哈工大综合课程设计卧式升降台铣床.docx

1、哈工大综合课程设计卧式升降台铣床院（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2014年12月10哈尔滨工业大学机电工程学院制2014年4月哈尔滨工业大学机械制造装备课程设计任务书姓名：院系：机电学院 专业：机械设计制造及其白动化班号：学号: 任务起止日期： 2014年11月24 I I至2014年12月12 H课程设计题目：工作台面积320X125011U1?卧式升降台铳床主传动系统设计 主要内容:（1） 运动设计：根摇给定的设计要求，分析定传动方案和传动系统图，确定传动副的传 动比及轮齿数，并计算主轴实际转速与标准转速的相对课差.（2） 动力

2、设计：根据给定的电动机功率和传动件的计算转速，初算传动轴朱静、齿轮模 数，确定皮帯类型及根数等。完成装配草图，验算传动件的应力、变形等是否在允许范M内, 验算主轴组件的静刚度.（3） 结构设计：进行主传动轴系、变速机构、主轴组件、箱体、操纵机构、润滑与密封 等结构设计，回执装配图（包括展开图、剖视图）及零件匸作图。（4） 撰写项冃总结报告，包含详细的设计说明。技术要求： 主轴转速级数Z=12.最低转速ii=28r/miii,公比=1.41.电动机功P = 4KW。进度安排：三周（1）准备工作及初算2天；（2）展开草图4天；（3）截面草图2天：（4）验算、加粗、标注4天;（5）技术文档整理3天；

3、（6）答辩1天指导教师签字：年月口教研室主任意见: 教研室主任签字:年月H1项目背景分析1.1.综合课程设计II的目的1.2.金屈切削机床在国内外发展趋势2.研究计划要点与执行情况2.1.设计任务2.2.进度安排3项目关键技术的解决 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：4.绘制传动系统图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1.传动件的计算转速2.传动轴直径初定3.主轴轴颈直径的确定4.齿轮模数的初步计算4, 4.结构设计4.5.零件的验算1宜齿圆柱齿轮的应力计算2齿轮精

4、度的确定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项目背景分析综合课程设计H的目的机床课程设计，是在金屈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，議握基本 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发展趋势机床作为加工的母机，总是要保证和提髙加工质最和生产率，随着科技的不 断进步，各种机床也相应

5、地不断发展与更新，如性能参数的提高、功能的扩大、 切削功率的加大，门动化程度的提髙，机床动态性能的不断改善，加工精度的不 断提高，基础元件的不断创新，控制系统的更新等等。我国机床工业的发展趋势：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，要化大力气发展高性能、高 效率、髙水平的适合国民经济需要的高档产品，改善机床品种的构成比。重点 发展机、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。国外机床工业的发展，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，国外己普遍推广使用数控机床。

6、 n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H动检测控制技术已有大幅度提高。2 研究计划要点与执行情况2.1.设计任务机械制造及其自动化专业的“综合课程设计是以车床和铳床主传动系统 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 文件和项目结题报告。（1）设计内容要求图纸工作a：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 求靠握：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 高人(2)标注：中心距、配合尺寸、定位尺寸、中心高(车床)、外型尺寸。

7、(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(180X56),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报告，相关设计计算内容，写到“具体研究内 容与技术实现项中。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

8、。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、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，形成项H总结报告a3 项目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为本 次设计的关键内容，解决以上问题可以完成机床基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rr先要满足机床总体布W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

9、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ra广泛，用于各种圆柱铳刀.盘铳刀.成型铳刀.端铳刀. 角度铳刀等來铳削各种斜面.成型表面、沟槽及齿轮.螺旋槽等。参数如下：类型工作台（mm）公比（P级数Z功率（KW）卧式升降台铳 床320X125001. 41281244.2.运动设计1确定极限转速:由己知设计要求，车床的主轴最小转速是，主轴转速

10、级数,公比，故可得出，O 根据己知的公比、最小转速和级数计算最大转速和级转速，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”的原则，选择主轴转速结构式。根据级数耍求，需要有一组16复的转速。故其转速结构式及级比指数为Z = x2x2.符合要求。则系统的结构网如卜图:3 绘制转速图:1） 选定电动机铳床为一般金属切削机床的驱动，没有特殊性能要求，所以采用Y系列封闭 门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、运行安全可靠。根

11、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”的原则II轴的最低转速可以 为224r/min或315r/niin,选择较低转速虽然可以减小发热利噪声，但这两根轴 上的齿轮副模数会略大，所以选择为315r/mino电机转速为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：

12、4 绘制传动系统图因为零件的参数尚未确定，先根据转速图，按传动副的传动比拟定一个 主传动系统草图如下：n1)确定变速组齿轮传动副的齿数可用计第法或查表法选定齿轮的齿数 各个变速组双轴间的齿数和的确定 sR+丄I Umxn 丿 式中：同一变速组中的最小传动比，第一、二变速组U = l/2.第三变速u, = l/4； 同一变速组中小齿轮齿数，Z唤=1820。由参考文献【2】表5J査表选定选定第一变速组的齿数和为72,小齿轮齿 数分别为24、30、36。第二变速组的齿数利为80,小齿轮齿数分别为21、40。 第三变速组为避免出现齿轮轴，选择齿数和为U5,查表得小齿轮的齿数分别为 23 和 38。2)

13、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(0-1%,即 10(1. 41 - 1 = 4, 1%0则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标准转速r/min实际转速计算式实际转速r/min转速误差在标准范围 内2821 24 21 23 a X X XX r 48 48 59 9228.004021 30 21 23IL X X X X 48 42 59 9240.005621 36 21 23 n, X X X X 48 36 59 9256.10. 18021 24 40 23 n, X X X X 48 48 40 9278.81.

14、611221 30 40 231L X X X X 48 42 40 92112. 50.416021 36 40 23 a X X X一X 48 36 40 92157.51.622421 24 21 77 r 48 48 59 38227.21.431521 30 21 77 a X X X X 48 42 59 38324.63.045021 36 21 7711 X X X X r 48 36 59 38454.41.063021 24 40 7711 XXX X 48 48 40 38638 31. 390021 30 40 7711 X X X X 48 42 40 38911.8

15、1.3125021 36 祀 77IL X X X X48 36 40 381216.62. 14-3.动力设计零件的计算，需耍知道它们的计算转速W即参与传递全功率的域低转速、 传递全扭矩的最离转速。各零件的计算转速可从转速图上按主轴的计算转速确定。1 传动件的计算转速计算转速为主轴或传动件传递全部功率时的绘低转速，所以各轴的计算转速 和齿轮的计算转速分别如下表专动轴计算转速表轴序号IIIIIIIVV计算转速r/min144063031511280各齿轮计算转速表序号12345618计算转速 r/min1440630630630630315315450序号910111213141516计算转速

16、 r/min315315315112224112315802 传动轴宜径初定传动轴直径按扭转刚度用下式进行概算卄9】佛r式中一传动轴直径(mm);N该轴传递的功率(kW)；Hj该轴的计算转速(r/min)；间一该轴每米长度允许扭转角(deg/m), 一般传动轴取同=0.5。1 这里取0.8。则各个轴的初算直径为I轴I 4.996dj =91 nim = 23-12niinV1440X0.8取为 dj = 25imu oII轴d, = 914.702 I述=28.28mm V630x08取为djj = 301111110花键轴尺寸取6x28x30。III轴dm = 91J imi = 32.30

17、mmF V315x08取为dm = 40mm。花键轴尺寸取8x36x40。IV紬drv =91J nmi = 4183nimV112X0.8取为div = 50mm 花键轴尺寸取8x46x50。3主轴轴颈直径的确定由参考文献1表3-13査得主轴前轴颈的直径D严6095mnb取为80min。后轴颈的直径Dj =（07085）D =566&nm。取为65mm。尽最使主轴截而变化 要小，外径尺寸要缓减。铳床主轴内孔直径按铳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W部淬火。4齿轮模数的初步计算同一变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷故重的

18、小齿轮，第一变速组选择 齿轮1计克，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：111 =1633&Imm式屮 叫一按接触疲劳强度计算的齿轮模数（nun）;N,一一驱动电动机功率（k W）：iij il算齿轮的il算转速（r / m i nu 一大齿轮齿数与小齿轮齿数Z比U1Z 小齿轮齿数;齿宽系数， =色（B为齿宽，m为模数），取=&111aj一一许用接触应力（MP a ）, 一般的机床寿命为610年，Z/l，齿轮材料为调质45号钢表面淬火，査得许用接触应力0=137OMPa。(1286 + 1)x5.5则初步计算各个传动组的齿轮模数如下： 第一

19、变速组的齿轮1m. = 16338引 J _T nun = l53niin) VSx21-X 1286x1370-X1440第二变速组的齿轮4in = 16338 12 + 1职5弓 二皿1 = i.88nun) V8x24-x2xl370-x630第三变速组的齿轮10第四变速组的齿轮154.4.结构设计见A0及A1图纸。4.5.零件的验算1宜齿圆柱齿轮的应力计算弯曲应力验算公式为191x10XK.K,KN ，屯= 一（MP町勻氐式中：N-传递的额定功率（kW） , N = Ni；Nd-一电动机的功率（kW）;从电动机到计算齿轮的传递效率；计算转速（r/min）；Ill 齿轮模数（mm）；B

20、齿宽（mm）；Z小齿轮齿数；U一一大齿轮齿数和小齿轮齿数之比:K,寿命系数：0工作期限系数:T一一齿轮在机床工作期限T,内的总工作时间（h）.对于中型机床的齿轮取1 =15000-200001】同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T =T /p， p为该变速组的传动副数。此处取Ts=15000h, p=2,则T=7500hoUj齿轮的最低转速（r/min）,此处小齿轮为315,大齿轮为80；C。一一基准循环次数，钢和铸铁件：接触载荷取Co=lO弯曲载荷取q = 2x106；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,对表面淬硬（高频、渗碳、

21、氮化等）取m=9；此处解得Kr=1.95 （小）/2.60 （大）。此处取 0.97/0.98：瓦一一转速变化系数，解得瓦=1.09/2.11。K3一一 1：作状况系数,考虑载荷冲击的影响主运动(中等冲击)取K3L21.6；Kl-动载荷系数.此处取1.1；齿向载荷分布系数，此处取L05；丫齿形系数，大齿轮取0310：丐卜许用接触应力(MPa),査表3-9, =1370/WPo ；q卜许用弯曲应力(MPa),査表39 片=283MPa。代入式中得符合要求。符合要求。2齿轮精度的确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

22、和功率都不太大，故选用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a=20%齿而 靡擦角P = 5.72。时，其弯曲载荷由下式计算：Q(Q)怙 N)式中：N 一一该齿轮传递的全功率(kW),此处取N=S.SkW 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 ),IL, 一一该轴输入扭矩的齿轮计算转速(r/min ) 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315

23、r/min, 输出齿轮选取21,其计算转速为315r/min,则II轴的计算工况转速为315r/mino 带入式(4-8)计算得：5.5Q = 2.12x10 (N) = 5875.5N3x315x21(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，包括轴的域大挠度，滚动轴承处及齿轮安装处 的倾角验算。梵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)mm9=O.OO5rad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%。若两支承的齿轮传

24、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：式中：/ 两支承间的跨距(mm),对于轴llh MOOmmD-该轴的平均直径(mm).本轴的平均直径D=4Qmm X丄%齿轮的工作位置至校近支承点的距离mm)70 mm： 130 mm 代入数据得:70 70400x5.5x(0,75x -( )3)y =17139 7 (mm) =0 078mm 40x15x48x3154003x5.5x(0.75x1-(12)3)% = 17139 型型一(null) = 0.24911U11b 40x3x21x315计算在驱动力Qa和驱动阻力Qb同时作用下，传动轴中心的合成挠度儿

25、，可按 余弦定理计算Yh = Jy： + K_2y%cos0 (uun)式屮：Yh一一被验算轴的中心合成挠度(mm)y,-输入扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度(mm)乂一输出扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度(mm)P驱动力oQ和阻力bQ在横剖面上，两向量合成时夹角6一在横剖面上,被验算的轴与其前、后传动轴连心线的夹角，按被验算 的轴的旋转方向计最，由剖面图上可得=180啮合角a =20。，齿面磨擦角P=5.72 ,得0 = 180-2(20 + 5.72) = 128.56代入式中计算，得 y、= j0078 + 0.249 2 x0078 x0249 x cosl2856(mm) = 0303n

26、un y未满足要求。传动轴在支承点A, B处的倾角&A垢时J按下式进行近似计算:乞=-务=-y(rad)=，再:= 0.0045(rad) S&满足要求4主轴主件静刚度验算(1)主轴支承跨距L的确定选定前端悬伸最C.主轴前端的悬伸长度，即从主轴外侧前支撐中点(滚 锥轴承及向心推轴承则是接触角法线与轴线的交点处)到主轴前端的距离，这电选定C=75mmo一般最佳跨距L0= (23) C=140225muio考虑到结构以及支承刚度会因 磨损不断降低，应取跨趴L比最佳跨距L0大一些。再考虑到结构需要，这里取L=370ninio(2)计算条件的确定变形最允许值：验算主轴轴端的挠度yo,对普通机床前端挠度

27、的允许值 yot目前广泛彳经本设计中L=370imin验数据为；y00W02L (mm),英中L为主轴两支撩间的距离(mm) 故前端挠发的允许值yO应不大于00740mm。验算时以此作为是否合格的 依据。(3)轴组件的静刚度验算1.切削力的确定最大圆周切削力R须按主轴输出全功率和最大扭矩确定，其计算公式为:式中：Nd电动机额定功率(kW),此处Nd=4kW张主传动系统的总效率,取为各传动副、轴承的效率，总效率缶=0.70.85，此处，为方便起见，起 = 0.75一主轴的计算转速(九血),由前知，主轴的计算转速为80r/minDj 计算直径，对于铳床,Dj为最大端铳刀计算直径，对于升降台宽度为3

28、20x1250的卧式铳床,其端铳刀的计算直径及宽度分别为Dj=160nimB = 60nun得 R = 4476N验算主轴组件刚度时，须求出作用在垂宜于主轴轴线的平而内的最大切削 合力P 对于升降台式铳床的铳削力，一般按端铳计算，不妨设本铳床进给系统的末端传动副有消隙机构，应采用不对称顺铳，则各切削分力与R的比值可大致则P =应苫.984386N,P严1.1P严4923.6N,即E与水平面成60。角,Pt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,则S = C+W（11U11）式（449）式中：C主轴前端的悬伸长度，此处c = 75imuW对于普通升

29、降台铳床w=B = 60inm代入,切削力P的作用点到主轴前支承的距离为s = 1351111114.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占的挠度儿P_r3sC-C IsC (1 + S)(1 + C) SC ,、 +苗+ cl + 市仙)6EIc 3EI Cgl C 式(420)对圆锥滚子轴承：Ca或G = 3.01izVR cos ai-滚动体的列数z每列中的滚动体数zA=16.zB=2010滚子的有效长度 10A=26; 10B=35a -一轴承的接触角3=15R轴承的径向负荷 RA=210000;RB=4400