1、五邑大學綜合課程設計題 目：臥式升降臺銑床主傳動系統設計院 （系） 機電工程學院 專 業 機械工程及自動化 姓 名 周勵信 學 號 3112003188 班 級 120902 完成日期 2015年4月20 設計任務書題目公比Nmin級數Z功率N（KW）銑床工作臺面積250mm1000mm臥式升降臺銑床主傳動系統設計1.2625184表14.1 運動設計.1.1 確定極限轉速由任務書知 nmin=25，級數Z=18,公比=1.26，得 式（4-1）則轉速調整范圍Rn為 式（4-2）.1.2 確定公比由任務書知 公比=1.26，由此查參考文獻1附錄1，得到各級轉速為n1=25, n2=31.5,

2、n3=40, n4=50, n5=63, n6=80, n7=100, n8=125, n9=160, n10=200, n11=250, n12=315, n13=400, n14=500, n15=630, n16=800, n17=1000, n18=1250。.1.3 確定轉速級數由任務書知 級數Z=18.1.4 確定結構網或結構式根據“前多后少”以及“前小后大”的原則，確定結構式為： 式（4-3）畫出結構網（圖1）圖1 結構網.1.5繪制轉速圖.1.5.1 選定電機由任務書知 功率Nd=4KW，最高轉速nmax=1250(r/min)，由參考文獻1附錄2選定電機型號為Y112M-4，

3、同步轉速nd=1500(r/min）.1.5.2 分配總降速轉動比總降速傳動比式（4-4）根據“先緩后急”原則，確定各變速組最小傳動比.1.5.3 確定傳動軸的軸數傳動軸數=變速組數+定比傳動副數+1=3+1+1=5.1.5.4 繪制轉速圖根據上述結論，繪制轉速圖（圖2）圖2 轉速圖.1.6繪制傳動系統圖.1.6.1 應該注意的問題1 因為零件的擦書尚未確定，一般根據轉速圖，先按傳動副的傳動比擬定一個主傳動系統草圖。待裝配圖完成后再修改草圖為證實系統傳動圖，傳動軸上的出路軸向位置大致展開圖相對應，畫出軸承符號，標上軸號，齒輪齒數及模數，皮帶輪直徑，電動機型號，功率和轉速。2.要有利降低齒輪變速

4、箱的噪聲（1）主軸高轉速范圍的傳動比排列，可采用先降速后升速的傳動，使總轉速和減小，以期降低噪聲。這種高速傳動采用先降后升，可使同一變速組的傳動比有升速有降速，有利于減小齒數和，齒輪線速度及中心距。（2）主軸高速傳動時，應縮短傳動鏈，以減小傳動副數。（3）不采用噪聲大的錐齒輪傳動副，如立銑可全部采用垂直排列的傳動軸。（4）前邊的變速組中的降速傳動比不宜采用極限值，以避免增加徑向尺寸。最末變速組中可采用最小傳動比，特別是銑床以增加主軸的飛輪效應。.1.7確定變速組齒輪傳動副的齒數查機械裝備制造表5-1查得各齒輪齒數.1.7確定變速組齒輪傳動副的齒數實際傳動比所造成的主軸轉速誤差，一般不超過,即

5、主軸轉速誤差1440x12501440x10001440x8001440x6301440x5001440x4001440x3151440x2501440x2001440x1601440x1251440x1001440x801440x631440x501440x401440x31.51440x25表3.1.8各軸的計算轉速軸序號IIIIIIVV計算轉速(nj/r. min)63040010080表4齒輪代號Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14Z15Z16Z17Z18齒數7517241413646325045453060187270352184計算轉速14406306

6、3063063050063040040040050012540010010020031580表5.2 傳動零件的初步計算初步計算是為了大致確定傳動零件的主要尺寸（如傳動軸直徑和齒輪模數等），以便繪制主軸變速箱的軸系展開草圖。在繪制草圖布置的過程中，同時考慮零件結構工藝性，進一步確定零件的其他結構參數，一些數據要按有關規定選取。.2.1傳動軸直徑初定d=91(mm) 式（4-7）式中 d-傳動軸直徑（mm） -該軸傳遞的額定扭矩(Nmm)N-該軸傳遞的功率（kW）nj-該軸的計算轉速（r/min）該軸每米長允許扭轉角（deg/m），一般傳動軸取。對空心軸須將（6）（7）式計算值再乘以系數。取：V

7、帶傳動效率圓柱齒輪傳動效率軸承傳動效率(可上下圓整)II軸 dII=91=91III軸 dIII=91=91IV軸 dIV=91=91.2.2主軸軸徑的確定對通用機床的主軸尺寸參數，多由結構上的需要而定，查相關手冊得，功率為4Kw的銑床主軸軸徑為6095mm。取D1 =80mm;由規定可知，后軸徑的軸徑D2=（0.750.85）D1(mm)，取D2=64mm。.2.3各軸軸徑的值軸序號IIIIIIV軸徑( mm)283240表6.2.3齒輪模數的初步計算一般同一變速組中的齒輪取同一模數，選擇負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式計算： (mm) 式（4-8） 式中-按接觸疲勞強度計算的齒輪

8、模數（mm）;-驅動電機功率（Kw）；-計算齒輪的計算轉速（r/min）;-大齒輪齒數與小齒輪齒數之比，1外嚙合取“+”號，內嚙合取“-”號；-小齒輪齒數；-齒寬系數，(B為齒寬系數，m為模數)，-許用接觸應力（MPa）取 MPa第一組：選取II軸齒數為32的齒輪： =1.43(mm) 取 第二組：選取IV軸齒數為18的齒輪：取 第三組：選取V軸齒數為21的齒輪: =2.18(mm) 取 .2.4傳動系統圖S圖3 傳動系統圖.3 零件的驗算在零件的尺寸和位置確定后，就具體的知道了他們的受力狀態，力的大小，作用點和方向，從而可以對零件進行較精確的驗算。.3.1 直齒圓柱齒輪的應力計算在驗算變速箱

9、中的齒輪應力時，選相同模數中承受載荷最大的，齒數最小的齒輪進行接觸應力和彎曲應力驗算，一般對高速傳動齒輪主要驗算接觸應力，對低速傳動齒輪主要驗算彎曲應力，對硬齒面軟芯的滲淬火齒輪，一定要驗算彎曲應力。接觸應力驗算公式為： 式4-9彎曲應力驗算公式為： 式4-10式中： N-傳遞的額定功率（kw）N=m初算的齒輪模數(mm）B齒寬（mm）Z小齒輪齒數；u大齒輪與小齒輪齒數u壽命系數 式4-11 式4-12T齒輪在機床工作期限()內的總工作時間（h）,對于中型機床的齒輪取=1500020000h，同一變速組內的齒輪總工作時間可以近似的認為T=，p為該變速組的傳動副數；m疲勞曲線指數，接觸載荷取：m

10、=3;彎曲載荷時，對正火，調質以及整體淬硬件取m=6.對表面淬硬件取m=9;；齒向載荷分布系數；Y齒形系數；許用接觸應力；1650Mpa297Mpa選取齒數為21和84的一對齒輪進行驗算，小齒輪驗算彎曲強度，大齒輪驗算接觸強度系數K1YK2K3KTKNKnZ1=2110.41.11.41.580.880.961Z2=8410.511.11.41.440.80.961表6小齒輪彎曲應力：109.9MPa大齒輪接觸應力：=544.08MPa綜上，大小齒輪均符合要求。.3.2 齒輪精度的確定根據齒輪的用途，圓周速度，載荷狀況，對噪聲，振動，使用壽命等方面的要求，確定齒輪選用7級精度。.3.3傳動軸的

11、彎曲剛度驗算.3.3.1傳動軸上的彎曲載荷齒輪傳動軸同時受輸入扭矩的齒輪驅動Qa和輸出扭矩的齒輪驅動阻力Qb的作用而產生彎曲變形。當齒輪為直齒圓柱齒輪，其嚙合角a=20,齒面摩擦角=5.72時，則Qa(或Qb)=2.12 式4-13式中N該齒輪傳遞的全功率（KW） m,z該齒輪的模數，齒數；n該傳動軸的計算工況轉速（r/min）(n=);該軸輸入扭矩的齒輪計算轉速（r/min）;該軸輸出扭矩的齒輪計算轉速（r/min）;.3.3.2驗算兩支承傳動軸的彎曲變形機床齒輪變速箱里的傳動軸，如果抗彎曲強度不足，講破壞軸及齒輪，軸承的正常工作條件，引起軸的橫向振動，齒輪的輪齒偏載，軸承內，外圈相互傾斜，

12、加劇零件的磨損，降低壽命。齒輪傳動軸的抗彎剛度驗算，包括軸的最大撓度，滾動軸承處及齒輪安裝處的傾角驗算。其值均應小于允許變形量y及為了計算方便，可以近似的以該軸的重點撓度帶（即在0.5l處）代替最大撓度。圖 傳動軸剛度驗算簡圖若兩支撐的齒輪傳動軸為實心的圓形鋼軸，忽略其支撐變形，在單一彎曲載荷作用下，其中點撓度為： 式4-14式中： l兩支承間的跨距；（mm）D該軸的平均直徑(mm);X=,的工作位置至較近支點的距離；即N,m,z,n同式2-13計算在驅動力Qa和Qb 同時作用下，傳動軸中點的合成撓度yb ,可按余弦定理計算：yh=-2(mm) 式（4-15）式中yh被驗算軸的合成撓度（mm）

13、 輸入扭矩的齒輪在軸的中點引起的撓度（mm）輸出扭矩的齒輪在軸的中點引起的撓度（mm） 式（4-16）按如圖四所示嚙合情況，計算該軸的撓度計算過程如下：輸入：=315Na=4m=3z=60n=500輸出:xb=180Nb=4=3.5m=3z=70n=500=0.093合成后yh=-2=0.23(mm)查表知，許用的撓度對一般傳動軸為0.00030.0005l；計算得：0.0005即：0.23撓度符合要求。傳動軸在支承點A,B處的傾角，可按下式計算：式（4-17）查表得：安裝軸承處的許用角度為：0.001rad因此驗算后滿足要求。【注】當支承處（A,B），軸的傾角小于安裝齒輪處的傾角允許值時，則

14、齒輪處的傾角就不必再進行驗算。當軸的各段直徑相差不大而且計算精度要求不高時，可按平均直徑的等徑進行計算。.3.4兩軸承主軸組件的靜剛度驗算機床主軸組件的靜剛度是指它在力的作用下抵抗變形的能力。1.主軸軸段撓度的允許值:選用驗算主軸軸端的撓度為依據，主軸軸端的撓度的經驗數據為:式中：兩支承間的距離,在本主軸中,.故取2.切削力的確定最大圓周切削力須按主軸輸出全功率和最大扭矩確定,其計算公式為： 式（4-18）式中：電動機額定功率(kW),此處.主傳動系統的總效率,為各傳動副、軸承的效率,總效率,此處,為方便起見,起主軸的計算轉速),由前知,主軸的計算轉速為.計算直徑,對于銑床,為最大端銑刀計算直

15、徑,對于升降臺寬度為的臥式銑床,其端銑刀的計算直徑及寬度分別為,.得驗算主軸組件剛度時,須求出作用在垂直于主軸軸線的平面內的最大切削合力.對于升降臺式銑床的銑削力,一般按端銑計算,不妨設本銑床進給系統的末端傳動副有消隙機構,應采用不對稱順銑,則各切削分力與的比值可大致認為,.則,即與水平面成角,在水平面的投影與成角.3切削力的作用點設切削力的作用點到主軸前支承的距離為,則 式（4-19） 式中：主軸前端的懸伸長度,此處 對于普通升降臺銑床代入,切削力的作用點到主軸前支承的距離為4.受力分析及計算：由于主軸上的大齒輪比小齒輪對主軸的剛度影響較大,故僅對大齒輪進行計算.圖5主軸縱向視圖力的分布圖6

16、主軸部件橫向視圖力的分布為了計算上的簡便,主軸部件前端撓度可將各載荷單獨作用下所引起的變形值按線性進行向量迭加,其計算公式為：(1) 計算切削力作用在點引起主軸前端占的撓度 式(4-20)對圓錐滾子軸承：i滾動體的列數z每列中的滾動體數 zA=16.zB=20l0滾子的有效長度 l0A=26; l0B=35a軸承的接觸角 a=15R軸承的徑向負荷 RA=210000;RB=440000式中：抗拉彈性模量,鋼的為段慣性矩,對于主軸前端,有為AB段慣性矩,有、其余各參數定義與之前保持一致.代入計算,得其方向如圖4-3所示,沿方向,.(2)計算力偶矩作用在主軸前端點產生的撓度 式(4-21)式中各參

17、數定義與之前保持一致.力偶矩代入,得：其方向在H平面內,如圖4-3所示,.(3)計算驅動力作用在兩支承之間時,主軸前端點的撓度 式(4-22)式中各參數定義與之前保持一致.驅動力代入得,其方向如圖4-3所示,角度(1) 求主軸前端點的綜合撓度H軸上的分量代數和為： 式(4-23)代入,得：V軸上的分量代數和為： 式 (4-24)代入,得：綜合撓度為：(mm)=0.002 =21.3故滿足對主軸的剛度要求。5技術指標分析經驗算：一對齒輪中，小齒輪彎曲強度，大齒輪接觸強度，傳動軸撓度，主軸撓度（靜剛度）均合參考文獻【1】 哈爾濱工業大學 . 綜合課程設計II課程設計指導書 【2】 機床設計簡明手冊 機械設計出版社【3】 高等教育出版社 機械設計 宋寶玉主編【4】馮辛安主編 . 機械制造裝備設計 第二版