Z5140机械系统设计课程设计

1、课程设计机械系统设计题 目： 立式钻床系统设计 学 院： 机电工程学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 09卓越 学 号： 09010137 学生姓名： 张桐 指导教师： 汪建中 2012年 6 月 19日目 录绪 论错误！未定义书签。1.1立式钻床概述31.2.机械系统课程设计的目的52立式钻床的总体设计62.1 立式钻床的主要技术参数.6 2.2 立式钻床功能原理设计72.3 主轴运动参数的确定. 82.4 确定切削用量9 2.5 主轴组件设计.113立式钻床的主传动运动设计12 3.1主电机的选定123.2转速图的拟定143.3确定主轴及各传动轴的计算转速203.4画主传动系

2、统图203.5算主轴转速误差213.6齿轮的确定233.7齿轮参数的确定263.8齿轮模数的确定273.9齿轮的布置304传动件的验算与估算314.1传动轴的验算与估算314.2齿轮模数的验算与估算354.3轴承的选择375致谢396参考文献40附录、主轴箱装配图，变速操纵机构装配图、传动轴零件图，齿轮零件图 绪 论1.1立式钻床的概述立式钻床是主轴竖直布置且中心位置固定的钻床，简称立钻。它主要分为方柱立钻和圆柱立钻两种。也分为排式立钻，多轴立式钻床，坐标立式钻床，转塔立式钻等。立式钻床的工作台和主轴箱可沿立柱导轨调整位置，以适应不同高度的工件。在加工工件前要调整工件在工作台上的位置，使被加工

3、孔中心线对准刀具轴线。加工时，工件固定不动，主轴在套筒中旋转并与套筒一起做轴向进给。由于立式钻床的主轴不能在垂直其轴线的平面内移动，转孔时要使钻头与工件孔的中心重合，就必须移动工件。因此，立式钻床只适合加工中小型工件，常用在机械制造和修配工厂加工中、小型工件的孔。传动原理图如下：钻削加工的运动功能图Z5140A钻床（如图1.1）是由辽宁省丹东市机床有限责任公司研发、生产、销售的立式钻床，具有精度高，刚性好，扭矩大，噪声低，变速范围广等优点，操作集中，使用维修方便。机床具有攻丝自动反转机构，主攻丝可实现自动正反转，对于盲孔和定深孔攻丝极为方便。除用于钻孔外，还可进行扩孔、锪孔、铰孔、镗孔和攻螺纹

4、等，适用于机修车间、工具车间和小批量的生产车间，若配置其他钻具，也适用于中批和大批生产。该机床采用合箱式布局，主传动和进给传动均采用齿轮传动机构变速，并用单手柄集中操纵，机动时可用手动作超越进给。在进给传动中装有保险离合器，当进给过载或定程切削时，可自动脱开保险离合器，停止进给。主轴采用圆柱弹簧凸轮平衡装置；主轴行程由限位键控制，防止机动进给超行程而卡坏主轴套和水平轴等。1.2机械系统设计课程设计的目的机械系统设计课程设计是在学生学完机械系统设计及其它先行课程之后进行的实践性教学环节，是我校机械设计及其自动化品牌专业高级应用型工程技术人才培养的重要环节。其目的是通过典型机械系统如通用机床的主轴

5、变速传动系统的计算与设计、或者是通过数控机床进给传动系统的选行与设计，使学生在拟定传动结构方案、结构设计，和数字控制等先进制造技术，以及设计计算说明书等技术文件编写等方面的基本技能和实际运用能力得到比较系统的训练。课程设计题目和主要技术参数：题目：摇臂钻床主轴变速箱设计主参数：最大钻削直径Dmax=40mm,刀具材料：高速钢或硬质合金，工件材料：钢或铸技术参数：Nmin=31.5r/min；Nmax=1400r/min；Z=12级；公比为1.41；电动机功率P=4KW；电机转速n=1440r/min2立式钻床总体设计2.1 立式钻床主要技术参数最大钻孔直径40毫米最大进给抗力1800公斤力主轴

6、允许最大扭转力矩 .35公斤力·米主轴中心线至导轨面距离 .335毫米主轴行程250毫米主轴前端锥孔度 .莫氏4号 主轴转速范围（12级）.31.51400转/分 主轴箱行程（手动） 200毫米进给量范围（9级）.0.0561.80毫米/转 工作台尺寸 .450*550毫米工作台行程 300毫米刻度盘每转钻孔深度 .250毫米主轴端面至工作台面最大距离 . 750毫米主电机：功率 4千瓦转速 .1430转/分冷却泵： 功率 .0.09千瓦流量 22升/分机床重量 约1280公斤机床外形尺寸（长*宽*高） 1150*880*2508毫米2.2钻床功能原理设计： 1. 利用电动机完成换向

7、和制动。2. 各滑移齿轮块采用单独操纵机构。3. 进给传动系统采用单独电动机驱动。钻削加工传动原理图2.3主轴运动参数的确定dmax=K*D ; Rd=dmin/dmaxD-床身上能加工的最大直径（即其主参数，单位为mm）K-系数，根据对现有同类机床使用情况的调查确定（摇臂钻床K=1.0；普通车床K=1.5）；Rd -计算直径范围（Rd =0.200.25）dmax -通用机床经济加工的最大直径dmin -通用机床经济加工的最小直径得dmax=40 ，dmin=40*0.2=8nmax=1000*vmax/3.14* dmin nmin=1000*vmin/3.14* dmaxv=2032m/

8、minnmax=1273.88 r/min nmin=159.24 r/min拟定=1.41，Z=12，nmin=31.5 r/min，则主轴各档转速为31.5 r/min 45 r/min 63 r/min 90 r/min 125 r/min 180 r/min 250 r/min 355 r/min 500 r/min 710 r/min 1000 r/min 1400 r/min2.4确定切削用量钻削用量包括背吃刀量（钻削深度）ap、进刀量f、切削速度vc三要素，由于钻头有两条切削刃，所以：钻削深度：ap = d/2; 单位mm每刃进刀量: fz = f/2; 单位mm/z钻削速度：v

9、c =3.14 dn / 100 单位m/min刀具材料为高速钢，工件材料为钢时查表知：进给量f=0.20.8 mm/z 切削速度vc =2032m/min所以取 ap =20mm fz = 0.4 vc =3.14 dn / 100=24m/min进给力 Ff=CFf dzFf fyFf KFf扭矩 Mc=CMcdzMcfyMcKMC刀具材料为高速钢，工件材料为钢时查表知：CFf =600 , zFf =1.0 , yFf =0.7CMc =0.305 , zMc=2.0 , yMc=0.8得到轴向进给力Ff = 20118.7N切削力Fc=0.4 Ff =8047.48N切削消耗功率pc=

10、 FcVc /60000 =3.2KW切削功率只消耗在切削工件上，但机床功率必须大于切削功率。因为电动机除了提供切削用动力外，动力还要消耗在轴承、导轨和齿轮等的摩擦上，因此切削功率只能占用电动机功率的70% 80%，即0.70.8,所以电动机额定功率Ped=3.2/0.8 KW =4 KW计算电机功率：根据传动副效率表：传动机构传动效率传动机构传动效率 三角皮带 0.96 滚动轴承 0.995圆柱齿轮（磨齿） 0.99 滑动轴承 0.980.985圆柱齿轮（未磨齿） 0.98总=8轴承×6齿轮=0.9958×0.986=0.85实际计算电动机所需工作功率为：P0=P切/总=

11、3.2kw/0.85=3.76kw选电机功率为4kw.计算转速nj取主轴第一个（低的）四分之一转速范围内的最高一级转速，所以nj=63 r/min2.5主轴组件设计查表得C=106135，考虑轴端承受较大转矩，故取C=120，则取齿轮采用轴间定位，轴肩高度，取D=(D1+D2)/2=(45+53)/2mm=49mm由于钻床主要用于孔加工，需要有长的旋伸刀杆，因此a/D1=2.5所以a=2.5D1=2.5x45mm=112.5mm 取a=113mm对悬伸量较大的机床则取l0=(12)a=113226mm,取l0=200mm。合理跨距l合=（0.751.5）l0=150300mm,取l合=240m

12、m3立式钻床主传动运动设计3.1主电机的选定由总体设计方案可知：Z5140钻床的总功率为4kW,转速为1450 r/min，根据机械设计手选取电机为JO2-32,其外型见下图，其安装尺寸见下表： 机座号DEMNPRJO2-3228602151802505412014415其螺栓直径为12mm。3.2转速图的拟定拟定立式钻床的主传动系统的转速图，由总体设计方按可知：主轴的转速范围为31.51400 r/min，异步电动机的转速为1450 r/min。1 选定公比中型通用机床，常用的公比为1.26或1.41，考虑到适当减小本钻床的相对速度损失，选定=1.41。 取Rn =46 取Z=12 按标准转

13、速数列为：31.5，45，63，90，125，180，1250，355，500，710，1000，1400r/min。2 选择结构式1）确定变速组的数目和各变速组中传动副的数目 大多数的机床广泛应用滑移齿轮的变速方式，为了满足结构设计和操纵方便的要求，通常采用双联或三联滑移齿轮。该机床的变速范围较大，必须经过较长的传动链减速才能把电动机的转速降到主轴所需的转速，故主轴转速为12级的变速系统需要2个或3个变速组，即Z=12=4×3，或Z=12=4×2×2-4,或Z=12=3×2×2。为了结构紧凑和主轴箱不过分的大，故选取Z=12=4×2

14、×2-4.2）确定不同传动副数的各变速组的排列次序按着传动顺序，各变速组排列方案有： 12=4×2×2-4 12=2×2×4-4 12=2×4×2-4因本钻床在结构上有特殊要求，根据设计要点，应遵守“前多后少”的原则，选择12=4×2×2-4的方案。3）确定变速组的扩大顺序根据“前密后疏”的原则，选择12=的结构式。对应的结构网为：12=4）验算变速组的变速范围最后扩大组的变速范围,在允许的变速范围之内。3 确定是否需要增加降速的定比传动副该铣床的主传动系统的总降速比为30/1400=1/48，三个变速组

15、的最小降速比都为1/4，则总降速比为1/64，这样是无需增加降速的定比传动副，为使中间的二个变速组降速缓慢，有利于变型机床的设计，改变降速齿轮副的传动比，就可以将主轴12级转速一起提高或降低。4 分配各变速组的最小传动比，拟定转速图钻床的电机和输入轴之间齿轮传动， 运动由电机经弹性联轴节和一对齿轮传动轴I，再由传动变速机构中的传动齿轮传至轴IV，使主轴获得12级转速。画出转速图的格线如图所示。 在轴I上标出12级转速：301500r/min,在第轴上用A点代表电动机转速；最低转速用E点标出，因此A、E两点连线相距约17格，即代表总的降速传动比。 决定III轴和轴之间的最小降速传动比：为了提高主

16、轴运转的平稳性，主轴上齿轮应大一些，能起到飞轮的作用，所以最后一个变速组的降速传动比取1/3。按公比=1.41，查表可知，即从E点向上数3.5格（3lg），在III轴上找出D点，DE传动线表示-轴间变速组（第二扩大组）的降速传动比。 决定其余变速组的最小传动比：根据降速前慢后快的原则，-轴间变速组（第一扩速前慢后快的原则，II-轴间变速组（第一扩大组），取u=,即从D点向上数四格（3lg）,在II轴上找出C点，用CD传动线表示；同理，I-轴见取u=，用BC传动线表示；0-轴间取u=,用AB线表示。画出各变速组其他传动线（图五），-I轴间有一对齿轮传动，转速图上为一条AB传动线。I-轴间为基本组

17、，有四对齿轮传动，级比指数，故四条传动线在转速图上各相距一格，从C点向上每隔一格取、点，连结、B和B得基本组四条传动线，它们的传动比分别为、，。II-轴间为第一扩大组也有二对齿轮传动，级比指数=2，二条传动线转速图上各相距一格，即和CD,它们的传比分别为，。III-轴间为第二扩大组，有三对齿轮传动，级比指数，两条传动线在转速图上应相距4格，即D,DE,它们的传动比分别为和。 画出全部传动线，即钻床的主传动转速图。如前所述，转速图两轴之间的平行线代表同一对齿轮传动，所以画II-轴间的传动线时，应从、两点分别画CD、C、的平行线，使III轴得到8种转速。由于特殊理由，画III-轴间的传动线时，应画

18、4条与DE平行的线，8条与D平行的线，使主轴得到12种转速。校验变速组的变速范围：基本组：第一扩大组：第二扩大组：满足直齿圆柱齿轮极限传动比的要求3.3确定主轴和各传动轴的计算转速：Nj=nmin(z/4-1)= 31.5*1.41*(12/4-1)r/min=63r/minNj=90 r/minNj= 125r/minNj=180r/min3.4画主传动系统图根据系统转速图及已知的技术参数，画主传动系统图如图：Z5140传动系统图3.5算主轴转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过±10(-1),即 对于摇臂钻床Z3040的16级转速图知Nmax=2000r/min有，

19、 则有 因此满足要求。以同样的方法来计算其它各转速各级转速误差都都小于2.6，因此不需要修改齿数。3.6齿轮的确定 1齿轮齿数的确定应注意以下问题：1）.不产生根切。一般要求20。2）.保证强度和防止热处理变形过大，齿轮齿根圆到键槽的厚度，一般取，则。3）.同一传动组的各对齿轮副的中心距应当相等。若模数相等时，则齿数和亦应当相等。但由于传动比的要求，尤其是在传动中使用了公用齿轮后，常常满足不了上述要求。机床上可用修正齿轮，在一定范围内调整中心距使其相等。但修正量不能太大，一般齿数差不能超过34个齿。4）.防止各种碰撞和干涉。5）.应保证最小齿轮装到轴上或套筒上具有足够的强度。6）.保证主轴的转

20、速误差在规定范围之内。2齿数的计算1）.同一变速组内模数相同的齿数的确定为了便于设计和制造，主传动系统中所采用的齿轮模数的种类尽可能少一些。在同一个变速组内一般都采用相同的模数，这是因为各齿轮副的速度变化不一样，受力情况差别不大。当各对齿轮模数相同，且不采用变位齿轮时，则各对齿轮的齿数和也必须相等，其间的关系是： （3-1）式中 主动齿轮的齿数 被动齿轮的齿数 一对齿轮的传动比 一对齿轮的齿数和 为了保证不产生根切，必须先找出具有最少齿数的传动副（一般出现在最高升速或最低降速的传动副上），确定最小齿数，然后确定最合适的齿数和，再根据传动比确定其它齿轮的齿数。由上面两个公式得： （3-2） 一般

21、=1730,初选=18,参考有关资料选取m为标准模数m=3。 由a=()和选取的=1.41，查表2-1金属切削机床，得=76故=-=76-18=58所以=(18+58)=114=0.31=0.31=31.5÷0.31=101.6r/minIII轴的最高转速 =×=101.6×1.41=1125.r/minU=1400÷1125.7=1.24Z=×S=42Z=S-Z=76-42=343.7 齿轮参数的确定分度圆直径 d=mZ=3×42=126mm d=mZ=3×34=102mm齿顶高 h=m=3mm齿根高 h=1.25m全齿高

22、 h= h+ h顶隙 C= h- h=0.25m=0.75mm齿顶圆直径 d= d+2 h=126+2×3=132mm d= d+2 h=108mm齿根圆直径d= d-2 h=118.5mm d= d-2 h=94.5mm齿宽 B=13mm B=18mm3.8 齿轮模数的确定：齿轮模数的估算。通常同一变速组内的齿轮取相同的模数，如齿轮材料相同时，选择负荷最重的小齿轮，根据齿面接触疲劳强度和齿轮弯曲疲劳强度条件进行估算模数和，并按其中较大者选取相近的标准模数，为简化工艺变速传动系统内各变速组的齿轮模数最好一样，通常不超过23种模数。先计算最小齿数齿轮的模数，齿轮选用直齿圆柱齿轮及斜齿轮

23、传动，查手册齿轮精度选用7级精度，选择小齿轮材料为45钢 (调质)，硬度为220HBS和260HBS：a变速组：分别计算各齿轮模数，先计算最小齿数Z1=18,Z2=58的齿轮。初步计算传动的主要尺寸根据公式：d12.323KT2u±1du(ZEH)2 小齿轮传递转矩为 因v值未知，kv值不能确定，可初步选载荷系数kt=1.11.8,初选kt=1.5。 非对称安装，取齿宽系数d=0.3。 查得弹性系数ZE=189.8MPa。 齿数比u=58/18=3.22 按齿面硬度查图，的Hlim1=600MPa, Hlim2=560MPa 大齿轮和小齿轮的应力循环次数分别为：假设该机床工作寿命10

24、年，每年工作300天，两班制，工作平稳，齿轮转向不变N1=60n1jLh=60×910×1×1.0×300×16=2.62×108 N2=60n1jLh=60×800×1×1.0×300×16=2.3×108查资料的kHN1=0.95, kHN2=1.09 取安全系数SH=1 H1=kHN1Hlim1SH=0.95×6001=570MPa H2=kHN2Hlim2SH=1.09×5601=610.4MPa取H=H1计算模数 计算载荷系数 查得使用系数KA=

25、1.0 因，查得动载荷系数Kv=1.11，由表查得齿向载荷分布系数K=1.15，则载荷系数为K=KAKvK=1.0×1.11×1.15=1.28 对d1t进行修正 因K与kt有较大的差异，故需对由kt计算出的d1t进行修正，即： 确定模数： 取mn=2.5 传动尺寸： 两分度圆直径 : 中心距齿宽b =dd2 =0.3×50=15mm b1、b2尽可能圆整为5的倍数，取b1=15mm、b2=15mm尺高h=2.25mn=2.25×2.5=5.625mm为了便于设计和制造，同一传动组内的齿轮的模数常取相同，此时，各传动齿轮副的齿轮齿数和相同。则在变速箱职中

26、，每根传动轴上各齿轮的模数均为mn=2.5mm。而在主轴箱中，用上述方法也取得第一对传动副齿轮的模数mn=2.5mm，而在传动链中，最后一个背轮机构中，变速范围较大，各传动副对应传动的扭矩的差别也较大，为合理利用材料，常采用不同的模数，且在同一传动组内正常只限用于用两种模数。由于传动副轴心线距离必须相等，即m1Sz1=m2Sz2 m1、m2分别为两种模数； Sz1、Sz2分别为m1、m2两传动副的齿数和。 则得m2=33.9齿轮的布置为了使变速箱结构紧凑，必须合理布置齿轮。因为他直接影响到变速箱的尺寸，变速操纵的方便性和结构实现的可能性等问题。在考虑主轴适当的支承距和散热条件下，一般应尽可能减

27、少变速箱尺寸，但是变速箱的轴向尺寸和径向尺寸经常不可能同时缩小。为了防止一对齿轮尚未完全脱开，另一对齿轮就开始进入啮合状态，如图七所示。尺寸L应比2B大24mm,其中B为齿宽，这是设计是排列齿轮首先要注意的问题。4.传动件的估算与验算传动方案确定之后，要进行方案的机构化，确定各零件的实际尺寸和有关布置。为此，常对传动件的尺寸先进行估算，如传动轴的轴径等。在这些尺寸的基础上，画出草图，得到初步结构化的有关布置与尺寸；然后按结构尺寸进行主要零件的验算，如轴的刚度、齿轮的疲劳强度等，必要时做结构和方案上的修改，从新验算，知道满足要求。4.1.传动轴的估算和验算 传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度

28、要求。强度要求保证轴在反复载荷和扭转载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大的变形。因此疲劳强度一般不是主要矛盾。除了载荷很大的情况外，可不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下（弯曲、轴向、扭转）不致产生过大的变形（弯曲、失稳、转角）。如果刚度不足，轴上的零件如齿轮、轴承等将由于轴的变形过大而不能正常工作，或者产生震动和噪声、发热、过早磨损而失效。因此，必须保证传动轴具有足够的刚度。通常，先按扭转刚度估算轴的直径，画出草图之后，再根据受力情况，结构布置和有关尺寸，验算弯曲刚度。1） 传动轴直径的估算传动轴直径按扭转刚度用下列公式估算传动轴直径：d=91mm其中： N

29、该传动轴的输入功率 N=kW 电机额定功率 从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积 该传动件的计算转速r/min 计算转速是传动件能传递全部功率的最低转速。各传动件的计算转速可以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系而确定，而中型车、钻床主轴的计算转速为： （主）= 每米长度上允许的扭转角（deg/m）,可根据传动轴的要求选取。 估算是应该注意： 值为每米长度上允许的扭转角，而估算的传动轴的长度往往不足一米，因此在计算时应按轴的实际长度进行折算和修正。 效率对估算轴径d影响不大，可以不计，也可以用有关传动件效率的概略值的积求出。 如使用花键时，可根据估算的轴径d选取相近的标准花键轴的

30、规格。主轴前径可参考机械设计手册的经验统计数据确定。2） 传动轴刚度的验算 轴的弯曲变形的条件和允许值机床主传动轴的弯曲刚度验算，主要验算轴上装齿轮和轴承处的挠度y和倾角。各类轴的挠度y和装齿轮和轴承处的倾角，应小于弯曲刚度的许用值Y和值，即：yY; 轴的弯曲变形计算公式当轴的直径相差不大且计算精度要求不高时，可把轴看作等径轴，采用平均直径（）来进行计算，计算花键轴的刚度时可采用平均直径（）或当量直径（）。计算公式为：圆轴：平均直径= 惯性矩I=矩形花键轴：平均直径= 当量直径= 惯性矩I= 轴的力分解和变形合成对于复杂受力轴的变形，先将受力分解成三个垂直平面上的分力，应用弯曲变形的公式求出所

31、要求截面的两个垂直平面内的y和值，然后进行叠加：在同一平面内的可进行代数叠加，在两垂直平面内的按几何向量合成，求出该截面的总挠度和总倾角。 危险工作条件的判断主轴变速箱传动轴的工作条件有多种，验算刚度时应选择最危险的工作条件进行。一般是：轴的计算转速低，传动齿轮的直径小且位于轴的中央，这时，轴受力将总变形剧增。如果对二、三种工作条件难以判断是那一种最危险，就应分别进行计算，找到最大弯曲变形值y和。 提高轴刚度的一些措施 加大轴的直径；减少轴的跨距或增加第三支承；从新安排齿轮在轴上的位置；改变轴间的布置方式等。加大轴径有时受到轴上小齿轮体厚的限制，增加第三支承使轴的结构复杂化，都不是最有效和最理

32、想的措施，应首先从齿轮在轴上的布置、轴的相互方位关系来改善受力状态，看是否在不加大轴径、不改变轴的基本形式的前提下，提高轴的刚度。为了提高轴的刚度，有时宁愿多增加一对固定传动齿轮，增加一根轴，从传动方案上保证中间轴不会太长。4.2.齿轮模数的估算和计算 估算按接触疲劳和弯曲强度计算齿轮模数比较复杂，而且有些系数只有在齿轮各参数都已知道后就可确定，所以只在草图画完之后效核用。在画草图之前，先估算，再选用标准齿轮模数。 齿轮弯曲疲劳的估算： 齿面点蚀的估算： 其中为大齿轮的计算转速，为齿轮中心距。 由中心距及齿数，求出齿数： 根据估算所得和中较大的值，选取相近的标准模数。 计算 结构确定以后，齿轮

33、的工作条件，空间安排，材料和精度等级都已确定，才肯能核验齿轮的接触疲劳和弯曲疲劳强度值是否满足要求。根据接触疲劳计算齿轮模数公式为： 根据弯曲疲劳计算齿轮模数公式为： 式中：N计算齿轮传递的额定功率N=kW； 计算齿轮（小齿轮）的计算转速r/min； 齿宽系数=b/m, 常取610； 计算齿轮的齿数，一般取传动中最小齿轮的齿数；i-大齿轮与小齿轮的齿数比， i=; 寿命系数，；工作期限系数，=；齿轮等传动件在接触和弯曲交变载荷下的疲劳曲线指数m和基准循环次数；转速变化系数；功率利用系数；n齿轮的最低转速r/min;材料强化系数。幅值低的交边载荷可使金属材料的晶粒边界强化，起到阻止疲劳细缝扩散的作用。4.3·轴承的选择根据轴的数据,从参考书机械设计课程设计（第二版）查的推力球轴承，轴承型号51305。其尺寸参数为：d=30mm，D=52mm，B =16mm。技术参数为：C=21500N =43200N 计算轴承动负荷C： （3.