1、第1章 緒論1.1 綜合課程設計的目的綜合課程設計II是機械設計制造及自動化專業極其重要的實踐性教學環節。其目的是在相關先修課程學習后，進行機械結構設計綜合訓練，使學生掌握機械系統分析和設計的基本步驟和方法，培養和鍛煉學生綜合運用所學知識解決實際工程問題的能力。也為學習后續專業課奠定基礎。1.2 金屬切削機床在國內外發展趨勢機床作為加工的母機，總是要保證和提高加工質量和生產率，隨著科技的不斷進步，各種機床也相應地不斷發展與更新，如性能參數的提高、功能的擴大、切削功率的加大，自動化程度的提高，機床動態性能的不斷改善，加工精度的不斷提高，基礎元件的不斷創新，控制系統的更新等等。我國機床工業的發展趨

2、勢：根據機床工具工業局對振興我國機床工業的設想，要在以后相當長時期內限制和壓縮落后機床的生產，要化大力氣發展高性能、高效率、高水平的適合國民經濟需要的“高檔”產品，改善機床品種的構成比。重點發展機、電、儀結合的產品。注意在沖壓、電加工、激光、等離子加工中應用數控技術。國外機床工業的發展，特別講究機床的精度、效率，講究機床制造工藝技術水平，試驗分析與理論研究。從七十年代以來，國外已普遍推廣使用數控機床。日本和美國已建成柔性自動化生產車間和柔性自動化工廠，整個機床制造的技術水平和自動檢測控制技術已有大幅度提高。1.3 設計任務和進度安排1.3.1 設計任務書設計內容見表1-1表 1-1設計任務題目

3、公比級數功率工作臺面積臥式升降臺銑床主傳動系統設計1.3.2 進度安排進度安排見表2-2表 1-2進度安排第一周第二周第三周星期123、4、5123、4、512、3、45準備初算開題展開草圖截面草圖驗算加粗論文報告答辯圖版手冊指導書圖冊等齒輪和軸的布置完成項目總結報告教師下達任務書第2章 運動設計2.1 確定轉速范圍結構方案確定2.1.1 確定極限轉速由設計任務書，電機額定功率，銑床最低轉速，級數，公比。則轉速調整范圍（2-1）其中：轉速調整范圍；轉速公比；傳動級數。可以得到，主軸的極限轉速（2-2）其中：轉速調整范圍；最低轉速 。可以得到，2.1.2 確定公比由參考文獻1表3-6可知主軸實際

4、最大轉速。主軸的轉速數列為26.5，33.5，42.5，53，67，85，106，132，170，212，265，335，425，530，670，850，1060。2.1.3 確定主軸轉速級數由參考文獻1式（3-2）得，轉速級數（2-3）其中：轉速調整范圍；轉速公比。可以得到，2.1.4 確定結構網或結構式因兩軸間變速組的傳動副數多采用2或3，在設計簡單變速系統時，變速級數應選擇的形式，均為正整數，即選用三聯齒輪和兩聯齒輪進行變速。由參考文獻1，主變速傳動系設計的一般原則是：傳動副前多后少原則，傳動順序與擴大順序相一致原則和變速組降速前慢后快原則，確定變速結構式如下：其最末擴大組的調速范圍，設

5、計機床主變速傳動系時，為避免從動齒輪尺寸過大而增加箱體的徑向尺寸，一般限制降速最小傳動比為避免擴大傳動誤差，減少振動噪聲，一般限制直齒圓柱齒輪的最大升速比，由于銑床箱體尺寸較大，可選擇最末擴大組的最小降速比，最大升速比.58。2.2 轉速圖2.2.1 選用電動機由參考文獻2表15.1，選用Y系列封閉自扇冷式鼠籠式三相異步電動機，機型號。其級數，同步轉速，滿載轉速。2.2.2 分配總降速傳動比總的降速傳動比比較大，增加定比傳動副，然后將總的降速傳動比根據“先緩后急”原則，確定各變速組最小傳動比。2.2.3 確定傳動軸的軸數傳動軸數變速組數定比傳動副數。2.2.4 繪制轉速圖轉速圖見圖2-1圖 2

6、-1轉速圖2.3 傳動系統圖2.3.1 應該注意的問題1. 因為零件的參數尚未確定，一般根據轉速圖，先按傳動副的傳動比擬定一個主傳動系統草圖。待裝配圖完成后再修改草圖為證實系統傳動圖，傳動軸上的出路軸向位置大致展開圖相對應，畫出軸承符號，標上軸號，齒輪齒數及模數，皮帶輪直徑，電動機型號，功率和轉速。2. 要有利降低齒輪變速箱的噪聲（1）主軸高轉速范圍的傳動比排列，可采用先降速后升速的傳動，使總轉速和減小，以期降低噪聲。這種高速傳動采用先降后升，可使同一變速組的傳動比有升速有降速，有利于減小齒數和，齒輪線速度及中心距。（2）主軸高速傳動時，應縮短傳動鏈，以減小傳動副數。（3）不采用噪聲大的錐齒輪

7、傳動副。（4）前邊的變速組中的降速傳動比不宜采用極限值，以避免增加徑向尺寸。最末變速組中可采用最小傳動比，特別是銑床以增加主軸的飛輪效應。2.3.2 確定變速組齒輪傳動副的齒數由傳動結構式可知，變速組有3個傳動副，其傳動比分別是。傳動比小于1時取其倒數，由參考文獻1表3-9，在變速組中，可以得到， 取。在變速組中，可以得到， 取。在變速組中，可以得到， 取。一般變速組內所有齒輪的模數相同，并是標準齒輪，因而三對傳動副的齒數和應該是相同的。中型機床一般取，由此可以確定各傳動之間的齒數。基本組第一擴大組 第二擴大組 初選的齒輪齒數和應在后面進行限制的討論和驗證。由此，初步確定了各變速組及定比傳動的

8、齒輪齒數，可以得到詳細的轉速圖見圖2-2 圖 2-2詳細轉速圖2.3.2 核算主軸轉速誤差齒輪齒數確定后，株洲的各級實際轉速即確定，實際傳動比所造成的主軸轉速誤差，應滿足：（2-4）其中：轉速公比.可以得到， ， ， 誤差分析結果見表2-1標號誤差結論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主軸轉速誤差2.3.3 各軸的計算轉速各軸的計算轉速見表2-2軸序號計算轉速表 2-2各軸計算轉速2.3.4 繪制傳動系統圖傳動系統圖見圖2-3圖 2-3傳動系統圖第3章 傳動件初步算3.1 主軸及傳動軸軸頸3.1傳動軸直徑初定由參考文獻3，按扭轉剛度估算軸的直徑（3-1）其中：傳動軸直徑；該

10、軸傳遞的功率；該軸的計算轉矩；該軸每米長度允許扭轉角，取0.8。由表2-2可知各軸的計算轉速，本次計算中，各州傳遞功率為點擊功率與傳遞過程中的效率的乘積，效率值可由參考文獻2表9.1確定，可以得到，O軸取I軸取；II軸取；III軸取。3.2主軸軸頸直徑的確定主軸材料選用45鋼，調質到220250HB。在端部錐孔，定心軸頸或定心錐面等部位，采用高頻淬火至5055HRC。由參考文獻1表5.7，功率為的臥式升降臺銑床選用前軸頸直徑，取。后軸頸為前軸頸的，即為。為了選用軸承的方便，由參考文獻2軸承型號，主軸中部與圓錐滾子軸承配合處軸頸直徑取，為使主軸緩慢過度，主軸后部與深溝球軸承配合處軸頸直徑取。3.

11、2 齒輪模數3.2.1初算齒輪模數一般同一變速組中的齒輪取同一模數，選擇各組負荷最重的小齒輪，由參考文獻3，其計算得到的齒輪模數（3-2）其中：按接觸疲勞強度計算的齒輪模數；驅動電機的功率；齒輪的計算轉速；大齒輪齒數與小齒輪齒數之比，外嚙合取“”號，內嚙合取“”號；小齒輪的齒數；齒寬系數，（為齒寬，為模數），一般為，此處均選用；許用接觸應力，由參考文獻5表13-16，齒輪材料選用，高頻淬火，可得。可以得到，基本組按標準模數表取；第一擴大組按標準模數表取；第二擴大組按標準模數表取。由于取齒輪厚度系數6，則由公式可得各齒輪厚度。3.2.2對各種限制的討論對于第二擴大組變速組，由于主軸軸徑是由標準查

12、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2，軸上的小齒輪還要考慮到齒根和到它的鍵槽深處的最小尺寸應大于基圓齒厚，以防斷裂，即其最小齒數應滿足：（3-3）其中：齒輪花鍵孔的外徑，單鍵槽的取孔中心至鍵槽底的尺寸兩倍；齒輪模數。對于第二擴大組，在主軸上，選用單鍵槽，查得，若，則，小于已確定的最小齒數，在主軸上該模數滿足要求。考慮到花鍵滑動與定位較容易，除主軸和電機軸外，其余軸均選用花鍵連接。第二擴大組在軸上的最小齒輪齒數，選用花鍵，將代入，若，則，在軸上該模數滿足要求。故第二擴大組的模數取。對于第一擴大組，在軸上的最小齒輪齒數，選用花鍵，將代入，若，則，在軸上該模數滿足要

13、求。第一擴大組在軸上的最小齒輪齒數，若，則，在軸上該模數滿足要求。故第一擴大組的模數取。 對于基本組，基本組在軸上的最小齒輪齒數，若，則 ，在軸上該模數滿足要求。基本組在軸上的最小齒輪齒數，選用花鍵，將代入，若，則，在軸上該模數滿足要求。故基本組的模數取。 對于電機軸上的齒輪配合，選單鍵槽，查得。若，則，在電機軸上該模數滿足要求。故電機軸的模數取。 3.2.3其余驗證機床主傳動系統齒數，所有齒輪均滿足此條件。機床主傳動的最小極限傳動比為，中型機床的最大齒數和，以上設計均滿足條件。第4章 結構設計4.1 展開圖設計4.1.1 齒輪布置主傳動系統采用集中傳動方式，將全

14、部傳動和變速機構集中在同一個主軸箱內，結構緊湊，便于實現集中操縱，安裝調整方便。電機軸與電動機采用彈性柱銷聯軸器連接，可一定程度降低定心精度要求，隔離電機震動。見圖4-1。圖 4-1齒輪布置4.1.2 主軸組件設計圓錐滾子軸承能同時承受徑向和軸向載荷，成對使用具有軸承數量少、支撐結構簡單、軸承間隙調整方便的特點。主軸采用單列圓錐滾子軸承的前中支承為主端深溝球軸承的尾端支承為輔的三支撐結構。用中支撐左側的螺母同時調整前中兩個軸承的間隙，見圖4-2。圖 4-2主軸結構圖4.2 截面圖及軸的空間布置由于滑移齒輪軸心離箱體壁距離較大，且滑移行程較長，故采用撥叉沿導向桿滑動來操縱滑移齒輪。擺動撥叉通過滑

15、塊與滑動撥叉尾端的槽接觸，滑塊做圓弧運動轉化為撥叉的滑動，實現滑移。使用鋼球彈簧作為定位的手柄座可以使操作桿撥動到指定位置即停下并鎖緊，方便工人操作。圖4-3 截面圖第5章 零件驗算5.1 主軸剛度5.1.1 主軸結構圖 5-1主軸結構示意圖5.1.2 主軸支撐跨距的確定前端懸伸量：主軸前端的懸伸長度，即從主軸外側前支撐中點（滾錐軸承及向心推力軸承則是接觸角法線與軸線的交點處）到主軸前端的距離。這里選定。一般最佳跨距，考慮到結構以及支承剛度會因磨損而不斷降低，應取跨距比最佳支承跨距 大一些，一般是的倍，再綜合考慮結構的需要，本設計取。5.1.3 最大切削合力的確定最大圓周切削力須按主軸輸出全功

16、率和最大扭矩確定（5-1）其中：電動機額定功率()，；主傳動系統的總效率，為各傳動副、軸承的效率，總效率。由前文計算結果， 。取；主軸的計算轉速，由前文計算結果，主軸的計算轉速為；計算直徑，對于臥式銑床，為最大端銑刀計算直徑，對于工作臺面積為的臥式銑床,其端銑刀的計算直徑及寬度分別為，。可以得到，驗算主軸組件剛度時，須求出作用在垂直于主軸軸線的平面內的最大切削合力。對于臥式升降臺銑床的銑削力，一般按端銑計算。不妨假設本銑床進給系統的末端傳動副有消隙機構，應采用不對稱順銑，則各切削分力、同的比值可大致認為；。則，即與水平面成角，在水平面的投影與成角。5.1.4 切削力作用點的確定設切削力的作用點

17、到主軸前支撐的距離為 （5-2）其中：主軸前端的懸伸長度，；對于普通升降臺銑床。可以得到，5.1.5 齒輪驅動力的確定齒輪傳動軸受輸入扭矩的齒輪驅動力的作用而產生彎曲變形，當齒輪為直齒圓柱齒輪時，其嚙合角，齒面摩擦角時，其彎曲載荷（5-3）其中：齒輪傳遞的全功率()，取；該齒輪的模數、齒數；該傳動軸的計算工況轉速。可以得到，5.1.6 變形量允許值的確定變形量允許值：對普通機床前端撓度的允許值，目前廣泛使用的經驗數據（5-4）其中：主軸兩支撐間的距離，。可以得到，5.1.7 主軸組件的靜剛度驗算圖 5-2主軸組件縱向視圖力的分布圖 5-3主軸組件橫向視圖力的分布選定如圖的直角坐標系，求各力同時

18、作用下，前后軸承負荷的大小及其方向角，并判定象限。建立方程組計算主軸前后支撐處的支反力。的方向：的方向：在點的水平投影：在點的垂直投影：可以得到，即，方向與軸正方向夾角。，方向與軸正方向夾角。前后軸承的負荷大小與支反力大小相同，方向相反。故前后軸承的負荷為：，方向與軸正方向夾角。，方向與軸正方向夾角。按軸承的合成負荷，計算軸承的彈性位移。滾動軸承的徑向剛度是支承剛度的主要部分，支承剛度還包括軸承環與軸頸及箱體孔的配合表面間的接觸剛度。預緊的滾動軸承可以提高剛度。計算時可以忽略軸承環與軸頸以及箱體孔之間的接觸剛度。僅以滾動軸承的游隙為零時，承受徑向載荷來計算軸承的徑向剛度，圓錐滾子軸承的徑向剛度

19、（5-5）其中：滾動體列數；每列中滾動體數；滾子有效長度；軸承的徑向負荷；軸承的接觸角。可以得到，前后支承軸承的彈性位移，分別計算各作用力對彈性主軸前端點產生的撓度。由簡單載荷下簡支軸的變形公式，軸自身變形引起的軸點撓度公式（5-6） （5-7） 其中：載荷力；材料的彈性模量，鋼的；分別為軸的的抗彎慣性矩 （5-8）可以得到，可以得到，共同作用下，點的撓度分解將軸承的彈性位移分解為直角坐標分量，并計算它對主軸前端點產生的相應撓度值。點：點：在水平面（方向）點產生的撓度：在垂直面（方向）點產生的撓度：可以得到，將主軸組件前端c 點在直角坐標上的各分量進行代數疊加后，再合成綜合撓度值并計算其方向角

20、。分量：合成：方向角：由綜合撓度，可見，故主軸通過校核。5.2 傳動軸剛度5.1.1 齒輪驅動力的確定齒輪傳動軸同時受輸入扭矩的齒輪驅動力和輸出扭矩的齒輪驅動阻力的作用而產生彎曲變形，當齒輪為直齒圓柱齒輪，其嚙合角，齒面摩擦角時，其彎曲載荷（5-9）其中：該齒輪傳遞的全功率，取； 該齒輪的模數和齒數； 該傳動軸的計算工況轉速； 該軸輸入扭矩的齒輪計算轉速； 該軸輸出扭矩的齒輪計算轉速。由于軸II上有三種不同的驅動力和三種不同的驅動阻力，故驅動力具體的計算結果在下文討論。5.1.2 變形量允許值的確定齒輪傳動軸的抗彎剛度驗算，包括軸的最大撓度，滾動軸承處及齒輪安裝處的傾角驗算。其值均應小于允許變

21、形量及，允許變形量可由參考文獻4查得。由參考文獻3知，對于傳動軸II，僅需要進行剛度計算，無須進行強度驗算。5.1.3 傳動軸組件的撓度驗算圖5-4 傳動軸II載荷分布其中是變速組1的驅動力，且3個驅動力不能同時作用；是變速組2的驅動阻力，且2個驅動阻力不能同時作用。可以得到對于輸出驅動阻力，由于各種情況轉速不定，故應在選定校核用軸II速度以后計算。為了計算上的簡便，可以近似地以該軸的中點撓度代替最大撓度，其最大誤差不超過3%。由參考文獻4，若兩支承的齒輪傳動軸為實心的圓形鋼軸，忽略其支承變形，在單位彎曲載荷作用下，其中點撓度（5-10）其中：兩支承間的跨距，；該軸的平均直徑，；（5-11）

22、齒輪的工作位置至較近支撐點的距離； 輸入扭矩的齒輪在軸的中點引起的撓度； 輸出扭矩的齒輪在軸的中點引起的撓度；其余各符號定義與前文一致。可以得到，；。可以得到故引起的中點撓度最大，在計算合成撓度時使用，進行計算。此時軸II轉速為。可以得到，可以得到，故引起的中點撓度最大，在計算合成撓度時使用，進行計算。由參考文獻4，中點的合成撓度（5-12）其中：被驗算軸的中點合成撓度；在橫截面上，被驗算的軸與其前、后傳動軸連心線的夾角；驅動力和阻力在橫截面上，兩向量合成時的夾角。（5-13）可以得到可以得到由綜合撓度，可見，滿足要求。由參考文獻4，傳動軸在支承點A、B處的傾角、（5-14）可以得到，可見，滿足要求，故不用計算傳動軸在齒輪處的傾角。綜上，傳動軸II通過校核。5.3 齒輪疲勞強度驗算變速箱中齒輪強度時，選擇相同模數中承受載荷最大的及齒數最小的齒輪進行接觸應力和彎曲應