铣床主传动哈尔滨工业大学

1、综合课程设计ii项目总结报告题目:卧式升降台铳床主传动系统设计院（系）机电工程学院专业机械设计制造及其自动化学生傅宇蕾学号1090810402班号1090810402指导教师富宏亚，韩德东填报日期2013 年 3 月 14哈尔滨工业大学机电工程学院制2012年4月哈尔滨工业大学综合课程设计II任务书姓名：傅宇雷院系：机电工程学院专业：机械设计制造及其自动化班号：10908104学号：1090810402任务起止日期：2013年 2月25日至 2013年3月24 日课程设计题目:主要内容：技术要求：进度安排：指导教师签字：年 月 日教研室主任意见：教研室主任签字：年 月 日目录第 1 章 项目背

2、景分析 1第 2 章 研究计划要点与执行情况 12.1设计任务书 12.2 进度安排 1第 3 章项目关键技术的解决3.1课程设计要求 2第 4 章具体研究内容与技术实现4.1运动设计 24.2传动零件的初步计算 74.3零件的验算 9第 5 章技术指标分析 19第 6 章存在的问题与建议 19参考文献 20第1章绪论1. 项目背景分析综合课程设计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。其目的在于通过机床主运动机械变速传动系 统的结构设计，使学生在拟定传动和变速的结构方案中，得到设 计构思，方案分析，结构工艺性，机械制图，零件计算，编写技 术文件和查阅技术资料等方面的综合训练

3、，树立正确的设计思 想，掌握基本的设计方法，并培养学生具有初步的结构分析，结 构设计和计算能力。2. 研究计划要点与执行情况2.1设计任务书题目公比©Nmin级数Z功率N(KW)铣床工作台面积250mmX 1000m m卧式升降台铣床主传动系 统设计1.2625184表12.2进度安排:第一周第二周第三周星期123、4、5123、4、512、3、45准备初算开展开草截面验算论文、答题图草图加粗报告JlA亠 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 务书表23. 项目关键技术的解决3.1课程设计设计要求：（1）图纸工作量：画两张图：开展图（A0 ）。

4、操纵机构、摩擦 离合器、换向、制动和润滑不要求画，但要求掌握。截面图（A1）:画剖面轴系布置示意图（包括截面外形及尺寸、车床 标中心高）。（2）标注：中心距，配合尺寸，中心高（车床），外形尺寸。（3）明细：不设明细表，件号采用流水号（1,2,3）标注， 标准件的标准直接标在图纸上（件号下面），标题栏采用标准 装配图的标题栏（180X 56），其中，图号：KS01 （表示：课 设01号图纸）；单位：哈尔滨工业大学；图名：主传动系统 装配图（4）验算：一对齿轮，小齿轮验算弯曲强度，大齿轮验算接 触强度，一根传动轴，主轴按两支撑计算。（5）主轴端部结构要按标准画。4. 具体研究内容与技术实现4.1

5、运动设计4 .1.1确定极限转速由任务书知nmin=25，级数Z=18,公比（=1.26，得则转速调整范围Rn为1 、厂-KG1' -.：式（4-2）4 .1.2确定公比由任务书知 公比（1=1.26，由此查参考文献1附录1,得到 各级转速为 n1=25, n2=31.5, n3=40, n4=50, n5=63, n6=80, n7=100, n8=125, n9=160, mo=2OO, nn=250, n12=315, n13=400, n14=500, n15=630, n16=800, n17=1000, ni8=1250。4 .1.3确定转速级数由任务书知级数Z=184 .

6、1.4确定结构网或结构式根据“前多后少”以及“前小后大”的原则，确定结构式为：瞬门爼去忍居血式（4-3）画出结构网（图1）7/J/2W/二VO图1结构网4 .1.5绘制转速图4 选定电机由任务书知功率Nd=4KW，最高转速nmax=1250(r/min)，由 参考文献1附录2选定电机型号为丫112M-4，同步转速 nd=1500(r/min)4 分配总降速转动比总降速传动比'-式(4-4)根据“先缓后急”原则，确定各变速组最小传动比4 确定传动轴的轴数传动轴数=变速组数+定比传动副数+仁3+1+仁54 绘制转速图根据上述结论，绘制转速图（图2）图2转速图4 .1.6绘制传动系统图4 应

7、该注意的问题1因为零件的擦书尚未确定，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传动副，如立铣可全部采用垂直排 列的

8、传动轴。（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。4 .1.7确定变速组齿轮传动副的齿数查机械装备制造表5-1查得各齿轮齿数4 .1.7确定变速组齿轮传动副的齿数实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不超过+/-10（川）,即实际转速水标准转速n主轴转速误差75 41 45 70“1440xx-x-x-二 1260172 41 45 3512501260- 1250125(3 9-3% < 2,6%75 36 45 70 阳" 1440xx-x-x二 9997 172 壮 45 35100

9、0999J-1OOD叭二肾“时75 3 2 45 707 0 7 01440xxxx 二 787.8172 50 45 358007B7.B-300=752%C 2.昭75 41 3J 70“1440xXxx -630J 172 41 60 35630630J -690=0X5% < &3075 3S 31 781440xxxx二 499.9172 壮 60 3550049-500 二-0,02% < 2,6%75 32 30 ?0 杯" 1440xx-x-x 二 393,9172 丹 60 3540039X9-4OO一一 =-1.5% V 4L)lJ75 41

10、18 70 n1440xx-x-x- = 315.1172 41 72 35315315.1-315 =QJD%<盂6%75 36 13 7J “ 1440xx-x-x二 2499 172 46 72 35250249-25025D=-004% <2.0%耐建n：10(, - J%式( 4-5)75 31 18 71 “哼 i440xx-x-x- = 197 172 50 72 35200197200泗二九我"球75 41 45 211440xx-x-x-二 157,6172 41 45 84i60157.fi-1&»lfiQ 二75 36 45 211

11、440xx_xx_ -125 172 46 4S S4i25125-12575 32 45 21 noc i440xx-x-x- = 98.5172 50 45 S4i009B-10C血.二养册i440xx-i-x = 78.8172 41 的 84807B.B-B0一一 =-1.5W< 2M75 36 39 21 i440xx-x-x-二 62,5 172妬削346362.5-63一一=D.79%<2.6% &3i440xx-x-x- = 492 172別的845049.2-505n二 1，5%< N冊75 牡 IB 21i440xJC-X-X-二 39a172赴茂

12、B44039*4-40一一 =-1.5% < 2.6%4075 36 IB 21 汩 qi440xx-x-x-二 31.2 册魅72甜3i.53L2 - 315一一 =-0.95% <2.6%75 32 18 21 i440xx-x-x- = 24.6172 SO 72 842524,&- 2525=1-W4< N冊表34 .1.8各轴的计算转速轴序号IIIIIIVV计算转速(m/r. min)630400i0080表4齿轮代号ZiZ2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14Z15Z16Z17Z18齿数751724141364632504545306

13、0187270352184计算转速144063063063063050063040040040050012540010010020031580表54 .2 传动零件的初步计算初步计算是为了大致确定传动零件的主要尺寸（如传动轴直 径和齿轮模数等），以便绘制主轴变速箱的轴系展开草图。在绘 制草图布置的过程中，同时考虑零件结构工艺性，进一步确定零 件的其他结构参数，一些数据要按有关规定选取。4 21传动轴直径初定式( 4-7)式中d-传动轴直径（mm）-该轴传递的额定扭矩（Nmm）N-该轴传递的功率（kW）nj-该轴的计算转速（r/min）tp该轴每米长允许扭转角（deg/m），般传动轴取 日门。对

14、空心轴须将（6） （7）式计算值再乘以系数 取：V带传动效率_亠舟臥圆柱齿轮传动效率_ 乩啜9亦L強轴承传动效率-卯毙1.7'-（可上下圆整）IV4 22主轴轴径的确定对通用机床的主轴尺寸参数，多由结构上的需要而定，查相 关手册得，功率为4Kw的铣床主轴轴径为6095mm。取Di =80mm; 由规定可知，后轴径的轴径D2=（0.750.85）Di（mm），取D2=64mm。4 .2.3各轴轴径的值轴序号IIIIIIV轴径（mm）283240表64 .2.3齿轮模数的初步计算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：二-门沐：一二 I （m

15、m）式（4-8）式中按接触疲劳强度计算的齿轮模数（mm）;耐-驱动电机功率（Kw）;£-计算齿轮的计算转速（r/min）;-大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，11 > 1外啮合取“ +”号，内啮合取“-”号；勻-小齿轮齿数；.-齿宽系数，；二-（B为齿宽系数，m为模数），m立|-许用接触应力（MPa）取網山"迫MPa第一组：选取II轴齿数为32的齿轮:=(+1)X4卞-hl 二 16338 誓=1.43(mm)取叫=3第二组：选取IV轴齿数为18的齿轮：取：'i寸 BxlB*x4xl3 册 X400v J "第三组：选取V轴齿数为21的齿轮： 曲“匚.：；

16、=2.18(mm) 取':4 .2.4传动系统图S图3传动系统图4 .3 零件的验算在零件的尺寸和位置确定后，就具体的知道了他们的受力状 态，力的大小，作用点和方向，从而可以对零件进行较精确的验4 .3.1直齿圆柱齿轮的应力计算在验算变速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大的， 齿数最小的齿轮进行接触应力和弯曲应力验算，一般对高速传动 齿轮主要验算接触应力，对低速传动齿轮主要验算弯曲应力，对 硬齿面软芯的渗淬火齿轮，一定要验算弯曲应力。严竺(Mpa) 阿接触应力验算公式为：式4-9式 4-1020B3X101円=% 沁;Q耳（畑）兰唧弯曲应力验算公式为：式中：N传递的额定功率（k

17、w）N=uFh卜NrWWW片-计算转欧討m初算的齿轮模数（mm）B齿宽（mm）Z小齿轮齿数；u-大齿轮与小齿轮齿数四訓刊胎肝贻一寿命系数式 4-11Ks = KTKnKNKq式 4-12T齿轮在机床工作期限（!：）内的总工作时间（h）,对于中型机床的齿轮取=1500020000h,同一变速组内的齿轮总工作时间可以 近似的认为 T= 一， p为该变速组的传动副数；n】-齿轮的最速jC厂基准循玳诫驗荷耽严醐弯曲载荷聽=2X10®m疲劳曲线指数，接触载荷取：m=3;弯曲载荷时，对正火，调质以及整体淬硬件取m=6.对表面淬硬件K厂工作槪系数;考虑歸神击栩响,主运动仲等沖击）取隔一齿向载荷分布

18、系数；丫 一齿形系数；忙I许用接触应力；1650Mpa【£卜棚軸肋i 297Mpa选取齿数为21和84的一对齿轮进行验算，小齿轮验算弯曲强度, 大齿轮验算接触强度系数Ki丫K2K3KtKnKn乙=21.580.880.961Z2=8410.540.80.961表6小齿轮弯曲应力:刘坍口5斷蜃电K占im2EYnj21XaJX24XQ4X315二 109.9MPa大齿轮接触应力:D血谭 IDK-yN ZDSSxl:-或春4x24xffi)= 544.08MPa综上，大小齿轮均符合要求。4 .3.2齿轮精度的确定根据齿轮的用途，圆周速度，载荷状况，

19、对噪声，振动，使用寿 命等方面的要求，确定齿轮选用 7级精度。4 .3.3传动轴的弯曲刚度验算4 传动轴上的弯曲载荷齿轮传动轴同时受输入扭矩的齿轮驱动Qa和输出扭矩的齿轮驱动阻力Qb的作用而产生弯曲变形。当齿轮为直齿圆柱齿轮，其啮 合角a=20 ,齿面摩擦角-=5.72时，则式 4-13Qa（或 Qb）=2.12.：mzn ' 7式中N该齿轮传递的全功率（KW）m,z该齿轮的模数，齿数；n该传动轴的计算工况转速（r/min）（n=2 妆费二 2%）;匸閒一该轴输入扭矩的齿轮计算转速（r/min） 冲餐一该轴输出扭矩的齿轮计算转速（r/min）4 验算两支承传动轴的弯曲变形机床齿轮变速箱

20、里的传动轴，如果抗弯曲强度不足，讲破坏轴及 齿轮，轴承的正常工作条件，引起轴的横向振动，齿轮的轮齿偏 载，轴承内，外圈相互倾斜，加剧零件的磨损，降低寿命。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y及-为了计算方便，可以近似的以该轴的重点挠度带（即在 0.51处）代替最大挠度。£LCT 1845图4传动轴刚度验算简图若两支撑的齿轮传动轴为实心的圆形钢轴，忽略其支撑变形，在 单一弯曲载荷作用下，其中点挠度为:式 4-14式中：I 两支承间的跨距；（mm）D该轴的平均直径（mm）;的工作位置至较近支点的距离；即N,m,z,n 同式

21、 2-13计算在驱动力Qa和Qb同时作用下，传动轴中点的合成挠度 yb , 可按余弦定理计算：yh二J叮+蛍彳-2滋讲用盛（mm）（4-15） 式中yh被环验算轴的合成挠度（mm）.输入扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度（mm） 输出扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度（mm）卜勵Q机戡眦輛鈴删菇跑:;讥一亠门'式（4-16）WWW OM8W （deg）按如图四所示啮合情况，计算该轴的挠度计算过程如下：输入：=315Na=4: <: : Em=3z=60n=500l3N(0.75x-x3)yA = 17139 = 0.163mmD .3.4两轴承主轴组件的静刚度验算机床主轴组件的静刚度是指

22、它在力的作用下抵抗变形的能力1.主轴轴段挠度的允许值：ni2n输出：Xb=180Nb=4X 0诺沙辣=3.5 m=3 z=70 n=500： J： =0.093查表知,儿D4mznA-2沈7覚邛=0.23(mm)I计算得:许用的挠度对一般传动轴为0.00030.0005；0.0005 二一即: 0.23:；挠度符合要求。传动轴在支承点A,B处的倾角.:式(4-17)3%3 X 0.230A = -% 二-j-二二 0.0009(rad)查表得：安装轴承处的许用角度为：0.001rad因此验算后满足要求。【注】当支承处(A,B)，轴的倾角小于安装齿轮处的倾角允许值 时，则齿轮处的倾角就不必再进行

23、验算。当轴的各段直径相差不 大而且计算精度要求不高时，可按平均直径的等径进行计算。选用验算主轴轴端的挠度yc为依据，主轴轴端的挠度-的经验数据为：y乞0.00021 （mm）式中：丨两支承间的距离,在本主轴中，丨二300mm .故取yc二 0.06mm2切削力的确定最大圆周切削力R须按主轴输出全功率和最大扭矩确定，其计算2 955 10Nd公式为：R- （N）式（4-18）Djnj式中：Nd 电动机额定功率（kW），此处 肌=4kW.n-主传动系统的总效率，" i, i为各传动副、轴承的效率，总效率二= 0.7 0.85，此处，为方便起见，起二二0.75nj主轴的计算转速（r/min

24、 ），由前知,主轴的计算转速为 80r / min .Dj计算直径，对于铣床,Dj为最大端铣刀计算直径，对于升降台宽度为250 1000的卧式铣床，其端铣刀的计算直径及宽度分别为 Dj = 160mm, B = 60mm .得 P =4476N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 .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P的比值可大致认为R =0.95R =4252.7N ,PH -0.24P? -1074.2,巳=0.5R =2238N .则 PP ： 0.98R =4386

25、N , P ： 1.1R =4923.6N ,即 P与水平面成60角，P在水平面的投影与PH成65角.3切削力的作用点设切削力P的作用点到主轴前支承的距离为s,则s = c w (mm)式(4-19)式中：c主轴前端的悬伸长度，此处c =55mmw 对于普通升降台铣床 w = B = 60mm代入,切削力P的作用点到主轴前支承的距离为s=115mm4.受力分析及计算：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.1亠 584X3A4l:,图5主轴纵向视图力的分布I I图6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

26、行向量迭加，其计算公式为： 计算切削力P作用在s点引起主轴前端c占的挠度yCsp23式(4-20)3sc -c Isc (I s)(l c) sc对圆锥滚子轴承：Ca或C3.O1io-9zo-9IoO-8R0'8 cos1'9 ai滚动体的列数z每列中的滚动体数 za=16.zb=20Io滚子的有效长度I0a=26; |0b=35a轴承的接触角a=15R轴承的径向负荷Ra=210000;Rb=440000式中：E 抗拉弹性模量，钢的E=2.1 105MPaIc为BC段惯性矩，对于主轴前端，有19 / 25二 904 (V(40)4)903 106 mm46464I 为AB段惯性

27、矩，有420 4i754 y_()4)75=1.55 106mm464Ic二 d4(1-： 4)算 d4 (1-a4)I64其余各参数定义与之前保持一致.代入计算,得ycsp二0.0016mm其方向如图4-3所示，沿P方向，:p=75.8 .(2)计算力偶矩M作用在主轴前端c点产生的挠度yccM2cyccM = M (2EIClc+3EI)(mm)式(4-21)式中各参数定义与之前保持一致.力偶矩M = PH Dj =1074.280 = 85.9N m代入,2 1000得：yccM =2.16 10mm其方向在H平面内，如图4-3所示，M -180 .(3)计算驱动力Q作用在两支承之间时，主轴前端c点的挠度ycmQCb|2Omm)式(4-22)式中各参数定义与之