YH0186MM，L360MM，得AB360000155RAD计算结果虽略小于许用值0001RAD，但都是偏安全考虑设计的，虽然略小于许用值，但基本满足设计要求。43主轴组件的静刚度验算431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YC，目前广泛采用的经验数据为YC00002LMM47式中L两支承间的距离，在本主轴中，L310MM。故取YC0062MM2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120N/M。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C2切削力的确定最大圆周切削力PT须按主轴输出全功率和最大扭矩确定，其计算公式为DJNJ式中ND电动机额定功率KW，此处ND55KW。轴轴端的挠度4295510NPN48下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396第16页，共22页下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396主传动系统的总效率，I1II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，总效率此处，为方便起见，起0807085，NJ主轴的计算转速R/MIN，由前知，主轴的计算转速为90R/MIN。DJ计算直径，对于铣床，DJ为最大端铣刀计算直径，由参考文献1，对于升降台宽度为3201250的卧式铣床，其端铣刀的计算直径及宽度分别为DJ200MM，B60MM。将参数值带入48式，得PT4669N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PT的比值可大致认为PV095PT43356N，PH024PT11206N，PA05PT23345N。则HVTT角，P在水平面的投影与PH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SCWMM49式中C主轴前端的悬伸长度，此处C81MMW对于普通升降台铣床WB60MM代入，切削力P的作用点到主轴前支承的距离为S141MM432两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。N，22PPP098P45756N60下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396第17页，共22页下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396主轴受力如图所示图42主轴纵向视图力的分布图43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YCSP6EIC3EICBLCAL式中E抗拉弹性模量，钢的E2110MPAIC为BC段惯性矩，对于主轴前端，有6464233SCCLSCLSLCSCYPMM410225701281D1I1210MM下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396第18页，共22页下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396I为AB段惯性矩，有4304ID4164480806419710MM4CSP其方向如图43所示，沿P方向，P758。2计算力偶矩M作用在主轴前端C点产生的挠度Y00015MMYCCMMC2LCLC2CCCM22EIC3EICBLCAL式中各参数定义与之前保持一致。力偶矩21000YCCM24110MM其方向在H平面内，如图43所示，M180。3计算驱动力Q作用在两支承之间时，主轴前端C点的挠度YCMQ6EILCBLCAL602CMQQ9
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