哈工大综合课程设计：卧式升降台铣床

1、哈工大综合课程设计：卧式升降台铣床 机械制造装备课程设计工程总结报告 题 目：工作台面积320×1250mm2 卧式升降台铣 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 学 号 班 号 指导教师 韩振宇 填报日期 2021年12月10 哈尔滨工业大学机电工程学院制 2021年4月 哈尔滨工业大学机械制造装备课程设计任务书 目 录 1.1. 综合课程设计II的目的 1.2. 金属切削机床在国内外开展趋势 2. 研究方案要点与执行情况 2.1. 设计任务 2.2. 进度安排 3. 工程关键技术的解决 4. 具体研究内容与技术实现 4.1. 机床的规格及

2、用途 4.2. 运动设计 1.确定极限转速： 2.确定结构网或结构式： 3.绘制转速图： 1确定变速组齿轮传动副的齿数 2核算主轴转速误差 4.3. 动力设计 4.4. 结构设计 4.5. 零件的验算 1直齿圆柱齿轮的应力计算 2齿轮精度确实定 3传动轴的弯曲刚度验算 4主轴主件静刚度验算 5. 存在的问题与分析 6. 技术指标分析 参考文献 1. 工程背景分析 1.1. 综合课程设计II的目的 机床课程设计，是在金属切削机床课程之后进行的实践性教学环节。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，使学生在拟定传送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

3、算、编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握根本的设计方法，并培养学生具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。 1.2. 金属切削机床在国内外开展趋势 机床作为加工的母机，总是要保证和提高加工质量和生产率，随着科技的不断进步，各种机床也相应地不断开展与更新，如性能参数的提高、功能的扩大、切削功率的加大，自动化程度的提高，机床动态性能的不断改善，加工精度的不断提高，根底元件的不断创新，控制系统的更新等等。 我国机床工业的开展趋势：根据机床工具工业局对振兴我国机床工业的设想，要在以后相当长时期内限制和压缩落后机床的生产，要化大力气开展高性能、高效率、高水平的适合国民经济

4、需要的“高档产品，改善机床品种的构成比。重点开展机、电、仪结合的产品。注意在冲压、电加工、激光、等离子加工中应用数控技术。 国外机床工业的开展，特别讲究机床的精度、效率，讲究机床制造工艺技术水平，试验分析与理论研究。从七十年代以来，国外已普遍推广使用数控机床。日本和美国已建成柔性自动化生产车间和柔性自动化工厂，整个机床制造的技术水平和自动检测控制技术已有大幅度提高。 2. 研究方案要点与执行情况 2.1. 设计任务 机械制造及其自动化专业的“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同，完成展开图和截面图各一张及相关计算和文件和工程结题报告。 1设计内容要求 图纸

5、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：画剖面轴系布置示意图包括截面外型及尺寸、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?工程总结报告?，相关设计计算内容，写到“具体研究内容与

6、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 一、运动设计 根据给定设备的用途规格、调速范围、极限转速的、公比和功率要求，拟定传动方案，确定传动系统图和转速图。 二、动力设计 根据功率和速度，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，验算传动件的应力、刚度、寿命等参数。 三、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，形成工程总结报告。 3. 工程关键技术的解决 减速箱内各级减速比分配、齿轮模数齿数齿宽的选取和机床功率的计算

7、为本次设计的关键内容，解决以上问题可以完成机床根本功能的实现以及机床正常运行的保证。 同时主轴箱内传动件的空间布置是极其重要的问题之一，变速箱内各传动轴的空间布置首先要满足机床总体布局对变速箱的形状和尺寸的限制，还要考虑各轴受力情况，装配调整的操纵维修的方便。其中齿轮的布置与排列是否合理将直接影响主轴箱的尺寸大小、结构实现的可能性以及变速操纵的方便性。主轴传动件的合理布置也很重要。合理布置传动件在主轴上的轴向位置，可以改善主轴的受力情况，减小主轴变形，提高主轴的抗振性。 4. 具体研究内容与技术实现 4.1. 机床的规格及用途 通用机床，加工范围广泛，用于各种圆柱铣刀、盘铣刀、成型铣刀、端铣刀

8、、角度铣刀等来铣削各种斜面、成型外表、沟槽及齿轮、螺旋槽等。参数如下： 4.2. 运动设计 1.确定极限转速： 由设计要求，车床的主轴最小转速是,主轴转速级数,公比，故可得出,。 根据的公比、最小转速和级数计算最大转速和各级转速，查标准数列得到各级转速分别为：28、40、56、80、112、160、224、315、450、630、900和1250。 2.确定结构网或结构式： 根据传动副“前多后少的原那么，选择主轴转速结构式。根据级数要求，需要有一组重复的转速。故其转速结构式及级比指数为Z?31?23?26，符合要求。 那么系统的结构网如下列图： 3.绘制转速图： 1) 选定电动机 铣床为一般金

9、属切削机床的驱动，没有特殊性能要求，所以采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。Y系列电动机高效、节能、启动转矩大、噪声低、振动小、运行平安可靠。根据?机床使用设计手册?选择电动机的型号为Y112S-4，同步转速1500r/min，满载转速1440r/min，功率5.5kW。 2) 分配总降速传动比 最后扩大组的级比指数为6，同时升速和降速都不能超过极限范围，所以III轴的最低转速只能为112r/min，根据 “前慢后快的原那么II轴的最低转速可以为224r/min或315r/min，选择较低转速虽然可以减小发热和噪声，但这两根轴上的齿轮副模数会略大，所以选择为315r/min。电机转速为

10、1450r/min，II轴的转速定为630r/min,可选出电机传入齿轮传动比。 3) 确定传动轴的轴数 变速机构共需要5个轴。 绘制转速图如下： 因为零件的参数尚未确定，先根据转速图，按传动副的传动比较定一个主传动系统草图如下： 1 确定变速组齿轮传动副的齿数可用计算法或查表法选定齿轮的齿数 各个变速组双轴间的齿数和确实定 ?1? Sz?Szma x ?1?u?Zmin min? 式中：umin 同一变速组中的最小传动比，第一、二变速组umin?1/2，第三变速umin?1/4；Zmin 同一变速组中最小齿轮齿数，Zmin?1820。 由参考文献【2】表5-1查表选定选定第一变速组的齿数和为

11、72，小齿轮齿数分别为24、30、36。第二变速组的齿数和为80，小齿轮齿数分别为21、40。第三变速组为防止出现齿轮轴，选择齿数和为115，查表得小齿轮的齿数分别为23和38。 2 核算主轴转速误差 实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不超过?10?1?%，即 ?10?1.41?1?%=4.1%。那么通过齿轮齿数计算的实际主轴转速误差如下表： 主轴转速误差与规定值之间的比较 4.3. 动力设计 零件的计算，需要知道它们的计算转速nj,即参与传递全功率的最低转速、 传递全扭矩的最高转速。各零件的计算转速可从转速图上按主轴的计算转速确定。 计算转速为主轴或传动件传递全部功率时的最低转速，所以各轴

12、的计算转速和齿轮的计算转速分别如下表 传动轴直径按扭转刚度用下式进行概算 d?914 式中 ； d传动轴直径mm； N该轴传递的功率kW； nj该轴的计算转速r/minmm nj?N ?°1°°。 那么各个轴的初算直径为 I轴 ? II轴 dI?28.28mm 取为dII?30mm。花键轴尺寸取6?28?30。 III轴 dIII?32.30mm 取为dIII?40mm。花键轴尺寸取8?36?40。 IV轴 dIV?41.83mm 取为dIV?50mm。花键轴尺寸取8?46?50。 由参考文献1表3-13查得主轴前轴颈的直径D1?6095mm，取为80mm。后轴颈

13、的直径D2?(0.70.85)D1?5668mm。取为65mm。尽量使主轴截面变化要小，外径尺寸要缓减。铣床主轴内孔直径按铣床主轴端部尺寸标准选取。主轴材料选为45号钢，调质处理，在主轴端部、锥孔、定心轴颈和定心锥面处进行高频局部淬火。 同一变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷最重的小齿轮，第一变速组选择齿轮1计算，第二变速组选择齿轮6计算，第三变速组选择齿轮11计算。 按简化的接触疲劳强度公式进行计算： mj?u?1Ndmm ?mz12u?2nj 式中 ； mj按接触疲劳强度计算的齿轮模数mm Nd驱动电动机功率； nj计算齿轮的计算转速 u大齿轮齿数与小齿轮齿数之比u?1 z1小齿轮齿数；

14、?m齿宽系数，?m? jB为齿宽，为模数，取?m8； mN，一般的机床寿命为610年，Z?许用接触应力 齿轮材料为调质45号钢外表淬火，查得许用接触应力?j?1370MPa。 那么初步计算各个传动组的齿轮模数如下： 第一变速组的齿轮1 ?1， mj?第二变速组的齿轮4 mj?第三变速组的齿轮10 mj?第四变速组的齿轮15 取第一、第二变速组的模数相等，便于减少设备本钱，所以模数m1 m2为2.5mm。第三、第四变速组的齿轮模数m3、m4选择为3.0mm。 4.4. 结构设计 见A0及A1图纸。 4.5. 零件的验算 1直齿圆柱齿轮的应力计算 选择第四传动组中的Z23和Z92进行接触应力和弯曲

15、应力进行验算。 接触应力验算公式为 ?j?弯曲应力验算公式为 MPa)?j 191?105K1K2K3KsN?(MPa)? 2zmBYnj 式中：N传递的额定功率kW, N?Nd; Nd电动机的功率kW; ?从电动机到计算齿轮的传递效率； ?j计算转速r/min； m齿轮模数mm； B齿宽mm； Z小齿轮齿数； u大齿轮齿数和小齿轮齿数之比； KS寿命系数： KS?KTKnKNKq KT工作期限系数： KT? T齿轮在机床工作期限Ts内的总工作时间h ，对于中型机床的齿轮取Ts?1500020000h。同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为Ts?Ts/p，p 为该变速组的传动副数。此处取Ts

16、=15000h，p=2，那么T=7500h。 ，此处小齿轮为315，大齿轮为 80； n1齿轮的最低转速r/min C0基准循环次数，钢和铸铁件：接触载荷取C0?107，弯曲载荷取C0?2?106； m 疲劳曲线指数，钢和铸铁件，接触载荷取m=3，弯曲载荷时，对正火、调质及整体淬硬件取m=6，对外表淬硬高频、渗碳、氮化等取m=9； 此处解得KT=1.95小/2.60大。 Kn转速变化系数，此处取0.97/0.98； KN功率利用系数，此处取0.76/1.08； Kv材料强化系数，此处取0.76/0.77； 解得Ks?1.09/2.11。 K3工作状况系数，考虑载荷冲击的影响，主运动中等冲击取K

17、3=1.2 1.6； K2?动载荷系数，此处取1.1； K1 ?齿向载荷分布系数，此处取1.05； Y ?齿形系数，大齿轮取0.510； ?j -许用接触应力MPa ，查表3-9， ?j =1370MPa ； ?w-许用弯曲应力MPa ，查表3-9， ?w=283MPa 。 代入式中得 ?j?974.5?j 符合要求。191?105?1.05?1.1?1.2?2.11?5.19?w?105.67?w23?32?30?0.510?315 符合要求。 2齿轮精度确实定 齿轮精度等级的选择根据它的用途、圆周速度、载荷状况和对振动、噪声、使用寿命等方面的要求确定。 本设计中齿轮传递的速度和功率都不太大

18、，应选用7级精度的圆柱齿轮。 3传动轴的弯曲刚度验算 (1)传动轴III 的弯曲载荷 齿轮传动轴同时受输入扭矩的齿轮驱动力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时，其啮合角?20?，齿面摩擦角?5.72?时，其弯曲载荷由下式计算： Qa(Qb)?2.12?107N(N) mzn 式中： N m, z该齿轮的模数(mm)、齿数 n该传动轴的计算工况转速( r /min )， naj 该轴输入扭矩的齿轮计算转速( r /min ) nbf 该轴输出扭矩的齿轮计算转速( r /min ) 选取III 轴进行弯曲刚度验算，输入齿轮选取48，其计算转速为315r/m

19、in，输出齿轮选取21，其计算转速为315r/min，那么II 轴的计算工况转速为315r/min。带入 式4-8计算得： Qa?2.12?1075.5(N)?2570.55N 2.5?315?48 5.5(N)?5875.5N 3?315?21Qa?2.12?107 (2)验算两支承传动轴的弯曲变形 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?， 允许变形量见参考文献 6 表3.10-7，得 y = (0.01 0.03)m= 3 (0.01 0.03) =(0.03 0.09)mm 为了计算上的简便，可以近似地以该轴的中点挠度

20、代替最大挠度，其最大误差不超过3%。 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： l3N(0.75x?x3)ya(yb)?171.39(mm) 4Dmzn 式中： l两支承间的跨距(mm)，对于轴III，i=400mm D该轴的平均直径(mm)，本轴的平均直径D=40mm ax?i l ai 齿轮zi的工作位置至较近支承点的距离(mm)70 mm；130 mm 代入数据得： 70703?)ya?171.39(mm)?0.078mm 404?2.5?48?315yb?171.39440?3?21?3154003?5.5?(0.75? 计算在驱动力

21、Qa 和驱动阻力Qb 同时作用下，传动轴中心的合成挠度yh，可按余弦定理计算 yh?mm) 式中：yh被验算轴的中心合成挠度mm ya 输入扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度(mm) yb 输出扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度(mm) ?驱动力a Q 和阻力b Q 在横剖面上,两向量合成时夹角 ?2(?) ?在横剖面上,被验算的轴与其前、后传动轴连心线的夹角，按被验算的轴的旋转方向计量,由剖面图上可得?=180o 。啮合角?20?，齿面磨擦角?=5.72 ，得 代入式中计算，得 yh?mm)?0.303mm?y? 未满足要求。 传动轴在支承点A，B 处的倾角 ?A?B时,可按下式进行近似计算： ?A

22、?B? 满足要求 3yh3?0.303(rad)?0.0045(rad)? l306 4主轴主件静刚度验算 1主轴支承跨距 L 确实定 选定前端悬伸量 C，主轴前端的悬伸长度，即从主轴外侧前支撑中点滚锥轴承及向心推轴承 那么是接触角法线与轴线的交点处到主轴前端的距离，这里选定 C=75mm。 一般最正确跨距L0= 23C=140225mm。考虑到结构以及支承刚度会因磨损不断降低，应取跨距L比最正确跨距L0大一些。再考虑到结构需要，这里取L=370mm。 2计算条件确实定 变形量允许值：验算主轴轴端的挠度 y0，对普通机床前端挠度的允许值 y0，目前广泛使用经 验数据为：y0<0.

23、0002Lmm，其中 L为主轴两支撑间的距离mm。本设计中 L=370mm， 故前端挠度的允许值y0应不大于 0.0740mm。验算时以此作为是否合格的依据。 3轴组件的静刚度验算 最大圆周切削力 Pt须按主轴输出全功率和最大扭矩确定,其计算公式为： 42?955?10?NdP?(N)tDjnj 式4-18 式中：Nd电动机额定功率(kW),此处Nd?4kW. ?主传动系统的总效率,?i i?1n,i为各传动副、轴承的效率,总效? njDj主轴的计算转速(r/min),由前知,主轴的计算转速为80r/min. 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320?1250的卧式

24、铣床,其端铣刀的计算直径及宽度分别为 B?60mm. t?4476N 得PDj?160mm, 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Pt的比值可大致 V?0.95Pt?4252.7N,PH?0.24Pt?1074.2,Pa?0.5Pt?2238N. 认为P 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,那么 s?c?w(mm) 式4-19 式中：c主轴前端的悬伸长度,此处c?75mm w对于

25、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?135mm 4.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. 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,其计算公式为： (1) 计算切削力P作用在s点引起主轴前端c占的挠度y csp ycsp3sc2?c3lsc(l?s)(l?c)sc?P?(mm)6EIc3EICBl2CAl2 式(4-20) 0.90.90.80.81.9C或C?3.01izlRcosa AB0对圆锥滚子轴承： i滚动体的列数 z每列中的滚动体数 zA=1

26、6.zB=20 l0滚子的有效长度 l0A=26; l0B=35 a轴承的接触角 a=15° R轴承的径向负荷 RA=210000;RB=440000 5式中：E抗拉弹性模量,钢的E?2.1?10MPa Ic为BC段惯性矩,对于主轴前端,有 Ic? ?d(1?)6444?904?(1?(?64404)?3?106mm4 I为AB段惯性矩,有 I?d(1?) 6444?754?(1?(?64 、 204)?1.55?106mm46mm ?p?75.8?. (2)计算力偶矩M作用在主轴前端c点产生的挠度yccM yccMc2lcl?cc?M(?)(mm)222EIC3EICBlCAl 式

27、(4-21) Dj 280?85.9N?m1000代入, 式中各参数定义与之前保持一致.力偶矩 M?PH?1074.2? ?6y?2.16?10mm ccM得： 其方向在H平面内,如图4-3所示,?M?180?. ycmQ (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 ycmQ?Q?bc(2l?b)(l?b)(l?c)(l?b)bc?(mm)226EIlCBlCAl 式(4-22) Q? 代入得PP?4.15kNv?602 ycmQ?0.0013mm,其方向如图4-3所示,角度 ?Q?90?270?90?20?5.72?154.28? (1) 求主轴前端c点的综合挠度 H轴上的分量

28、代数和为： yc ycH?ycspcos?P?ycmQcos?Q?yccMcos?M 代入,得： 式(4-23) ycH?0.0016?cos75.8?0.0013cos154.28?2.16?10?6cos180?0.00078mmV轴上的分量代数和为： ycV?ycspsin?P?ycmQsin?Q?yccMsin?M 代入,得： 式 (4-24) ycV?0.0016?sin75.8?0.0013sin154.28?2.16?10?6sin180?0.002mm综合挠 y cV ayc=arctgycH° 故满足对主轴的刚度要求。 4滚动轴承的验算 机床的一般传动轴用的滚动轴承，主要是因为疲劳破坏而失效