立式銑床主軸變速系統(tǒng)設計,立式銑床主軸變速系統(tǒng)設計,立式,銑床,主軸,變速,系統(tǒng),設計 湘潭大學興湘學院 畢業(yè)論文 題 目： 立式銑床主軸變速系統(tǒng)設計 學 院： 興湘學院 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學 號： 2010963127 姓 名： 王 寧 指導教師： 馮 建 軍 完成日期： 2014年5月 25日 目錄 摘要……......……………………...……………………………………...1 Abstract……………………………………………………………..…….. 2 第一章 緒論……...………………………………………………….......3 第一節(jié) 銑床的研究.………………………………...………………..3 第二節(jié) 設計概述……...……………………………………………..6 第二章 方案的設計……...……………………………………………...7 第三章 齒輪的設計……...…………………………………………… 10 第一節(jié) 初選各齒輪齒數(shù)……...…………………………………….10 第二節(jié) 齒輪的設計計算……...…………………………………….11 本章附錄……...……………………………………………………..24 第四章 各軸的設計計算……...……………………………………….25 第一節(jié) 初步確定各軸的最小直徑……...………………………….25 第二節(jié) 各軸的強度校核……...…………………………………….26 第五章 軸承的壽命計算……...……………………………………….32 第六章 操縱機構的設計……...………...……………………………..36 致謝……...………...……………………………. ……………………. 40 參考文獻……...………………………………………………………...41 文獻翻譯……...………………………………………………………...42 英文文獻……...………………………………………………………...51 II 立式銑床主軸變速系統(tǒng)設計 摘要 立式銑床主軸變速系統(tǒng)是一種將一個轉速輸入，經過變速輸出多個轉速來滿足需要不同轉速的要求。這種系統(tǒng)廣泛應用于各種機床的主傳動系統(tǒng)和進給系統(tǒng)之中。C箱體傳動系統(tǒng)設計包含機械原理，機械設計，機械制造基礎，材料力學等課程的內容。本次設計任務主要是完成主軸變速箱的設計，包括齒輪設計計算、軸的設計計算和軸承的壽命校核及箱體的結構設計。本次設計的C箱體傳動系統(tǒng)是用于立式銑床主傳動系統(tǒng)中。 關鍵詞 立式銑床 變速輸出 立式銑床 Vertical milling machine spindle speed change system design Abstract Vertical milling machine spindle speed change system is a kind of put a speed input, after multiple variable output rotational speed to meet the need different speed of institutions. The agency is widely used in all kinds of machine tool main drive system and feed system. C casing drive system design including mechanical principle, mechanical design, mechanical manufacturing base, mechanics of materials and so on course content. The design task is mainly to complete the design of the spindle gearboxes, including design calculation, the design calculation of shaft gear and bearing life test and enclosure structure design. The design of C casing drive system is used for vertical milling machine in the main drive system. Keyword Vertical milling machine variable speed output Vertical milling machine 第一章 緒 論 第一節(jié) 銑床的研究 機械工業(yè)為經濟發(fā)展提供技術裝備并且?guī)咏洕掷m(xù)快速增長，而機床是機械工業(yè)一個核心地位，是提供制造場所和技術的加工機器。機床總數(shù)、質量等是衡量某個國家工業(yè)發(fā)展程度標志。目前機械加工中，其中金屬切削是機床最重要的一個用途。機床先進性直接影響整個機械制造業(yè)發(fā)展程度。銑床具有效率高、精度高等特點, 是機床中最主要的代表,其中精密銑床、數(shù)控銑床特別是國防、航空、汽車、拖拉機、造船、機床和工具制造等部門占機床總擁有量的1 / 1 0 以上。 銑床從結構分為工作臺不升降銑床、龍門銑床、升降臺銑床。從功能自動化程度等方面又可分為普通銑床、數(shù)控銑床(包括加工中心) 。 銑床的研究歷來被各界專業(yè)人士所困擾，如銑床滾齒設計，五坐標數(shù)控銑床球形滾刀，銑床精度熱穩(wěn)定性探析及其熱變形誤差分析鏟齒加工，銑床數(shù)控化改造及補償探究等等。銑床圓柱齒輪滾齒加工主要是在滾齒機上加工。因此成形銑刀旋轉是通過銑床主軸帶動,齒輪齒槽的加工是通過分度頭支撐尾座帶動工件沿齒輪的齒槽方向移動實現(xiàn)。因此分度誤差較大加上成形法齒輪加工中存在較大的原理性誤差, 所以銑床加工是精度較差。因此有必要對銑床在某個方面進行改裝。萬能銑床自動滾齒系統(tǒng)的研制成功改變了某個缺點。以單片機作為核心控制單元,其轉速信號采用光電編碼器采集齒輪毛坯和滾刀,其轉速運轉采用步進電機驅動工件與刀具定比例, 展成法齒輪加工從而實現(xiàn)了齒輪加工精度低和加工效率低的問題。然而為了解決在銑削過程中一些幾何形狀復雜, 制造困難的物體. 從而想到球形滾刀制造的關鍵技術——鏟齒工藝, 而通用五坐標數(shù)控銑床正適合這一方法. 根據(jù)被加工齒輪和滾刀的嚙合關系,建立了鏟齒球形滾刀齒側面的數(shù)學模型,它的工作原理是基于連續(xù)分度的展成原理, 因此加工效率和精度高于盤形銑刀仿形法加工內齒輪.而它的關鍵工序是鏟齒, 一般在專用的鏟齒機床上進行.作者提出了在球形滾刀鏟齒工藝通過用五坐標數(shù)控實現(xiàn), 給出了程序的數(shù)學模型和后處理方法,推動球形滾刀加工內齒輪這一齒輪技術的廣泛應用。 機床主要的動力源來自于電機，其中一個關鍵是選用步進電機，利用它可以組成一個簡單的全數(shù)字化伺服系統(tǒng)，它的優(yōu)點是不需要反饋信號所以在開環(huán)數(shù)控系統(tǒng)獲得了。開環(huán)伺服系統(tǒng)中執(zhí)行元件是步進電機將進給脈沖轉換為具有一定方向、大小和速度的機械轉角位移， 帶動工作臺移動。由于該系統(tǒng)沒有反饋檢測環(huán)節(jié)， 因此它的精度主要由步進電機來決定，其速度或多或少對步進機性能有一點影響，對步進電機選擇，應使機械系統(tǒng)和步距角α匹配，機床使用時所要求的脈沖當量所需的量就會得到適宜，其最高連續(xù)運行頻率能夠滿足機床移動的需求。選擇步進電機不僅它能滿足我們所需要的設計要求而且在某個方面我們還能降低機床的成本。通過分析發(fā)現(xiàn)后機床投入使用生產效率翻了一番加工質量顯著提高，以往令人頭疼的技術問題也沒了。因為將異步電動機改為步進電動機使機床的穩(wěn)定性、精度有很大提高改善了工作環(huán)境, 消除了粉塵和噪聲污染。對于一些難加工的型面復雜的零件，也能使其達到理想條件。 機床技術的發(fā)展和提高，加工效率也要同步發(fā)展，要求機床主軸旋轉速度提高的同時，快移速度相應提高。各座標軸的進給速度也需要提高這就造成機床各部分發(fā)熱不均衡而且散熱也不太相近，這就使機床熱穩(wěn)定性，造成機床穩(wěn)定性加工的好壞因素。所以在使用機床時要考慮環(huán)境溫度的變化，而且可以采取適當?shù)奶綔y儀對機床進行控制，這樣避免因機床某個零部件從而影響機床的性能，最終對機床的熱穩(wěn)定性的熱源分析的直接目的是相對工件的位置時落下的刀具加工及刀具移動或工件一致性。通過探究我們可以知道機床發(fā)熱主要是機床運動部件運動發(fā)熱、氣溫、切削。另外機床安置的廠房布置對機床精度影響也有影響特別是南方廠房，因此盡量在通風多光線足的地方。機床部件發(fā)熱的影響主要是座標軸運動發(fā)熱和主傳動發(fā)熱。主傳動安裝在滑枕上主軸在滑枕下端，滑枕相對而言是直徑大的桿類，熱變形特性復雜這與導軌布置方式、滑枕截面形狀有很大關系。此類機床主傳動動力傳入方式主要是從端面?zhèn)魅牖蛘哒鎮(zhèn)魅?，正面?zhèn)魅?，其?yōu)點傳動剛性較好傳動鏈短，其導軌釆用半包容結構，滑枕尺寸大，增強了滑枕的剛性，其缺點是熱量在滑枕正面大量聚集，導致滑枕反面和正面熱量不同使滑枕變形系數(shù)大。端面?zhèn)魅胗捎趥鲃觿傂圆睿沓叽缦鄬^小，導軌釆用全包容結構，傳動鏈過長，滑枕的結構剛性稍弱，但在滑枕端面獲得了大量的熱量，以致滑枕正反面溫度相差不大滑枕變形小。進給傳動熱源主要提供座標軸，如進給電機發(fā)熱或齒輪齒條傳動發(fā)熱和滾珠絲杠傳動發(fā)熱傳導到傳動部件，結果導致機床精度變差。所以機床布置間隔距離應大，不要對著陽光直射廠房建造時盡可能高，通風好以便空氣流動這樣機床的溫度才會均衡。對主軸部件發(fā)熱及主傳動的控制方法通常采用在加工前進行預熱通?；砗椭鬏S熱穩(wěn)定系數(shù)已相對穩(wěn)定再進行加工作業(yè)時可避免加工精度造成的影響?；蚴遣捎孟嗤瑴囟葯C油對主軸和傳動系統(tǒng)進行冷卻。伺服電機發(fā)熱一般用隔熱墊使熱源和電機隔離，還可以在機床和電機相連部位用冷卻方式控制。滾珠絲杠傳動發(fā)熱可以采用中空絲杠從中通入循環(huán)冷卻油，將絲杠溫度降低，保證進給軸驅動剛性好，使機床精度大幅提高?；蛘卟捎么笾睆綕L珠絲杠，熱容量增加，溫升減少便達到目的。數(shù)控銑床高效率、柔性化、高精度的迅速發(fā)展，因此數(shù)控銑床加工精度、可靠度、精度穩(wěn)定性的要求更高，如何減少機床動態(tài)、靜態(tài)的熱變形誤差一直是個難題。因加工過程中的絲杠、導軌床身、滾珠等誤差是影響幾何精度，因此補償方法和熱變形誤差分析的研究，有助于改善加工精度和產品質量。其原因在實際生產中是不能提供有效地環(huán)境如恒溫、無塵、恒濕等，這樣加工出來的產品誤差較大。歸咎其主要原由有被工裝、加工件、機床工作臺聯(lián)接件的結合面、夾具等不同運轉時在內、外熱源的作用發(fā)生了不同程度的變形。熱源隨著零部件不同成非線性變化。以及機床外面所處位置不同而使散熱條件有差異。數(shù)控銑床通常配備有變頻器、接觸器、大功率的變壓器等電器元件通常置于位于床身背后，一般機床長時間工作產生的熱量被人忽視以致產生的熱變形使加工零件造成誤差偏差大，使產品質量不合格。數(shù)控銑床發(fā)熱源出了這些還有液壓系統(tǒng)的發(fā)熱、動力源的能量損耗這些熱量一般不定隨輸出功率的大小而不斷變化屬非恒定熱源。運動副產生的摩擦熱要是指轉動副、螺旋副和移動副。移動副產生的磨擦較少,運動時速度很低,轉動副及其密封相對而言產生的熱也相對少，這樣旋轉軸和旋轉軸配合的箱體產生非線性的溫度場，以致旋轉軸傾斜和偏移。滾珠絲杠對于每節(jié)來說產生的熱源很少但是整個累積起來的熱誤差卻不可估量的。在數(shù)控銑床上加工熱零件時，通常粗、精加工幾乎在同一臺機床進行，粗加工時所產生的切削熱很大。怯薛時將機床產生的機械能通過切削轉化金屬材料變形所用的熱能。而傳輸?shù)臒崃糠峙浒凑账庸r條件而定。一般情況下在不加冷卻液切削時傳給工件的熱量按估計不到三分之一，大量熱源被切屑帶走，其中切屑飛落散布在機床和工作臺中，顯然這樣對機床的熱變形造成的影響很明顯了，機床一般通過太陽照射這樣機床光照時正面和反面出現(xiàn)的溫度差就會很明顯，進而引起機床熱變形產生導致周期性的變幅加工誤差。設備會隨著環(huán)境溫度、晝夜溫差和氣溫變化而變化?？諝饬鲃雍涂諝獾睦錈峤粨Q使被加工件和機床的溫度發(fā)生明顯變化，這樣影響是被加工件的尺寸精度、位置精度和機床的精度。而那些加工面多、定位面、加工周期長的工件，晝夜溫差相差很大所以得考慮可能會引起表面粗糙度誤差和幾何精度誤差。用統(tǒng)計數(shù)據(jù)方法通過分析可以補償熱變形誤差減少，并且控制熱變形誤差我們可以硬件的方法來實現(xiàn)如用加大冷卻液流量、加注潤滑油減小摩擦、較大的排風扇。熱誤差的補償是在不同條件下工況條件下熱誤差的模型實現(xiàn)的，而這種條件的選擇主要是看模型的合理性。因此我們必須收集大量的信息和數(shù)據(jù)分析建立模型探究溫度和熱誤差。 第二節(jié) 設計概述 設計內容： 1、主軸變速系統(tǒng)設計；2、主軸變速系統(tǒng)結構設計；3、主軸變速系統(tǒng)中傳動零件的設計計算。能熟練使用autoCAD軟件；能進行機械結構設計；運用材料力學知識進行機械零件的強度計算。 完成本設計的主要步驟為：1、資料收集；2、畢業(yè)設計開題、方案確定；4、設計計算；5、畢業(yè)設計中期檢查；6、三維建模及裝配；7、翻譯及論文設計計算；8、畢業(yè)答辯。 第二章 方案的設計 變速箱原理： 參考X62w立式萬能升降臺銑床，選擇額定功率為7.5kw，同步轉速為1450r/min，型號為Y132M-4電動機通過彈性聯(lián)軸器與Ⅰ軸相連。通過26:54的一對齒輪帶動Ⅱ軸，使Ⅱ軸獲得一種轉速，Ⅱ軸上三聯(lián)齒輪（齒數(shù)分別為19、22、16），可以沿軸向移動，分別與Ⅱ軸上的三個齒輪嚙合，以19:36、22:33、16：39的傳動比使Ⅲ軸得到三種轉速，Ⅳ軸上也有一個可軸向滑移的三聯(lián)齒輪與Ⅲ軸上的齒輪嚙合，以28:37、18:47、39:26的傳動比將運動傳給Ⅳ軸，這時Ⅳ軸就可以得到九種轉速。Ⅳ軸的右端還有一個雙聯(lián)齒輪與主軸（Ⅴ軸）上的齒輪嚙合，其傳動比為82:38、19:71.這樣主軸就獲得十八種不同的轉速。其傳動結構式為： 電動機—Ⅰ——Ⅱ——Ⅲ——Ⅳ——Ⅴ（主軸） 傳動系統(tǒng)圖如2-1，轉速表如2.1 方案一 方案二 方案三 圖2-1 傳動系統(tǒng)簡圖 圖2-2 臥式銑床主傳動系統(tǒng)轉速圖 1.計算各軸的最低轉速 2.選定參數(shù) 確定齒輪的傳動效率為：，滾動軸承的效率 3.計算各軸的輸入功率和各軸的最大轉矩： 輸入功率： 轉矩： 第三章 齒輪的設計 第一節(jié) 初選各齒輪齒數(shù) 參考臥式萬能升降臺銑床X6132，選定各齒輪齒數(shù)如表3-1： 表3-1 齒輪齒數(shù) Ⅰ、Ⅱ軸之間 Ⅱ、Ⅲ軸之間 Ⅲ、Ⅳ軸之間 Ⅳ、Ⅴ軸之間 第1對 第2對 第3對 第4對 第5對 第6對 第7對 第8對 第9對 注：如無其它標注，本章計算公式及計算參數(shù)均來自濮良貴、紀名剛主編的《機械設計》第八版，高等教育出版社，2010。 第二節(jié) 齒輪的設計計算 一、第一對齒輪的設計計算 1. 選定齒輪類型，精度等級，材料。 1） 直齒圓柱齒輪； 2） 臥式銑床為一般工作機器，速度不高，故選7級精度（GB10095—88）； 3） 材料選擇，由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr，調制處理，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼，調制處理，硬度為250HBS，二者材料硬度差為30HBS。 2. 按齒面接觸強度設計。 由設計計算公式（10-9a）進行計算，即 (1) 確定公式內各計算數(shù)值 1) 由試10-13計算應力循環(huán)次數(shù)，預設齒輪工作壽命15年（設每年工作300天），兩班制。 h /u=6.264/(54/26)=3.016h 2) 由圖10—19取接觸疲勞壽命系數(shù) 。 3) 計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為1﹪，安全系數(shù)S=1，由式(10—12)得 4) 試選載荷系數(shù) 5) 由表10-7選取齒寬系數(shù)=1.0。 6) 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 7) 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度；大齒輪的接觸疲勞強度極限。 （2）計算 1）試計算小齒輪分度圓直徑，代入中較小值 2）計算圓周速度 v= 3)計算齒寬b。 b=?=1×52.739=52.739mm 4)計算齒寬與齒高之比 齒高 h=2.252.25×2.028=4.56mm 模數(shù) 5)計算載荷系數(shù) 據(jù)v=4.31m/s，7級精度，查圖10-8查得動載荷系數(shù)； 查表10-2得使用系數(shù)； 查表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐費對稱布置時 由，查圖10-13得；故載荷系數(shù) 6)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（10-10a）得 7) 計算模數(shù)m 3. 按齒根彎曲強度校核 由式（10-5）彎曲強度設計公式為 （1）確定公式內各計算數(shù)值 1）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)0.85;0.88; 2）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限500MPa;大齒輪的彎曲強度極限380MPa； 3) 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得 4) 計算載荷系數(shù)K。 1×1.13×1×1.35=1.526 5）查取應力校正系數(shù) 查表10-5得 6) 查取齒形系數(shù) 查表10-5得 7)計算大小齒輪的并比較 得小齒輪的數(shù)值大 （2）計算 mm 圓整模數(shù)為標準值m=2，而 符合要求，齒輪既滿足了齒面接觸疲勞強度同時也滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。 4. 計算齒輪幾何尺寸 分度圓直徑 mm 中心距 a= 齒輪寬度 b= b=?=52mm 取 二、第二對齒輪的設計 1.選定齒輪類型，精度等級，材料。 1）選用直齒圓柱齒輪； 2）立式銑床為一般工作機器，選用7級精度（GB10095—88）； 3）材料選擇：由表10-1選擇小齒輪材料40Cr，大齒輪45鋼，調制—表面淬火，硬度48～55HRC 2.按齒根彎曲疲勞強度設計 由式（10-5）計算彎曲強度 （1）確定公式內計算數(shù)值 1）由試10-13計算應力循環(huán)次數(shù) /u=3.016/(39/16)=1.2369 2）查圖10-20d得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限620MPa 3）查圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)0.92；0.93； 4) 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，式（10-12） 5）查取應力校正系數(shù) 查表10-5得 6) 試選載荷系數(shù)K=1.3 7）由表10-7查得=0.8 查取齒形系數(shù) 由表10-5查得 8)計算大小齒輪的并加以比較。 得小齒輪的數(shù)值大。 （2）設計計算公式 2.4 為了滿足接觸強度要求，取m=2.5mm， 得 =m=616mm=40mm b= b=?=0.8*96mm=32mm 3.按齒面接觸疲勞強度校核。 1) 由式（10-8a）得 2)查表 10-6得到=189.8 3)齒數(shù)比 u=39/16=2.4375 4)189.8697.39MPa 5) 取彎曲疲勞壽命系數(shù)0.86 由圖10-21e取接觸疲勞強度極限MPa 取失效概率為1﹪，安全系數(shù)S=1，由式(10-12)得 ，所以滿足齒面接觸疲勞強度 5. 計算齒輪幾何尺寸 分度圓直徑 中心距 a= 齒輪寬度 取 6. 因為小齒輪齒數(shù)小于17，所以采用變位避免根切， 小齒輪采用正變位，大齒輪采用負變位，且 三、第二級多聯(lián)齒輪的計算 1. 多聯(lián)滑移齒輪需要滑移黏合，各齒輪的中心距都應該相等，所以第一個多聯(lián)滑移齒輪的模數(shù)為6mm.，由表10-7取=0.6 2. 多聯(lián)齒輪設計計算： （）齒輪計算： 分度圓直徑： 齒寬： 圓整為： 3. （）齒輪計算： 分度圓直徑： 齒寬： 圓整為： 4. 多聯(lián)齒輪強度的校核：這兩對齒輪的小齒輪齒數(shù)都比16大，都能滿足齒根彎曲強度和齒面接觸強度要求。 四、第三級傳動齒輪對的設計計算 1.選定齒輪類型，精度等級，材料。 1）直齒圓柱齒輪 2）7級精度。 3）大小齒輪均用40Cr，表面淬火，硬度為48~55HRC。 2. 因為選擇為硬齒面，所以初步按齒根彎曲疲勞強度設計齒輪傳動主要參數(shù)和尺寸 由式（10-5）計算彎曲疲勞強度 1）確定公式內計算數(shù)值 （1） 查圖得彎曲疲勞極限應力360Mpa （2） 由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) h /u=1.24/(47/18)=4.758h （3）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) （4）取安全系數(shù)S=1.4 == == （5）載荷系數(shù) （6）查表10-7得=0.2 （7）查表10-5取齒形系數(shù)，，，計算大小齒輪的，并比較其大小： ==0.01924 ==0.01596 小齒輪數(shù)值大。 2）模數(shù) 5.65 3）算齒輪傳動尺寸 （1） 查表10-2查得 V==1.53m/s （2） 查圖10-8查得動載系數(shù) （3）齒寬b==0.25.6518=20.34mm （4）齒寬與齒高之比 （5）表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪支撐不對稱。 （6） ，圖10-13得；故載荷系數(shù) （7） m=5.67mm 圓整m=6mm 4） 計算齒輪幾何尺寸： 中心距： 分度圓直徑： 齒寬： =108*0.2mm=21.6mm 圓整為b=25mm 取 3. 按齒面接觸疲勞強度校核： 式（10-8a）得 計算式中各參數(shù) 1）K、值同上， 2）齒數(shù)比u=47/18=2.61 3）查表10-6得彈性系數(shù) 4）失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，許用接觸應力可由式（10-12）得 = (1）查圖10-21d得接觸疲勞極限應為 (2) 查圖10-19取疲勞壽命系數(shù)1.0 = =637.46Mpa≦=1200Mpa 滿足齒面接觸疲勞強度。 五 、第三級多聯(lián)齒輪的計算 多聯(lián)滑移齒輪需要滑移黏合，各齒輪對的中心距都相等。 1. 多聯(lián)齒輪設計計算： 的計算： 分度圓直徑： ， 中心距： a==195mm. 齒寬： b==0.2168mm=33.6mm 圓整為： （）的計算： 分度圓直徑： ， 中心距： a==195mm. 齒寬： b= =0.2156mm=31.2mm 圓整為： 2. 多聯(lián)齒輪對的校核：這兩對齒輪的小齒輪都比16大，都能滿足彎曲強度和接觸強度。 六、第四級傳動齒輪對的設計計算 1.選定齒輪類型，精度等級，材料 1）直齒圓柱齒輪； 2）7級精度； 3）大小齒輪均用40Cr，調質后表面淬火，硬度為48~55HRC； 2.硬齒面，初步決定按齒根彎曲疲勞強度設計齒輪傳動主要參數(shù)和尺寸 式（10-5）得 彎曲強度設計公式 1）確定公式內計算數(shù)值 (1) 查圖得360Mpa (2) 試（10-13）計算應力循環(huán)次數(shù) h /u=4.739/(71/19)=1.2682h (3)查圖10-18彎曲疲勞壽命系數(shù) (4)取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 == == (5)載荷系數(shù) (6)查表10-7得=0.4 (7)查表10-5取齒形系數(shù)，，，計算大小齒輪的，比較： ==0.0186 ==0.0164 小齒輪數(shù)值大。 2)算模數(shù) =5.756mm 3)算傳動尺寸 (1)查表10-2得使用系數(shù) V===0.628m/s (2) 查圖10-8得動載系數(shù) (3) 算齒寬b==0.45.75619=43.75mm (4) 算齒寬與齒高之比 (5) 查表10-4用插值法查，7級精度，小齒輪相對支撐不對稱布置時。 (6) ，，查圖10-13得，載荷系數(shù) (7)對修正m=5.53mm 圓整m=6mm 4) 計算齒輪幾何尺寸 中心距： 分度圓直徑： 齒寬： =114*0.4mm=45.6mm 圓整b=45mm 取 3.按齒面接觸疲勞強度校核： 式（10-8a）得 就散式中各參數(shù) 1）K、值一樣 2）計算齒數(shù)比u=71/19=3.74 3）查表10-6得彈性系數(shù) 4）失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1，許用接觸應力由式（10-12）得 = （1）查圖10-21e得接觸疲勞極限應為： （2）查圖10-19取疲勞壽命系數(shù)1.0 = =799.44Mpa≦=11 00Mpa 滿足齒面接觸疲勞強度。 七、 第四級多聯(lián)齒輪的計算 多聯(lián)滑移齒輪需要滑移黏合，各齒輪對的中心距都相等，故對齒輪 對和有 1）多聯(lián)齒輪的設計計算： 的計算： 分度圓直徑： ， 中心距： a==360mm. 齒寬： b==0.4228mm=91.2mm 圓整為： 2）多聯(lián)齒輪對的校核：這兩對齒輪的小齒輪都比16大，都能滿足彎曲強度和接觸強度。 本 章 附 錄 附表3-1 各齒輪參數(shù)表 編號 齒數(shù) 材料 熱處理 硬度 模數(shù)(mm) 分度圓直徑(mm) 中心距(mm) 齒寬(mm) 1 26 40Cr 調質后表面淬火 280HBS 2.5 65 100 70 54 45鋼 調質后表面淬火 240HBS 135 65 2 22 40Cr 調質后表面淬火 48~55HRC 6 132 165 80 33 40Cr 調質后表面淬火 48~55HRC 198 75 3 19 40Cr 調質后表面淬火 48~55HRC 6 114 165 69 36 40Cr 調質后表面淬火 48~55HRC 216 64 4 16 40Cr 調質后表面淬火 48~55HRC 6 96 165 44 39 45鋼 調質后表面淬火 48~55HRC 234 39 5 26 40Cr 調質后表面淬火 48~55HRC 6 156 195 53 39 40Cr 調質后表面淬火 48~55HRC 234 48 6 28 40Cr 調質后表面淬火 48~55HRC 6 168 195 32 37 40Cr 調質后表面淬火 48~55HRC 222 37 7 18 40Cr 調質后表面淬火 48~55HRC 6 108 195 27 47 40Cr 調質后表面淬火 48~55HRC 282 22 8 38 40Cr 調質后表面淬火 48~55HRC 4.5 171 270 74 82 40Cr 調質后表面淬火 48~55HRC 369 69 9 19 40Cr 調質后表面淬火 48~55HRC 6 114 270 51 71 40Cr 調質后表面淬火 48~55HRC 426 46 第四章 各軸的設計計算 本章節(jié)中計算公式及計算參數(shù)如無特別說明則均來自濮良貴、紀名剛主編的《機械設計》[M]。北京：高等教育出版社，2008與吳宗澤編?！稒C械設計課程設計手冊（第三版）》[M].北京：高等教育出版社，2007。 第一節(jié) 初步確定各軸的最小軸徑 1、 軸Ⅰ 軸材料為45鋼，調質處理，據(jù)表15-3，取=112。得： 2、 軸Ⅱ 軸材料為45鋼，調質處理，據(jù)表15-3，取=112，得： 3、 軸Ⅲ 軸材料為45鋼，調質處理，據(jù)表15-3，取=112，得： 4、 軸Ⅳ 軸材料為40Cr，調質處理，據(jù)表15-3，取=104，得： 5、 軸Ⅴ 軸材料為40Cr，調質處理，據(jù)表15-3，取=97，得： 第二節(jié) 各軸的強度校核 1、 軸Ⅰ載荷分析 ①受力分析： ②水平面受力、彎矩： N ③垂直面受力、彎矩： ④彎矩合成： ⑤扭矩： （2）彎扭合成強度條件校核軸的危險面 通常由彎矩所產生的彎曲應力對稱循環(huán)變應力，而扭矩所產生的扭轉切應力則常不是對稱循環(huán)變應力?？紤]兩者循環(huán)特性的不同，引入。扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力時，取。 ： 軸材料為45鋼調質，(安全系數(shù)為4)，故安全。 2 .軸Ⅱ的計算 （1）軸上載荷 ①軸受力分析 ②水平面受力、彎矩： ③垂直面受力、彎矩： ④彎矩合成： ⑤扭矩： （2）彎扭合成強度條件校核軸的危險面C 得 軸材料為45鋼調質，(安全系數(shù)為2)，安全。兩個位置的載荷比中位小，安全。 2、 軸Ⅲ的計算 （1）軸上載荷 ①軸受力分析： ②水平面受力、彎矩： ③垂直面受力、彎矩： ④彎矩合成： ⑤扭矩： （2）彎扭合成強度條件校核軸的危險面B 得 軸材料為45鋼調質，(安全系數(shù)為1.6)，安全。 3.軸Ⅳ的分析同上，經驗證也滿足強度要求。 4.軸Ⅴ的計算 （1）軸上載荷 ①軸受力分析： ②水平面受力、彎矩： ③垂直面受力、彎矩： ④彎矩合成： ⑤扭矩： （2）彎扭合成強度條件校核軸的危險面B 得 軸材料為45鋼調質，(安全系數(shù)為1.6)，安全。 第五章 軸承的壽命計算 機床預定壽命 1、軸Ⅰ初選擇滾動軸承6307 由《機械設計課程設計手冊（第3版）》表6-1知 軸承6307的基本額定靜載荷，基本額定動載荷,軸承預期壽命為。 由表13-5知X=1，Y=0。據(jù)《機械設計》表13-6，載荷系數(shù)。 當量動載荷 軸承壽命 所以選6307軸承可滿足要求。 2、軸Ⅱ初選滾動軸承6006 《機械設計課程設計手冊（第3版）》表6-1知 軸承6006的基本額定靜載荷，基本額定動載荷為,軸承預期壽命為。 由《機械設計》表13-5知X=1，Y=0。據(jù)《機械設計》表13-6，取載荷系數(shù)為。 則： 當量動載荷為 軸承壽命為 所以選6006軸承不符合壽命要求，故選軸承為滾動軸承6206，計算軸承壽命。 查《機械設計課程設計手冊（第3版）》表6-1中知對于軸承6206基本額定靜載荷，基本額定動載荷為,軸承預期壽命為。 軸承壽命為 用6206軸承可以滿足要求。 3、軸Ⅲ初選滾動軸承6008 《機械設計課程設計手冊（第3版）》表6-1中知 軸承6008的基本額定靜載荷，基本額定動載荷為,軸承的預期壽命。 軸Ⅲ的軸向載荷很小，由《機械設計》表13-5知X=1，Y=0?！稒C械設計》表13-6，取載荷系數(shù)。 則： 當量動載荷為 軸承壽命為 選6008軸承不符合壽命要求，改選軸承為軸承6208，重新計算軸承壽命。 《機械設計課程設計手冊（第3版）》表6-1知 軸承6307的基本額定靜載荷，基本額定動載荷,軸承的預期壽命為。 軸承壽命為 用軸承6307可以滿足要求。 4、軸Ⅲ右端滾動軸承6007壽命計算 《機械設計課程設計手冊（第3版）》表6-1知 軸承6007的基本額定靜載荷，基本額定動載荷為,軸承的預期壽命。 由《機械設計》表13-5知X=1，Y=0。《機械設計》表13-6，取載荷系數(shù)。 則： 當量動載荷 軸承壽命為 用6007軸承不符合壽命要求，選軸承為軸承6307，重新計算軸承壽命。 《機械設計課程設計手冊（第3版）》表6-1中知對于軸承6307的基本額定靜載荷，基本額定動載荷,軸承的預期壽命為。 軸承壽命 所以選軸承6307可以滿足要求。 5、 軸Ⅳ左端滾動軸承6009壽命計算 《機械設計課程設計手冊（第3版）》表6-1中知 軸承6009的基本額定靜載荷，基本額定動載荷,軸承期壽命為。 故由《機械設計》表13-5知X=1，Y=0。據(jù)《機械設計》表13-6，取載荷系數(shù)。 則： 當量動載荷為 軸承壽命為 所以選軸承6009可以滿足要求。 6、 軸Ⅳ右端滾動軸承6009壽命計算 《機械設計課程設計手冊（第3版）》表6-1中知 軸承6009基本額定靜載荷，基本額定動載荷為,軸承的預期壽命。 故《機械設計》表13-5知X=1，Y=0。據(jù)《機械設計》表13-6，載荷系數(shù)。 當量動載荷為 軸承壽命為 所以選用6009軸承不符合壽命要求，故改選軸承為軸承N409E，并重新計算軸承壽命。 《機械設計課程設計手冊（第3版）》表6-2中知 軸承N409E的基本額定靜載荷，基本額定動載荷,軸承的預期壽命為。 軸承壽命 所以選軸承N409E可以滿足要求。 7、 軸Ⅵ左端的滾動軸承7013C的壽命計算 《機械設計課程設計手冊（第3版）》表6-6中知 軸承7013C的基本額定靜載荷，基本額定動載荷,軸承的預期壽命為。 由于，，故由《機械設計》表13-5知X=1，Y=0。據(jù)《機械設計》表13-6，取載荷系數(shù)。 則： 當量動載荷 軸承壽命 所以選用7013C軸承不符合壽命要求，故改選軸承為軸承7313C，并重新計算軸承壽命。 查《機械設計課程設計手冊（第3版）》表6-6中知 軸承7313C的基本額定靜載荷，基本額定動載荷,軸承的預期壽命為。 軸承壽命 所以選用軸承7313C可以滿足要求。 8、 軸Ⅵ右端的滾動軸承6014的壽命計算 查《機械設計課程設計手冊（第3版）》表6-1中知 軸承6014的基本額定靜載荷，基本額定動載荷,軸承的預期壽命為。 由于，，故由《機械設計》表13-5知X=1，Y=0。據(jù)《機械設計》表13-6，取載荷系數(shù)。 則： 當量動載荷 軸承壽命 所以選用6014軸承不符合壽命要求，故改選軸承為軸承6308，并重新計算軸承壽命。 查《機械設計課程設計手冊（第3版）》表6-2中知 軸6308的基本額定靜載荷，基本額定動載荷,軸承的預期壽命為。 軸承壽命 所以選用軸承6308可以滿足要求。 第六章 操縱機構的設計 注：該部分的資料參考資料《銑工實用技術手冊》——江蘇科學技術出版社 操縱機構是屬于控制系統(tǒng)，功能為控制機床各部件工作運動的啟動、停止、變速、換向以及輔助運動等，如轉位、定位、送料、夾緊等。對于操縱機構要求是：靈活省力、操縱方便、安全可靠，可靠的定位，相互關聯(lián)的操縱動作應該互鎖。變速操縱機構主要分為分散式、集中式和預選式等3種。分散操縱機構：一般須操縱多個操作件（手柄或按鈕）才能完成變速過程。集中式操縱機構由一個或兩個操作件完成變速過程，操作方便，結構較復雜。預選式操縱機構可以在機床工作中預先選擇下一工序所需的轉速，轉入下一工序時操縱一個操作件即可實現(xiàn)變速，縮短了輔助時間，結構復雜。 為使操縱方便，本次設計采用集中式操縱機構，采用孔盤變速。其結構示意圖如圖6-1，主要由孔盤6；齒輪-齒條軸7、8、9和撥叉10（共三組，圖中只畫出了一組）；手柄和選速盤1等組成。 圖6-1 銑床孔盤變速操縱機構 1.選速盤 2.齒塊 3.齒條 4.手柄 5.杠桿 6.孔盤 7、9.齒條軸 8.齒輪 10.拔叉 1、 變速操作順序 （1）把手柄4向下壓，使手柄上是榫塊自槽中滑出，然后向順時針方向轉手柄，使榫塊落到第二糟內為止。 （2）轉動速選盤1，把所需的轉速數(shù)字對準箭頭。 （3）把手柄推回原來的位置，使榫塊落入槽內（榫塊使手柄4定位，也同時使孔盤獲得軸向定位） 2、工作原理 孔盤集中變速操縱機構的工作原理可從圖6.1中看出。三聯(lián)滑移齒輪在Ⅳ軸上有左、中、右三個位置（相應于圖中的b、c、d）使之與Ⅲ軸上的三個固定齒輪分別嚙合。撥叉10固定在齒條9的左端，齒條7和9的右端有直徑大小不同的A、B兩段。 孔盤6不同直徑的圓周上，鉆有一系列按規(guī)律分布的大孔和小孔，孔的大小與齒條軸右端A、B段的直徑相同，即A段可插入小孔中，B段可插入大孔中?？妆P6可在手柄4的操縱下軸向移動，當它脫離齒條軸后（即移到最右位置），還可在速選盤1的操縱下移動。 如圖6-2為孔盤控制其中一個三聯(lián)滑移齒輪的變速過程。當處于工作位置Ⅰ時，孔盤將拔叉推到左邊位置。從工作位置Ⅰ變到工作位置Ⅱ時，先使孔盤向右退離齒條軸1和1′，然后轉動孔盤，進行選擇，再將孔盤推向左邊，這時一對齒條軸右端小軸均從孔盤中通過，把滑移齒輪推到中間位置。同理，在工作位置Ⅲ時，下面齒條軸被孔盤推向左邊，上面齒條軸右端直徑較大的軸段從孔盤中的大孔中通過，使拔叉帶動滑移齒輪移動至右面位置。孔盤同時控制三個拔叉， 圖6-2 孔盤工作原理 分別拔動一個雙聯(lián)滑移齒輪和兩個三聯(lián)滑移齒輪，可變換18種轉速。 圖6-3表示孔盤上孔的分布?？刂迫?lián)滑移齒輪轉的孔以大孔、小孔、無孔三種狀態(tài)按一定的變速要求排列；控制雙聯(lián)滑移齒輪的孔以有孔、無孔兩種狀態(tài)排列。一個孔盤控制幾個滑移齒輪，孔盤上就應有幾套各自規(guī)律排列的孔。 圖6-3 孔盤上孔的分布 3、孔盤的設計 1）孔的大小排列。根據(jù)傳動系統(tǒng)圖和轉速圖所確定的在各級轉速下三個滑移齒輪的嚙合位置，可列出孔盤上的孔有無、大小和排列順序，見表5.1 表中A、B分別代表兩個三聯(lián)滑移齒輪，C代表雙聯(lián)滑移齒輪。1、1`、2、2`、3、3`表示三根帶拔叉的齒條軸。、、×分別表示孔盤上的小孔、大孔和無孔。 表5.1 孔盤上孔的的排列 轉速 滑移齒輪 A 1 × × × × × × 1 × × × × × × B 2 × × × × × × 2 C 3 × 3 × 2）孔的位置和尺寸 孔盤上控制相鄰兩轉速的孔位間夾角為360°/18=20°，控制一對齒輪條的孔排在同一直徑的圓周上，也可以排在不同直徑的圓周上，須視齒條軸的位置和孔盤的結構而定。本例控制齒條軸1和1`的孔位共36個，都在外圍上控制齒條軸2和2`的孔位也是36個分別布置在第二圈和第三圈上：控制齒條軸3和3`的孔只有有孔和無孔兩種狀態(tài)，共需18個孔位，且每隔9級才變換一次，因此布置在孔盤內圈上，以凸起的半圈代替連續(xù)無孔，不凸起的半圈代替連續(xù)有孔。 一般可取大孔直徑=12mm，小孔直徑=（6~8）mm，孔與孔之間的最小圓周壁厚=（0.5~1）mm. 3)其它尺寸，孔盤厚度可取5mm，外徑?。?50~160）mm,齒條軸的安裝位置應根據(jù)結構布置來確定 致謝 此時我最想說的應該是我的指導老師馮建軍教授，感謝他一直以來對我細心指導。他對我是多么認真負責帶著我們修改論文和圖紙，和藹親切的教我們不懂的地方每周還給我們安排任務，工作時孜孜不倦廢寢忘食，從開學帶著我們逐步深入如何搞畢業(yè)設計起，每周都會定期檢查我的畢業(yè)論文，在搞論文中遇到很多如論文格式、如何排版、軟件應用、專業(yè)知識、圖的相關要求、以及圖的結構不合理等等問題，得到老師一步一步的教導和說明，讓這些問題迎刃而解，我不得不佩服老師對學生認真負責的態(tài)度以及他本身淵博的知識，嚴謹?shù)墓ぷ髯黠L，以及無私的幫助。他的這些讓我很受震撼，在以后工作中我應該以馮老師為榜樣，對此我再一次表示深深地敬佩和感謝！ 最后，誠摯的感謝所有的老師抽出時間來參加我們的畢業(yè)答辯。 參考文獻 [1]濮良貴.紀名剛.機械設計[M].8版.北京：高等教育出版社，2008. [2] 吳宗澤.機械設計課程設計手冊[M].3版.北京：高等教育出版社，2007. [3] 黃冰.銑工銑工工藝學[M].4版.北京：機械工業(yè)出版社，2003. [4] 現(xiàn)代實用機床設計手冊編委會.現(xiàn)代實用機床設計手冊[M].北京：機械工業(yè)出版社，2006. [5] 孫桓、陳作模、葛文杰編.《機械原理》[M].北京：高等教育出版社，2006.5 [6] 朱孝錄主編.《機械傳動設計手冊》[M].北京：電子工業(yè)出版社2007.7 [7] 成大先主編.《機械設計手冊 單行本 軸及聯(lián)軸器》[M].北京：化學工業(yè)出版社2004.1 [8] 李云主編.《機械制造及設備指導手冊》[M].北京：機械工業(yè)出版社,1997.8 [9] 詹立新，基于單片機萬能銑床自動滾齒系統(tǒng)設計[J].機電電器期刊，2008,3(45):45,48. [10] 胡占齊，崔云起，李玉昆. 基于通用五坐標數(shù)控銑床的球形滾刀鏟齒加工[J].哈爾濱功臣大學學報，2009，9(30):1047,1050. [11] 趙潔，侯永亮. X62W銑床數(shù)控化改造———步進電動機的選擇[J].機電產品開發(fā)與創(chuàng)新，2010，3(23):184,185. [12] 陳學東，王華. 大型數(shù)控龍門鏜銑床精度熱穩(wěn)定性控制探析[J].裝備制造技術期刊，2011，8(160):160,168. [13] 李愛民，毛杰，楊安.V600數(shù)控銑床熱變形誤差分析及補償探究[J].中國科技信息期刊，2013，9(54): 111,119. 42