毕业设计（论文）-铣床主传动系统的设计

页共36页第1章绪论1.1选题背景普通卧式铣床是一种常见的机械加工设备，用于进行铣削加工。其主要结构包括床身、工作台、主轴、进给机构、切削刀具等部件[1]。其中，主传动系统是卧式铣床的核心部分，其设计和性能直接影响到整个设备的加工精度和效率[2]。传统的卧式铣床主传动系统采用的是齿轮传动结构，但是这种结构存在一些缺点，如噪声大、精度低、寿命短等。为了提高卧式铣床的加工质量和效率，研究人员不断探索新型的主传动系统设计方案[3]。近年来，随着机械加工技术的不断进步和发展，智能化、数字化、高速化、精度化、柔性化等趋势日益明显，为卧式铣床主传动系统的设计和研究提供了更为广阔的空间和发展机遇。因此，对普通卧式铣床主传动系统的设计和研究具有重要意义和应用价值。1.2铣床的定义铣床主要指用铣刀对工件多种表面进行加工的机床。通常以铣刀的旋转运动为主运动，\t"/item/%E9%93%A3%E5%BA%8A/_blank"工件和\t"/item/%E9%93%A3%E5%BA%8A/_blank"铣刀的移动为\t"/item/%E9%93%A3%E5%BA%8A/_blank"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[4]。主轴可更换式\t"/item/%E9%93%A3%E5%BA%8A/_blank"卧式铣加工中心的创新设计解决了电主轴与镗杆移动伸缩式结构各存利弊的不足，具有复合加工与一机两用的功效，也是卧式铣床的一大技术创新[5]。卧式铣床的主要\t"/item/%E9%93%A3%E5%BA%8A/_blank"关键部件是主轴箱，安装在立柱侧面，也有少数厂家采用双立柱的热对称结构，将主轴箱置于立柱中间。但是，双立柱结构不便于维护保养，是当今采用的厂家不多的原因[6]。主轴箱移动多通过电机驱动\t"/item/%E9%93%A3%E5%BA%8A/_blank"滚珠丝杆进行传动，是主轴驱动核心传动装置，多采用\t"/item/%E9%93%A3%E5%BA%8A/_blank"静压轴承支承，由\t"/item/%E9%93%A3%E5%BA%8A/_blank"伺服电机驱动滚珠丝杆进行驱动。由于主轴转速越来越高，主轴升温快，已有很多厂家将采用油雾冷却以替代油冷却，更有效地控制主轴升温，使其精度得到有效保证[7]。如下图1-1所示，为一种国产的卧式铣床[8]。图1-1一种国产的卧式铣床1.3国内外研究和发展现状普通卧式铣床主传动系统是铣床中的核心部件之一，其主要作用是将电机的动力传递到铣刀上，以实现加工工件的目的。当前，普通卧式铣床主传动系统的研究现状如下[9]：传动方式：普通卧式铣床主传动系统的传动方式主要有齿轮传动、皮带传动和直接驱动等几种。齿轮传动因其传动效率高、承载能力强等优点，是目前主要的传动方式。主轴结构：普通卧式铣床主轴结构一般分为立式和卧式两种。目前主要采用的是卧式主轴结构，其结构简单、稳定性好、精度高等优点得到广泛应用[10]。驱动电机：普通卧式铣床主传动系统的驱动电机一般采用交流电机或直流电机。其中交流电机主要具有功率大、稳定性好等特点，但需要变频器调速；直流电机具有调速范围广、响应速度快等优点，但需要对电机进行维护和保养[11]。控制系统：普通卧式铣床主传动系统的控制系统主要包括数控系统和传统机械系统。数控系统具有自动化程度高、精度高等优点，但价格较高，操作难度大；传统机械系统价格较低，操作简单，但加工精度较低。自动化程度：普通卧式铣床主传动系统的自动化程度不断提高。目前，自动换刀系统、自动刀具长度补偿系统、自动测量系统等已经得到广泛应用，可以大大提高加工效率和精度。总体来说，普通卧式铣床主传动系统的研究现状比较成熟，已经具有较高的加工精度和稳定性，同时随着科技的不断进步，其自动化程度也不断提高，将更好地满足不同工件的加工需求[12]。普通卧式铣床主传动系统研究现状的时间历程可以追溯到20世纪初。以下是普通卧式铣床主传动系统研究现状的时间历程概述：20世纪20年代和30年代，传统的主传动系统是由皮带驱动的。这种系统可以满足当时的铣床工作需求[13]。20世纪40年代和50年代，随着工业技术的发展，新的主传动系统开始出现。一些卧式铣床开始采用齿轮传动和蜗杆传动系统。这些系统比皮带传动系统更加可靠和精确。20世纪60年代和70年代，随着数字控制技术的兴起，新的主传动系统也开始出现。数字控制系统使铣床可以自动控制，提高了生产效率和精度[14]。20世纪80年代和90年代，由于工业自动化的发展，新的主传动系统也开始出现。这些系统采用伺服电机和变频器来控制铣床的运行，使铣床的精度和速度得到了进一步提高。21世纪初至今，主传动系统的研究主要集中在提高铣床的工作效率和减少能源消耗[15]。新的主传动系统采用高效节能的电机和控制器，以及先进的轴承和传动装置，使铣床的工作更加可靠和高效。总的来说，随着科技的不断进步，普通卧式铣床主传动系统研究现状不断发展和改变。未来，随着新技术的不断涌现，铣床的主传动系统也将继续发展和改进。1.4课题的研究方法文献调研：查阅相关资料掌握普通卧式铣床主传动系统的主要结构和发展趋势。（2）系统分析法：对卧式铣床主传动系统进行全面分析，包括系统结构、传动方式、传动机构、传动参数等因素进行分析，找出其中的问题和瓶颈，为结构设计提供参考。（3）理论计算方法：通过理论计算，确定卧式铣床主传动系统的传动参数和传动效率等重要参数，对传动性能进行全面评估，为系统的优化提供科学依据。（4）三维建模和二维图纸绘制：设计卧式铣床主传动系统的三维模型，并根据三维模型绘制二维图纸。1.5课题的基础工作条件卧式铣床主传动系统研究的基础条件包括以下几点：了解卧式铣床的结构和工作原理：了解卧式铣床的结构和工作原理，包括主轴、传动系统、工作台等部件的组成和作用，可以帮助研究人员更好地理解主传动系统的作用和性能要求。熟悉机械设计和动力学知识：熟悉机械设计和动力学知识，包括机构设计、动力学分析、摩擦学等方面的知识，可以帮助研究人员理解主传动系统的设计要求、优化方案和性能评估方法。掌握材料力学和热力学知识：掌握材料力学和热力学知识，包括材料的强度、硬度、韧性、疲劳寿命等方面的知识，可以帮助研究人员选择合适的材料和加工工艺，保证主传动系统的可靠性和寿命。具备实验技能和测试设备：具备实验技能和测试设备，可以进行主传动系统的性能测试和故障分析，对设计方案进行优化和改进。了解市场需求和竞争情况：了解市场需求和竞争情况，可以帮助研究人员把握卧式铣床主传动系统的发展方向和创新点，提高产品的市场竞争力。1.6课题的关键技术和创新性机床主传动系统用于使主运动的执行零件（如主轴、工作台、滑枕等）变速、启动，停止和改变运动方向等，因此，卧式铣床主传动系统，主要设计的机构主要分为传动连接用的定比传动副，变速机构启动后停止以及换向机构，制动机构，以及操纵机构和润滑装置等。本次设计主要包含两个创新点，一个是整体外观上的改进，对比已存在的产品进行了人机工程的优化，节约了成本，使得铣床加工的稳定性更高，实用性更强，提高了生产率，降低了工人的劳动强度。第二个创新点是设计中充分考虑了润滑装置等维护保养的因素，进行科学分析和设计，使其铣床使用寿命更长，能量损失更少，性能更加优越。1.7本章小结本章主要说明了课题的研究背景和意义，包括铣床的定义，同时阐述了普通卧式铣床的主传动系统的研究和发展现状。

第2章总体方案设计2.1设计参数本课题的主要参数有以下几项：（1）转速范围：主轴最小转速nmin=19r/min，最大转速nmax=850r/min；（2）公比：φ=1.41；（3）转速级数：z=12；（4）电机的额定功率为4KW，转速为1440r/min。2.2确定结构式查阅相关文献资料[16]，铣床主传动系统由于转速级数Z=12，因此可以按照下式进行分配：Z=2a×3b其中a和b均为正整数，即Z可以分解为2和3的因子，以便用2联和3联滑移齿轮实现变速[17]。首先需要确定变速组传动副数目，实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成以下五种传动副组合：（1）12=3×4（2）12=4×3（3）12=3×2×2（4）12=2×3×2（5）12=2×2×3在上面的五种传动副的方案中，第1个和第2个方案均只需要两个传动轴，后面三个方案需要三根传动轴，轴系复杂一些，但是方案1和方案2有一个传动系统里面包含了四个传动副，此时如果采取了四联齿轮的方案的话，轴向上的尺寸会增大很多。如果采取两个双联滑移齿轮的方案的话，会增加操作机构的复杂性，鉴于这些缺点，因此四个传动副的方案在机床领域很少采用。采用排除法，需要在后面三个方案中选取一个方案，从原动力到输出轴，速度降低，转矩增大。鉴于这种情况，后面执行机构的转矩大，因此外径也需要增大，按照材料的节省原则，因此传动副需要按照前面多后面少的原则，对比方案3、4、5，最终选取了方案3的形式，采用了3×2×2的传动副结构形式。2.3确定转速图电机选取如下图2-1所示：Y系列三相异步电动机Y112M-4，额定功率为4KW，满载转速为1440r/min，同步转速为1500r/min，4级电机[19]。图2-1三相异步电动机Y112M-4由于公比φ=1.41，转速级数z=12，主轴最小转速n=19r/min，最大转速n=850r/min，因此各级转速为19r/min，27r/min，38r/min，54r/min，76.5r/min，108r/min，152.5r/min，215r/min，303.5r/min，428r/min，603.5r/min，850r/min。拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停、幻想、制动、操纵等整个传动系统的确定。传动型式则指传动和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的传动型式、变速类型[20]。因此转速图如下图2-2所示：图2-2转速图2.4确定转动系统方案主传动系统方案如下图2-3所示：图2-3主传动系统方案齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等，据设计要求齿轮的最小齿数Zmin≥18-24，齿数之和Sz≤100～124[21]，根据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数，可以得到齿轮齿数如下表2-1所示：表2-1齿轮齿数传动比轴1到轴2轴2到轴3轴3到主轴1:11:21:1.411:11:2.82:11：2代号ZZZZZZZZ’Z5Z5’ZZZ7Z7’齿数30302040253542422262603018722.5本章小结本章主要结合文献分析的结构和课题任务书，进行了整体传动方案的设计，首先确定了设计参数和大体结构，分析和计算出了转速图以及各级齿轮传动的传动比。

第3章传动系统设计和计算3.1带传动的设计3.1.1确定带传动计算功率由上文可知，本课题带传动的转速分别为1440r/min和428r/min，因此传动比为3.36，主要考虑本文的卧式铣床载荷的性质、原动机的不同和每天的工作时间长短等因素，计算功率Pca需要比要求传递的功率P略大[22]P其中P为所需的传动功率；KA为工作情况系数，如下图1所示，此时由于是金属切削机床，每天工作时间12小时，故取KA=1.2，Pca为计算功率[故可得：P图1工作情况系数表3.1.2确定V带型号图2普通V型带选型图根据小带轮转速1440r/min和计算功率4.8kw，查询相关资料可知如上图2所示，选取普通V型带选型图，选取A型带。3.1.3确定带轮直径如上图2所示，参照带轮基准直径系列，选取小带轮的直径d1=80mm此时，验算带的转速如下式所示v=πd1n1v=由于普通V带传动速度一般为5~25m/s，为了充分发挥V带传动的能力，V带传动的最佳带速范围为6-20m/s，故计算出来的V带速度满足带传动最佳带速范围，此时的选取是合适的[24]。同理，参照相关资料，选取大带轮直径d2=269mm3.1.4确定带传动中心距a和V带基准长度Ld带传动中心距a可根据下式计算可得：0.7(d1+d2)<a0<2(d计算可得：244.16<a0取带传动中心距a=500mm根据下式所示的带长计算公式：L故计算可得带长为L查阅相关资料，选取带的基准长度Ld故计算得实际中心距为a=3.1.5验算主动轮上的包角∂1带传动主动轮上的包角公式可用如下式来计算：∂1=180∘−在带传动的设计中，可知小带轮的包角∂1应该小于大带轮的包角∂2，小带轮的总摩擦力也应该小于大带轮上的总摩擦力。因此，打滑只可能在小带轮上发生，为了提高带传动的工作能力，小带轮上的包角∂1应该大于90°，带传动的小带轮包角∂1的最佳状态是大于120°计算得：∂故此带传动的小带轮包角处于最佳状态。3.1.6计算V带根数Z计算V带根数Z如下式所示：Z=查表确定单根普通V带的基本额定功率P0，此时选取P查表确定单根普通V带的额定功率增量∆P1传动比i为i=3.36，此时选取∆P如下表1所示，为小带轮包角修正因素Kα，此时选取K表1小带轮包角修正因素K包角α18017016015014013012011010090K1.000.980.950.920.980.860.820.780.740.69查表可确定V带长度系列和带长修正因素KL，此时选取K故计算可得：Z=4.8故选取Z=6根。3.1.7带轮材料的选取常用的带轮的材料是HT150或HT200，转速较高时可以采用铸钢或用钢板冲压后焊接而成。由于立式铣床的转速不高，所以选取带轮的材料为HT200[26]。3.2齿轮传动的设计和计算3.2.1齿轮模数的设计和计算（1）模数计算。一般同一变速组内的齿轮取同一模数，选取负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算，如下所示：m其中，nj-本课题小齿轮的计算转速，单位为r/min查阅相关资料，模数计算公式转变为如下所示：m其中N-计算齿轮转动递的额定功率N=ŋNdψm-齿宽系数ψm=b/m，本课题取Z1i-大齿轮与小齿轮的齿数比，i=Z2而查阅相关资料可知：k其中，kn-kN-kq-ks-寿命系数，其极限数值为ksmax和kTk其中，T-顶定的齿轮工作期限，本课题为中型机床，因此可以选取为：T=15～24；m-齿轮等转动件在接取和弯曲交边载荷下的疲劳曲线指数；C0-基准顺环次数计算可得：kTkT而kn=0.84,kn接=0.58,kks同时，kn弯=0.90,kq弯ksks时，取ks=ksmax，当ks<ksmin时，取kks=k另外，查阅相关资料可知：k1为工作情况系数，本课题为中等中级的主运动，因此k1=1.5；k2为动载荷系数，本课题取k2=1.2；k3为齿向载荷分布系数，取值为k3=1；Y为齿形系数，按接触疲劳计算齿轮模数m如下所示：1轴到2轴的齿轮传动由公式计算为：mj=2.7mm取标准齿轮模数值m=3mm2轴到3轴的齿轮传动由公式计算为：mj=2.4mm取标准齿轮模数值m=3mm3轴到4轴的齿轮传动由公式计算为：mj=3.4mm取标准齿轮模数值m=3.5mm综上所述，本课题的齿轮传动的齿轮模数如下表3-1所示：表3-1齿轮传动模数表组号1轴到2轴2轴到3轴3轴到4轴模数(mm)3齿轮尺寸的确定及强度校核由上一节计算参数可以得到，1轴到2轴的齿轮传动相关几何尺寸见下表3-2所示：表3-21轴到2轴的齿轮传动尺寸表齿轮Z1Z1`Z2Z2`Z3Z3`齿数303025352040分度圆直径90907510560120齿顶圆直径96968111166126齿根圆直径82.582.567.597.552.5112.5齿宽221622162216按本组的最小齿轮来计算和校核强度。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB～246HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB～246HB，平均取240HB[28]。计算齿面接触疲劳强度的接触应力如下式所示：σ其弯曲应力验算公式为：σ其中：N-传递的额定功率（kW），这里取N为电动机功率;nj-计算转速，单位为r/minm-初算的齿轮模数，单位为mm,本课题为m=3mm；B-齿宽，单位为mm，本课题取B=24mm[29]；z-小齿轮的齿数，z=20；u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比；ks-寿命系数，由上文可知k而kT-k其中:T-齿轮工作期限，这里取T=15000h；n1-齿轮的最低转速，单位为r/min，n1=500（r/minC0-基准循环次数，接触载荷取C0=，弯曲载荷计算时取C0=m-疲劳曲线指数，接触载荷取m=3；弯曲载荷取m=6；kn-转速变化系数,查阅相关文献资料，取knkN-功率利用系数,查阅相关文献资料，取kNkq-材料强化系数,查阅相关文献资料，kK3-工作状况系数，查阅相关文献资料取K3K2-动载荷系数,查阅相关文献资料，取K2K1-齿向载荷分布系数,查阅相关文献资料，K1=1Y-齿形系数,查阅相关文献资料，Y=0.386[30]；σj-许用接触应力（MPa）,查阅相关文献资料，取σjσw-许用弯曲应力（MPa）,查阅相关文献资料，取σw=275Mpa[31根据上述公式，计算可以得知：σj=586.1Mpaσjσw=138.9Mpaσ同理，2轴到3轴的齿轮传动相关几何尺寸见下表3-3所示：表3-32轴到3轴的齿轮传动尺寸表齿轮Z4Z4`Z5Z5`齿数42422262分度圆直径12612666186齿顶圆直根圆直径118.5118.558.5178.5齿宽32263226同理，3轴到4轴的齿轮传动相关几何尺寸见下表3-4所示：表3-43轴到4轴的齿轮传动尺寸表齿轮Z6Z6`Z7Z7`齿数60301872分度圆直径21010563252齿顶圆直径21711270259齿根圆直径201.2596.2554.5243.5齿宽24242424同理，上述两组齿轮传动也按照最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB～246HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB～246HB，平均取240HB。查阅相关文献资料可知相关参数的值如下所示[32]：kn=0.62kN=0.77kq=0.60K3=1.1K2=1K1=1m=3.5；nj=355根据上述公式计算，可得：σj=602.3Mpaσjσw=159.1Mpaσ3.3传动轴最小轴径的初定查阅相关资料，传动轴直径按扭转刚度用下式计算：d其中：d-传动轴直径，单位为mm；Tn-该轴传递的额定扭矩，单位为N·mm；N-该轴传递的功率，单位为KW；nj-该轴的计算转速φ-该轴每米长度的允许扭转角[33]。计算1轴的最小轴径为：d=35mm；计算2轴的最小轴径为：d=40mm；计算3轴的最小轴径为：d=42mm；3.4轴承的选择查阅相关资料，结合轴承的特性，轴承选取如下：轴1：与大带轮带轮靠近段安装深沟球轴承代号6207；另一安装深沟球轴承6207。轴2：后端安装圆锥滚子轴承30206；另一安装圆锥滚子轴承30207；中间布置NN3009。轴3：对称布置圆锥滚子轴承30207。主轴：后端安装双列圆锥滚子轴承NN3016；另一安装双列圆锥滚子轴承NN3018；中间布置圆柱滚子轴承NU217E。计算主轴上轴承寿命如下所示：主轴前支承的径向力Fr=2642.32N。由轴承寿命的计算公式[34]，查阅其预期的使用寿命为：[L10h]=15000h查阅相关资料，可知相关计算公式如下：L计算可得：L=31563.7≥[L10h]=15000h因此主轴的轴承寿命满足要求。3.5键的规格轴1处选择普通平键规格：QUOTEB×L=5×18轴2选择矩形花键规格：N×dQUOTE×D×B=8×40×44×8轴3选择矩形花键规格：N×dQUOTE×D×B=8×42×46×83.6本章小结本章主要对整个传动链条进行了详细的设计，主要包括了带传动和齿轮传动这两种传动类型，分别对其进行了详细的分析和设计，然后对轴承、键和传动轴也进行了详细的计算和校核分析。

第4章三维结构设计尽管生产实践是对产品设计最为重要的评价依据，但在实际的系统开发研究过程中，一般先对系统进行仿真分析。仿真分析可对整个系统的设计进行评估，为实验提供数据参考，减少实验次数，缩短周期，降低成本。4.1三维软件SolidWorks介绍SolidWorks是PTC公司研究发明出来的一种工业化软件，主要目的是为了解决工业上的实际问题，提供了一种解决方案，进行了三维模型的建立和验证。除此以外，该软件还可以针对不同的客户需求进行虚拟建模和仿真设计，从而提供了技术性的解决和验证手段。SolidWorks软件其各种功能非常封堵，可以针对各种不同结构和类型的实体进行建模和仿真，最开始该软件应用于工作站上，随着个人电脑的普及及各种需求的增长，随后SolidWorks软件大量应用于个人电脑上，随着应用的普及和推广，从而SolidWorks有了非常快速的进步和提高，目前是世界上应用最广泛的一种三维建模软件[35]。综上所述，SolidWorks软件的主要功能有以下四种：（1）工业设计功能（2）产品设计功能（3）数控加工功能（4）模具设计4.2总装配体的三维模型本文设计的普通卧式铣床主传动系统的机械结构，如下图4-1所示，主要包括下箱体、轴1、轴2、轴3、主轴、各种规格的标准轴承、各种尺寸轴承端盖、各种传动齿轮、各种尺寸轴套等几大部分，其结构紧凑、维修方便、具有很高的经济价值。图4-1普通铣床主传动系统的三维结构4.3下箱体的结构设计下箱体的三维实体模型，如下图4-2所示，主要加工方式为工业铸造成型，材质为HT200，箱体主要起到了支撑轴系的作用，安装孔用于固定轴承的外圈，端面上的凸台用于安装轴承端盖，从而起到了定位和夹紧的作用，此外，箱体的设计还需要考虑到散热、润滑以及维护保养方面的需求。图4-2下箱体的三维结构4.4轴1的结构设计如下图4-3所示，为轴1的三维模型，采取45号钢机加工而成，主要由圆柱轴类的凸台结构构成，其结构紧凑强度高，可以满足主传动系统的使用需求。图4-3轴1的三维结构4.5主轴的结构设计如上图4-4所示，为轴2的三维模型，采取45号钢机加工而成，主要由圆柱轴类的凸台结构构成，其结构紧凑强度高，可以满足主传动系统的使用需求。图4-4主轴的三维结构4.6轴二齿轮的结构设计轴二上的齿轮的三维模型如下图4-5所示，分为双联齿轮，采用一定强度的钢材机加工而成，内孔设计有花键结构，可以传递转速和扭矩，从而满足主传动系统的设计需求。图4-5轴二齿轮的三维结构4.7轴承端盖4的结构设计如下图4-6所示，为轴承端盖4的三维结构，主要材料为Q235，该材料强度高，加工性能好，使用时通过螺钉和垫片固定在下箱体上，从而进行轴系零件的限位和轴承的固定。图4-6轴承端盖四的三维结构4.8本章小结本章主要是针对各种组成零部件进行了详细设计，包括箱体的设计、轴的设计、齿轮的设计、大带轮的设计、各种轴承端盖和轴套等，均进行了三维建模。

第5章主轴系统的有限元仿真在本课题的普通卧式铣床主传动系统的设计中，主轴主要承受齿轮传动的扭矩、压应力以及负载的载荷，两端和中间部分均设计有轴承支撑，因此主轴属于普通卧式铣床主传动系统的关键零部件之一，需要具有一定的强度和硬度要求，因此本课题选取主轴进行应力应变的分析。5.1导入三维模型在仿真软件中导入主轴及相关零部件的三维模型，如下图5-1所示。图5-1主轴的三维模型5.2定义材料主轴需要具备一定的强度和刚度，结合各种材料的属性，最终选取了45号钢作为主轴的加工材料，其加工性能好，如下图5-2所示，在有限元的仿真软件中来直接定义主轴材料45号钢的材料属性，其弹性模量的值为E=2.09E+05MPa，泊松比的值为r=0.269，其质量密度则为ρ=7900kg/m3[图5-2材料属性5.3添加约束为了简化有限元仿真过程，在添加约束的过程中对其过程进行了简化，本课题针对主轴的工作情况，对主轴两端和中间部分的轴承支撑的圆柱面作为约束固定点，如下图5-3所示，为仿真软件的添加约束过程。图5-3添加约束5.4施加载荷结合上文的计算结果，通过有限元仿真软件进行施加载荷，主要施加载荷为扭矩以及压应力，如下图5-4所示。图5-4施加载荷5.5划分网格对主轴及其零部件进行自动划分网格，尽量细化网格，如下图5-5所示。图5-5划分网格5.6分析结果如下图5-6所示，为主轴的应力分析的结果，可以看出主轴的最大应力位置在齿轮和轴系连接的过渡处，由仿真结果可以看出最大应力的值为115.4MPa，由于主轴的材料为45号钢，其屈服强度为355MPa，抗拉强度则为600MPa，因此主轴的最大实际应力的值远低于屈服强度，因此主轴的强度满足设计要求，在使用上是安全的。图5-6应力仿真结果主轴的应变分析结果，如下图5-7所示，可以看出主轴的最大应变的位置也是齿轮和轴系连接的过渡处，其最大应变的值为0.1943mm，而45号钢的材料延伸率为16%，这个变形量不会影响材料的使用，在使用上是安全的。图5-7应变仿真结果5.7本章小结本章主要就是对铣床的主轴利用仿真软件进行了有限元仿真，首先导入三维模型，然后定义其45#钢的材料，导入材料属性，针对模型特点进行网格划分，然后添加主轴受到的载荷，以及支撑等约束，最终得到了应力和应变的仿真结果，与材料屈服强度等进行对比，最终可以满足设计要求。

第6章总结与展望6.1总结一般机加工机床的主要传动装置其主要目的就是将主要零部件进行启动、停止、改变转速和正反转等，比如主轴的转动、工作台的转动等。鉴于这种情况，一般机床的减速箱主要包括了一些传动副，比如齿轮和皮带传动，均具有很精确的传动比，除了传动副之外，主传动系统还应该包括刹车装置、润滑装置、换向装置以及各种操作和控制装置等。普通卧式铣床是一种常见的机械加工设备，用于进行铣削加工。其主要结构包括床身、工作台、主轴、进给机构、切削刀具等部件。其中，主传动系统是卧式铣床的核心部分，其设计和性能直接影响到整个设备的加工精度和效率。本课题在前期进行了充分的调查和研究，针对普通卧式铣床的主传动系统进行了设计，并进行了三维图纸的建模和二维图纸的绘制，本课题设计的普通卧式铣床的主传动系统，具有稳定性好、控制简单、结构简单、生产效率高等特点，其铣床加工速度快，加工精度高，本课题的研究对机床相关产业具有非常重大的意义，可以提高铣床的加工水平和经济效益，实用性较高。综上所述，本课题普通卧式铣床的主传动系统主要完成了以下几个工作：（1）本课题的普通卧式铣床的主传动系统，首先说明了课题的研究背景和意义，包括铣床的定义，同时阐述了普通卧式铣床的主传动系统的研究和发展现状。（2）本课题的普通卧式铣床主传动系统的设计，结合文献分析的结构和课题任务书，进行了整体传动方案的设计，首先确定了设计参数和大体结构，分析和计算出了转速图以及各级齿轮传动的传动比。（3）本课题的普通卧式铣床主传动系统的设计，对整个传动链条进行了详细的设计，主要包括了带传动和齿轮传动这两种传动类型，分别对其进行了详细的分析和设计，然后对轴承、键和传动轴也进行了详细的计算和校核分析。（4）本课题的普通卧式铣床主传动系统的设计，主要是针对各种组成零部件进行了详细设计，包括箱体的设计、轴的设计、齿轮的设计、大带轮的设计、各种轴承端盖和轴套等，均进行了三维建模。（5）本课题的普通卧式铣床的主传动系统，对铣床的主轴利用仿真软件进行了有限元仿真，首先导入三维模型，然后定义其45#钢的材料，导入材料属性，针对模型特点进行网格划分，然后添加主轴受到的载荷，以及支撑等约束，最终得到了应力和应变的仿真结果，与材料屈服强度等进行对比，最终可以满足设计要求。6.2展望本文针对普通卧式铣床的主传动系统的传动系统系统、主体机械的零部件结构，在充分考虑稳定性和安全性的基础上，通过了大量的文献调研和科学研究，完成了全部的课题内容，主要包括了机械传动结构，本课题设计的普通卧式铣床的主传动系统具有很多优点和特点，能够促进机床行业的发展，但还是存在一定的缺陷，主要有以下两个方面：本课题的普通卧式铣床的主传动系统主要设计了机械结构，对控制方面没有进行特别深入的调研和论述，本课题后续还需要完善控制方面，特别是变速控制系统的选用。（2）本课题的普通卧式铣床的主传动系统主要绘制了整体的三维软件仿真模型，并进行了二维图纸的绘制，但是没有进行试验和工艺性的研究，后续还需要进行加工和装配，并在生产现场进行调试和测试，最终进行改进，从而得到一个真正的工业化产品。

致谢通过对普通卧式铣床主传动系统的相关设计三维建模，我了解到了普通卧式铣床主传动系统的工作原理，并且总体设计了普通卧式铣床主传动系统，对机床自动化技术中的方法和步骤有了一定的认知。我经过本次实习，使所学的知识得到了巩固，同时加强了我们运用专业知识的能力，以及对普通卧式铣床的整体设计思想更进一步的认识。本次毕业设计在完成期间，我遇到了很多的困难，在老师和同学的帮助下，最终克服每一个困难，完成了本次完整的毕业设计。在论文的完成过程中，我有很多感受和体会。第一个感受是把大学所学的知识梳理和复习了一遍，有了更多的感受和理解。其次是学会了查阅文献资料，掌握了解决问题的思路和方法。第三个是在毕业论文完成过程中，跟老师和同学们有了很多沟通和交流,让我知道了团队精神的重要性，要想完成一件事情离不开团队协作的精神，大家互相鼓励互相帮助。时光飞逝，在学校已经度过几年时光，在即将毕业的时候，心里五味杂陈。在本次总体方案的设计、论文编撰等我有很多体会，首先，我想感谢我的指导老师，您的无私帮助和关心，您不断地鼓励我并让我坚持下去，最终成功完成论文，再次向您表示衷心的感谢。其次，感谢自己父母，你们的无私付出让我懂得了感恩和温暖，能够让我全身心投入到学习中。还要感谢同学们，在这几年相处时间内对我的无私关心和关怀，陪伴我度过了最美好也是最宝贵的大学时光。

参考文献[1]冯辛安主编.\o"查看该书详细信息"机械制造装备设计.机械工业出版社.北京.1999.12[2]周开勤主编.\o"查看该书详细信息"机械零件手册.高等教育出版社.2001[3]曹玉榜易锡麟.机床主轴箱设计指导.机械工业出版社.北京.1987.5.[4]B.M.Bahgat，M.O，OsmanandT.5.Snakar.OntheSpurGearDynamicToothLoadunderConsiderationofSystemElasticityandToothInvolutesProfile,2008(22):441~456.[5]濮良贵纪名刚主编.机械设计.高等教育出版社.北京.2001[6]黄鹤汀主编.\o"查看该书详细信息"金属切削机床设计.北京.机械工业出版社，2005[7]JianLin,RobertG.Parker.MeshStiffnessVariationInstabilitiesinTwo-StageGearSystems.JournalofVibrationandAcoustics.ASME,2002(124):68~76.[8]冯开平左宗义主编.画法几何与机械制图.华南理工出版社.2001.9[9]唐金松主编.简明机械设计手册.上海科技技术出版社.上海.1992.06[10]卢秉恒主编.机械制造技术基础.机械工业出版社.北京.2001[11]JamesMcNames.FourierSeriesAnalysisofEpicyclicalGearboxVibration.JournalofVibrationandAcousties.2002.[12]孙恒陈作模主编.机