1、第 1 章 项目的背景分析铣床系指主要用铣刀在工件上加工各种表面的机床。通常铣刀旋转运动为主运动，工件（和）铣刀的移动为进给运动。它可以加工平面、沟槽，也可以加工各种曲面、齿轮等。铣床是用铣刀对工件进行铣削加工的机床。铣床除能铣削平面、沟槽、轮齿、螺纹和花键轴外，还能加工比较复杂的型面，效率较刨床高，在机械制造和修理部门得到广泛应用。铣 床 是 一 种 用 途 广 泛 的 机 床 ， 在 铣 床 上 可 以 加 工 平 面 （ 水 平 面 、 垂 直面 ） 、 沟 槽 （ 键 槽 、 T 形 槽 、 燕 尾 槽 等 ） 、 分 齿 零 件 （ 齿 轮 、 花 键 轴 、 链轮 、 螺 旋 形
2、表 面 （ 螺 纹 、 螺 旋 槽 ） 及 各 种 曲 面 。 此 外 ， 还 可 用 于 对 回 转 体表 面 、 内 孔 加 工 及 进 行 切 断 工 作 等 。 铣 床 在 工 作 时 ， 工 件 装 在 工 作 台 上或 分 度 头 等 附 件 上 ， 铣 刀 旋 转 为 主 运 动 ， 辅 以 工 作 台 或 铣 头 的 进 给 运 动 ，工 件 即 可 获 得 所 需 的 加 工 表 面 。 由 于 是 多 刃 断 续 切 削 ， 因 而 铣 床 的 生 产 率较 高 。 简 单 来 说 ， 铣 床 可 以 对 工 件 进 行 铣 削 、 钻 削 和 镗 孔 加 工 的 机 床
3、。第 2 章 研究要点与执行情况本设计机床为卧式铣床，其级数 ，最小转数 ，转速公1Zrpmn30i比为 ，驱动电动机功率 。主要用于加工钢以及铸铁有色金41.kWN4属；采用高速钢、硬质合金、陶瓷材料做成的刀具。第一周：准备图版等工具，齿轮和轴的计算完成，进行初步计算并开始画展开草图。第二周：完成截面草图，验算、加粗。第三周：撰写项目总结报告。第 3 章 项目关键技术的解决3.1 确定极限转速由已知最小转数 ，级数 ，得到主轴极限转速rpmn30i1Z，转速调整范围931.78rpmaxn1.64.zR第 1 页,共 22 页3.2 确定公比由题给条件，转速公比 ，由参考文献 1 表 3-6
4、，确定出各级转速41.如下：30，42.5，60，85，118，170，236，335，475，670，950 。min)/(r3.3 求出主轴转速级数由参考文献 1，转速级速为(3-1)1lgnRz其中： 转速调整范围nR转速公比将 ， 代入，得 。31.06n41.1Z3.4 确定结构式在设计简单变速系统时，变速级数应选为 的形式，其中 m，n 为nmz23正整数。故 ，即选用 1 对三联齿轮，2 对两联齿轮进行2315z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：(3-2)123
5、15其最末扩大组的调整范围满足要求。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： (3-3)4.maxu最小传动比： (3-4)1in第 2 页,共 22 页3.5 绘制转速图3.5.1 选用电动机由参考文献 2，选用 Y 系列封闭自扇冷式鼠笼式三相异步电动机 ,其级数级，同步转速 ，满载转速为 ，电机型号为6Pmin/10rndmin/960rY132M1-6。3.5.2 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。3.5.3 绘制转速图9 5 0r / m i n6 7 04 7 53 3 52 3 61 7 01
6、 1 88 56 04 2 . 53 09 6 0r / m i n电 机 轴 24:4830:423 6 : 3 64 2 : 4 222:6255:3919:75abc图 2-1 转速图第 3 页,共 22 页3.6 绘制传动系统图由参考文献 1，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 2-2 所示。图 2-2 传动系统图3.7 确定变速组齿轮传动副的齿数对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和 及小齿轮的齿数可以从参考文献1的表3-9中选取。一zS般在主传动中，最小齿数应大于1820。采用三联滑移齿轮时，应
7、检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最大齿轮和最小齿轮之间的齿数差应大于或等于4，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。1) 基本组：传动比： ，查表，齿数和 取72。2/1,4./,132aauu zS第 4 页,共 22 页；42,30,48,2,36, 6521 zzz2) 第一扩大组：传动比： ， 查表，齿数和 取84。80./,21buzS；62,42,1097 zz3) 第二扩大组：传动比： ，查表，齿数和 取94。 /1,4.21ccuzS。75,19,3,54zz3.8 核算主轴转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差，一般应满足(3-5)%1-0-）（标 准 转 速 ）标 准 转
8、速（ 实 际 转 速 n即不超过4.1%。经过核算，11级转速各设计转速的实际转速为：30： 误差 1.37%2041913.41385742.5： 误差 1.37%.560： 误差 2.22%2036191460.825785： 误差 0.19%4.8118： 误差 0.36%203619148.3170： 误差 0.90%57.236： 误差 0.23%20361914236.4第 5 页,共 22 页335： 误差 1.76%2031951436.17475： 误差 1.26%4.28670： 误差 0.21%20365149.13950： 误差 0.21%48.可见,所有设计转速的实际
9、转速误差均不超过允许值 10(1.41-1)=4.1%,故选用本设计结果进行绘制。第 4 章 具体的研究内容与实现4.1 传动轴直径初定由参考文献 3，传动轴直径按扭转刚度用式(3-1)进行计算:( ) (4-1)4jnPKAdm其中: 传动轴直径(mm)；dK键槽系数，查表取 K=1.05；A系数，查表取 A=77；该轴的计算转速( )；jn/minrP电动机额定功率（ kW） ，P=4kW。由图 2-1 知，各轴的计算转速为： min/670in/35r/in18min/85 rrrn jjjj 主 ，代入数据得：第 6 页,共 22 页40912.09.8dm41.625.847dm42
10、0.931.43.614.88d由 GB321-80 标准直径系列取各轴最小轴径为 ， ，02dm16，md362d423取各轴最小轴径为 ， ， ， 。0m126dd362d4234.2 主轴轴颈直径的确定由参考文献 1，功率为 4kW 的卧式无丝杠车床,选用前轴颈轴径为 ,70m后轴颈选用前轴颈的 70%85%，取 。504.3 齿轮模数计算4.3.1 初算齿轮模数齿轮材料为 45 钢调制高频淬火。一般同一变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷最重的小齿轮按简化的接触疲劳强度公式计算(4-2)()1(163822mnizNmjjmdj 式中： 按疲劳接触强度计算的齿轮模数（mm）j第 7 页,
11、共 22 页驱动电机功率（ kW）dN计算齿轮的计算转速（rpm）jn大齿轮齿数和小齿轮齿数之比i 1i小齿轮齿数1z齿宽系数， （B 为齿宽，m 为模数） ， ,m106m此处取 6许用接触应力（MPa） 查表取 。j MPaj1370对于第一个定比传动组，小齿轮最小齿数为 ， ，其计算02z4u转速为 带入式(3.2)得140/minjnr30224(1)0681.43370j m取考虑到中心距不可太小，故取较大的 0.5对于第一个变速组,小齿轮最小齿数是 , ,其计算转速为124z8u带入式 (3.2)得1670/minjnr312248(1)1.65370j m第 8 页,共 22 页
12、取 m21对于第二个变速组,小齿轮最小齿数是 , ,其计算转速为29z531u带入式(3.2)得235/minjnr32225()419168.35370j m取 mm2m对于第三个变速组,小齿轮最小齿数是 , ,其计算转速为319z5u带入式(3.2)得326/minjnr332275(1)491683.17306j 取 mm3m4.3.2 对各种限制的讨论对于第二变速组，由于主轴轴径是由标准查得，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 1，m90m65m80轴上的小齿轮还考虑到齿根到它的键槽底部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：inz(
13、4-3)6.503.1minD第 9 页,共 22 页式中 齿轮花键孔的外径(mm),单键槽的取孔中心至键槽槽底的D尺寸两倍；齿轮模数。m对于主轴,选用单键槽,查得 ，取 时，mD8.42.4，满足要求，因此第二变速组的模数为 。394.27inz 3j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.对于第二变速组,在轴 III 上,选用花键，将 带入， ，d40 4则 ，小于已确定的最小齿数 。90.15minz 19验证第一变速组， ， ，小于最小齿数 。5.2m43.0inz42在轴 II 上，选用花键，将 代入，验证第一变速组， ，d 5.m得 ，小于最小齿数 ，满足要求。
14、27.1minz2故第一变速组选用模数 。5.2jm对于基本组，在轴 II 上， ，得 ,小于基本组在轴 II 上1.23minz的最小齿数 。36在轴 I 上， ，选用花键， ，得 ，小于轴 I25d 475.8inz上的最小齿数 。4故基本组选用模数 。1jm4.3.3 其余验证1. 机床主传动系统最小齿数 ，所有齿轮均满足此条件。min1820z2. 机床主传动的最小极限传动比为 ,中型机床的最大齿数和i4u第 10 页,共 22 页，以上设计均满足此要求。max120zS第 5 章 技术指标分析5.1 第 2 变速组的验证计算第 2 变速组的最小齿轮齿数为 ,与之相啮合的大齿轮齿数为
15、.19z 275z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,第 1,2 级变速组选用 7 级齿轮,主轴选用 6 级齿轮5.1.1 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：(5-1)tFFsFKYbm式中: 齿轮的弯曲疲劳强度( )F MPa载荷系数, .对于平稳的原动机与工作机,有使用KAV系数 ,由于 ,查表得1.0A313510.97/606tdnv ms,设轴的刚性大,查得齿向载荷分布系数 ,则齿间载荷分配系5v .K数 故载荷系数.K 1.0531.9AVK齿轮所受切向力( ),由于轴 II 最小转速为 ,代入,得tFN5/minr到最大切
16、向力33mini4104.1056tPNvr齿宽(mm),此处b2b齿形系数,查图得FY.75FY第 11 页,共 22 页齿轮齿根应力修正系数,查图得sY 1.52sY重合度系数. ,其中0.7.25Y,1283.()1.66z代入得 .09Y许用弯曲应力(MPa), ,本齿轮采用 45钢渗碳FlimFNYS淬火,查表得弯曲疲劳极限应力： , ,取弯曲系数lim350FMPa1.2,代入,得 .1.25FS3501.26F代入公式,得 3.94102.7510.6935.2.F FPa 满足齿根弯曲疲劳强度.5.1.2 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
17、式为：(5- 2)21tHEHKFuZbd式中： 材料弹性系数,由表查得 ;EZ89.EZMPa节点区域系数,查表得 ;H 5H重合度系数, ,其查表可得 ;Z12.83().683z0.8Z第 12 页,共 22 页传动比,由前可知 ;u62.8u齿轮所受切向力( ),由于该对齿轮进入啮合时,轴 III 的最小转速tFN为 ,代入,得到最大切向力：12/minr 33inmi4104.10256tPNvr载荷系数, .对于平稳的原动机与工作机,有使用系KAVK数 ,由于 ,查表得 ,设轴1.0A125098/60tdnvms1.05vK的刚性大,查得齿向载荷分布系数 ,则齿间载荷分配系数 故
18、载1.3 荷系数 1.5.9AVK许用接触应力, ,其中 为试验齿轮的齿面接HminHNZSminH触疲劳极限,由参考文献4P146 知 , 为接触强度寿命系数,MPa120inN取 ,其余系数与前述相同,故05.1NZ aSZHN12605.min代入计算得： 31.94.8189.250.861.2652H HMPa 满足接触疲劳强度的要求5.2 传动轴 II 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 及 ,允许变形量见参考文献3上y第 13 页,共 22 页910 页表 3.10-7,得0.5.034.167yl m1
19、4rad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.5.2.1 传动轴 II 的载荷分析对传动轴 II 的受力进行简化,得到下示载荷分布图：图 3-1 轴 II 的受力分析其中 是变速组 1 的驱动力,且 3 个驱动力不能同时作用,123,aaQ是变速组 2 的驱动阻力,且 2 个驱动阻力不能同时作用.b其弯曲载荷由下式计算：(5-3)7(/).10()abNQmzn式中： 该齿轮传递的全功率( ),如前述原因,此处均取 .NkW4NkW该齿轮的模数 ,齿数;,mz()该传动轴的计算工况转速( ),( 或 )n/inrajbjbjajn该轴输入扭矩的齿轮计算转速( )
20、aj m该轴输出扭矩的齿轮计算转速( )bj /ir将六种驱动力/驱动阻力分别带入式(2.13),可得到各驱动力为：第 14 页,共 22 页7142.0195.6.5360aQN23873. 74.2.4a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. 5.2.2 传动轴 II 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：(5-4)334(0.75)(/).9(ablNxymDzn式中： 两支承间的跨距
21、(mm),对于轴 II, .l 36lm该轴的平均直径(mm),本轴的平均直径 .D, 齿轮 的工作位置至较近支承点的距离(mm)iaxliz输入扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度( )ay输出扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度( )b m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 ,其输入位置 ,故1aQ186am860.253x3146(0.752.)7.9.ay m对于 ,其输入位置 ,故2aQ219am109.3246x第 15 页,共 22 页3 3246(0.7520.4)17.9.1281ay m对于 ,其输入位置 ,故3aQ3am6.83x3
22、346(0.758.4)17.90.12ay m故 引起的中点挠度最大,在计算合成挠度时使用 ,2aQ 2aQ进行计算.此时轴 II 转速为0.1ym 315/inr此时对之前计算的输出驱动阻力进行计算,各力为 7142. 291536b N0348Q73. 5.2.41b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 ,其输入位置 ,故1bQ128bam280.36x3 3146(0.75.)7.9.4by m对于 ,其输入位置 ,故2bQ298bam980.236x3246(0.75.)17.9.41by m故 引起的中点挠度最大,在计算合成挠度时使
23、用 ,1bQ进行计算.10.2bym第 16 页,共 22 页由参考文献1,中点的合成挠度 可按余弦定理计算,即：hy(5-5)2cos()hababyym式中： 被验算轴的中点合成挠度(mm);驱动力 和阻力 在横剖面上,两向量合成时的夹角(deg),aQb2()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 ,得5.722()02(57)1.4代入计算,得： 220.1.40.14cos(1.4).6h hy my满足要求.5.2.3 传动轴 II 的在支承处的倾角计算由参考文献1,传动轴在支承点 A,
24、B 处的倾角 时,可按下式进行近AB似计算：(5-6)3()hAByradl代入 , ,得0.164hym36l 0.164.()rad刚好满足要求,故不用计算其在齿轮处的倾角.5.3 主轴组件的静刚度验算5.3.1 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 ,目前广泛采用的经验数据为 :cy(5-7)0.2()cylm第 17 页,共 22 页式中： 两支承间的距离 ,在本主轴中, .故取l 58lm0.12cym由参考文献1,对对于工作台宽度为 的卧式铣床,其主轴前端静320刚度为 .20/Nm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)、(
25、2) 、(3)可以任选一种,进行判定.此处,选用验算主轴轴端的挠度 cy切削力的确定最大圆周切削力 须按主轴输出全功率和最大扭矩确定,其计算公式为：tP(5-8)429510()dzjNDn式中： 电动机额定功率(kW),此处 .dNdkW主传动系统的总效率, , 为各传动副、轴承的效率. 1ni由参考文献3,对于普通机床的主变速系统,总效率 ,此处,为0.785方便起见,取 0.8主轴的计算转速 ),由前知,主轴的计算转速为 .jn(/minr /minr计算直径,对于铣床, 为最大端铣刀计算直径 ,由参考文献jDjD1,对于升降台宽度为 的卧式铣床,其端铣刀的计算直径及宽度分32015别为
26、 , .20jm6B将参数值带入(5-8)式,得 4tPN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 的比值可大致认为tP第 18 页,共 22 页, , .则0.9532VtPN0.418.5HtP0.21atPN, ,即 与水平面成 角,2.8HVt.46.t60在水平面的投影与 成 角.H62. 切削力的作用点设切削力 的作用点到主轴前支承的距离为 ,则Ps(5.9)(
27、)scwm式中： 主轴前端的悬伸长度,此处c 98.6c对于普通升降台铣床w0B代入,切削力 的作用点到主轴前支承的距离为P158.6sm5.3.2 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.主轴受力如图所示：图 5-2 主轴纵向视图力的分布第 19 页,共 22 页图 5-3 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 作用在 点引起主轴前端 占的挠度Psccspy(5-10)2322() ()6cspcBAlsly mEII
28、Cl式中： 抗拉弹性模量,钢的E5.10MPa为 段惯性矩,对于主轴前端,有cIBC444 6482()(1)2.03166cdI m为 AB 段惯性矩,有 444 6472(1)(1).231066dI其余各参数定义与之前保持一致.代入计算,得 5cspym其方向如图 4-3 所示,沿 方向, .P758p第 20 页,共 22 页(2)计算力偶矩 作用在主轴前端 点产生的挠度MccMy(5-11)22( )(3cCBAly mEIl式中各参数定义与之前保持一致.力偶矩代入,得：18027.55.jHDPN64.cMym其方向在 H 平面内,如图 4-3 所示, .180M(3)计算驱动力
29、作用在两支承之间时,主轴前端 点的挠度QccmQy(5-12)22(2)() ()6cmBAblblbyEICl式中各参数定义与之前保持一致.驱动力 .460PQkNnzv代入得 ,其方向如图 4-3 所示,角度0.415cmQy927095.7214.8(2) 求主轴前端 点的综合挠度ccyH 轴上的分量代数和为：(5-13)ossoscHpPcmQcMy代入,得： 60.537.80415.284.10c80.27cHy mV 轴上的分量代数和为：(5-14)sinsisincVpPcmQcMyyy代入,得： 60.53i7.80415i.284.10i80.63cVy m综合挠度为：第
30、21 页,共 22 页2220.63(.07).69cVcH cyy my故满足对主轴的刚度要求。第 6 章 存在的问题与建议如图所示，主轴前端的运动速度小于毛毡圈以及骨架密封圈允许的速度范围，故可以采用毛毡圈密封，后端的运动速度小于毛毡圈的允许速度范围，故采用毛毡圈进行润滑。但是毛毡圈在使用一段时间后会磨损，必须更换。在剖视图上，采用拨叉进行操作。拨叉直接拨齿轮，且在图示花键上运动。操纵手柄与拨叉通过齿轮齿条进行连接。但是无法得到滑移的距离与拨叉定位机构的具体数值此外希望学校能给更多的参考教材，由于老师不可能有大量的时间给学生们做指导。学生虽然有时间去自学，自己查阅资料，到但是学校提供的资料有限，而且资料的年代较为久远，一些标准早就被新规定取代，导致同学们不能及时有效的学习到新知识，掌握符合时代的技术。第 7 章 参考文献【1】哈尔滨工业大学， 金属切削机床课程设计指导书 【2】冯辛安主编， 机械制造装备设计 ，北京：机械工业出版 2005.12【3】 李洪主编， 实用机床设计手册 ，沈阳：辽宁科学技术出版社 1999 .1【4】 陈铁明主编， 机械设计 ，哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社 2003 .3【5】 机床设计手册编写组， 机床设计手册 ，北京：机械工业出版社1980
