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1、燕山大学课 程 设 计 说 明 书题目：XK5040数控铣床主传动系统设计学院（系）：机械工程学院机制系年级专业： 08级机制二班 学 号： 学生姓名： 指导教师： 目 录第一章 概 述11.1设计要求1第二章 主传动系统设计12.1计算转速的确定12.2变频调速电机的选择12.3传动比的计算12.4齿轮副齿数确定12.5主轴箱传动机构简图12.6转速图拟定12.7传动轴的设计12.7.1各轴计算转速12.7.2各轴功率和扭矩的计算12.7.3扭转角的选择12.7.4各轴直径的估算12.7.5主轴轴颈尺寸的确定12.7.6主轴最佳跨距的选择12.8齿轮的设计12.8.1材料和热处理工艺12.8
2、.2初步计算齿轮的模数12.8.3齿轮宽度确定12.8.4中心距的确定12.8.5直齿圆柱齿轮的应力验算1总 结1参 考 文 献1燕山大学课程设计说明书第一章 概 述1.1设计要求机床类型：数控铣床 满载功率7.5KW，最高转速3500rpm,最低转速45rpm 变速要求：无级变速进给传动系统设计：行程 1500，最低速度0.001mm/r，最高速度0.5mm/r，最大载荷4500N，精度第二章 主传动系统设计2.1计算转速的确定机床主轴的变速范围：= ，且：=3500rpm,=45rpm所以：=77.78根据机床的主轴计算转速计算公式：= 得：=45=166.1rpm，选：=170rpm主轴
3、的恒功率调速范围为：=20.5882.2变频调速电机的选择为了简化变速箱及其自动操纵机构，希望用双速变速箱，现取Z=2=0.657 所以：=4.54假设所选电机最高转速为4500rpm，额定转速为1500rpm，则机床主轴在计算转速170rpm时，电机转速为：n=990rpm取机床总效率为=0.980.98=0.96，则P=7.8125kw，取安全系数S=1.25，则电动机功率P=7.81251.25=9.77KW，为使电动机在990rpm时得到最大输出功率P=9.77KW，电动机在1500rpm时的功率应为：9.77=14.8kw可选用上海德驱驰电气有限公司的UABP160L-4-50-15
4、型号交流主轴电动机，连续输出功率为15kw。选配变频器型号：DRS3000-V4T0150C，售价1380元人民币。2.3传动比的计算= 所以：=0.1714设电机轴与中间轴通过齿轮定比传动，取其传动比为=0.7则=1.11，=0.2442.4齿轮副齿数确定选=0.7的齿轮副为34/48选=1.11的齿轮副为62/56选=0.244的齿轮副为23/952.5主轴箱传动机构简图2.6转速图拟定 2.7传动轴的设计2.7.1各轴计算转速计算转速nj是传动件传递全部功率时的最低转速，各个传动轴上的计算转速可以从转速图是直接得出，如表3-1所示。表 3-1 各轴计算转速轴I轴II轴III轴计算转速99
5、07001702.7.2各轴功率和扭矩的计算已知一级齿轮传动效率为0.98（包括轴承），而电机在990r/min时输出功率为=15=9.9kw则：I轴：=9.90.98=9.7KWII轴： =9.70.98=9.51KWIII轴： =9.510.98=9.32KWI轴：=9550=93.57NmII轴扭矩：=9550=129.74NmIII轴扭矩：=9550=523.56Nm2.7.3扭转角的选择是每米长度上允许的扭转角（deg/m）,可根据传动轴的要求选取，其选择的原则如表3-2所示。表3-2 许用扭转角选取原则轴一般传动轴要求高的轴要求低的轴（deg/m）0.5-10.25-0.51-2最
6、后所确定各轴所允许的扭转角如表3-3所示轴I轴II轴III轴（deg/m）0.510.52.7.4各轴直径的估算把以上确定的各轴传递的额定扭矩、允许扭转角代入扭转刚度的估算公式：d=1.64,可得传动轴的估算直径：=1.64=34.11mm=1.64=31.13mm=1.64=52.46mm计算出的轴颈要进行圆整，电机轴根据所选电机确定，UABP160L-4-50-15型号交流主轴电动机电机轴=42mm，满足要求；为便能够采用标准量具和刀具，I轴做成花键轴，故选择花键轴外径=35mm。综合考虑，估算各轴直径如表3-4表 3-4 各轴估算直径轴I轴III轴III轴估算直径4235562.7.5主
7、轴轴颈尺寸的确定为保证机床的工作精度，主轴尺寸一般都是根据其刚度要求确定的，对于通用机床的主轴尺寸参数通常由结构上的需要而定。故主轴前轴颈的尺寸可通过查表得到：主轴的驱动功率为150.96=14.4KW，机床类型为数控铣床，则主轴前轴颈取=110mm。主轴的后轴颈一般为前轴颈的0.70.85倍，为了保证主轴刚度，取后轴颈=0.8=88mm,取=90mm。内孔选择：铣床主轴结构根据标准选取，选7：24圆锥连接的主轴端部锥度号为50的轴头，内孔为27mm。2.7.6主轴最佳跨距的选择、由前轴颈取=110mm，后轴颈取=90mm，选前轴承为NN3022K型和234422型，后轴承为NN3018K型。
8、选主轴锥度号为50的轴头，根据结构，定悬伸长度a=140mm。、求轴承刚度：电机输出额定功率15kw时，主轴转速为260r/min，则主轴最大输出转矩T=9550=9550=551Nm设定工作台面积为3201250（），端铣刀的计算直径为200mm，端铣刀宽度60mm，故半径为0.1m。最大圆周切削力 =5510N该铣床进给系统末端传动副有消隙机构，应采用不对称顺铣，则作用端铣刀上的切削分力与铣削圆周力的比例关系大致为：=0.95;=0.24;=0.5垂直于进给方向的铅直分力 =0.95=0.955510=5235N平行于进给方向的水平分力 =0.24=0.245510=1322N轴向分力 =
9、0.5=0.55510=2755N则端铣刀径向作用力P=5400N此力作用在工件和端铣刀上，主轴和工作台各承受一半，故主轴端受力约为P/2=2700N。在估算时，先假定初值l/a=3,l=3140=420mm。前后支承的支反力和分别为：=2700=3600N=2700=900N轴向力=2755N根据金属切削机床式（105）、（106）可求出前、后轴承刚度轴承NN3022K径向刚度：=2070N/m轴承NN3018K径向刚度：=1530.3N/m轴承234422轴向刚度：=833N/m、求最佳跨距：=1.35初步计算时，可假设主轴的当量外径为前、后轴承颈的平均值，=（110+90）mm/2=10
10、0mm。故惯性矩为I=0.05（-）=497.3=0.184查金属切削机床图（1024）主轴最佳跨距计算线图，/a=1.7。可根据/a=2再计算支反力和支撑刚度，求最佳跨距，经过进一步的迭代过程，最终取得最佳跨距为l=300mm。2.8齿轮的设计2.8.1材料和热处理工艺由于机床主轴齿轮一般在高速、中载、无猛烈冲击的条件下工作，而且要求热处理变形小，所以选择齿轮材料为40Rc，高频淬火，HRC5055。2.8.2初步计算齿轮的模数一般同一变速组中的齿轮去同一模数，选择负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算：16338式中：按接触疲劳强度计算的齿轮模数（mm）; 驱动电动机功率（kw
11、）； 大齿轮齿数与小齿轮齿数比1，外啮合取“+”号，内啮合取“”号； 齿宽系数，=610； 小齿轮齿数； 许用接触应力（Mpa）; 计算齿轮的计算转速；电机轴与中间轴的齿轮副中，=1.41，=15kw，=10，=34，=1370Mpa,=99016338=1.73，取=2中间轴与主轴的齿轮副中，=1.11，=15kw，=10，=56，=1370Mpa,=77016338=1.4，取=2中间轴与主轴的齿轮副中，=4.13，=15kw，=10，=23，=1370Mpa,=70016338=2.27，取=3一般上使中间轴和主轴之间的两对齿轮模数相等，故选取=3表4-1 各齿轮副的齿数和模数齿轮齿数3
12、44862562395模数2233332.8.3齿轮宽度确定机床主传动系统中推荐的齿宽系数=610,取=10，同一齿轮副中，小齿轮比大齿轮宽510mm，则各齿轮的齿宽如表4-24-2 各齿轮副的齿宽齿轮齿宽2520303535302.8.4中心距的确定齿轮和齿轮的中心距：=82mm，圆整中心距，取=85,则：=+ym=+ym=85Ym=3,m=2，所以，=1.5确定啮合角：=arc= arc=24.97确定变位系数和（）:=(inv-inv) =(inv24.97-inv20)=1.69根据齿轮根切条件及啮合性能等方面要求，取=0.69，=1确定齿顶高削减系数：=（）-y=1.69-1=0.6
13、9分度圆直径：d=zm=68mm=zm=96mm节圆直径：d=zm/=70.5mm=zm/=99.5mm齿顶圆直径：=72mm=101.6mm齿根圆直径：=65.76mm=95mm齿轮和齿轮的中心距：=177mm，圆整中心距，取=180,则：=+ym=+ym=180Ym=3,m=3，所以，=1确定啮合角：=arc= arc=22.477确定变位系数和（）:=(inv-inv) =(inv22.477-inv20)=1.07根据齿轮根切条件及啮合性能等方面要求，取=0.57，=0.5确定齿顶高削减系数：=（）-y=1.07-1=0.07分度圆直径：d=zm=186mm=zm=168mm节圆直径：
14、d=zm/=189mm=zm/=171mm齿顶圆直径：=195mm=176.58mm齿根圆直径：=181.92mm=160.8mm齿轮和齿轮的中心距：=177mm，圆整中心距，取=180,则：=+ym=+ym=180Ym=3,m=3，所以，=1确定啮合角：=arc= arc=22.477确定变位系数和（）:=(inv-inv) =(inv22.477-inv20)=1.07根据齿轮根切条件及啮合性能等方面要求，取=0.17，=0.9确定齿顶高削减系数：=（）-y=1.07-1=0.07分度圆直径：d=zm=69mm=zm=285mm节圆直径：d=zm/=70.2mm=zm/=289.8mm齿顶
15、圆直径：=75.6mm=295.98mm齿根圆直径：=62.52mm=282.9mm2.8.5直齿圆柱齿轮的应力验算在验算变速箱中齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大的、齿数最少的齿轮进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动齿轮主要验算接触应力，对低速传动齿轮主要验算弯曲应力，对硬齿面软齿芯的渗碳淬火齿轮，一定要验算弯曲应力。接触应力验算公式：=(MPa)弯曲应力验算公式：=(MPa)式中：N传递的额定功率（kw）,N=； 电动机功率（kw）； 从电动机到所计算齿轮的传递效率； m初算的齿轮模数（mm）； B齿宽（mm） Z小齿轮齿数； 大齿轮齿数与小齿轮齿数比1，外啮合取“+”号，内啮合取
16、“”号； 寿命系数； = 工作期限系数；= T齿轮在机床工作期限内的总工作时间； 齿轮的最低转速； 基准循环次数； m疲劳曲线指数； 转速变化系数； 功率利用系数； 材料强化系数； 齿向载荷分布系数； 动载荷系数； 工作状况系数，考虑载荷冲击的影响，主运动取=1.21.6； Y齿形系数； 许用接触应力； 许用弯曲应力；、齿轮副模数，选=34齿轮，按接触应力验算：T=15000h,=260,=, m=3，则：=2.86=0.99，=0.58，=0.76，则：=2.860.990.580.76=1.2481.9=0.27，取=1.248=1.41，=1.2，=1.4，=1.15，=1.248，N=
17、15kw，B =35，=34，m=2，=1370Mpa,=990=1293=1370Mpa按弯曲应力计算：T=15000h,=260,=, m=9，则：=1.02=0.99，=0.9，=0.77，则：=1.020.990.90.77=0.7，0.85=0.6，取=0.7=1.2，=1.4，=1.15，=0.7，N=15kw，B =35，=34，m=2，Y=0.454,=354Mpa=181.1=354Mpa综上所述，无论从接触应力还是弯曲应力，均符合要求，故取=2符合要求。、齿轮副和模数相等，选=23齿轮，按接触应力验算：T=15000h,=185,=, m=3，则：=2.55=0.86，=0
18、.9，=0.75，则：=2.550.860.90.75=1.481.9=0.27，取=1.48=4.13，=1.2，=1.4，=1.04，=1.48，N=150.98=14.7kw，B =45，=23，m=3，=1370Mpa,=700=1171.6=1370Mpa按弯曲应力计算：T=15000h,=185,=, m=9，则：=0.98=0.86，=0.9，=0.75，则：=0.980.860.90.75=0.57，=0.6,取=0.6=1.2，=1.4，=1.04，=0.6，Y=0.42,N=150.98=14.7kw，B =45，=23，m=3，=354Mpa，=700=107.5=354
19、Mpa综上所述，无论从接触应力还是弯曲应力，均符合要求，故取=3符合要求。总 结经过为期四周的不懈努力，我们顺利完成了对数控铣床主传动系统的设计。在这四周的时间里，按照设计要求、结合所学设计理论，一步一步，认真地分析、计算，终于完成了这个课程设计。虽然在本次课程设计过程中，我们明显感觉本次课程设计难度较高，但是我们还是把它完成了。通过本次课程设计，使我们以前所学的多门知识得到了一次综合运用，也使我们进一步理解了各门学科之间的相互联系。同时作为毕业设计前的最后一次课程设计，可以说是毕业设计前的一次练兵，也为以后的设计工作打下了一定的基础。本次课程设计在提高我们解决实际问题能力的同时，也让我们认识
20、到了自己的许多不足之处，还有待提高。另外，在本次设计过程中，老师不辞辛苦指导我们，给予了我们很大的帮助，在此深表感谢！当然，由于我们水平有限，整个设计中不妥之处在所难免，恳请老师不吝指正。参 考 文 献1、机床设计手册.机械工业出版社.2004.92、机床设计图册.上海科学技术出版社.1977.63、机械设计 许立忠 周玉林 主编.中国标准出版社.2009.94、机械设计课程设计指导手册 韩晓娟 主编.中国标准出版社.2009.65、数控机床设计实践指南.文怀兴、夏田 主编.化学工业出版社.2008.16、金属切削机床.戴曙.主编.机械工业出版社.2010.17、机械设计图册.龚溎义.主编.高等教育出版社.2009.128、现代数控机床.王爱玲.主编.国防工业出版社.2003.4共16页 第 25 页