哈工大综合课程设计.doc

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：2015 年 11 月 30 日 至 2015 年 12 月 18 日 课程设计题目： 工作台面积 320 1250mm2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1.41 min 28 / 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：完成截面草图，验算、加粗。 第三周：撰写项目总结报告，答辩。 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 项目总结报告项目总结报告 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 2015 年年 12 月月 16 日日 哈尔滨工业大学机电工程学院制 2014 年 11 月 目目 录录 1项目背景分析项目背景分析1 2研究计划要点与执行情况研究计划要点与执行情况.1 3项目关键技术的解决项目关键技术的解决.1 3.1确定转速系列1 3.2确定结构式.1 3.3绘制转速图、传动系统图及核算误差2 4具体研究内容与技术实现具体研究内容与技术实现.2 4.1确定转速系列2 4.2绘制转速图.3 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5 4.4绘制传动系统图7 4.5核算主轴转速误差7 4.6传动轴的直径的确定8 4.7齿轮模数的初步计算9 4.8选择带轮传动带型及根数10 5技术指标分析技术指标分析11 5.1第2扩大组的验证计算11 5.2传动轴2的验算13 5.3主轴组件的静刚度验算15 6. 存在的问题与建议存在的问题与建议 .19 参考文献参考文献.19 1 1项目背景分析项目背景分析 铣床系指主要用铣刀在工件上加工各种表面的机床。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，还能加工比较复杂的型面，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、螺旋形表面（螺纹、 螺旋槽）及各种曲面。此外，还可用于对回转体表面、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表面。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研究计划要点与执行情况研究计划要点与执行情况 本设计机床为卧式铣床，其级数，最小转数，转速公比为 12Z min 28 / 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 . 1 5.5NkW 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：撰写项目总结报告。 3项目关键技术的解决项目关键技术的解决 3.1 确定转速系列确定转速系列 根据已知要求的公比，查表得到系统转速系列： 28 40 56 80 112 160 224 315 450 630 900 1250 r/min 3.2 确定结构式确定结构式 136 12322 2 3.3 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 已知最低转速为 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 则转速的调整范围64.44 28 1250 min max n n Rn 4.1.1 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。若采用一 个四连滑移齿轮，则会增加轴向尺寸；若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”的原则，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，因基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： ， ， 631 22312 612 22312 162 22312 ， ， 361 22312 214 22312 124 22312 方案1,2,3,4的第二扩大组，2，则是可行的。 2 6x 2 p 2 r max )12(6 8r 方案5,6中，4，则，不可行。 2 x 2 3p 2 r max )13(4 16r 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，。 136 12322 综上所述，结构式 136 12322 4.2 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、先快后慢原则分配；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： ,/14/1 4 1 c u,1/1/2 2 2 c u 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 4 630 900r/min；最低转速可为 160 224 315r/min。为了避免升速，又不使传动比太 小，可取 ,/18.2/1 3 1 b u1 2 b u 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 ,/12/1 2 1 a u,/141.1/1 2 a u1 3 a u 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= 2 1/ 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630:1440 1齿轮副1:1 2齿轮副1:1.41a 3齿轮副1:2 1齿轮副1:1 b 2齿轮副1:2.8 1齿轮副2:1 c 2齿轮副1:4 5 图 2 转速图 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： KWPKP Ad 6.65.52.1 其中：KA 为工况系数，查 GB/T 13575.1-1992 取 1.2 P 为电机功率 根据 Pd 和 n 在下图中选择带型和小带轮直径，摘自机械设计手册 。 abc 1250 630 900 450 315 224 160 112 40 56 80 28 (r/min) 6 参照 GB/T 10412-2002 普通 V 带直径优选系列选择 A 型带小带轮直径 90mm。 则大带轮直径为： mm n n dD6.201)02.01( 630 1440 90)1( 2 1 D 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， 1 1 a u41.1/1 2 a u2/1 3 a u 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。则可以算出三个传动72 Z S 副齿轮齿数为，48/24 1 a u42/30 2 a u36/36 3 a u 变速组 b： 变速组 b 有两个传动副，同理可得第一扩大组的齿数和，查表可得轴84 Z S 主动齿轮齿数分别为 22，42。可以算出传动副齿轮齿数为，62/22 1 b u 。42/42 2 b u 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95 Z S 19，63。可以算出传动副齿轮齿数为，。76/19 1 c u32/63 2 c u 4.4 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较： 表 2 主轴转速误差与规定值之间的比较 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 2828.72.5% 合格 4041.12.75% 合格 8 5657.42.5% 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 传动轴的直径的确定传动轴的直径的确定 传动轴的直径可以按照扭转刚度进行初步计算： 4 91 j n P d 式中 传动轴直径 d 该轴传递的功率 P 该轴的计算转速 j n 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，。min/80 1 3 min rnn z 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： I d mm82.27 1630 5.5 91 4 II 轴： II d mm08.33 1315 5.5 91 4 9 III 轴： III d mm84.42 1315 5.5 91 4 表 3 各传动轴直径初算值 传动轴直径/mm I 轴30 II 轴35 III 轴45 主轴轴颈尺寸的确定 根据参考文献1，主轴前轴轴颈取，后轴颈直径 1 90Dmm ，取mm。 21 (0.70.85)6376.5DDmm 2 70D 4.7 齿轮模数的初步计算齿轮模数的初步计算 4.7.1 齿轮计算转速的确定齿轮计算转速的确定 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+表面淬火（硬度约 45HRC） ，按较高可靠度选择安全系 数为 1.25，得： lim 1120 896 1.25 H H H MPa MPa S 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 度公式进行初算： 其中： 按接触疲劳强度计算的齿轮模数 j m 大小齿轮的齿数比 u 3 22 1 (1) 16338 d j mjj uN m z un 10 电动机功率 kW， d N KWN d 5.5 齿宽系数，取 m 8 m 小齿轮齿数 1 z 齿轮传动许用接触应力，取 j MPa j 1370 计算齿轮计算转速（r/min） j n 变速组 a： mmma87.1 6301370)24/48(248 5.5)124/48( 16338 3 22 变速组 b： mmma15.2 4501370)22/62(228 5.5)122/62( 16338 3 22 变速组 c： mmma60.2 3151370)19/76(198 5.5)119/76( 16338 3 22 故取 mmma5.2mmmb3mmmc4 4.7.3 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，则其最小齿数应为： 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数 根据前文所述已选择 A 型带，皮带根数由下列公式确定： 11 11 () d L P z PP K K 式中z皮带根数 Pd 设计功率 KW，6.6KW P1 单根 V 带的基本额定功率，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 0.134KW 1 P 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 L K 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,与之相啮合的大齿轮齿数为.由参考 1 19z 2 76z 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： 5 123 2 191 10 (MPa) s j K K K K N zm BYn 式中：N-传递的额定功率（kW） ，； d NN -电动机功率（kW） ，取 5.5kW； d N -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； j n -转速变化系数，取 0.93； n K -功率利用系数，取 0.79； N K 12 -材料强化系数； v K -工作状况系数，考虑载荷冲击的影响，主运动取 1.21.6； 3 K -动载荷系数，取 1.012； 2 K -齿向载荷分布系数，取 1.045； l K 计算可得： 5 123 2 191 10 (MPa)131.49MPa336MPa s j K K K K N zm 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： 3 123 (1)2088 10 (MPa) s jj j uK K K K N zmuBn 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： s K sTnNq KK K K K -工作期限系数： T K 1 0 60 m T nT K C 由计算得：=2.097 T K 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 s T ，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为，p 为15000 20000 s Th/ p S TT 13 该变速组的传动副数； -齿轮的最低转速（r/min） ； 1 n -基准循环次数，钢和铸铁件：接触载荷取，弯曲载荷； 0 C 7 0 10C 6 0 2 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，对表面淬硬取 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： 3 123 (1)2088 10 (MPa)431.26MPa1260MPa s jj j uK K K K N zmuBn 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 过 3%。 由参考文献1,若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： 33 4 (0.75) (/)171.39() ab l Nxx yymm D mzn 式中： 两支承间的跨距(mm),对于轴 II,. l 351lmm 该轴的平均直径(mm),本轴的平均直径. D 44Dmm 14 ,齿轮的工作位置至较近支承点的距离(mm) i a x l i a i z 输入扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度() a y mm 输出扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度() b y mm 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 1a Q 1 125 a amm 125 0.356 351 x 33 1 4 3515.5 (0.75 0.3560.356 ) 171.390.064 442.5 48 315 a ymm 对于,其输入位置,故 2a Q 2 72 a amm 72 0.205 351 x 33 2 4 3515.5 (0.75 0.2050.205 ) 171.390.033 442.5 42 450 a ymm 对于,其输入位置,故 3a Q 3 98 a amm 98 0.279 351 x 33 3 4 3515.5 (0.75 0.2790.279 ) 171.390.036 442.5 36 630 a ymm 故引起的中点挠度最大,在计算合成挠度时使用,进行计 1a Q 1aa QQ 1 0.064 aa yymm 算。此时轴 II 转速为，同理： 315 /minr 对于,其输入位置,故 1b Q 1 48 b amm 1 0.027 b ymm 对于,其输入位置,故 2b Q 2 140 b amm 2 0.123 b ymm 故引起的中点挠度最大,在计算合成挠度时使用,进行计 2b Q 2bb QQ 2 0.123 bb yymm 算. 15 由参考文献1,中点的合成挠度可按余弦定理计算,即： h y 22 2cos() habab yyyy ymm 式中：被验算轴的中点合成挠度(mm); h y 驱动力和阻力在横剖面上,两向量合成时的夹角(deg), a Q b Q 2() 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 20 5.72 2()02(205.72)51.44 代入计算,得： 22 0.0640.1232 0.064 0.123 cos( 51.44 )0.097 hh ymmy 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：, AB 3 () h AB y rad l 代入,得0.097 h ymm351lmm 4 3 0.097 8.29 10 () 351 AB rad 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 计算条件的确定计算条件的确定 (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： c y 0.0002 () c yl mm 式中： 两支承间的距离,在本主轴中,.故取 l 310lmm0.062 c ymm 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 320mm 16 . 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 c y 切削力的确定 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： t P 4 2 955 10 () d z jj N PN D n 式中：电动机额定功率(kW),此处. d N5.5 d NkW 主传动系统的总效率,为各传动副、轴承的效率，取 1 n i i i 。1 主轴的计算转速),由前知,主轴的计算转速为. j n( /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 j D j D 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 1250200 j Dmm .60Bmm 将参数值带入(5-8)式,得6565.6 t PN 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,则各切削分力与的比值可大致认为 t P ,.则0.956237.32 Vt PPN0.241575.74 Ht PPN0.53282.8 at PPN ,即与水平面成角,在 22 0.986434.29 HVt PPPPN1.17222.16 t PPN P60P 水平面的投影与成角. H P65 (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 ,则Ps 17 ()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P155smm 5.3.2 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Psc csp y 23 22 3()() () 63 csp cBA scclscls lcsc yPmm EIEIC lC l 式中：抗拉弹性模量,钢的E 6 2.1 10EMPa 为段惯性矩,对于主轴前端,有 c IBC 44 44 64 55 128(1 () ) (1) 128 12.728 10 6464