综合课程设计二—卧式升降台铣床17级转速主系统设计

1、第1章 绪论1.1 综合课程设计的目的综合课程设计II是机械设计制造及自动化专业极其重要的实践性教学环节。其目的是在相关先修课程学习后，进行机械结构设计综合训练，使学生掌握机械系统分析和设计的基本步骤和方法，培养和锻炼学生综合运用所学知识解决实际工程问题的能力。也为学习后续专业课奠定基础。1.2 金属切削机床在国内外发展趋势机床作为加工的母机，总是要保证和提高加工质量和生产率，随着科技的不断进步，各种机床也相应地不断发展与更新，如性能参数的提高、功能的扩大、切削功率的加大，自动化程度的提高，机床动态性能的不断改善，加工精度的不断提高，基础元件的不断创新，控制系统的更新等等。我国机床工业的发展趋

2、势：根据机床工具工业局对振兴我国机床工业的设想，要在以后相当长时期内限制和压缩落后机床的生产，要化大力气发展高性能、高效率、高水平的适合国民经济需要的“高档”产品，改善机床品种的构成比。重点发展机、电、仪结合的产品。注意在冲压、电加工、激光、等离子加工中应用数控技术。国外机床工业的发展，特别讲究机床的精度、效率，讲究机床制造工艺技术水平，试验分析与理论研究。从七十年代以来，国外已普遍推广使用数控机床。日本和美国已建成柔性自动化生产车间和柔性自动化工厂，整个机床制造的技术水平和自动检测控制技术已有大幅度提高。1.3 设计任务和进度安排1.3.1 设计任务书设计内容见表1-1表 1-1设计任务题目

3、公比级数功率工作台面积卧式升降台铣床主传动系统设计1.3.2 进度安排进度安排见表2-2表 1-2进度安排第一周第二周第三周星期123、4、5123、4、512、3、45准备初算开题展开草图截面草图验算加粗论文报告答辩图版手册指导书图册等齿轮和轴的布置完成项目总结报告教师下达任务书第2章 运动设计2.1 确定转速范围结构方案确定2.1.1 确定极限转速由设计任务书，电机额定功率，铣床最低转速，级数，公比。则转速调整范围（2-1）其中：转速调整范围；转速公比；传动级数。可以得到，主轴的极限转速（2-2）其中：转速调整范围；最低转速 。可以得到，2.1.2 确定公比由参考文献1表3-6可知主轴实际

4、最大转速。主轴的转速数列为26.5，33.5，42.5，53，67，85，106，132，170，212，265，335，425，530，670，850，1060。2.1.3 确定主轴转速级数由参考文献1式（3-2）得，转速级数（2-3）其中：转速调整范围；转速公比。可以得到，2.1.4 确定结构网或结构式因两轴间变速组的传动副数多采用2或3，在设计简单变速系统时，变速级数应选择的形式，均为正整数，即选用三联齿轮和两联齿轮进行变速。由参考文献1，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原则和变速组降速前慢后快原则，确定变速结构式如下：其最末扩大组的调速范围，设

5、计机床主变速传动系时，为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，一般限制降速最小传动比为避免扩大传动误差，减少振动噪声，一般限制直齿圆柱齿轮的最大升速比，由于铣床箱体尺寸较大，可选择最末扩大组的最小降速比，最大升速比.58。2.2 转速图2.2.1 选用电动机由参考文献2表15.1，选用Y系列封闭自扇冷式鼠笼式三相异步电动机，机型号。其级数，同步转速，满载转速。2.2.2 分配总降速传动比总的降速传动比比较大，增加定比传动副，然后将总的降速传动比根据“先缓后急”原则，确定各变速组最小传动比。2.2.3 确定传动轴的轴数传动轴数变速组数定比传动副数。2.2.4 绘制转速图转速图见图2-1图 2

6、-1转速图2.3 传动系统图2.3.1 应该注意的问题1. 因为零件的参数尚未确定，一般根据转速图，先按传动副的传动比拟定一个主传动系统草图。待装配图完成后再修改草图为证实系统传动图，传动轴上的出路轴向位置大致展开图相对应，画出轴承符号，标上轴号，齿轮齿数及模数，皮带轮直径，电动机型号，功率和转速。2. 要有利降低齿轮变速箱的噪声（1）主轴高转速范围的传动比排列，可采用先降速后升速的传动，使总转速和减小，以期降低噪声。这种高速传动采用先降后升，可使同一变速组的传动比有升速有降速，有利于减小齿数和，齿轮线速度及中心距。（2）主轴高速传动时，应缩短传动链，以减小传动副数。（3）不采用噪声大的锥齿轮

7、传动副。（4）前边的变速组中的降速传动比不宜采用极限值，以避免增加径向尺寸。最末变速组中可采用最小传动比，特别是铣床以增加主轴的飞轮效应。2.3.2 确定变速组齿轮传动副的齿数由传动结构式可知，变速组有3个传动副，其传动比分别是。传动比小于1时取其倒数，由参考文献1表3-9，在变速组中，可以得到， 取。在变速组中，可以得到， 取。在变速组中，可以得到， 取。一般变速组内所有齿轮的模数相同，并是标准齿轮，因而三对传动副的齿数和应该是相同的。中型机床一般取，由此可以确定各传动之间的齿数。基本组第一扩大组 第二扩大组 初选的齿轮齿数和应在后面进行限制的讨论和验证。由此，初步确定了各变速组及定比传动的

8、齿轮齿数，可以得到详细的转速图见图2-2 图 2-2详细转速图2.3.2 核算主轴转速误差齿轮齿数确定后，株洲的各级实际转速即确定，实际传动比所造成的主轴转速误差，应满足：（2-4）其中：转速公比.可以得到， ， ， 误差分析结果见表2-1标号误差结论11053.681060-0.60%合格2845.44850-0.54%合格3670.526700.08%合格4528.03530-0.37%合格5423.68425-0.31%合格6336.023350.30%合格7262.86265-0.81%合格8210.91212-0.51%合格9167.27170-1.60%合格10167.03170-

9、1.75%合格11134.021321.53%合格12106.291060.27%合格1383.7085-1.53%合格1467.16670.24%合格1553.27530.50%合格1641.6742.5-1.96%合格1733.4333.5-0.20%合格1826.5226.50.59%合格表 2-1主轴转速误差2.3.3 各轴的计算转速各轴的计算转速见表2-2轴序号计算转速表 2-2各轴计算转速2.3.4 绘制传动系统图传动系统图见图2-3图 2-3传动系统图第3章 传动件初步算3.1 主轴及传动轴轴颈3.1传动轴直径初定由参考文献3，按扭转刚度估算轴的直径（3-1）其中：传动轴直径；该

10、轴传递的功率；该轴的计算转矩；该轴每米长度允许扭转角，取0.8。由表2-2可知各轴的计算转速，本次计算中，各州传递功率为点击功率与传递过程中的效率的乘积，效率值可由参考文献2表9.1确定，可以得到，O轴取I轴取；II轴取；III轴取。3.2主轴轴颈直径的确定主轴材料选用45钢，调质到220250HB。在端部锥孔，定心轴颈或定心锥面等部位，采用高频淬火至5055HRC。由参考文献1表5.7，功率为的卧式升降台铣床选用前轴颈直径，取。后轴颈为前轴颈的，即为。为了选用轴承的方便，由参考文献2轴承型号，主轴中部与圆锥滚子轴承配合处轴颈直径取，为使主轴缓慢过度，主轴后部与深沟球轴承配合处轴颈直径取。3.

11、2 齿轮模数3.2.1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3，其计算得到的齿轮模数（3-2）其中：按接触疲劳强度计算的齿轮模数；驱动电机的功率；齿轮的计算转速；大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，外啮合取“”号，内啮合取“”号；小齿轮的齿数；齿宽系数，（为齿宽，为模数），一般为，此处均选用；许用接触应力，由参考文献5表13-16，齿轮材料选用，高频淬火，可得。可以得到，基本组按标准模数表取；第一扩大组按标准模数表取；第二扩大组按标准模数表取。由于取齿轮厚度系数6，则由公式可得各齿轮厚度。3.2.2对各种限制的讨论对于第二扩大组变速组，由于主轴轴径是由标准查

12、得，其值较大，前轴径为，后轴径为，即安装齿轮处轴外径约为，由参考文献2，轴上的小齿轮还要考虑到齿根和到它的键槽深处的最小尺寸应大于基圆齿厚，以防断裂，即其最小齿数应满足：（3-3）其中：齿轮花键孔的外径，单键槽的取孔中心至键槽底的尺寸两倍；齿轮模数。对于第二扩大组，在主轴上，选用单键槽，查得，若，则，小于已确定的最小齿数，在主轴上该模数满足要求。考虑到花键滑动与定位较容易，除主轴和电机轴外，其余轴均选用花键连接。第二扩大组在轴上的最小齿轮齿数，选用花键，将代入，若，则，在轴上该模数满足要求。故第二扩大组的模数取。对于第一扩大组，在轴上的最小齿轮齿数，选用花键，将代入，若，则，在轴上该模数满足要

13、求。第一扩大组在轴上的最小齿轮齿数，若，则，在轴上该模数满足要求。故第一扩大组的模数取。 对于基本组，基本组在轴上的最小齿轮齿数，若，则 ，在轴上该模数满足要求。基本组在轴上的最小齿轮齿数，选用花键，将代入，若，则，在轴上该模数满足要求。故基本组的模数取。 对于电机轴上的齿轮配合，选单键槽，查得。若，则，在电机轴上该模数满足要求。故电机轴的模数取。 3.2.3其余验证机床主传动系统齿数，所有齿轮均满足此条件。机床主传动的最小极限传动比为，中型机床的最大齿数和，以上设计均满足条件。第4章 结构设计4.1 展开图设计4.1.1 齿轮布置主传动系统采用集中传动方式，将全

14、部传动和变速机构集中在同一个主轴箱内，结构紧凑，便于实现集中操纵，安装调整方便。电机轴与电动机采用弹性柱销联轴器连接，可一定程度降低定心精度要求，隔离电机震动。见图4-1。图 4-1齿轮布置4.1.2 主轴组件设计圆锥滚子轴承能同时承受径向和轴向载荷，成对使用具有轴承数量少、支撑结构简单、轴承间隙调整方便的特点。主轴采用单列圆锥滚子轴承的前中支承为主端深沟球轴承的尾端支承为辅的三支撑结构。用中支撑左侧的螺母同时调整前中两个轴承的间隙，见图4-2。图 4-2主轴结构图4.2 截面图及轴的空间布置由于滑移齿轮轴心离箱体壁距离较大，且滑移行程较长，故采用拨叉沿导向杆滑动来操纵滑移齿轮。摆动拨叉通过滑

15、块与滑动拨叉尾端的槽接触，滑块做圆弧运动转化为拨叉的滑动，实现滑移。使用钢球弹簧作为定位的手柄座可以使操作杆拨动到指定位置即停下并锁紧，方便工人操作。图4-3 截面图第5章 零件验算5.1 主轴刚度5.1.1 主轴结构图 5-1主轴结构示意图5.1.2 主轴支撑跨距的确定前端悬伸量：主轴前端的悬伸长度，即从主轴外侧前支撑中点（滚锥轴承及向心推力轴承则是接触角法线与轴线的交点处）到主轴前端的距离。这里选定。一般最佳跨距，考虑到结构以及支承刚度会因磨损而不断降低，应取跨距比最佳支承跨距 大一些，一般是的倍，再综合考虑结构的需要，本设计取。5.1.3 最大切削合力的确定最大圆周切削力须按主轴输出全功

16、率和最大扭矩确定（5-1）其中：电动机额定功率()，；主传动系统的总效率，为各传动副、轴承的效率，总效率。由前文计算结果， 。取；主轴的计算转速，由前文计算结果，主轴的计算转速为；计算直径，对于卧式铣床，为最大端铣刀计算直径，对于工作台面积为的卧式铣床,其端铣刀的计算直径及宽度分别为，。可以得到，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。对于卧式升降台铣床的铣削力，一般按端铣计算。不妨假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、同的比值可大致认为；。则，即与水平面成角，在水平面的投影与成角。5.1.4 切削力作用点的确定设切削力的作用点

17、到主轴前支撑的距离为 （5-2）其中：主轴前端的悬伸长度，；对于普通升降台铣床。可以得到，5.1.5 齿轮驱动力的确定齿轮传动轴受输入扭矩的齿轮驱动力的作用而产生弯曲变形，当齿轮为直齿圆柱齿轮时，其啮合角，齿面摩擦角时，其弯曲载荷（5-3）其中：齿轮传递的全功率()，取；该齿轮的模数、齿数；该传动轴的计算工况转速。可以得到，5.1.6 变形量允许值的确定变形量允许值：对普通机床前端挠度的允许值，目前广泛使用的经验数据（5-4）其中：主轴两支撑间的距离，。可以得到，5.1.7 主轴组件的静刚度验算图 5-2主轴组件纵向视图力的分布图 5-3主轴组件横向视图力的分布选定如图的直角坐标系，求各力同时

18、作用下，前后轴承负荷的大小及其方向角，并判定象限。建立方程组计算主轴前后支撑处的支反力。的方向：的方向：在点的水平投影：在点的垂直投影：可以得到，即，方向与轴正方向夹角。，方向与轴正方向夹角。前后轴承的负荷大小与支反力大小相同，方向相反。故前后轴承的负荷为：，方向与轴正方向夹角。，方向与轴正方向夹角。按轴承的合成负荷，计算轴承的弹性位移。滚动轴承的径向刚度是支承刚度的主要部分，支承刚度还包括轴承环与轴颈及箱体孔的配合表面间的接触刚度。预紧的滚动轴承可以提高刚度。计算时可以忽略轴承环与轴颈以及箱体孔之间的接触刚度。仅以滚动轴承的游隙为零时，承受径向载荷来计算轴承的径向刚度，圆锥滚子轴承的径向刚度

19、（5-5）其中：滚动体列数；每列中滚动体数；滚子有效长度；轴承的径向负荷；轴承的接触角。可以得到，前后支承轴承的弹性位移，分别计算各作用力对弹性主轴前端点产生的挠度。由简单载荷下简支轴的变形公式，轴自身变形引起的轴点挠度公式（5-6） （5-7） 其中：载荷力；材料的弹性模量，钢的；分别为轴的的抗弯惯性矩 （5-8）可以得到，可以得到，共同作用下，点的挠度分解将轴承的弹性位移分解为直角坐标分量，并计算它对主轴前端点产生的相应挠度值。点：点：在水平面（方向）点产生的挠度：在垂直面（方向）点产生的挠度：可以得到，将主轴组件前端c 点在直角坐标上的各分量进行代数叠加后，再合成综合挠度值并计算其方向角

20、。分量：合成：方向角：由综合挠度，可见，故主轴通过校核。5.2 传动轴刚度5.1.1 齿轮驱动力的确定齿轮传动轴同时受输入扭矩的齿轮驱动力和输出扭矩的齿轮驱动阻力的作用而产生弯曲变形，当齿轮为直齿圆柱齿轮，其啮合角，齿面摩擦角时，其弯曲载荷（5-9）其中：该齿轮传递的全功率，取； 该齿轮的模数和齿数； 该传动轴的计算工况转速； 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。由于轴II上有三种不同的驱动力和三种不同的驱动阻力，故驱动力具体的计算结果在下文讨论。5.1.2 变形量允许值的确定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

21、形量及，允许变形量可由参考文献4查得。由参考文献3知，对于传动轴II，仅需要进行刚度计算，无须进行强度验算。5.1.3 传动轴组件的挠度验算图5-4 传动轴II载荷分布其中是变速组1的驱动力，且3个驱动力不能同时作用；是变速组2的驱动阻力，且2个驱动阻力不能同时作用。可以得到对于输出驱动阻力，由于各种情况转速不定，故应在选定校核用轴II速度以后计算。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4，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，在单位弯曲载荷作用下，其中点挠度（5-10）其中：两支承间的跨距，；该轴的平均直径，；（5-11）

22、齿轮的工作位置至较近支撑点的距离； 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；其余各符号定义与前文一致。可以得到，；。可以得到故引起的中点挠度最大，在计算合成挠度时使用，进行计算。此时轴II转速为。可以得到，可以得到，故引起的中点挠度最大，在计算合成挠度时使用，进行计算。由参考文献4，中点的合成挠度（5-12）其中：被验算轴的中点合成挠度；在横截面上，被验算的轴与其前、后传动轴连心线的夹角；驱动力和阻力在横截面上，两向量合成时的夹角。（5-13）可以得到可以得到由综合挠度，可见，满足要求。由参考文献4，传动轴在支承点A、B处的倾角、（5-14）可以得到，可见，满足要求，故不用计算传动轴在齿轮处的倾角。综上，传动轴II通过校核。5.3 齿轮疲劳强度验算变速箱中齿轮强度时，选择相同模数中承受载荷最大的及齿数最小的齿轮进行接触应力和弯曲应