哈工大综合课程设计2

1、哈尔滨工业大学“综合课程设计 II任务书姓 名： 院 系：机电工程学院专 业：机械设计制造及其自动化 班 号：1208108 学 号：任务起止日期：2021 年 11 月 30 日 至 2021 年 12 月 18 日课程设计题目： 工作台面积 32021 50mm2卧式升降台铣床主传动系统设计主要内容：设计说明书，包括机床的运动设计、动力设计以及传动件校核验算等。图纸，包括A0展开图一张、A1截面图一张。技术要求： 公比，最小转速，级数，功率1.41min28 / minnr12Z 5.5NKW进度安排：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

2、面草图，验算、加粗。第三周：撰写工程总结报告，辩论。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 日综合课程设计综合课程设计 II工程总结报告工程总结报告题题 目：卧式升降台铣床主传动系统设计目：卧式升降台铣床主传动系统设计 院院 系系 机电工程学院机电工程学院 专专 业业 机械设计制造及其自动化机械设计制造及其自动化 学学 生生 学学 号号 班班 号号 1208108 指导教师指导教师 填报日期填报日期 2021 年年 12 月月 16 日日 哈尔滨工业大学机电工程学院制2021 年 11 月目目 录录1工程背景分析工程背景分析.12研究方案要点与执行情况研究方案要点与

3、执行情况.13工程关键技术的解决工程关键技术的解决.13.1确定转速系列.13.2确定结构式.13.3绘制转速图、传动系统图及核算误差.24具体研究内容与技术实现具体研究内容与技术实现.24.1确定转速系列.24.2绘制转速图.34.3确定变速组齿轮传动副的齿数及定比传动副带轮直径.54.4绘制传动系统图.74.5核算主轴转速误差.74.6传动轴的直径确实定.84.7齿轮模数的初步计算.94.8选择带轮传动带型及根数.105技术指标分析技术指标分析.115.1第2扩大组的验证计算.115.2传动轴2的验算.135.3主轴组件的静刚度验算.156. 存在的问题与建议存在的问题与建议 .19参考文

4、献参考文献.1911工程背景分析工程背景分析铣床系指主要用铣刀在工件上加工各种外表的机床。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，还能加工比拟复杂的型面，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、螺旋形外表螺纹、螺旋槽及各种曲面。此外，还可用于对回转体外表、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

5、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外表。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。2研究方案要点与执行情况研究方案要点与执行情况本设计机床为卧式铣床，其级数，最小转数，转速公比为12Z min28 / minnr，驱动电动机功率。主要用于加工钢以及铸铁有色金属；采用高41. 15.5NkW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：撰写工程总结报告。3工程关键技术的解决工程关键技术的解决3

6、.1 确定转速系列确定转速系列 根据要求的公比，查表得到系统转速系列：28 40 56 80 112 160 224 315 450 630 900 1250 r/min3.2 确定结构式确定结构式1361232223.3 绘制转速图、传动系统图及核算误差绘制转速图、传动系统图及核算误差图1 传动系统图4具体研究内容与技术实现具体研究内容与技术实现4.1 确定转速系列确定转速系列最低转速为 28r/min，公比=1.41，查教材表标准转速系列的本系统转速系列如下：28 40 56 80 112 160 224 315 450 630 900 1250 r/min那么转速的调整范围64.4428

7、1250minmaxnnRn4.1.1 传动组和传动副数可能的方案传动组和传动副数可能的方案12=4 3 12=3 4 12=3 2 2 12=2 3 2 12=2 2 3 前两个方案虽然可以减少轴的数目，但有一个传动组内有四个传动副。假设采用一个四连滑移齿轮，那么会增加轴向尺寸；假设用两个双联滑移齿轮，操纵机构必须互锁防止两滑移齿轮同时啮合。故不采用。3对于后三个方案，遵循传动副“前多后少的原那么，选取方案12=3 2 2 4.1.2 确定结构式确定结构式12=3 2 2方案中，因根本组和扩大组排列顺序的不同而有以下6种扩大顺序方案： ，631223126122231216222312，36

8、1223122142231212422312方案1,2,3,4的第二扩大组，2，那么是可行的。26x 2p2rmax)12(68r方案5,6中，4，那么，不可行。2x23p 2rmax)13(416r在可行的1,2,3,4方案中，为使中间传动轴变速范围最小，采用扩大顺序与传动顺序一致的传动方案1，。13612322 综上所述，结构式136123224.2 绘制转速图绘制转速图4.2.1 选定电动机选定电动机确定电机功率为 5.5KW。参照相关手册选择 Y132S-4 型电机。Y132S-4 型电机主参数如下：额定功率5.5KW满载转速1440r/min 同步转速 1500/min起动转矩/额定

9、转速 2.2最大转矩/额定转矩 2.2确定传动轴的轴数和各转速按从主轴向电机分配传动比，并按照升二降四、先快后慢原那么分配；同时考虑铣床主轴的飞轮效应，第三级传动副应选最大降速比，以使主轴上大齿轮直径较大，适应断续切削；考虑定比传动使用带轮传动，降速比不能太大，故尽量提高各传动轴转速。由于第二扩大组的变速范围为，可知两个传动副的传动比必然是极8)12(6限值：,/14/141cu,1/1/222cu于是，可以确定轴的六种转速只能是112 160 224 315 450 630r/min轴各转速确定第一扩大组的级比指数为 3，在传动比极限范围内，轴的转速最高可为 450 4630 900r/mi

10、n；最低转速可为 160 224 315r/min。为了防止升速，又不使传动比太小，可取,/18.2/131bu12bu于是就确定了轴的转速为 315 450 630r/min轴各转速确定同理，轴可取,/12/121au,/141.1/12au13au于是就确定了轴的转速为 630r/min。电动机与轴之间为定比传动，传动比为 630/14401/2=21/分配总降速传动比分配如下(转速图)表 1 各副传动比分配传动副名称传动副类型传动比定比传动副带轮副630:14401齿轮副1:12齿轮副1:1.41a3齿轮副1:21齿轮副1:1b2齿轮副1:2.81齿轮副2:1c2齿轮副1:45图 2 转

11、速图4.3 确定变速组齿轮传动副的齿数及定比传动副带轮直径确定变速组齿轮传动副的齿数及定比传动副带轮直径4.3.1 确定带轮直径确定带轮直径根据电机功率为 5.5KW，电机类型为 Y 型电机，执行机构类型为金属切削机床，设每天工作 8-16 小时。可得设计功率为：KWPKPAd6.65.52.1 其中：KA 为工况系数，查 GB/T 13575.1-1992 取 1.2P 为电机功率根据 Pd 和 n 在以下图中选择带型和小带轮直径，摘自?机械设计手册?。abc125063090045031522416011240568028 (r/min)6参照 GB/T 10412-2002 普通 V 带

12、直径优选系列选择 A 型带小带轮直径 90mm。那么大带轮直径为：mmnndD6.201)02.01(630144090)1(21D 应取 200mm其中：为转速损失率但此时转速误差较大，故 d 取 90mm；D 取 200mm。4.3.2 确定各齿轮副齿数确定各齿轮副齿数变速组 a：变速组 a 有三个传动副，传动比分别是， 11au41.1/12au2/13au由参考文献【1】表 5-1 查得：取，查表可得轴 I 主动齿轮齿数分别为：24，30，36。那么可以算出三个传72ZS动副齿轮齿数为，48/241au42/302au36/363au变速组 b：变速组 b 有两个传动副，同理可得第一扩

13、大组的齿数和，查表可得轴84ZS主动齿轮齿数分别为 22，42。可以算出传动副齿轮齿数为，62/221bu。42/422bu变速组 c：7变速组 c 有两个传动副，可取，查表可得轴主动齿轮齿数分别为95ZS19，63。可以算出传动副齿轮齿数为，。76/191cu32/632cu4.4 绘制传动系统图绘制传动系统图图2 传动系统图4.5 核算主轴转速误差核算主轴转速误差按各个转速实现所需的传动路线核算，过程及结果：实际传动比所造成的主轴转速误差，要求不超过。下表为主轴转速1.4)1(10误差与规定值之间的比拟：表 2 主轴转速误差与规定值之间的比拟标准转速 r/min实际转速 r/min主轴转速

14、误差在标准值范围之内2828.72.5%合格4041.12.75%合格85657.42.5%合格80811.25%合格112115.73.30%合格1601621.25%合格224226.31.02%合格315323.32.63%合格450452.60.57%合格630637.81.24%合格900911.21.24%合格12501275.72.06%合格4.6 传动轴的直径确实定传动轴的直径确实定传动轴的直径可以按照扭转刚度进行初步计算：491jnPd 式中 传动轴直径d 该轴传递的功率P 该轴的计算转速jn 该轴每米长度允许扭转角，取值为m/1主轴的计算转速：由参考文献1表 5-2 中所述

15、，。min/8013minrnnz各个传动轴的计算转速：由转速图可以得到 I、II、III 轴的计算转速分别为 630, 315, 112r/min。各轴直径计算：I 轴： Idmm82.2716305.5914II 轴： IIdmm08.3313155.59149III 轴： IIIdmm84.4213155.5914表 3 各传动轴直径初算值传动轴直径/mmI 轴30II 轴35III 轴45主轴轴颈尺寸确实定 根据参考文献1，主轴前轴轴颈取，后轴颈直径190Dmm，取mm。21(0.70.85)6376.5DDmm270D 4.7 齿轮模数的初步计算齿轮模数的初步计算4.7.1 齿轮计算

16、转速确实定齿轮计算转速确实定a 变速组内最小齿轮齿数是 z=24，只有一个转速 630r/min，取为计算转速b 变速组内最小齿轮齿数是 z=22，112r/min 是 III 轴的计算转速，所以该齿轮的计算转速为 450r/min。c 变速组内的最小齿轮齿数是 z=19，80r/min 是主轴的计算转速，所以该齿轮的计算转速为 315r/min。4.7.2 模数的计算模数的计算要求每个变速组的模数相同。齿轮材料初选 45 钢调质+外表淬火硬度约 45HRC ，按较高可靠度选择平安系数为 1.25，得：lim11208961.25HHHMPaMPaS同一变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷最重的

17、小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行初算：其中： 按接触疲劳强度计算的齿轮模数jm 大小齿轮的齿数比u3221(1)16338djmjjuNmz un10 电动机功率 kW， dNKWNd5.5 齿宽系数，取m8m 小齿轮齿数1z 齿轮传动许用接触应力，取j MPaj1370 计算齿轮计算转速r/minjn变速组 a：mmma87.16301370)24/48(2485.5)124/48(16338322变速组 b：mmma15.24501370)22/62(2285.5)122/62(16338322 变速组 c：mmma60.23151370)19/76(1985.5)119/76(163

18、38322故取 mmma5.2mmmb3mmmc44.7.3 齿数的验算齿数的验算套装在轴上的小齿轮还考虑到齿根圆到它的键槽深处的最小尺寸应大于基圆齿厚，以防断裂，那么其最小齿数应为： 1.03+ 5.6式中 D齿轮花键孔的外径mm ，单键槽的取其孔中心至键槽槽底的尺寸的两倍； m齿轮模数mm根据?实用机床设计手册?，I 轴 D 为 36.6mm，d 为 30mm，II 轴 D 为 40mm，d 为36mm，III 轴 D 为 50mm，d 为 46mm，I 轴 Zmin=22，II 轴 Zmin=19，III 轴 Zmin=17，均符合要求。4.8 选择带轮传动带型及根数选择带轮传动带型及根

19、数根据前文所述已选择 A 型带，皮带根数由以下公式确定：1111()dLPzPP K K式中z皮带根数Pd 设计功率 KW，6.6KWP1 单根 V 带的根本额定功率，按 GB/T 13575.1-992 选择 1.92KW传动比导致的额定功率补偿，按 GB/T 13575.1-992 选择 0.134KW1P小带轮包角导致的修正，由于中心距未定，无法计算小带轮包角，故忽略此K项皮带长度导致的修正，由于中心距未定，无法计算皮带长度，故忽略此项LK计算得 z=6.5，取为 7。5技术指标分析技术指标分析5.1 第第 2 扩大组的验证计算扩大组的验证计算第 2 变速组的最小齿轮齿数为,与之相啮合的

20、大齿轮齿数为.由参考119z276z 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小齿轮的弯曲强度验算对于直齿圆柱齿轮,弯曲应力需要满足下式：51232191 10(MPa)sjK K K K Nzm BYn式中：N-传递的额定功率kW ，；dNN -电动机功率kW ，取 5.5kW；dN -从电动机到所计算齿轮的传递效率，取=1； -计算转速r/min ，由上可得：315r/min；jn-转速变化系数，取 0.93；nK -功率利用系数，取 0.79；NK12 -材料强化系数；vK -工作状况系数，

21、考虑载荷冲击的影响，主运动取 1.21.6；3K -动载荷系数，取 1.012；2K -齿向载荷分布系数，取 1.045；lK计算可得：51232191 10(MPa)131.49MPa336MPasjK K K K Nzm BYn满足弯曲疲劳强度。5.1.2 大齿轮的接触疲劳强度验算大齿轮的接触疲劳强度验算对于直齿圆柱齿轮,接触疲劳强度的校核公式为：3123(1)2088 10(MPa)sjjjuK K K K NzmuBn式中： m-初算的齿轮模数mm ； B-齿宽mm ； z-小齿轮齿数； u-大齿轮齿数与小齿轮齿数之比， “+号用于外啮合， “-号用于内啮1u 合； -寿命系数：sKs

22、TnNqKK K K K -工作期限系数：TK1060mTnTKC由计算得：=2.097TK T-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sT，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为，p 为15000 20000sTh/ pSTT13该变速组的传动副数； -齿轮的最低转速r/min ；1n -基准循环次数，钢和铸铁件：接触载荷取，弯曲载荷；0C7010C 602 10C m-疲劳曲线指数，钢和铸铁件，接触载荷 m=3；弯曲载荷时，对正火、调制及整体淬硬件取 m=6，对外表淬硬取 m=9。 Y-齿形系数； -许用接触应力MPa ；j -许用弯曲应力MPa ；计算可得： 312

23、3(1)2088 10(MPa)431.26MPa1260MPasjjjuK K K K NzmuBn满足接触疲劳强度的要求。5.2 传动轴传动轴 2 的验算的验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 910 页表 y 3.10-7,得 0.00050.0005 3510.1755ylmm 0.014rad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 传动轴传动轴 2 的最大挠度计算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

24、过 3%。由参考文献1,假设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：334(0.75)(/)171.39()abl NxxyymmD mzn式中： 两支承间的跨距(mm),对于轴 II,.l351lmm 该轴的平均直径(mm),本轴的平均直径.D44Dmm14,齿轮的工作位置至较近支承点的距离(mm)iaxliaiz输入扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度()aymm 输出扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度()bymm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1aQ1125aamm1250.356

25、351x 33143515.5 (0.75 0.3560.356 )171.390.064442.5 48 315aymm对于,其输入位置,故2aQ272aamm720.205351x 33243515.5 (0.75 0.2050.205 )171.390.033442.5 42 450aymm对于,其输入位置,故3aQ398aamm980.279351x 33343515.5 (0.75 0.2790.279 )171.390.036442.5 36 630aymm故引起的中点挠度最大,在计算合成挠度时使用,进行计1aQ1aaQQ10.064aayymm算。此时轴 II 转速为，同理：31

26、5 /minr对于,其输入位置,故1bQ148bamm10.027bymm对于,其输入位置,故2bQ2140bamm20.123bymm故引起的中点挠度最大,在计算合成挠度时使用,进行计2bQ2bbQQ20.123bbyymm算.15由参考文献1,中点的合成挠度可按余弦定理计算,即：hy222cos()hababyyyy ymm式中：被验算轴的中点合成挠度(mm);hy 驱动力和阻力在横剖面上,两向量合成时的夹角(deg),aQbQ2()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,齿面磨擦角,得205.722()02(20

27、5.72)51.44 代入计算,得：220.0640.1232 0.064 0.123 cos( 51.44 )0.097hhymmy 满足要求。5.2.2 传动轴传动轴 2 在支承处的倾角计算在支承处的倾角计算由参考文献1,传动轴在支承点 A,B 处的倾角时,可按下式进行近似计算：,AB3()hAByradl 代入,得0.097hymm351lmm43 0.0978.29 10 () 351ABrad 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主轴组件的静刚度验算5.3.1 计算条件确实定计算条件确实定(1)变形量的允许值验算主轴轴端的挠度,目前广泛采用的经验数据为：

28、cy0.0002 ()cyl mm式中： 两支承间的距离,在本主轴中,.故取l310lmm0.062cymm由参考文献1,对对于工作台宽度为的卧式铣床,其主轴前端静刚度为320mm16.120/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)、(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切削力确实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：tP42 955 10()dzjjNPND n式中：电动机额定功率(kW),此处.dN5.5dNkW主传动系统的总效率,为各传动副、轴承的效率，取1niii。1主轴的计算转速),由前知

29、,主轴的计算转速为.jn( /minr80 / minr计算直径,对于铣床,为最大端铣刀计算直径,由参考文献1,对于jDjD升降台宽度为的卧式铣床,其端铣刀的计算直径及宽度分别为,320 1250200jDmm.60Bmm将参数值带入(5-8)式,得6565.6tPN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,那么各切削分力与的比值可大致认为tP,.那么0.956237.32VtPPN0.241575.74HtPPN0.53282.8atPPN,即与水平面成角,在

30、220.986434.29HVtPPPPN1.17222.16tPPNP60P水平面的投影与成角.HP65(2)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 ,那么Ps17()scw mm式中： 主轴前端的悬伸长度,此处c95cmm 对于普通升降台铣床w60wBmm代入,切削力的作用点到主轴前支承的距离为P155smm5.3.2 两支承主轴组件的静刚度验算两支承主轴组件的静刚度验算为了计算上的简便,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Psccspy23223()()()63cspcBAscclscls lcscyPmmEIEIC lC l式中：抗拉弹性模量,钢的E62.1 10EMPa为段惯性矩,对于主轴前端,有cIBC44446455128(1 () )(1