中小型通用铣床主传动系统的设计.docx

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中小型通用铣床主传动系统的设计

中小型通用铣床主传动系统的设计

作者：

xxx指导老师：

xxx

（xxx大学工学院机制合肥230036）

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本文档是独立自主完成的毕业设计，只可用于学习交流，不可用于商业活动。

另外：

有需要电子档的同学可以加我2353118036，我保留着毕设的全套资料，旨在互相帮助，共同进步，建设社会主义和谐社会。

摘要：

主传动系统的设计是金属切削机床设计中的重要内容，本次毕业设计的是中小型通用铣床主传动系统，根据通用铣床常用的参数，选定电动机类型，确定主电动机功率，按照一定的方法设计主轴箱传动比和转速分配，设计和计算所需齿轮，三角形带和轴，进行校核后得到所用的，包括轴与轴间的距离。

合适的选用轴承和花键，达到优化设计整个主传动系统的稳定结构。

通过运动参数拟定设计方案，确定转速图，并拟定传动系统图，在保证机床运动和使用要求的前提下，运动链尽量简短简单，画好转配图后，对主要零件进行校核如齿轮弯曲强度的校核和主轴的校核，修改并完善转配图，编写零件代号和制定整个部件的技术条件，最后绘制出正确的零件图。

关键词：

铣床主传动系统零件运动参数。

1引言

设计的机床主轴必须要有一定的变速范围和转速，以满足在实际应用中的需求。

在设计的过程中不断地发现问题并解决问题。

传动件包括齿轮、传动轴、轴承等。

传动轴在反复的弯曲载荷和扭曲载荷的双重作用下易发生疲劳破坏。

要求轴在弯曲和扭曲载荷下不易发生过大的变形。

传动轴一般要先估算其直径，然后对其刚度进行校核。

提高刚度一般有两种方法：

缩短轴的长度和增加轴的直径，这样轴的主动件和被动件更近些，使传动件更靠近轴。

1.1机床的用途和性能

该产品操作方便，性能可靠。

机床主轴的电动机功率高，有较广的变速范围。

机床有完善的润滑系统。

工作台水平回转角度 ±45°。

1.2机床的主要技术参数

工作台面积mm...............................320*1325

工作台最大纵向行程手动/机动mm..............700/680

工作台最大横向行程手动/机动mm..............255/240

工作台最大垂直行程手动/机动mm..............320/300

工作台最大回转角度..........................±45°

主轴中心线至工作台面距离mm...................30/350

主轴转速级数...............................18级

主轴转速围r/min............................30-1500

工作台进给量级数............................18级

主传动电机功率kw............................7.5

进给电机功率kw.............................1.5

机床外形尺寸（长×宽×高）mm.....................1831*2064*1718

2传动路线的设计

2.1设计任务

传动路线的设计是运用转速图的基本原理，来设定合理的传动方案，其中包括传动副数和变速组的选择，齿轮传动比的确定和齿轮齿数的计算。

2.2转速图的拟定

该铣床的主轴转速范围为30～1500r/min，取公比Ф=1.26，电动机的转速N=1450r/min。

Rn=nmax/nmin=1500/30=50=Ф^（Z-1）=Ф^17

所以Ф=1.26

故主轴转速级数Z=㏑Rn／㏑Ф+1=50/1.26+1=17+1=18

2.2.1确定变速组和传动副数目

为满足机床结构设计和操纵方便的要求，一般机床采用滑移齿轮有级变速传动方式，一般采用双联或三联滑移齿轮，所以转速级数应为2、3因子的乘积，主轴转速为18级的变速系统需要3个变速组，即Z=18=3*3*2。

2.2.2确定变速的传动顺序方案

各变速组的排列方案有：

18=2*3*3

18=3*2*3

18=3*3*2

由于该铣床的主传动系统装在床身内，结构上没有特殊的要求，在一般情况下，变速系统应为降速。

由于转速高的轴传递的扭矩小，尺寸可小些，从传动的顺序上来说，前面的传动件应多些，可节省材料、减轻重量，故选择18=3*3*2这种方案。

3传动件的估算

3.1带轮的设计

3.1.1确定计算功率Pca。

查表8—8（《机械设计》），知KA=1.2

由式8—21得Pca=KA*P=1.2*7.5=9kw

3.1.2选择V带的带型

根据计算功率Pca=9kw和小带轮转速n1=1450r/min，由图8—11（《机械设计》），知选择V带A型。

3.1.3确定带轮的基准直径dd1和dd2并验算带速V。

根据图8—11（《机械设计》）和表8—9，取主动轮基准直径dd1=125mm。

根据式8—15a（《机械设计》），并根据表8—9加以适当调整，从动轮基准直径dd2：

dd2=i*dd1=1.933*125=242mm

根据表8—9取dd2=250mm

按式8—13验算带的速度

V1=π*dd1*n1/（60*1000）m/s=9.49m/s

因为5m/s<9.49m/s<30m/s，故带的速度合适。

3.1.4确定该带轮的基准长度Ld和传动中心距a

根据式（8—20）0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2），初选带传动的中心距a0=500mm。

根据式（8—22）计算带的基准长度

Ld0≈2a0+0.5π（dd1+dd2）+（dd1-dd2）^2/4a0≈1597mm

由表8—2选带的基准长度Ld=1640mm。

按式（8—23）计算实际中心距a

a≈a0+（Ld-Ld0）/2≈522mm

按式（8—24），中心距的变化范围为497～571mm。

3.1.5验算小带轮上的包角α1

根据式（8—25），α1≈180°-（dd1-dd2）57.3°/a=166°>120°

经验算合格。

3.1.6计算V带的根数z

1）单根V带的额定功率Pr。

由dd1=125mm和n1=1450r/min，查表8—4得P0=1.92kw。

根据n1=1450r/min，i=1.933和A型带，查表8—5得∆P0=0.15kw。

查表8—6得Kα=0.96，表8—2得KL=0.99，于是

Pr=（P0+∆P0）*Kα*KL=（1.92+0.15）*0.96*0.99kw=1.97kw。

2）计算V带的根数z。

Z=Pca/Pr=9/1.97=4.6

取5根。

3.1.7计算单根V带的初拉力F0。

由表8—3得q=0.105kg/m，所以

F0=500*（2.5-Kα）Pca/（Kα*z*v）+qv^2=500*（2.5-0.96）*9/（0.96*5*9.49）+0.105*9.49^2=162N

3.1.8计算压轴力Fp

Fp=2z*F0*sin（α1/2）=2*5*162*sin83°=1608N

3.2齿轮齿数和计算转速的设计

3.2.1齿轮齿数的确定

设这两组变速组的模数相同，对于变速组内齿轮模数相同时齿轮齿数的确定，有计算法和查表法，本设计采用计算法。

可列出：

Zj/Zj′=Uj=aj/bj

Zj+Zj′=Szj

设aj+bj=S0j，则Zj=aj*Szj/S0j,Zj′=bj*Szj/S0j。

即可得：

Zj=Uj/（1+Uj）*Szj

Zj′=1/（1+Uj）*Szj

式中：

Zj、Zj′——分别为j齿轮副的主动与从动齿轮的齿数；

Uj——j齿轮副的传动比；

Szj——齿轮副的齿数和;

aj、bj——互为质数。

由于zj是整数，Szj必定能被S0j整除；如果各传动副的齿数和都为Sz，则Sz能被S0j（j=1,2,3,…）所整除，换言之，Sz是S0j的公倍数。

所以，如果确定了齿轮的齿数，则应在允许的误差范围内，确定合理的aj、bj，从而求得S0j。

1）第一组齿轮，该变速组内有三对齿轮，传动比

U1=Z3/Z4=1/φ^2=1/1.26^2=1/1.59

U2=Z5/Z6=1/φ^3=1/1.26^3=1/2

U3=Z7/Z8=1/φ^4=1/1.26^4=1/2.52

取齿数和Sz的值为60，则各齿轮相对应的齿数为Z3=23，Z4=37,Z5=20,Z6=40,Z7=17,Z8=43。

检查主轴各级转速误差：

检验式为δn=（n-n′）/n<±（φ-1）*10%

其中，

n——标准转速；

n′——实际转速；

φ——公比值

第一对齿轮

其中，

n2=n1/i=1450/1.933=750r/min

所以

n′=750*23/37=466r/min

n=750/1.59=472r/min

δn=（n-n′）/n=（472-466）/472=0.013<0.026

符合要求。

第二对齿轮：

n′=750*20/40=375r/min

n=750/2=375r/min

δn=（n-n′）/n=（375-375）/375=0<0.026

符合要求。

第三对齿轮：

n′=750*17/43=297r/min

n=750/2.52=298r/min

δn=（n-n′）/n=（298-297）/297=0.003<0.026

符合要求。

2）第二组齿轮：

该变速组内的三对齿轮传动比

U1=Z9/Z10=φ^2=1.26^2=1.59

U2=Z11/Z12=1/φ=1/1.26=1/1.26

U3=Z13/Z14=1/φ^4=1/1.26^4=1/2.52，

取齿轮齿数和为70，那么各齿轮相对应的齿数为Z9=43，Z10=27,Z11=31,Z12=39,Z13=20,Z14=50。

检查主轴各级转速误差：

（假设轴Ⅱ的转速为297r/min）。

第一对齿轮

n′=297*43/27=473r/min

n=297*1.59=472r/min

δn=（n-n′）/n=（472-473）/472=0.002<0.026

符合要求。

第二对齿轮：

n′=297*31/39=236r/min

n=297/1.26=236r/min

δn=（n-n′）/n=（236-236）/236=0<0.026

符合要求。

第三对齿轮：

n′=297*20/50=119r/min

n=297/2.52=118r/min

δn=（n-n′）/n=（118-117）/118=0.008<0.026

符合要求。

3）第三组齿轮：

传动比U1=φ^3=2，U2=1/φ^6=1/4，我们可取齿数和的值为89，那么各齿轮相对应的齿数分别为Z15=59，Z16=30，Z17=18，Z18=71。

检查主轴各级转速误差：

（假设轴Ⅲ的转速为119r/min）。

第一对齿轮

n′=119*59/30=234r/min

n=119*2=238r/min

δn=（n-n′）/n=（238-234）/238=0.017<0.026

符合要求。

第二对齿轮：

n′=119*18/71=30r/min

n=119/4=30r/min

δn=（n-n′）/n=（30-30）/30=0<0.026

符合要求。

所以，我们可得到各齿轮的齿数分别为Z3=23，Z4=37,Z5=20,Z6=40,Z7=17,Z8=43，Z9=43，Z10=27,Z11=31,Z12=39,Z13=20,Z14=50，Z15=59，Z16=30，Z17=18，Z18=71。

3.2.2齿轮计算转速的确定

齿轮Z15的计算转速。

齿轮Z15装在Ⅳ轴上，Z15共有119r/min～750r/min九级转速，经齿轮Z15/Z16传动主轴能够得到234r/min～1500r/min这九级转速能传递全部功率，所以齿轮Z15的这九级转速也能传递全部功率，它的最低转速119r/min正好为其计算转速。

齿轮Z16的计算转速。

齿轮Z16装在Ⅴ轴（主轴）上，有234r/min～1500r/min共九级转速，都能传递全部功率，它的最低转速234r/min即为其计算转速。

齿轮Z17的计算转速。

由于齿轮Z17装在Ⅳ轴上，有119r/min～750r/min共九级转速。

其中的375r/min～750r/min这四级转速能够传递全部功率。

因此，齿轮Z17的计算转速即为375r/min。

3.3轴及传动轴的计算转速

主轴的计算转速。

由表2—2（《机械制造装备设计》）可查出

nj=nmin*φ^（Z/3-1）=30*1.26^5=95r/min

传动轴的计算转速。

轴Ⅳ共有九级转速：

119r/min～1500r/min之间的所有转速都传递全部功率。

此时，轴Ⅳ若经齿轮Z17/Z18传动主轴，它只有在375r/min～750r/min的那四级转速时才能传递全部功率：

若经过齿轮副Z15/Z16传动主轴,九级转速能传递全部功率，因此，其中的最低转速119r/min即为轴Ⅳ的计算转速。

其余，依次类推。

各轴的计算转速如下：

VⅠ=1450r/min,VⅡ=750r/min,VⅢ=297r/min,VⅣ=119r/min,VⅤ=95r/min。

4主要零件的验算

4.1齿轮的校核计算

由于齿轮数太多，不宜全部校核，我们可以在齿轮中可选取一个承受载荷最大且齿数最小的齿轮来校核它的弯曲和接触疲劳强度。

4.1.1按齿面接触疲劳强度设计

由式（10—10）（《机械设计》）得到直齿轮的接触疲劳强度条件为

σH=√（2KH*T1*（u±1）/（u*φd*d1^3））*ZH*ZE*Zε≤[σH]

式中：

KH——接触疲劳强度计算的载荷系数，KH=KA*KV*KH*KHα*KHβ；

ZH——区域系数，可查图10—20（《机械设计》），图中曲线上的数据是（x1+x2）/（z1+z2）的计算值，x1、x2和z1、z2分别是小齿轮和大齿轮的变位系数及齿数；

ZE——弹性影响系数，数值列于表10—5（《机械设计》）；

Zε——为接触疲劳强度计算的重合度系数。

1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取20°。

选用7级精度。

选用小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。

小齿轮齿数Z1=18，大齿轮齿数Z2=71，u=Z2/Z1=3.9。

2.按齿面接触疲劳强度计算

1）计算小齿轮传递的转矩

T1=9.55*P*10^6/n1=9.55*7.5*10^6/375=1.91*10^5N▪mm

由表10—7选取齿宽系数φd=1。

由图10—20查得区域系数ZH=2.5。

由表10—5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8。

由式10—9计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。

εα=1.596

Zε=√（4-εα）/3=√（4-1.596）/3=0.894

由图10—25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为

σHlim1=600MPa，σHlim2=550MPa。

由式10—15计算应力循环次数：

N1=60n1*j*Lh=60*375*1*2*8*300*10=1.08*10^8

N2=N1/u=1.08*10^8/（71/18）=2.74*10^7

由图10—23查取接触疲劳寿命KHN1=0.97、KHN2=1.09。

我们取失效概率为1%、安全系数S=1，由式10—14得

[σH]1=KHN1*σHlim1/S=582MPa

[σH]2=KHN2*σHlim2/S=600MPa

因为[σH]1<σH]2

所以取σH]=[σH]1=582MPa

试选KHt=1.3.

试算小齿轮分度圆直径

d1t≥69.1mm

2）调整小齿轮分度圆直径

圆周速度v

V=π*d1t*n1/60000=1.4m/s

齿宽b=φd*d1t=1*69.1=69.1mm

计算实际载荷KH

由表10—2查得使用系数KA=1。

根据v=1.4m/s、7级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv=1.11。

齿轮的圆周力

Ft1=2*T1/d1t=2*1.91*10^5/69.1=5.53*10^3N

KA*Ft1/b=80N/mm<100N/mm

查表10-3（《机械设计》）得齿间载荷分配系数KHα=1.2。

由表10—4（《机械设计》）用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，得齿向载荷分配系数KHβ=1.421。

由此，得到实际载荷系数

KH=KA*KV*KH*KHα*KHβ=1*1.11*1.2*1.421=1.89

由式10-12，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径

d1=d1t*3√KH/KHt=69.1**3√1.89/1.3=78.3mm

及相应的齿轮模数

m=d1/z1=78.3/18=4.35mm

4.1.2按齿根弯曲疲劳强度设计

1）由式10-7试算模数

确定公式中的各参数值

试选KFt=1.3

由式10-5（《机械设计》）计算弯曲疲劳强度用重合度系数。

Yε=0.25+0.75/εα=0.25+0.75/1.596=0.72

计算YFa*Ysa/[σF]

由图10-17查得齿形系数YFa1=2.95，YFa2=2.34。

由图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.59、Ysa2=1.75。

由图10-24c（《机械设计》）查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa。

由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.91，KFN2=0.98。

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-14（《机械设计》）得

[σF]1=KFN1*σFlim1/S=0.91*500/1.4=325MPa

[σF]2=KFN2*σFlim2/S=0.98*380/1.4=266MPa

YFa1*Ysa1/[σF]1=2.95*1.59/325=0.0144

YFa2*Ysa2/[σF]2=2.34*1.75/266=0.0154

因为YFa1*Ysa1/[σF]1

YFa*Ysa/[σF]=YFa2*Ysa2/[σF]2=0.0154

试算模数

mt≥3√（2*KFt*T1*Yε*YFa*Ysa/（[σF]*φd*z1^2））=2.57mm

2）调整齿轮模数

圆周速度v

d1=mt*z1=2.57*18mm=46.26m

v=π*d1*n1/60000=0.91m/s

齿宽b=φd*d1=1*46.26=46.26mm

宽高比b/h

h=5.78mm

b/h=8

3）计算实际载荷系数KF。

根据v=0.91m/s,7级精度，由图10-8（《机械设计》）查得动载系数Kv=1.05。

由Ft1=5.53*10^3N，KA*Ft1/b=1*5530/46.26=120N/mm>100N/mm，查表10-3得齿间载荷分配系数KFα=1.0。

由表10-4用插值法查得KHβ=1.417，结合b/h=8查图10-13，得KFβ=1.34。

则载荷系数为

KF=KA*KV*KFα*KFβ=1*1.05*1*1.34=1.407

由式10-13（《机械设计》），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数

m=mt*3√（KF/KFt）=2.69mm

弯曲疲劳强度的大小主要决定了齿轮模数的大小，而齿面接触疲劳强度的大小与齿轮直径密切相关，所以我们取模数m=4，齿宽b=72mm，分度圆直径d1=72mm，d2=z2*m=284mm,齿宽b1=80mm，齿宽b2=72mm。

4.2轴的强度计算

机床主轴一般只进行刚度验算。

主轴刚度分为弯曲刚度和扭转刚度两种。

对于铣床的主轴，我们通常只校核其弯曲刚度。

由于轴Ⅴ为输出轴，和工件相连所受的弯曲最大，所以校核轴Ⅴ的弯曲刚度。

4.2.1求输出轴上的功率P5、转速n6和扭矩T5

若取每级齿轮传动的效率（包括轴承效率在内）η=0.97.则

P5=P*η^4=7.5*0.97^4=6.64kw

n6=95r/min

于是T5=9550000*P5/n6=6.67*10^5N▪mm

4.2.2求作用在齿轮上的力

低速级大齿轮的分度圆直径为

d2=m*z2=4*71=284mm

圆周力Ft=2T5/d2=4.7kN

径向力Fr=Ft*tanαn=4.7*tan20°=1.7kN

法向力Fa=Ft/cosαn=4.7/cos20°=5kN

4.2.3初步确定轴的最小直径

先按式15-2（《机械设计》）初步估算轴的最小直径。

选取轴的材料为45钢，调质处理。

根据表15-3，取A0=112，于是得

dmin=A0*3√（P5/n6）=46.1mm

为了使该轴上的齿轮更加趋于标准化，考虑到该齿轮的齿宽为72mm，所以可取该轴的的直径为d=60mm。

所以，我们可得到齿轮17和齿轮18的模数为4，齿轮17的分度圆直径为72mm，齿轮18的分度圆直径为284mm，齿宽b1=80mm，齿宽b2=72mm。

轴Ⅴ上的直径为60mm。

轴与齿轮的连接我们选用圆头平键。

由于轴Ⅰ、轴Ⅱ、轴Ⅲ和轴Ⅳ在传动的过程中主要传递扭矩，所以，选用深沟球轴承，而轴Ⅴ既传递扭矩也传递弯矩所以选用圆锥滚子轴承。

结论

在本次的毕业设计中，我了解了铣床的一些内部结构和其工作的一般过程。

该铣床齿轮传动时是采用有级变速的结构，它的变速范围比较大，传动的功率也比较大，传动比也比较准确。

但也存在一些缺点，比如，齿轮传动不是太平稳，变速结构的结构有些复杂，不适用于高精加工的机床上。

在合理选用各个齿轮、轴、轴承等一些其他金属材料时，还要考虑到经济性的问题。

在此过程中也遇到了一些实际和理论上的问题，但不断的发现问题和解决问题正是我们所要的过程，只有这样我们才能学习到更多书本上没有的东西，加深对理论知识的了解。

致谢

在老师和同学的指导和帮助下，本毕业设计已近乎完成了。

本次的毕业设计相当于一次大综合，让我在这四年里所学习到的东西都过滤了一下，并接触了一些新的知识，让我对本专业有了更加系统的了解，并使我学到的知识更加的稳固。

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《机械设计课程设计手册》，第四版，北京，高等教育出版社，2012。

6刘鸿文。

《材料力学》，第五版，高等教育出版社，2010。

TitleThedesignofthemaintransmission systemofsmallandmediumsized universal millingmachine

Abstract

Abstract:

thedesignofthemaindrivesystemistheimportantcontentinthemetalc