臥式銑床設(shè)計(jì)說明書

1、目 錄第1章 機(jī)床的規(guī)格及用途0第2章 運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)12.1 確定極限轉(zhuǎn)速12.2 確定公比12.3 求出主軸轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)12.4 確定結(jié)構(gòu)式12.5 繪制轉(zhuǎn)速圖22.5.1 選用電動(dòng)機(jī)22.5.2 確定傳動(dòng)軸的軸數(shù)22.5.3 繪制轉(zhuǎn)速圖22.5.4 齒輪齒數(shù)的確定32.6 傳動(dòng)系統(tǒng)圖32.7 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差4第3章 傳動(dòng)零件的初步計(jì)算53.1 傳動(dòng)軸直徑初定53.2 主軸軸頸直徑的確定63.3 齒輪模數(shù)計(jì)算63.3.1 初算齒輪模數(shù)63.3.2 對各種限制的討論73.3.3 其余驗(yàn)證9第4章 零件的驗(yàn)算94.1 第2變速組的驗(yàn)證計(jì)算94.1.1 小齒輪的彎曲強(qiáng)度驗(yàn)算94.1.2 大齒輪的接觸強(qiáng)度

2、驗(yàn)算104.2 傳動(dòng)軸ii的驗(yàn)證計(jì)算124.2.1 傳動(dòng)軸ii的載荷分析124.2.2 傳動(dòng)軸ii的最大撓度計(jì)算134.2.3 傳動(dòng)軸ii的在支承處的傾角計(jì)算154.3 主軸組件的靜剛度驗(yàn)算164.3.1 計(jì)算條件的確定164.3.2 兩支承主軸組件的靜剛度驗(yàn)算17第5章 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的說明20第6章 參考文獻(xiàn)20第1章 機(jī)床的規(guī)格及用途本設(shè)計(jì)機(jī)床為臥式升降臺(tái)銑床，其級(jí)數(shù)z=17，最小轉(zhuǎn)數(shù)nmin=35.5r/min，轉(zhuǎn)速公比為，驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)功率n=7.5 kw。主要用于加工鋼以及鑄鐵有色金屬；采用高速鋼、硬質(zhì)合金、陶瓷材料做成的刀具。第2章 運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)2.1 確定極限轉(zhuǎn)速由已知最小轉(zhuǎn)數(shù)nmin=35

3、.5r/min，級(jí)數(shù)z=17，得到主軸極限轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)速調(diào)整范圍。2.2 確定公比由題給條件，轉(zhuǎn)速公比，由參考文獻(xiàn)1，查得其轉(zhuǎn)速數(shù)列為：35.5，45，56，71，90，112，140，180，274，280，355，450，560，710，900，1120，1400。2.3 求出主軸轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)由參考文獻(xiàn)1，轉(zhuǎn)速級(jí)速為 (2-1)其中： 轉(zhuǎn)速調(diào)整范圍轉(zhuǎn)速公比將，代入，得。2.4 確定結(jié)構(gòu)式在設(shè)計(jì)簡單變速系統(tǒng)時(shí)，變速級(jí)數(shù)應(yīng)選為的形式，其中為正整數(shù)。故，即選用2對三聯(lián)齒輪，1對兩聯(lián)齒輪進(jìn)行變速。為實(shí)現(xiàn)要求的z=17，采用一級(jí)共速。由參考文獻(xiàn)2，主變速傳動(dòng)系設(shè)計(jì)的一般原則是：傳動(dòng)副前多后少原則，傳動(dòng)順序與

4、擴(kuò)大順序相一致的原則，變速組降速要前慢后快。因此，確定其變速結(jié)構(gòu)式如下：(2-2)其最末擴(kuò)大組的調(diào)整范圍，滿足要求。由于其調(diào)整范圍已經(jīng)達(dá)到最值，故其最大傳動(dòng)比與最小傳動(dòng)比均已確定，即：最大傳動(dòng)比：(2-3)最小傳動(dòng)比： (2-4)2.5 繪制轉(zhuǎn)速圖2.5.1 選用電動(dòng)機(jī)由參考文獻(xiàn)1，選用y系列封閉自扇冷式鼠籠式三相異步電動(dòng)機(jī)，其級(jí)數(shù)級(jí)，同步轉(zhuǎn)速，電機(jī)型號(hào)。2.5.2 確定傳動(dòng)軸的軸數(shù)傳動(dòng)軸數(shù) = 變速組數(shù)+定比傳動(dòng)副數(shù)+1 = 3+1+1 = 5。2.5.3 繪制轉(zhuǎn)速圖圖 21 轉(zhuǎn)速圖2.6 傳動(dòng)系統(tǒng)圖2.7 齒輪齒數(shù)的確定對于定比傳動(dòng)的齒輪齒數(shù)，按經(jīng)驗(yàn)，由傳動(dòng)比為。取齒數(shù)比為。對于變速組內(nèi)齒

5、輪的齒數(shù)，由參考文獻(xiàn)2，根據(jù)各級(jí)變速組傳動(dòng)比，在滿足各傳動(dòng)比的各總齒數(shù)和中選擇，得各傳動(dòng)組各齒輪齒數(shù)為：i ii組內(nèi)： 24：30 21：33 18：36ii iii組內(nèi)：36：23 26：33 17：42iii iv組內(nèi)：55：35 18：722.8 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差由參考文獻(xiàn)1，實(shí)際傳動(dòng)比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差，一般不應(yīng)超過，即。經(jīng)過核算，17級(jí)轉(zhuǎn)速各設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速的實(shí)際轉(zhuǎn)速為：35.5：=35.43，45：=45.36，56：=57.29，71：=70.91，90：=90.25，112：=113.45，140：=140.87，180：=179.29，224：225.39，=226.47280：=

6、281.43，355：356.37，450：445.7，560：=567.27，710：=713.14，900：896.47，1120：1125.91，1400：1406.75?？梢?，僅有設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)速56的實(shí)際轉(zhuǎn)速誤差略超過允許值。但是考慮到差距都不大，故選用本設(shè)計(jì)結(jié)果進(jìn)行繪制。 第3章 傳動(dòng)零件的初步計(jì)算3.1 傳動(dòng)軸直徑初定由參考文獻(xiàn)1,傳動(dòng)軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用式(3.1)進(jìn)行計(jì)算: () (3.1)其中: 傳動(dòng)軸直徑(mm) 該軸傳遞的功率() 該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速() 該軸每米長度允許扭轉(zhuǎn)角(),本例中,取0.5由圖知,各軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為:,由于本計(jì)算為初定,各軸傳遞功率為電機(jī)功率乘以其中的效率,故

7、各軸取電機(jī)功率可能造成傳動(dòng)軸直徑較大,但是不會(huì)造成軸強(qiáng)度不夠的情況.故各軸的帶入：得：取各軸最小軸徑為，3.2 主軸軸頸直徑的確定由參考文獻(xiàn)3，功率為4kw的臥式銑床選用前軸頸軸徑為,后軸頸選用前軸頸的70%左右，取。3.3 齒輪模數(shù)計(jì)算3.3.1 初算齒輪模數(shù)一般同一變速組中的齒輪取同一模數(shù),選擇各組負(fù)荷最重的小齒輪,由參考文獻(xiàn)1,其計(jì)算得到的齒輪模數(shù)為: (3.2)其中: 按接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的齒輪模數(shù) 驅(qū)動(dòng)電動(dòng)機(jī)功率(kw) 大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比,外嚙合取“+”號(hào),內(nèi)嚙合取“-”號(hào) 小齒輪齒數(shù) 齒寬系數(shù),(為齒寬,為模數(shù)),此處,均選用 許用接觸應(yīng)力(),查表可得對于第一個(gè)變速組,小

8、齒輪最小齒數(shù)是,其計(jì)算轉(zhuǎn)速為帶入式(3.2)得對于第二個(gè)變速組,小齒輪最小齒數(shù)是,其計(jì)算轉(zhuǎn)速為帶入式(3.2)得對于第三個(gè)變速組,小齒輪最小齒數(shù)是,其計(jì)算轉(zhuǎn)速為帶入式(3.2)得3.3.2 對各種限制的討論對于第3變速組,由于主軸軸徑是由標(biāo)準(zhǔn)查得,其值較大,前軸徑為,后軸徑為,即安裝齒輪處軸外徑約為,由參考文獻(xiàn)1,軸上的小齒輪還考慮到齒根賀到它的鍵槽深處的最小尺寸應(yīng)大于基圓齒厚,以防斷裂,即其最小齒數(shù)應(yīng)滿足： (3.3)其中：齒輪花鍵孔的外徑(mm),單鍵槽的取孔中心至鍵槽槽底的尺寸兩倍 齒輪模數(shù)對于主軸,選用單鍵槽,查得,若,若,滿足要求,考慮尺寸配合及強(qiáng)度要求，第3變速組的模數(shù)取.考慮到花

9、鍵滑動(dòng)與定位較容易,除主軸外,其余軸均選用花鍵連接.對于第3變速組,在軸iii上,選用花鍵,將帶入,若,則,大于已確定的最小齒數(shù).若,則,小于18.驗(yàn)證第2變速組,18.85.,小于最小齒數(shù)23.在ii軸上,選用花鍵,將代入,驗(yàn)證第2變速組,得,小于最小齒數(shù)17,滿足要求.故第2變速組選用模數(shù)4.對于第1變速組,在軸ii上,若,得,小于第1變速組在軸ii上的最小齒數(shù).在軸i上,選用花鍵,若,得,遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于軸i上的最小齒數(shù)18.若,得,仍然大于最小齒數(shù)18.若,得,小于最小齒數(shù)18.故第1變速組選用模數(shù).3.3.3 其余驗(yàn)證1. 機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)最小齒數(shù),除ii-iii之間的z=17的齒輪外，所有齒

10、輪均滿足此條件，故該設(shè)計(jì)可以滿足條件.2. 機(jī)床主傳動(dòng)的最小極限傳動(dòng)比為,中型機(jī)床的最大齒數(shù)和,以上設(shè)計(jì)均滿足此要求. 第4章 零件的驗(yàn)算4.1 第2變速組的驗(yàn)證計(jì)算第2變速組的最小齒輪齒數(shù)為,與之相嚙合的大齒輪齒數(shù)為.由參考文獻(xiàn)1,對于傳遞一定速度和功率的一般驅(qū)動(dòng)用齒輪,第1,2級(jí)變速組選用7級(jí)齒輪,主軸選用6級(jí)齒輪4.1.1 小齒輪的彎曲強(qiáng)度驗(yàn)算由參考文獻(xiàn)4,對于直齒圓柱齒輪,彎曲應(yīng)力需要滿足下式： (4. 1)式中: 齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度() 載荷系數(shù), .對于平穩(wěn)的原動(dòng)機(jī)與工作機(jī),有使用系數(shù),由于,查表得,設(shè)軸的剛性大,查得齒向載荷分布系數(shù),則齒間載荷分配系數(shù)故載荷系數(shù)齒輪所受切向力()

11、,由于軸ii最小轉(zhuǎn)速為,代入,得到最大切向力齒寬(mm),此處齒形系數(shù),查圖得齒輪齒根應(yīng)力修正系數(shù),查圖得重合度系數(shù).,其中,代入得.許用彎曲應(yīng)力(mpa),本齒輪采用45鋼滲碳淬火,查表得彎曲疲勞極限應(yīng)力：, ,取彎曲系數(shù),代入,得.代入公式,得滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度.4.1.2 大齒輪的接觸強(qiáng)度驗(yàn)算由參考文獻(xiàn)4,對于直齒圓柱齒輪,接觸疲勞強(qiáng)度的校核公式為： (4. 2)式中：材料彈性系數(shù),由表查得; 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù),查表得; 重合度系數(shù),其查表可得;傳動(dòng)比,由前可知;齒輪所受切向力(),由于該對齒輪進(jìn)入嚙合時(shí),軸iii的最小轉(zhuǎn)速為,代入,得到最大切向力：載荷系數(shù), .對于平穩(wěn)的原動(dòng)機(jī)與工作機(jī),

12、有使用系數(shù),由于,查表得,設(shè)軸的剛性大,查得齒向載荷分布系數(shù),則齒間載荷分配系數(shù)故載荷系數(shù)許用接觸應(yīng)力,其中為試驗(yàn)齒輪的齒面接觸疲勞極限,由參考文獻(xiàn)4p146知,為接觸強(qiáng)度壽命系數(shù),取,其余系數(shù)與前述相同,故代入計(jì)算得：滿足接觸疲勞強(qiáng)度的要求4.2 傳動(dòng)軸ii的驗(yàn)證計(jì)算齒輪傳動(dòng)軸的抗彎剛度驗(yàn)算,包括軸的最大撓度,滾動(dòng)軸承處及齒輪安裝處的傾角驗(yàn)算.其值均應(yīng)小于允許變形量及,允許變形量見參考文獻(xiàn)3上910頁表3.10-7,得由參考文獻(xiàn)1,對于傳動(dòng)軸ii,僅需要進(jìn)行剛度計(jì)算,無須進(jìn)行強(qiáng)度驗(yàn)算.4.2.1 傳動(dòng)軸ii的載荷分析對傳動(dòng)軸ii的受力進(jìn)行簡化,得到下示載荷分布圖：圖 41 軸ii的受力分析其

13、中是變速組1的驅(qū)動(dòng)力,且3個(gè)驅(qū)動(dòng)力不能同時(shí)作用,是變速組2的驅(qū)動(dòng)阻力,且3個(gè)驅(qū)動(dòng)阻力不能同時(shí)作用.其彎曲載荷由下式計(jì)算： (4. 3)式中：該齒輪傳遞的全功率(),如前述原因,此處均取. 該齒輪的模數(shù),齒數(shù); 該傳動(dòng)軸的計(jì)算工況轉(zhuǎn)速(),(或) 該軸輸入扭矩的齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速() 該軸輸出扭矩的齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速()將六種驅(qū)動(dòng)力/驅(qū)動(dòng)阻力分別帶入式(2.13),可得到各驅(qū)動(dòng)力為：對于輸出驅(qū)動(dòng)阻力,由于各種情況轉(zhuǎn)速不定,故應(yīng)在選定校核用軸ii速度以后計(jì)算. 4.2.2 傳動(dòng)軸ii的最大撓度計(jì)算為了計(jì)算上的簡便,可以近似地以該軸的中點(diǎn)撓度代替最大撓度,其最大誤差不超過3%.由參考文獻(xiàn)1,若兩支承的齒輪傳動(dòng)軸

14、為實(shí)心的圓形鋼軸,忽略其支承變形,在單在彎曲載荷作用下,其中點(diǎn)撓度為： (4. 4)式中：兩支承間的跨距(mm),對于軸ii,. 該軸的平均直徑(mm),本軸的平均直徑.,齒輪的工作位置至較近支承點(diǎn)的距離(mm)輸入扭矩的齒輪在軸的中點(diǎn)引起的撓度() 輸出扭矩的齒輪在軸的中點(diǎn)引起的撓度()其余各符號(hào)定義與之前一致.對于輸入的三個(gè)驅(qū)動(dòng)力,計(jì)算其分別作用時(shí)對于軸中點(diǎn)的撓度值對于,其輸入位置,故對于,其輸入位置,故對于,其輸入位置,故故引起的中點(diǎn)撓度最大,在計(jì)算合成撓度時(shí)使用,進(jìn)行計(jì)算.此時(shí)軸ii轉(zhuǎn)速為此時(shí)對之前計(jì)算的輸出驅(qū)動(dòng)阻力進(jìn)行計(jì)算,各力為帶入式(4. 4), 對于輸出的三個(gè)驅(qū)動(dòng)阻力,計(jì)算其分

15、別作用時(shí)對于軸中點(diǎn)的撓度值.對于,其輸入位置,故對于,其輸入位置,故對于,其輸入位置,故故引起的中點(diǎn)撓度最大,在計(jì)算合成撓度時(shí)使用,進(jìn)行計(jì)算.由參考文獻(xiàn)1,中點(diǎn)的合成撓度可按余弦定理計(jì)算,即： (4.5)式中：被驗(yàn)算軸的中點(diǎn)合成撓度(mm); 驅(qū)動(dòng)力和阻力在橫剖面上,兩向量合成時(shí)的夾角(deg), 在橫剖面上,被驗(yàn)算的軸與其前、后傳動(dòng)軸連心線的夾角(deg),按被驗(yàn)算的軸的旋轉(zhuǎn)方向計(jì)量,由剖面圖上可得值.嚙合角,齒面磨擦角,得代入計(jì)算,得：滿足要求.4.2.3 傳動(dòng)軸ii的在支承處的傾角計(jì)算由參考文獻(xiàn)1,傳動(dòng)軸在支承點(diǎn)a,b處的傾角時(shí),可按下式進(jìn)行近似計(jì)算： (4.6)代入,得滿足要求,故不用

16、計(jì)算其在齒輪處的傾角.4.3 主軸組件的靜剛度驗(yàn)算4.3.1 計(jì)算條件的確定1. 變形量的允許值(1) 驗(yàn)算主軸軸端的撓度,目前廣泛采用的經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)為:(4.7)式中：兩支承間的距離,在本主軸中,.故取(2) 由參考文獻(xiàn)1,對于工作臺(tái)寬度為的臥式銑床,其主軸前端靜剛度為.(3) 根據(jù)不產(chǎn)生切削自激振動(dòng)的條件來確定主軸組件的剛度.由參考文獻(xiàn)1,(1)、(2)、(3)可以任選一種,進(jìn)行判定.此處,選用驗(yàn)算主軸軸端的撓度2. 切削力的確定最大圓周切削力須按主軸輸出全功率和最大扭矩確定,其計(jì)算公式為： (4.8)式中：電動(dòng)機(jī)額定功率(kw),此處.主傳動(dòng)系統(tǒng)的總效率,為各傳動(dòng)副、軸承的效率.由參考文獻(xiàn)3

17、,對于普通機(jī)床的主變速系統(tǒng),總效率,此處,為方便起見,起主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速),由前知,主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為.計(jì)算直徑,對于銑床,為最大端銑刀計(jì)算直徑,由參考文獻(xiàn)1,對于升降臺(tái)寬度為的臥式銑床,其端銑刀的計(jì)算直徑及寬度分別為,.將參數(shù)值帶入(4.8)式,得驗(yàn)算主軸組件剛度時(shí),須求出作用在垂直于主軸軸線的平面內(nèi)的最大切削合力.對于升降臺(tái)式銑床的銑削力,一般按端銑計(jì)算,不妨設(shè)本銑床進(jìn)給系統(tǒng)的末端傳動(dòng)副有消隙機(jī)構(gòu),應(yīng)采用不對稱順銑,則各切削分力與的比值可大致認(rèn)為,.則,即與水平面成角,在水平面的投影與成角.3. 切削力的作用點(diǎn)設(shè)切削力的作用點(diǎn)到主軸前支承的距離為,則 (4.9)式中：主軸前端的懸伸長度,此處

18、對于普通升降臺(tái)銑床代入,切削力的作用點(diǎn)到主軸前支承的距離為4.3.2 兩支承主軸組件的靜剛度驗(yàn)算由于主軸上的大齒輪比小齒輪對主軸的剛度影響較大,故僅對大齒輪進(jìn)行計(jì)算.主軸受力如圖所示：圖 42 主軸縱向視圖力的分布圖 43主軸部件橫向視圖力的分布為了計(jì)算上的簡便,主軸部件前端撓度可將各載荷單獨(dú)作用下所引起的變形值按線性進(jìn)行向量迭加,由參考文獻(xiàn)1其計(jì)算公式為：(1) 計(jì)算切削力作用在點(diǎn)引起主軸前端占的撓度 (4.10)式中：抗拉彈性模量,鋼的為段慣性矩,對于主軸前端,有為ab段慣性矩,有其余各參數(shù)定義與之前保持一致.代入計(jì)算,得其方向如圖4-3所示,沿方向,.(2)計(jì)算力偶矩作用在主軸前端點(diǎn)產(chǎn)生的撓度 (4.11)式中各參數(shù)定義與之前保持一致.力偶矩代入,得：其方向在h平面內(nèi),如圖4-3所示,.(3)計(jì)算驅(qū)動(dòng)力作用在兩支承之間時(shí),主軸前端點(diǎn)的撓度 (4.12)式中各參數(shù)定義與之前保持一致.驅(qū)動(dòng)力代入得,其方向如圖4-3所示,角度(4) 求主軸前端點(diǎn)的綜合撓度h軸上的分量代數(shù)和為： (4.13)代入,得：v軸上的分量代數(shù)和為： (4.14)代入,得：綜合撓度為：故滿足對主軸的剛度要求.第5章 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的說明如圖所示,主軸前端的運(yùn)動(dòng)速度大于毛氈圈以及骨架密封圈允許的速度范圍,故采用迷宮密封,后端的運(yùn)動(dòng)速度小