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：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1.4min28/ir12Z5.NKW 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
2、。 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 II 项目总结报告 题 目：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 1208108 指导教师 填报日期 2015 年 12 月 16 日 哈尔滨工业大学机电工程学院制 2014 年 11 月 目 录 1项目背景分析 1 2研究计划要点与执行情况 .1 3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
3、核算误差 2 4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 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 .19 参考文献 .19 1 1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（
4、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
5、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 本设计机床为卧式铣床，其级数 ，最小转数 ，转速公比为12Zmin28/ir ，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41.5.NkW 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 3.1 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
6、 450 630 900 1250 r/min 3.2 确定结构式 1362 2 3.3 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 4.1 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 64.28150minaxRn 4.1.1 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
7、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 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： ， ， 631612316231 ， ， 24 4 方案1,2,3,4的第二扩大组 ， 2，则 是可行的。2xprmax)12(68r 方案5,6中， 4， ，则 ，不可行。2x23prmax)13(4 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
8、传动顺 序一致的传动方案1， 。136 综上所述，结构式 2 4.2 绘制转速图 4.2.1 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
9、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： ,/1441cu ,/22cu 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 ,/18.231bu12bu 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 ,/1221au ,/14.au13au 于是就确定了轴的转速为
10、630r/min。 电动机与轴之间为定比传动，传动比为 630/1440 1/2=2/ 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 1:1b 2 齿轮副 1:2.8 1 齿轮副 2:1c 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 4.3.1 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
11、： KWPKAd 6.52.1 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 。 a b c 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： mndD 6.201)1(63049)1(2 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.
12、2 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 ， ， 1au41./2a 2/3au 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72ZS 副齿轮齿数为 ， ，48/1au42/302au36/3au 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 ，62/1bu 。42/2bu 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95ZS 19，63。可以算出传动副
13、齿轮齿数为 ， 。76/1cu32/2cu 4.4 绘制传动系统图 图2 传动系统图 4.5 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)(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 28 28.7 2.5% 合格 40 41.1 2.75% 合格 8 56 57.4 2.5% 合格 80 81 1.25% 合格 112 115.7 3.30% 合格 160 162 1.25% 合格 224 226.3
14、 1.02% 合格 315 323.3 2.63% 合格 450 452.6 0.57% 合格 630 637.8 1.24% 合格 900 911.2 1.24% 合格 1250 1275.7 2.06% 合格 4.6 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： 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， 。min/8013minrz 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。
15、 各轴直径计算： I 轴： Idm82.71630594 II 轴： I4 9 III 轴： Idm84.213594 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190Dm ，取 mm。21(0.785)637.5Dm27 4.7 齿轮模数的初步计算 4.7.1 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 450
16、r/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 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： lim120896.5HMPaS 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jm 大小齿轮的齿数比u 321()68djmjuNzn 10 电动机功率 kW， dNKWNd5. 齿宽系数，取m8m 小齿轮齿数1z 齿轮传动
17、许用接触应力，取jMPaj1370 计算齿轮计算转速（r/min ）jn 变速组 a： mm 87.163017)24/8(5.163822 变速组 b： a 5463 22 变速组 c： mma 60.231570)19/76(8.16322 故取 a5.2mbmc4 4.7.3 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
18、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 根据前文所述已选择 A 型带，皮带根数由下列公式确定： 11 1()dLPzK 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 0.134KW1P 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
19、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 计算得 z=6.5，取为 7。 5技术指标分析 5.1 第 2 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19z 276z 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 对于直齿圆柱齿轮,弯曲应力需要满足下式： 512390(MPa)sjKNzmBYn 式中：N-传递的额定功率（kW） ， ；d -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；
20、 -计算转速（r/min） ，由上可得：315r/min ；jn -转速变化系数，取 0.93；K -功率利用系数，取 0.79；N 12 -材料强化系数；vK -工作状况系数，考虑载荷冲击的影响，主运动取 1.21.6；3 -动载荷系数，取 1.012；2 -齿向载荷分布系数，取 1.045；lK 计算可得： 512390(MPa)13.49Pa36MPasjKNzmBYn 满足弯曲疲劳强度。 5.1.2 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()2081(Pa)sj jjuKNzmBn 式中： m-初算的齿轮模数（mm） ； B-齿宽（mm） ；
21、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：sKsTnNqK -工作期限系数：T 106mTC 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s ，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为 ，p 为1502sh /ST 13 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 ；0C 701C6021C 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
22、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： 3123()2081(MPa)431.26Pa1260MPasj jjuKNzmBn 满足接触疲劳强度的要求。 5.2 传动轴 2 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 0.5.051.7l m4rad 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 2 的最大挠度计算 为了计算上的简便,可以近似地以
23、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： 334(0.75)(/)1.9(ablNxymDzn 式中： 两支承间的跨距 (mm),对于轴 II, .l 1l 该轴的平均直径(mm),本轴的平均直径 .D 14 , 齿轮 的工作位置至较近支承点的距离(mm) iaxliz 输入扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度( )ay m 输出扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度( )b 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1
24、aQ125am1250.36x3 314.(75)7.90.648ay m 对于 ,其输入位置 ,故2a2a20.51x3 324.(725)17.90.ay 对于 ,其输入位置 ,故3aQ38am980.51x3 334.(7.2.79)17.90.636ay m 故 引起的中点挠度最大,在计算合成挠度时使用 , 进行计1a 1aQ1.4ay 算。此时轴 II 转速为 ，同理：5/inr 对于 ,其输入位置 ,故1bQ148bam10.27bym 对于 ,其输入位置 ,故2b20b2.3by 故 引起的中点挠度最大,在计算合成挠度时使用 , 进行计2bQ 2bQ20.13bym 算. 15
25、由参考文献1,中点的合成挠度 可按余弦定理计算,即：hy2cos()ababym 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),aQb2() 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(57)14 代入计算,得： 22.64.30.6.23cos(51.4)0.97h hy my 满足要求。 5.2.2 传动轴 2 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()h
26、AByradl 代入 , ,得0.97hym351l 40.978.210()5rad 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 5.3.1 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：cy0.2()cylm 式中： 两支承间的距离 ,在本主轴中, .故取l 310.62cym 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 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 cy 切削力的确
27、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：tP429510()dzjNDn 式中： 电动机额定功率(kW),此处 .dNdkW 主传动系统的总效率, , 为各传动副、轴承的效率，取 1ni 。1 主轴的计算转速 ),由前知,主轴的计算转速为 .jn(/minr 80/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 ,32015 2jD .6Bm 将参数值带入(5-8)式,得 65.tPN 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
28、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tP , , .则0.956237.VtPN0.24157.HtPN0.5328atN , ,即 与水平面成 角, 在.8.9HVt.2.16t60P 水平面的投影与 成 角.H5 (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 ()scwm 式中： 主轴前端的悬伸长度,此处c 95 对于普通升降台铣床w60B 代入,切削力 的作用点到主轴前支承的距离为P15s 5.3.2 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
29、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sccspy2322() ()6cspcBAlslyPmEIICl 式中： 抗拉弹性模量,钢的E6.10MPa 为 段惯性矩,对于主轴前端,有cIBC444 64528()(1)12.781066cdI m 为 AB 段惯性矩,有 444 6480(1)(1).981066dI 其余各参数定义与之前保持一致.代入计算,得 37cspym 沿 方向, .P758p (2) 计算力偶矩 作用在主轴前端 点产生的挠度MccMy2( )(23cCBAly mEIl 式中各
30、参数定义与之前保持一致.力偶矩 0157.4157.422jHDPN 18 代入,得： 61.09cMym 其方向在 H 平面内， 80M (3)计算驱动力 作用在两支承之间时,主轴前端 点的挠度QccmQy22(2)() ()6cmBAblblbyEICl 式中各参数定义与之前保持一致。 驱动力： 4.321260PQkNnmzv 代入得 61.879cmQy 其方向角度 90205.7214.8Q （4）求主轴前端 点的综合挠度ccy H 轴上的分量代数和为： ososcoscHpPcmQMy 代入,得： 3.9710cy V 轴上的分量代数和为： sinsisincVpPcmQcMy 代
31、入,得： 0.134cVy 综合挠度为： 2.82cVcHcmy 19 75.6cHycVartg 故满足对主轴的刚度要求。 6. 存在的问题与建议 该设计方案中齿轮传动组结构较为紧凑，在减小了整体尺寸的同时，增加了制造、 装配等人工操作的难度，在实际情况中，应该提高制造精度、装配后进行测试。此外， 各轴的固定方式都是通过弹性挡圈固定轴承来实现，挡圈的承载能力相对较小，而该 铣床工作时，轴转矩较大，电机轴转速较高，运转时可能产生机械振动，所以，在使 用必要减振措施的同时，在加工零件的时候要提高精度，尽量减少因为精度不够而引 起的振动，防止挡圈损坏。 参考文献 1哈尔滨工业大学， 金属切削机床课程设计指导书 2冯辛安主编， 机械制造装备设计 ，北京：机械工业出版 2005.12 3李洪主编， 实用机床设计手册 ，沈阳：辽宁科学技术出版社 1999 .1 4陈铁明主编， 机械设计 ，哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社 2003 .3 5机床设计手册编写组， 机床设计手册 ，北京：机械工业出版社 1980
