铣床主传动系统设计说明书精品.doc

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1、第一章 运动设计1.1 技术要求最低转速nmin=30 rpm； 级数Z=11；公比=1.41； 功率P=5 .5KW；工件材料：钢、铸铁和有色金属 刀具材料：高速钢、硬质合金、陶瓷1.2 确定公比和转速序列公比=1.41=1.06，最低转速nmin=30 rpm，根据标准转速序列可得11级转速为：30、42.5、60、85、118、170、236、335、475、670、950。1.3 确定结构网或结构式级数为Z的变速系统由若干个顺序的变速组组成，各变速组分别有个变速副。即变速副中由于结构的限制以2或3为合适，即变速级数Z应为2和3的因子。因此确定结构式为：。1.4 绘制转速图1.4.1 选

2、定电动机根据技术要求，选择Y132M2-6型三相异步电动机，同步转速1000rpm,额定功率5.5KW,满载转速=960rpm1.4.2 确定传动轴轴数传动轴数 = 变速组数 + 定比变速副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。1.4.3 分配总降速传动比 总降速变速比。又电动机转速不符合转速数列标准，因而增加一定比变速副。在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按变速顺序依次设为、（主轴）。与、与、与轴之间的变速组分别设为a、b、c。现由（主轴）开始，确定、轴的转速。确定轴的转速：变速组c 的变速范围为，故两个传动副的传动比有两种方案： 、或、。选取第一种方案1 / 20、结合结构式，轴的转

3、速：85、118、170、236、335、475。确定轴的转速: 变速组b的级比指数为3，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致变速比太小，可取 轴的转速确定为：236、335、475。确定轴的转速： 对于轴，其级比指数为1,可取： = = =确定轴转速为475，电动机与轴的定传动比为475/960=0.495 1.4.4 绘制转速图图1-1 转速图1.5 确定变速组齿轮传动副齿数确定齿轮齿数的原则和要求： 齿轮的齿数和不应过大；齿轮的齿数和过大会加大两轴之间的中心距，使机床结构庞大，一般推荐100200. 最小齿轮的齿数要尽可能少；但同时要考虑：最小齿轮不产生根切，机床变速箱中标准直圆

4、柱齿轮，一般最小齿数18；受结构限制的最小齿轮最小齿数应大于1820；齿轮齿数应符合转速图上传动比的要求：实际传动比（齿数之比）与理论传动比（转速图上要求的传动比）之间又误差，但不能过大，确定齿轮数所造成的转速误差，一般不应超过10%（-1）%，即%其中：理论上的主轴转速；实际传动实现的主轴转速；齿轮齿数的确定，当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和及小齿轮的齿数可以从机械制造装备设计表3-9中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于1820。采用三联滑移齿

5、轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于4，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。根据机械制造装备设计,查表3-9各种常用变速比的使用齿数。变速组a: =1 =1/=1/1.41 =1/2 该变速组内的最小齿轮必在i=1/2的齿轮副中，根据结构条件，假设最小齿数为=22时，查表得到=66。找出可能采用的齿数和诸数值 =1 =60、62、64、66、68、70、72、74 =1.41 =60、63、65、67、68、70、72、73、75=2 =60、63、66、69、72、75 在具体结构允许下，选用较小的 为宜，现确定=72， 确定各齿数副的齿数： i=2，找

6、出=24， =-=72-24=48； i=1.41，找出=30，=-=42； i=1 ，找出=36，=36；变速组b的齿数确定： =1 =1/=1/2.82故变速组中最小齿轮必在1/的齿轮副中，假设最小齿数为=22，=84，查得=22，=42；=62，=42。变速组c齿数确定: =102,同上可得=27，=68，=75，=34。1.6 绘制传动系统图图1-2 传动系统图中心距1.7 核算主轴转速误差 齿轮齿数确定后，主轴的各级实际转速即确定，它与主轴的标准转速总会产生一定得误差，应满足：结果见下表：表1-1 主轴转速误差表级数计算式误差允许值结论1960*95/192*24/48*22/62*

7、27/7530.338300.32%4.1%合格2960*95/192*30/42*22/62*27/7543.34142.51.17%4.1%合格3960*95/192*36/36*22/62*27/7560.677600.33%4.1%合格4960*95/192*24/48*42/42*27/7585.5850.21%4.1%合格5960*95/192*30/42*42/42*27/75122.1421182.69%4.1%合格6960*95/192*36/36*42/42*27/75171.01700.21%4.1%合格6960*95/192*24/48*22/62*68/34168.5

8、481700.85%4.1%合格7960*95/192*30/42*22/62*68/34240.782360.43%4.1%合格8960*95/192*36/36*22/62*68/34337.0963350.95%4.1%合格9960*95/192*24/48*42/42*68/3447547504.1%合格10960*95/192*30/42*42/42*68/34678.5716701.28%4.1%合格11960*95/192*36/36*42/42*68/3495095004.1%合格第二章 动力设计2.1 计算转速确定由铣床主轴计算转速公式，先计算主轴计算转速，而后根据转速图，各

9、传动轴计算转速如下表：表2-1 传动轴计算转速轴主(r/min)4752368585各变速组内一般只计算组内最小齿轮，也是最薄弱的齿轮，故也只需确定最小齿轮的计算转速，如下表：表2-2 齿轮计算转速变速组abc齿轮z=24z=22z=27(r/min)4752362362.2 初算传动件尺寸2.2.1 传动轴直径初定计算各轴的传递功率，其中由电机到该传动件个传动副的效率相乘，由机床设计手册可以查出，按扭转刚度估算轴的直径其中：该轴的传递功率该轴的计算转速-传动轴允许的扭转角，取（查表得），将传动轴设计为花键轴的形式，表示为N×d×D×B轴 取，花键轴尺寸取8

10、15;32×36×6轴 取，花键轴尺寸取8×36×40×7轴 取,花键轴尺寸取8×46×50×92.2.2 主轴轴颈直径确定，取主轴前轴颈直径，主轴后轴颈直径2.2.3 齿轮模数初算其中：按接触疲劳强度计算的齿轮模数驱动电机的功率计算尺轮的计算转速 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比小齿轮的齿数齿宽系数，一般为6-10，取=8齿轮材料采用45钢高频淬火，则所以:基本组a第一扩大组b第二扩大组c按标准模数表,取,有公式：其中：相啮合齿轮工作（接触）齿宽 相啮合齿轮模数因此，, ，。第三章 零件的验算3.1 带传动的计算与选定

11、3.1.1 确定设计功率 设计功率表达式为： 由已知条件可得，名义功率，由文献3表5.7查得，工况系数。则名义功率 kw3.1.2 选择带的型号 由文献3图5.17查得，选取带的型号为B型带。3.1.3 确定带轮的基准直径和 按照一般带轮的选取要求，取大于等于许用的最小带轮直径。由文献3表5.8查得，选取小带轮直径=125mm；由所需传动比计算可得大带轮直径=250mm。3.1.4 验算带速 带速公式为： 由所选电机可得，电机转速=960r/min。则带速为： 由于B型带最大转速可知，带速满足要求。3.1.5 确定中心距a和V带基准长度 初步计算中心距为： 经计算可得，取=300mm。则初算带

12、的基准长度为： = =1149.17mm由文献3表5.2查得，取基准直径=1250mm。则中心距： = 323mm3.1.6 计算小轮包角小轮包角计算公式为： =3.1.7 确定V带根数z 由文献3表5.9查得，包角修正系数=0.95；由表5.2查得=0.91；由表5.4得普通V带基本额定功率=1.37kw。功率增量计算公式为： 由文献3表5.5查得，弯曲影响系数=；由表5.6查得，传动比系数=1.1202；小带轮转速=960r/min，则功率增量为： =0.23kw则V带根数为： 取V带根数z=4。3.2 直齿圆柱齿轮应力验算计算传动轴1与传动轴2间啮合齿轮应力计算，选取小齿轮齿数最少的一组

13、齿轮进行计算。小齿轮按照齿根弯曲强度进行校核，大齿轮按照齿面接触强度进行校核。3.2.1 小齿轮校核齿根弯曲强度验算公式为式中传递的额定功率，其中传递效率=0.98，电机功率=5.5kw，则： 由前文可知，小齿轮计算转速为=475r/min；初算的齿轮模数m=2.5mm；齿宽B= ,小齿轮齿数z=24；为寿命系数，。其中为工作期限系数；表达式为: 由文献2表3.4-34及表3.4-35可得，疲劳曲线指数m=7，基准循环次数，机床工作时间T=5000h，齿轮的最低转速为=475r/min。则： 由文献2表3.4-33查得，转速变化系数=0.97；由表3.4-32查得功率利用系数=0.88，材料强

14、化系数=1；则寿命系数为:由文献4可得，工况系数=1.2，由表1得，齿形系数Y=0.408；由文献3图6.7查得，动载系数=1.1，由图6.12得，齿向载荷分布系数=1.04；齿根弯曲强度=400mpa,传动比。则齿根弯曲强度为为： 满足要求。3.2.2 大齿轮校核齿面接触强度验算公式为式中传递的额定功率，其中传递效率=0.98，电机功率=5.5kw，则： 由前文可知，小齿轮计算转速为=475r/min；初算的齿轮模数m=2.5mm；齿宽,小齿轮齿数z=24；为寿命系数，。其中为工作期限系数；表达式为 由文献2表3.4-34及表3.4-35可得，疲劳曲线指数m=6，基准循环次数，机床工作时间T

15、=5000h，齿轮的最低转速为=475r/min。则： 由文献2表3.4-33查得，转速变化系数=0.97；由表3.4-32查得功率利用系数=0.8，材料强化系数=1；由文献4可得，工况系数=1.2；由文献3图6.7查得，动载系数=1.1，由图6.12得，齿向载荷分布系数=1.05；许用接触应力=1370mpa传动比。则接触应力为： 但考虑到在校核时各项系数取的均有富裕，故也可以满足要求。3.3 齿轮精度的确定 由文献4表2查得，选取齿轮精度为8级。3.4 传动轴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，=0.0005

16、5;385=0.193，=0.003传动轴的受力示意图如下：对于传动轴仅需进行刚度验算，无需进行强度验算。其中、是基本组的驱动力，且三个驱动力不能同时作用；、是第一扩大组的驱动阻力，且两个驱动阻力不能同时作用。其弯曲载荷由下式计算：可求得各个驱动力为：对于输出驱动阻力，由于各种情况转速不定，故应在选定校核用轴速度以后计算。传动轴挠度计算。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：式中：l两支承间的跨距(mm)D该轴的平均直径(mm)，本轴的平均直径D=3

17、8mm，齿轮的工作位置至较近支承点的距离(mm)输入扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度(mm)输出扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度(mm)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， 对于，对于，故引起的中点挠度最大,在计算合成挠度时使用=，=0.18mm进行计算。此时轴转速为335r / min。此时对之前计算的输出驱动阻力进行计算，各力为：对于，对于，取，传动轴倾角校核。设计结果满足要求。3.5 主轴的验算3.5.1 计算条件的确定（1）变形量的允许值 对普通机床来说，主轴变形量的允许值为： 其中l为支承跨距，由机床展开图可得，则（2）切削力的确定计算时切削力按照主轴输出功率

18、计算： 其中电机额定功率=5.5kw；效率=0.807；计算直径为最大端铣刀计算直径，由文献2表3.11-14得=200mm；由前文可得主轴计算转速为85r/min。则： （3）切削位置的确定 如下图所示： 切削力作用点位置为： 其中a为主轴前端悬伸长，根据展开图可得；依文献2表3.11-14可得对升降台铣床来说w=b，则： 3.5.2 主轴刚度验算 主轴按照两支承进行计算，公式为： 式中，弹性模量E=210GPa，转动惯量I按照中空轴计算，公式为： 根据轴颈，取平均外径D=65mm，平均内径为d=20mm，则： 由于支承轴承为单列轴承，故，则挠度为： = 满足要求。参考文献：1 机械制造装备设计.哈尔滨工业大学机电工程学院.20112 李洪.实用机床设计手册.辽宁科学技术出版社.1999.13 宋宝玉，王黎钦.机械设计.高等教育出版社.2010.54 综合课程设计指导书.哈尔滨工业大学机械设计制造及其自动化系.2011