哈工大综合专业课程设计

综合课程设计II项目总结汇报题目：最大加工直径ф320mm无丝杠车床主传动系统设计院（系）机电工程学院专业机械制造及其自动化学生白学林学号班号1208108指导老师韩德东填报日期11月30日哈尔滨工业大学机电工程学院制11月哈尔滨工业大学“综合课程设计II”任务书姓名：院系：机电工程学院专业：班号：学号：任务起止日期：11月30日至12月18日课程设计题目：关键内容：技术要求：进度安排：指导老师签字：年月日教研室主任意见：教研室主任签字：年月日目录1．项目背景分析····················22．研究计划关键点和实施情况···············23．项目关键技术处理·················34．具体研究内容和技术实现···············45．技术指标分析····················276．存在问题和提议··················277.参考文件······················281．项目背景分析本项目意在设计一款无丝杠车床。车床是关键用车刀对旋转工件进行车削加工机床。车床又称机床,使用车床工人称为“车工”，在机械加工行业中车床被认为是全部设备工作“母机”。车床关键用于加工轴、盘、套和其它含有回转表面工件，以圆柱体为主,是机械制造和修配工厂中使用最广一类机床。铣床和钻床等旋转加工机械全部是从车床引伸出来。一般车床是车床中应用最广泛一个，约占车床类总数65%，因其主轴以水平方法放置故称为卧式车床。在现代机械制造工业中，金属切削机床是加工机器零件关键设备，它所担负工作量约占机器总制造工作量40%到60%。机床技术水平直接影响机械制造工业产品质量和劳动生产率。在机械制造及其自动化专业整个教学计划中，“综合课程设计II”是一个极其关键实践教学步骤，其脱胎于“机床课程设计”，目标是为了锻炼学生机械“结构”设计能力，这是机械类学生最关键设计能力；同时，机床为制造工业“母机”，结构经典，很适合作为课程设计内容。2．研究计划关键点和实施情况2.1设计任务机械制造及其自动化专业“综合课程设计II”，是以车床和铣床主传动系统设计为内容，每个学生设计参数不一样，完成展开图和截面图各一张及相关计算和文件和项目结题汇报。（1）设计内容要求图纸工作量：画两张图。其中：开展图（A0）：轴系展开图。其中摩擦离合器、制动和润滑不要求画，但要求掌握；操纵机构只画一个变速手柄。截面图（A1）：画剖面轴系部署示意图（包含截面外型及尺寸、车床标中心高）。（2）标注：中心距、配合尺寸、定位尺寸、中心高（车床）、外型尺寸。（3）标题栏和明细栏不设明细表，件号采取流水号（1，2，3，…）标注，标准件标准直接标在图纸上（件号下面）；标题栏采取标准装配图标题栏（180×56），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）主轴端部结构要按标准画。（5）按模板编写《项目总结汇报》，相关设计计算内容，写到“具体研究内容和技术实现”项中。要求验算：一对齿轮，小齿轮验算接触弯曲强度，大齿轮验算接触弯曲强度，一根传动轴，主轴按两支撑计算。2.2进度安排对运动设计，依据给定设备用途规格、调速范围、极限转速、公比和功率要求，确定传动方案，确定传动系统图和转速图。对动力设计，依据功率和速度，选择电机型号，确定各传动件计算转速，初算传动件尺寸、绘制装配图草图，验算传动件应力、刚度、寿命等参数。对结构设计，绘制主传动系统展开图和截面图，完成传动件、箱体、操纵机构零部件结构设计。完成相关技术文档，形成项目总结汇报。对应时间安排以下表2-1。表2-1“综合课程设计II”基础步骤和进度安排第一周第二周第三周星期12、3451、234512、3、45阶段项目准备初算展开草图截面草图验算加粗标注计算说明书结题汇报、PPT、答辩准备答辩内容要求学生早晨：(1)图板、图纸、手册、指导书、图册等；(2)部署教室。(1)运动设计：转速图，传动系统图(2)动力设计：齿轮模数，主轴和传动轴直径。轴和齿轮部署图。细化展开图。轴系空间部署，操纵机构，箱体结构。验算一对齿轮；一根传动轴和主轴。不合格修改设计。验算完成后，加粗。按要求和标准标注。按规范（见指导书）编写计算说明书。按模板编写结题汇报（模板见附件）；准备5分钟PPT。图纸；PPT；项目总结汇报。表2-1“综合课程设计II”基础步骤和进度安排3．项目关键技术处理减速箱内各级减速比分配、转速图选择、传动系统齿轮排布、齿轮模数齿数齿宽选择为此次设计应首要处理内容，处理以上问题能够使机床主轴箱大致分布得四处理。主轴箱内传动件空间部署是极其关键问题，变速箱内各传动轴空间部署首先要满足机床总体布局对变速箱形状和尺寸限制，还要考虑各轴受力情况，装配调整和操纵维修方便。其中齿轮部署和排列是否合理将直接影响主轴箱尺寸大小、结构实现可能性和变速操纵方便性。主轴传动件合理部署也很关键。合理部署传动件在主轴上轴向位置，能够改善主轴受力情况，减小主轴变形，提升主轴抗振性。4．具体研究内容和技术实现4.1机床规格及用途本设计机床为卧式车床，其级数，最小转速，转速公比为，驱动电动机功率。关键用于加工钢和铸铁有色金属；采取高速钢、硬质合金、陶瓷材料做成刀具。序号机床主参数公比φ最低转速级数Z功率（kW）13最大加工直径φ320mm无丝杠车床1.4128124表4-1机床参数表4.2运动设计4.2.1确定极限转速依据设计参数，主轴最低转速为28r/min，级数为12，且公比φ=1.41。于是依据标准数列表能够得到主轴转速分别28，40，56，80，112，160，224，315，450，630，900，1250r/min，则转速调整范围。4.2.2确定公比依据设计数据，公比φ=1.41。转速数列：28，40，56，80，112，160，224，315，450，630，900，1250r/min4.2.3求出主轴转速级数依据设计数据，转速级数，其中：——转速调整范围——转速公比将，代入，得。4.2.4确定结构式根据主变速传动系设计通常标准，选择结构式为传动方案。其最终扩大组变速范围,符合要求，其它变速组变速范围也一定符合要求。4.2.5绘制转速图（1）选定电动机依据设计要求，机床功率为5.5KW，能够选择Y132M-4，其同时转速为1500r/min，满载转速为1440r/min，额定功率7.5KW。（2）分配总降速传动比总降速传动比为，又电动机转速不在所要求标准转速数列当中，所以需要用带轮传动。（3）确定传动轴轴数轴数=变速组数+定比传动副数+1=3+1+1=5。（4）绘制转速图先按传动轴数及主动轴转速级数格距QUOTE画出网格，用以绘出转速图。在转速图上，先分配从电动机转速到主轴最低转速总降速比，在串联双轴传动间上画上QUOTE。再按结构式或结构网级比分配规律画上各变速组传动比射线，从而确定了各传动副传动比。中间各轴转速可从电动机轴开始往后推，通常以往前推比较方便，所以首先定III轴转速。=1\*GB3①定III轴转速因为第二扩大组变速范围为，选择故这两对传动副最小和最大传动比肯定是，。于是能够确定III轴六级转速只能是：112，160，224，315，450，630r/min，可见III轴最低转速为112r/min。②确定II轴转速第一扩大组级比指数为3。为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体径向尺寸，通常限制降速最小传动比，又为避免扩大传动误差，降低振动噪声，限制最大升速比。于是，，II轴最低转速是315/min，三级转速分别为315，450，630r/min。③确定I轴转速同理，轴I可取：，，，于是就确定了轴I转速为630r/min。依据以上计算，绘制转速图以下：图4-1转速图4.2.6绘制传动系统图（1）确定变速组齿轮传动副齿数=1\*GB3①速组a：

变速组a有三个传动副，传动比分别是，，，由参考文件[1]表2-5查得：符合条件，可取，查表可得轴I主动齿轮齿数分别为：36、30、24。依据对应传动比，可得轴II上三联齿轮齿数分别为：36、42、48。=2\*GB3②速组b：变速组b有两个传动副，传动比分别是，。查表得：可取，于是可得轴II上主动齿轮齿数分别是：42，22。于是依据对应传动比，得轴III上三齿轮齿数分别是：42，62。=3\*GB3③速组c：变速组c有两个传动副，传动比分别是，。查表得：可取，于是可得轴III上主动齿轮齿数分别是：60，18。于是依据对应传动比，得轴Ⅳ上两齿轮齿数分别是：30，72。（2）校核主轴转速误差实际传动比所造成主轴转速误差，要求不超出：下表为主轴转速误差和要求值之间比较：标准转速r/min实际转速r/min主轴转速误差在标准值范围之内2827.940.21%√4039.920.20%√5655.890.20%√8078.751.56%√112112.50.45%√160157.51.56%√224223.550.20%√315319.351.38%√450447.100.64%√6306300%√9009000%√125012600.8%√表4-2主轴转速误差表（3）绘制传动系统图电机额定转速1400r/min，I轴转速630r/min。依据参考文件[2]表5.7确定工作情况系数KA=1.1~1.3，计算设计功率Pd，而且依据参考文件[2]图5.17一般V带选型图确定小带轮直径112~140。最终选择小带轮直径，大带轮直径。图4-2传动系统图4.3动力设计4.3.1传动零件初步计算4.3.1.1传动轴直径确实定传动轴直径能够根据扭转刚度进行初步计算：式中——传动轴直径——电机额定功率——该轴计算速度，（1）主轴计算转速。（2）各个传动轴计算转速由转速图能够得到I、II、III轴计算转速分别为630,315,112r/min。（3）各轴功率确实定经过查阅资料，知通常情况下，滚动轴承效率，齿轮副效率。III轴：；II轴：；I轴：。（4）各传动轴直径I轴：；II轴：；III轴：。（5）主轴轴颈尺寸确实定依据参考文件[1]表2-14，最大加工直径。经过查表取得主轴前轴轴颈范围为85~105mm，取，后轴颈直径，取。4.3.1.2、齿轮模数初步计算（1）齿轮计算转速确实定主轴计算转速为80r/min，III轴计算转速112r/min，II轴计算转速315r/min，I轴计算转速630r/min。齿轮序号Z112Z256Z36Z36Z30Z42Z24Z48计算转速nj1440630630630630450630315齿轮序号Z42Z42Z22Z62Z60Z30Z18Z72计算转速nj31531531511211222431580表4-3齿轮计算转速表只需计算变速组内最小也是强度最弱齿轮即可。=1\*GB3①变速组内最小齿轮齿数是z=24，该齿轮计算转速为630r/min；=2\*GB3②变速组内最小齿轮齿数是z=22，该齿轮计算转速为315r/min；=3\*GB3③变速组内最小齿轮齿数是z=18，该齿轮计算转速为315r/min。（2）模数计算要求每个变速组模数相同。依据：其中：——按接触疲惫强度计算齿轮模数——大小齿轮齿数比——电动机功率kW，——齿宽系数，取——小齿轮齿数——齿轮传动许用接触应力，取——计算齿轮计算转速（r/min）变速组=1\*GB3①：，取；验证：，满足要求。变速组=2\*GB3②：，取；验证：，满足要求。变速组=3\*GB3③：，取；，满足要求。4.3.2零件验算（1）V型带计算和选定电机传输功率为5.5KW，小带轮转速为630r/min，传动比为2.29，假定载荷平稳，天天工作时间在10-16小时之间，电机工作在反复开启、正反转频繁、工作条件恶劣场所。选择A型带，小带轮直径112mm，初步估算中心距为300mm，可知工作情况系数,则大带轮直径，取为256mm。带速度公式符合要求初算带基准长度Ld：计算实际中心距a计算小带轮包角确定V带根数Z式中：为包角修正系数，查参考文件[2]得=0.93为带长修正系数，查参考文件[2]得=0.93为V带基础额定功率。由参考文件[2]查取单根V带所能传输功率为1.32kW；计算功率增量其中：为弯曲影响系数，由参考文件[2]查得；为传动比系数，由参考文件[2]查得；计算功率增量。所以依据公式可算得Z=4.6，取Z=5根。单根一般V带初拉力计算轴向力从结果看出，支撑轴径向力为3241.4N，此力较大，结构设计时应考虑采取卸荷带轮结构。（2）齿轮应力计算验算第三变速组最小齿轮和和其相啮合齿轮。=1\*GB3①大齿轮弯曲强度验算由参考文件[2]，对于直齿圆柱齿轮，弯曲应力需要满足下式：式中：——齿轮弯曲疲惫强度()——载荷系数,——工作期限系数——转速改变系数——功率利用系数——材料强化系数——齿形系数，，取得——齿宽(mm),此处——齿向载荷分布系数——动载荷系数——工作情况系数，取——许用弯曲应力(MPa),，本齿轮采取20Cr钢渗碳淬火，查表得弯曲疲惫极限应力：，代入公式，得满足齿根弯曲疲惫强度。=2\*GB3②小齿轮接触强度验算由参考文件[2]，对于直齿圆柱齿轮,接触疲惫强度校核公式:式中：——载荷系数,——工作期限系数——转速改变系数——功率利用系数——材料强化系数——齿形系数，，取得，——齿宽(mm),此处——齿向载荷分布系数——动载荷系数——工作情况系数，取——传动比，为4——许用接触应力,,其中为试验齿轮齿面接触疲惫极限,由参考文件[2]知,则满足接触疲惫强度要求。(3)传动轴II验证计算齿轮传动轴抗弯刚度验算，包含轴最大挠度，滚动轴承处及齿轮安装处倾角验算.其值均应小于许可变形量及，许可变形量见参考文件[2]上，得[y]=0.0005l=0.0005×320=0.16mm由参考文件[1]，传动轴抗弯刚度验算满足要求时，除重载轴外，通常无需再进行强度计算。所以对于传动轴II，仅需要进行刚度计算，无须进行强度验算.=1\*GB3①传动轴II载荷分析对传动轴II受力进行简化，得到下示载荷分布图：图4-3传动轴II刚度验算简图1图4-4传动轴II刚度验算简图2其中，是轴驱动力，且3个驱动力不能同时作用，是轴驱动阻力，且2个驱动阻力不能同时作用。其弯曲载荷由下式计算：式中：——该齿轮传输全功率()，如前述原因，此处均取；——该齿轮模数，齿数——该传动轴计算工况转速()，(或)——该轴输入扭矩齿轮计算转速()——该轴输出扭矩齿轮计算转速()将五种驱动力或驱动阻力分别带入式，可得到各驱动力为：对于输出驱动阻力，因为多种情况转速不定，故应在选定校核用轴II速度以后计算，选择产生挠度最大时驱动力对应速度.=2\*GB3②传动轴II最大挠度计算为了计算上简便，能够近似地以该轴中点挠度替换最大挠度，其最大误差不超出3%.由参考文件［1］，若两支承齿轮传动轴为实心圆形钢轴，忽略其支承变形，在单在弯曲载荷作用下，其中点挠度为：式中：——两支承间跨距(mm)，对于轴II，=360mm——该轴平均直径(mm)，本轴平均直径D≈36mm.——齿轮工作位置至较近支承点距离()——输入扭矩齿轮在轴中点引发挠度()——输出扭矩齿轮在轴中点引发挠度()其它各符号定义和之前一致.对于输入三个驱动力，计算其分别作用时对于轴中点挠度值对于，其输入位置，故对于，其输入位置，故对于，其输入位置，故故引发中点挠度最大，在计算合成挠度时使用，进行计算.此时轴III转速为450r/min。此时对之前计算输出驱动阻力进行计算，各力为带入上式，对于输出三个驱动阻力，计算其分别作用时对于轴中点挠度值.对于，其输入位置，故对于，其输入位置，故故引发中点挠度最大，在计算合成挠度时使用，进行计算。由参考文件［1］，中点合成挠度可按余弦定理计算，即：式中：——被验算轴中点合成挠度(mm);——驱动力和阻力在横剖面上，两向量合成时夹角(deg)，——在横剖面上，被验算轴和其前、后传动轴连心线夹角(deg)，按被验算轴旋转方向计量，由剖面图上可得值为90°，啮合角，齿面磨擦角，得代入计算，得：满足要求.=3\*GB3③传动轴II在支承处倾角计算由参考文件［1］，传动轴在支承点A，B处倾角时，可按下式进行近似计算：代入，，得能够满足要求，故不用计算其在齿轮处倾角.（4）主轴验证计算=1\*GB3①计算条件确实定=1\*alphabetica.变形量许可值验算主轴轴端挠度，现在广泛采取经验数据为:式中：——两支承间距离，在本主轴中，。故取由参考文件［1］，对于最大加工直径为320mm卧式车床，其主轴前端静刚度为120N/um。依据不产生切削自激振动条件来确定主轴组件刚度。由参考文件[1]，上述能够任选一个，进行判定.此处，选择验算主轴轴端挠度=2\*alphabeticb.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：式中：——电动机额定功率(kW)，此处。——主传动系统总效率，，为各传动副、轴承效率。由参考文件［1］，计算得出——主轴计算转速，由前知，主轴计算转速为80r/min.——计算直径，对于车床，为溜板上最大加工直径，=（0.5~0.6），为最大加工直径=(0.5~0.6)x320=160~192mm，取180mm。将参数值带入上式，得。验算主轴组件刚度时，须求出作用在垂直于主轴轴线平面内最大切削协力，总切削力，假如按通常采取未磨钝，其主偏角为45°车刀，切削钢材时进给量较大，各切削分力百分比关系大致为：径向分力；进给力，则。对于一般车床切削力协力。=3\*alphabeticc.切削力作用点设切削力作用点到主轴前支承距离为，则式中：——主轴前端悬伸长度，此处 ——对于一般车床，代入，切削力作用点到主轴前支承距离为=4\*alphabeticd.两支承主轴组件静刚度验算因为主轴上大齿轮比小齿轮对主轴刚度影响较大，故仅对大齿轮进行计算.为了计算上简便，主轴部件前端挠度可将各载荷单独作用下所引发变形值按线性进行向量迭加，由参考文件[1]其计算公式为：计算切削力作用在点引发主轴前端占挠度 式中：——抗拉弹性模量，钢——为段惯性矩，对于主轴前端，有——为AB段惯性矩，有 径向分力。做出双支撑主轴径向力计算简图图4-4图4-5主轴部件计算简图，，计算得；，计算其它各参数定义和之前保持一致。代入计算，得：其方向图4-4所表示，沿方向，.计算