卧式铣床设计计算说明书【毕业论文+CAD图纸全套】

本科毕业设计（论文）通过答辩 目 录 第 1章 机床的规格及用途 . 2 第 2章 运动设计 . 2 定极限转速 . 2 定公比 . 2 出主轴转速级数 . 2 定结构式 . 3 制转速图 . 3 用电动机 . 3 定传动轴的轴数 . 3 制转速图 . 4 轮齿数的确定 . 5 动系统图 . 5 算主轴转速误差 . 5 第 3章 传动零件的初步计算 . 7 动轴直径初定 . 7 轴轴颈直径的确定 . 7 轮模数计算 . 8 算齿轮模数 . 8 各种限制的讨论 . 9 余验证 . 10 第 4章 零件的验算 . 10 2变速组的验证计算 . 10 齿轮 的弯曲强度验算 . 10 齿轮的接触强度验算 . 12 动轴 . 13 动轴 . 13 动轴 . 15 动轴 . 17 轴组件的静刚度验 算 . 17 算条件的确定 . 17 支承主轴组件的静刚度验算 . 19 第 5章 结构设计的说明 . 22 第 6章 参考文献 . 22 买文档就送您 01339828 或 11970985 第 1 页，共 22页 第 1章买文档就送您 01339828 或 11970985 第 2 页，共 22页 机床的规格及用途 本设计机床为卧式升降台铣床 ， 其级 数 Z=17， 最小转数 转速公比为 ， 驱动电动机功率 N=7.5 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 。 第 2章 运动设计 确定极限转速 由已知最小转数 级数 Z=17， 得到主轴极限转速m a x 1 4 0 0 / m i 转速调整范围m a xm i n 。 确定公比 由题给条件 ， 转速公比 ， 由参考文献 1， 查得其转速数列为 ： 45， 56， 71， 90， 112， 140， 180， 274， 280， 355， 450， 560， 710，900， 1120， 1400( /r 。 求出主轴转速级数 由参考文 献 1， 转速级速 为 lg (2其中 ： 转速调整范围 转速公比 将 ， 代入 ， 得 17z 。 买文档就送您 01339828 或 11970985 第 3 页，共 22页 确定结构式 在设计简单变速系统时 ， 变速级数应选为 32的形式 ， 其中 为正整数 。 故 1 8 3 3 2z ， 即选用 2 对三联齿轮 ， 1 对两联齿轮进行变速 。 为实现要求的 z=17，采用一级共速。 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 ： 1 3 9 3 3 2 (2其最末扩大组的调整范围 881 . 2 6 6 8 ， 满足要求 。 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 ： u (2最小传动比 ： 4u (2绘制转速图 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 4P 级 ， 同步转速 1 5 0 0 / m 电机型号 132 4。 确定传动轴的轴数 传动轴数 = 变速组数 +定比传动副数 +1 = 3+1+1 = 5。 买文档就送您 01339828 或 11970985 第 4 页，共 22页 绘制转速图 图 2速图 买文档就送您 01339828 或 11970985 第 5 页，共 22页 对于定比传动的齿轮齿数，按经验，由传动比为 710 0 31440。取齿数比为 26:52 。 对于变速组内齿轮的齿数，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为： I 24： 30 21： 33 18： 36 36： 23 26： 33 17： 42 55： 35 18： 72 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 。经过核算， 17级转速各设计转速的实际转速为： 2 6 1 8 1 7 1 814405 2 3 6 4 2 7 2 = 45： 2 6 2 1 1 7 1 814405 2 3 3 4 2 7 2 = 买文档就送您 01339828 或 11970985 第 6 页，共 22页 56： 2 6 2 4 1 7 1 814405 2 3 0 4 2 7 2= 71： 2 6 1 8 2 6 1 814405 2 3 6 3 3 7 2 = 90： 2 6 2 1 2 6 1 814405 2 3 3 3 3 7 2 = 112： 2 6 2 4 2 6 1 814405 2 3 0 3 3 7 2= 140： 2 6 1 8 3 6 1 814405 2 3 6 2 3 7 2 = 180： 2 6 2 1 3 6 1 814405 2 3 3 2 3 7 2 = 224： 2 6 2 4 3 6 1 814405 2 3 0 2 3 7 2 2 6 1 8 1 7 5 514405 2 3 6 4 2 3 5 =80： 2 6 2 1 1 7 5 514405 2 3 3 4 2 3 5 = 355： 2 6 2 4 1 7 5 514405 2 3 0 4 2 3 5 450： 2 6 1 8 2 6 5 514405 2 3 6 3 3 3 5 560： 2 6 2 1 2 6 5 514405 2 3 3 3 3 3 5 = 710： 2 6 2 4 2 6 5 514405 2 3 0 3 3 3 5= 900： 2 6 1 8 3 6 5 514405 2 3 6 2 3 3 5 1120： 2 6 2 1 3 6 5 514405 2 3 3 2 3 3 5 1400： 2 6 2 4 3 6 5 514405 2 3 0 2 3 3 5 可见 ， 仅有设计转速 56 的实际转速误差略超过允许值 。 但是考虑到差距都不大 ， 故选用本设计结果进行绘制 。 买文档就送您 01339828 或 11970985 第 7 页，共 22页 第 3章 传动零件的初步计算 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 (行计算 : 491 n ( (其中 : d 传动轴直径 (N 该轴传递的功率 ( 该轴的计算转速 ( / 该轴每米长度允许扭转角 (m ),本例中 ,取 图知 ,各轴的计算转速为 : 1 1 2 / m i , 1 4 0 / m i 3 5 5 / m i I 7 1 0 / m 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 N 带入： 得： 4 7 . 4 2 59 1 2 4 . 3 91 4 4 0 1od m m4 7 . 0 69 1 2 8 . 77 1 0 1Id m m4 6 . 79 1 3 3 . 7355m m4 4 . 29 1 3 7 . 8140m m取各轴最小轴径为 25Od 36Id 40 50主轴轴颈直径的确定 由参考文献 3， 功率为 4床选用前轴颈 轴径为 85后轴颈选买文档就送您 01339828 或 11970985 第 8 页，共 22页 用前轴颈的 70%左右， 取 55 齿轮模数计算 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 : 3 221( 1 )16338 dj m j u n (其中 : 按接触疲劳强度计算的齿轮模数 驱动电动机功率 (u 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比 1u ,外啮合取“ +”号 ,内啮合取“ -”号 1z 小齿轮齿数 m 齿宽系数 ,m (B 为齿宽 ,m 为模数 ), 6 10m ,此处 ,均选用 8m j 许用接触应力 (,查表可得 1 3 7 0j M P a 对于第一个变速组 ,小齿轮最小齿数是1 18z , 2u ,其计算转速为7 1 0 / m 带入式 ( 31 22( 2 1 ) 7 . 51 6 3 3 8 2 . 4 28 1 8 2 1 3 7 0 7 1 0 对于第二个变速组 ,小齿轮最小齿数是1 26z , ,其计算转速为3 5 5 / m 带入式 ( 32 22( 2 . 5 2 1 ) 7 . 51 6 3 3 8 2 . 6 48 2 6 2 . 5 2 1 3 7 0 3 5 5 买文档就送您 01339828 或 11970985 第 9 页，共 22页 对于第三个变速组 ,小齿轮最小齿数是1 18z , 4u ,其计算转速为4 5 0 / m 带入式 ( 31 22( 4 1 ) 7 . 51 6 3 3 8 2 . 6 58 1 8 4 1 3 7 0 4 5 0 对于第 3 变速组 ,由于主轴轴径是由标准查得 ,其值较大 ,前轴径为 85后轴径为 70即安装齿轮处轴外径约为 80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 m i n 1 . 0 3 5 . 6Dz m(其中： D 齿轮花键孔的外径 (单键槽的取孔中心至键槽槽底的尺寸两倍 m 齿轮模数 对于主轴 ,选用单键槽 ,查得 2 8 . 3 3 2 5 6 . 6 6D ,若 3m , 若 4m ,m 0 3 5z ,满足要求 ,考虑尺寸配合及强度要求， 第 3变速组的模数取3 4m . 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 3变速组 ,在 轴 选用 花键 8 46 50 6 ,将 50D 带入 ,若 3m ,则,大于已确定的最小齿数 18 . 若 4m ,则,小于 18. 验证第 2变速组 ,小于最小齿数 23. 在 上 ,选用花键 8 36 40 6 ,将 40D 代入 ,验证第 2 变速组 ,得,小于最小齿数 17 ,满足要求 . 故第 2变速组选用模数 4. 买文档就送您 01339828 或 11970985 第 10页，共 22 页 对于第 1 变速组 ,在轴 ,若 2m ,得,小于第 1 变 速组在轴 0 . 在轴 选用花键 8 32 36 6,若 2m ,得,远远大于轴 8. 若 3m ,得,仍然大于最小齿数 18. 若 4m ,得,小于最小齿数 18. 故第 1变速组选用模数1 4m. 余验证 1. 机床主传动系统最小齿数m 8 2 0z ,除 z=17的齿轮外，所有齿轮均满足此条件 ，故该设计可以满足条件 . 2. 机床主传动的最小极限传动比为4u ,中型机床的最大齿数和20,以上设计均满足此要求 . 第 4章 零件的验算 第 2 变速组的验证计算 第 2 变速组的最小齿轮齿数为1 17z ,与之相啮合的大齿轮齿数为2 42z 1 ,对于传递一定速度和功率的一般驱动用齿轮 ,第 1,2级变速组选用 7级齿轮 ,主轴选用 6级齿轮 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： s Y (4. 买文档就送您 01339828 或 11970985 第 11 页，共 22 页 1) 式中 : F 齿轮的弯曲疲劳强度 ( K 载荷系数 , K K K有使用系数 由于311 23 5 5 3 4 1 0 1 . 2 6 3 /6 0 1 0 0 0 6 0m s , ,设轴的刚性大 ,查得齿向载荷分布系数 ,则齿间载荷分配系数 故载荷系数 1 . 0 1 . 0 8 1 . 0 3 1 . 1 1 . 2 2 K K K 齿轮所受切向力 (N ),由于轴 小转速为 355 / 代入 ,得到最大切向力 333m i n m i 5 1 0 5 . 9 3 6 1 023 5 5 3 4 1 060 b 齿宽 (此处 24b 齿形系数 ,查图得 齿轮齿根应力修正系数 ,查图得 Y 重合度系数 . 0 0 Y ,其中 12111 . 8 8 3 . 2 ( ) 1 . 6 2 ,代入得 . F 许用弯曲应力 ( ,本齿轮采用 45 钢渗碳淬火 ,查表得弯曲疲劳极限应力：50F M P a , , ,代入 ,得 3 5 0 1 2801 . 2 5F M P a . 代入公式 ,得 买文档就送您 01339828 或 11970985 第 12页，共 22 页 31 . 2 2 5 . 9 3 6 1 0 2 . 6 1 . 5 8 0 . 7 1 3 2 2 1 . 02 4 4 P a 满足齿根弯曲疲劳强度 . 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： 21 H Zb d u (4. 2) 式中： 材料弹性系数 ,由表查得 1 8 9 P a; 节点区域系数 ,查表得 ; Z 重合度系数 ,12111 . 8 8 3 . 2 ( ) 1 . 6 2 ,其 查表可得 ; u 传动比 ,由前可知 42 2 17u ; 齿轮所受切向力 (N ),由于该对齿轮进入啮合时 ,轴 代入 ,得到最大切向力： 333m i n m i 5 1 0 6 . 0 9 3 1 021 4 0 8 4 1 060 K 载荷系数 , K K K 有使用系数 ,由于311 21 4 0 8 4 1 0 1 . 2 3 1 /6 0 1 0 0 0 6 0m s ,查表得 ,设轴的刚性大 ,查得齿向载荷分布系数 ,则齿间载荷分配系数 故载荷系数 1 . 0 1 . 0 8 1 . 0 3 1 . 1 1 . 2 2 K K K H 许用接触应力 , m i ,其中 为试验齿轮的齿面接买文档就送您 01339828 或 11970985 第 13页，共 22 页 触疲劳极限 ,由参考文献 4 200m ,取 Z,其余系数与前述相同 ,故 M P H 2 6 01 0 0m i n 代入计算得： 31 . 2 2 6 . 0 9 3 1 0 2 . 4 7 11 8 9 . 8 2 . 5 0 . 8 8 6 6 9 . 02 4 4 2 4 2 . 4 7 P a 满足接触疲劳强度的要求 传动轴 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 y 及 ,允许变形量见参考文 献 3上910页 表 0 . 0 0 0 5 0 . 0 0 0 5 3 8 7 0 . 1 9 4y l m m 0 1 由参考文献 1 ,对于传动轴 需要进行刚度计算 ,无须进行强度验算 . 传动轴 载荷分析 对传动轴 得到下示载荷分布图： 买文档就送您 01339828 或 11970985 第 14页，共 22 页 图 4 受力分析 其中1 2 3,a a 的驱动力 ,且 3个驱动力不能同时作用 , 1 2 3,b b 的驱动阻力 ,且 3个驱动阻力不能同时作用 . 其弯曲载荷由下式计算 ： 7( / ) 2 . 1 2 1 0 ( )Q Q Nm z n (4. 3) 式中： N 该齿轮传递的全功率 (,如前述原因 ,此处均取 . , 该齿轮的模数 ()齿数 ; n 该传动轴的计算工况转速 ( /,(aj n n或bj n n) 该轴输入扭矩的齿轮计算转速 ( / 该轴输出扭矩的齿轮计算转速 ( / 将六种驱动力 /驱动阻力分别带入式 (可得到各驱动力为： 71 7 . 52 . 1 2 1 0 2 6 7 74 3 3 4 5 0 72 7 . 52 . 1 2 1 0 2 3 6 64 3 0 5 6 0a 73 7 . 52 . 1 2 1 0 3 1 1 04 3 0 3 5 5 买文档就送您 01339828 或 11970985 第 15页，共 22 页 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 传动轴 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： 334( 0 . 7 5 )( / ) 1 7 1 . 3 9 ( ) x xy y m mD m z n (4. 4) 式中： l 两支承间的跨距 (对于轴 387l . D 该轴的平均直径 (本轴的平均直径 40D . l , 齿轮 工作位置至较近支承点的距离 ( 输入扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度 ( 输出扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度 ( 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 对于1输入位置1 105aa 故 105 0 387x 331 43 8 7 7 . 5 ( 0 . 7 5 0 . 2 7 0 . 2 7 )1 7 1 . 3 9 0 . 0 8 94 0 4 3 3 4 5 0ay m m 对于2输入位置2 74aa 故 74 0 387x 332 43 8 7 7 . 5 ( 0 . 7 5 0 . 1 9 0 . 1 9 )1 7 1 . 3 9 0 . 0 5 84 0 4 3 0 5 6 0ay m m 对于3输入位置3 104aa 故 104 0 9387x 333 43 8 7 7 . 5 ( 0 . 7 5 0 . 2 3 3 0 . 2 3 3 )1 7 1 . 3 9 0 . 0 9 64 0 4 3 6 3 5 5ay m m 买文档就送您 01339828 或 11970985 第 16页，共 22 页 故3 的 中 点 挠 度 最 大 , 在计 算 合 成 挠 度 时 使 用32 0 . 0 9 6y m m进行计算 55 / 此时对之前计算的输出驱动阻力进行 计算 ,各力为 71 7 . 52 . 1 2 1 0 4 3 0 6 . 64 2 6 3 5 5 72 7 . 52 . 1 2 1 0 6 5 8 6 . 64 1 7 3 5 5b 73 7 . 52 . 1 2 1 0 3 1 1 0 . 34 3 6 3 5 5 带入式 (4. 4), 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 . 对于1输入位置1 75ba 故 75 0 4387x 331 43 8 7 7 . 5 ( 0 . 7 5 0 . 1 9 4 0 . 1 9 4 )1 7 1 . 3 9 0 . 0 1 44 0 4 2 6 3 5 5by m m 对于2输入位置2 6ba 故 6 0 6387x 332 43 8 7 7 . 5 ( 0 . 7 5 0 . 0 1 6 0 . 0 1 6 )1 7 1 . 3 9 0 . 0 1 44 0 4 1 7 3 5 5by m m 对于3输入位置3 104ba 故 104 0 9387x 333 43 8 7 7 . 5 ( 0 . 7 5 0 . 2 6 9 0 . 2 6 9 )1 7 1 . 3 9 0 . 1 0 34 0 4 3 6 3 5 5by m m 故3 的 中 点 挠 度 最 大 , 在 计 算 合 成 挠 度 时 使 用33 0 . 1 0 3y m m进行计算 . 由参考文献 1 ,中点的合成挠度弦定理计算 ,即： 22 2 c o s ( )h a b a by y y y y m m (式中 ： 被验算轴的中点合成挠度 ( 买文档就送您 01339828 或 11970985 第 17页，共 22 页 驱动力两向量合成时的夹角( 2 ( ) 在横剖面上 ,被验算的轴与其前、后传动轴连心线的夹角 (按被验算的轴的旋转方向计量 ,由剖面图上可得 值 0,齿面磨擦角 ,得 2 ( ) 0 2 ( 2 0 5 . 7 2 ) 5 1 . 4 4 代入计算 ,得： 220 . 0 9 6 0 . 1 0 3 2 0 . 0 9 6 0 . 1 0 3 c o s ( 5 1 . 4 4 ) 0 . 0 9 8 m m y 满足要求 . 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 ,时 ,可按下式进行近似计算： 3 ()y r a (代入 0 8hy m m, 387l ,得 3 0 . 0 9 8 0 . 0 0 0 7 ( ) 387AB r a d 满足要求 ,故不用计算其在齿轮处的倾角 . 主轴组件的静刚度验算 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 前广泛采用的经验数据为 : 0 . 0 0 0 2 ( )cy l m m (式中： l 两支承间的距离 ,在本主轴中 , 260l 0 2cy m m(2) 由参考文献 1 ,对于工作台宽度为 320卧式铣床 ,其主轴前 端静刚度为 120 /. (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 选用验算主轴轴端买文档就送您 01339828 或 11970985 第 18页，共 22 页 的挠度 切削力的确定 最大圆周切削力其计算公式为： 42 9 5 5 1 0 () (式中： 电动机额定功率 (此处 主传动系统的总效率 ,1 ,i为各传动副、轴承的效率 3 ,对于普通机床的主变速系统 ,总效率 0 0 ,此处 ,为方便起见 ,起 主轴的计算转速 ( /,由前知 ,主轴的计算转速为 112 / 计算直径 ,对于铣床 ,由参考文献 1 ,对于升降台宽度为 320 1250 的卧式铣床 ,其端铣刀的计算直径 及宽度分别为200jD , 60B . 将参数值带入 ( ,得 4202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 9 5 3 9 9 2 N , 0 . 2 4 1 0 0 8 . 5 , 0 . 5 2 1 0 1 N . 则22 0 . 9 8 4 1 1 8H V P P N , 1 . 1 4 6 2 2 . 2 N ,即 P 与水平面成 60角 ,P在水平面的投影与5 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 买文档就送您 01339828 或 11970985 第 19页，共 22 页 ()s c w (式中： c 主轴前端的悬伸长度 ,此处 w 对于普通 升降台铣床 60w B 代入 ,切削力 P 的作用点到主轴前支承的距离为 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 . 主轴受力如图所示： 图 4轴纵向视图力的分布 买文档就送您 01339828 或 11970985 第 20页，共 22 页 图 4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 ) ( ) ( )63c s p c B As c c l s c l s l c s m E I C l C l (式中： E 抗拉弹性模量 ,钢的 52 0E M P a 为 惯性矩 ,对于 主轴前端 ,有 444464701 2 8 ( 1 ( ) )( 1 ) 128 1 2 1 06 4 6 4m m I 为 有 444464308 0 ( 1 ( ) )( 1 ) 80 1 . 9 7 1 06 4 6 4dI m m 其余各参数定义与之前保持一致 得 0 1 5m m其方向如图 4沿 P 方向 , . 买文档就送您 01339828 或 11970985 第 21页，共 22 页 (2)计算力偶矩 M 作用在主轴前端 c 点产生的挠度) ( )23 B Ac l c l c m E I C l C l (式中 各参数