山東理工大學本科畢業(yè)設計（論文）臥式銑床主傳動設計目錄1 概述 11.1 金屬切削機床在國民經濟中的地位 11.2 機械課程設計的目的 11.3 銑床的規(guī)格系列和用處 11.4 機床性能要求 22 參數(shù)的確定 32.1 確定轉速范圍 32.2 主電機選擇 33 傳動設計 .43.1 主傳動方案擬定 43.2 傳動結構式和結構網的選擇 43.2.1 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目 .43.2.2 傳動結構式的擬定 .43.2.3 傳動結構網的擬定 .43.2 轉速圖的擬定 54 傳動件的估算 74.1 三角帶傳動的計算 74.2 傳動軸的估算 104.2.1 主軸的計算轉速 .114.2.2 各傳動軸的計算轉速 .114.2.3 各軸軸徑的估算 .114.3 齒輪齒數(shù)的確定和模數(shù)的計算 124.3.1 齒輪齒數(shù)的確定 .124.3.2 齒輪模數(shù)的計算 .134.3.3 確定各齒輪尺寸 .134.4 帶輪結構設計 154.4.1 帶輪的結構和尺寸 .154.4.2 帶輪的技術要求 .164.5 傳動軸間的中心距 164.6 片式摩擦器的選擇和計算 164.6.1 摩擦片的徑向尺寸 .164.6.2 按扭矩選擇摩擦片結合面的數(shù)目 .16總結 .18參考文獻 .1911 概述1.1 金屬切削機床在國民經濟中的地位金屬切削機床是機械制造裝備的核心，而機械制造業(yè)的生產能力和制造水平主要取決于機械制造裝備的先進程度。精密零件的加工主要依賴切削加工來達到所需要的精度。金屬切削機床所擔負的工作量約占機器制造總工作量的 40%--60%，它的技術 水平直接影響到機械制造業(yè)的產品質量和勞動生產率。換言之，一個國家的機床工業(yè)水平很大程度上代表著這個國家的工業(yè)生產能力和科學技術水平。顯然，金屬切削機床在國民經濟現(xiàn)代化建設中起著不可替代的作用。1.2 機械課程設計的目的機床課程設計是在學完機床課以后，進行一次學習設計的綜合性練習。通過設計，運用 所學過的基礎課、技術基礎課和專業(yè)課的理論知識，生產實習和實驗等實踐知識，達到鞏固、 加深和擴大所學知識的目的。通過設計，分析比較機床主傳動中某些典型機構，進行選擇和 改進，學習構造設計，進行設計計算和編寫技術文件。完成機床主傳動設計，達到學習設計 步驟和方法的目的。通過設計，學習查閱有關的設計手冊、設計標準和資料，達到積累設計 知識和提高設計能力的目的。通過機床課程設計，獲得設計工作的基本技能的訓練，提高分 析和解決工程技術問題的能力。并為進行一般機械的設計創(chuàng)造一定的條件。1.3 銑床的規(guī)格系列和用處普通規(guī)格和類型的機床有系列型譜作為設計的準則和基礎，本次進行的設計為臥式升降臺銑床的主傳動系統(tǒng)設計，銑床主要用于零件的銑削加工。表 1 銑床的主參數(shù)和基本參數(shù)最低轉速nmin(r/min)轉速級數(shù) Z 公比 Φ 電機轉速n 電（r/min)電機功率P 電（KW)工作臺尺寸(mm)30 12 1.41 1440 5.5 250×100021.4 機床性能要求1) 具有皮帶輪卸荷裝置；2) 手動操縱雙向摩擦片離合器實現(xiàn)主軸的正反轉級停轉運動要求；3) 常規(guī)變速系統(tǒng)，轉速連續(xù)不重合；4) 集中傳動（主軸箱和變速箱一體）。32 參數(shù)的確定2.1 確定轉速范圍由于 φ=1.41,φ2=2又 n1=nmin=30r/min, 1??jjn?則 ,mi/5.42r??min/6023rmin/8524r??.85 746以此類推，可得主軸的各級轉速分別為30，42.5，60，85，118，170，235，335，470，675，945，1320.2.2 主電機選擇合理的確定電機功率，使機床能夠充分發(fā)揮其使用要求，既滿足生產要求，又不致于使電機長時間輕載工作而降低功率因數(shù)。已知電動機的功率為 5.5kw,通過查詢機械設計手冊，選擇電動機型號 Y132S-4,同步轉速 1500r/min，滿載轉速 1440r/min。43 傳動設計3.1 主傳動方案擬定機床的主傳動系統(tǒng)實現(xiàn)機床的主運動，其模鍛件直接參與切削加工，形成所需的工件表面和加工精度，且變速范圍寬，傳動功率大，是機床中最主要的傳動鏈。傳動方案復雜多樣，各有利弊，綜合考慮機床的使用要求，傳遞動力的要求，工作性能要求，以及經濟性要求，本次設計采用分級變速主傳動系統(tǒng)，集中傳動主軸箱。3.2 傳動結構式和結構網的選擇3.2.1 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目由于軸Ⅰ上安裝雙向摩擦離合器，占據(jù)一定軸向長度，為使軸Ⅰ不致過長，第一變速組為雙聯(lián)滑移齒輪變速組，第二變速組為三聯(lián)滑移齒輪變速組，傳動順序上傳動副數(shù)不再滿足前多后少的原則。 確定變速組和傳動副數(shù)的組合方案為 。231??3.2.2 傳動結構式的擬定根據(jù)擴大順序前密后疏的原則，且 ,沒有超出極限86)12(6)1(22 ???????pxr變速范圍，確定傳動結構式為 13?3.2.3 傳動結構網的擬定圖 1 傳動結構網53.2 轉速圖的擬定軸Ⅰ的雙向摩擦離合器徑向尺寸較大，為使第一變速組齒輪的中心距不致過大，第一變速組從動齒輪應該小一些。（1） 確定定比傳動的傳動比確定軸Ⅰ的轉速值為 670r/min,則定比傳動的傳動比為 2.154067?i（2） 確定各變速組的最小傳動比從轉速點 945r/min 到 30r/min 共 10 個格，按照“前緩后急 ”的原則，第一變速組最小傳動線下降 3 格，第二變速組最小傳動線下降 3 格，第三變速組最小傳動線下降 4 格。（3） 繪制轉速圖6圖 2 主傳動鏈轉速圖74 傳動件的估算4.1 三角帶傳動的計算三角帶傳動，軸間距可以加大，由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會打滑，可以緩和沖擊及隔離振動，使傳動平穩(wěn)。帶輪結構簡單，但尺寸較大，機床中常用作電機輸出軸的定比傳動。查《機械設計手冊》確定以下參數(shù)：（1） 選擇三角帶的型號和帶輪直徑工作情況系數(shù) 由表 6.1-13，取 KA=1.1計算功率 P C=KAP ，P=5.5kW , P C=6.05kW選帶型號 由 圖 6.1-4 ，選 A 型帶小帶輪直徑 由 表 6.1-19 ，取 D1=106㎜大帶輪直徑 212)(n???式中，n 1-小帶輪轉速，n 2-大帶輪轉速，ε- 滑動率（取 ε=2%）已知，n 1=1440r/min n2=670r/min; 選 D2 =224㎜（2） 計算帶長求 Dm21mD??Dm=165㎜求 Δ82-1D??Δ=59㎜初選中心矩hDaD???)(5.0)(22121式中 h-V 帶的高度；D 1、D 2 -大小帶輪的計算直徑初選中心矩 a=500㎜帶長 aDLm2????15049502192????LL=1504㎜由 表 6.1-8Ld=1550㎜（3） 求中心矩和包角中心矩 28)(41?????mmDLLa??a 529)150(415902????????9a=522㎜小輪包角 ?????57.318012aD????????675.3210481?α1 = 167°（4） 求帶根數(shù)帶速 106??nDv?sm/7.91064v????V = 7.99 m/s傳動比 i=2.15帶根數(shù) LckPz?)(0???由 表 6.1-18c P0= 1.32 kW; 由 表 6.1-14 kα= 0.97由 表 6.1-16 kL= 0.98; 由 表 6.1-18c ΔP0= 0.17 kW10??.2749.0871.3256????zz = 5 根（5） 求軸上載荷張緊力 2c0k-2.5vzqvPF??）（ ?由 表 11.4 q = 0.1㎏/m NF123.87.90.98 -257.6050 ?????）（F0 = 132.2 N軸上載荷 2sin10?zFQ?NFQ12367sin123.85???FQ = 1310.7 N 4.2 傳動軸的估算傳動軸除應滿足強度要求外，還應該滿足剛度的要求。強度要求保證軸在反復載荷和彎扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)要求較高，不允許有較大變形。因此，疲勞強度一般不是主要矛盾，除了載荷很大的情況外，可以不必驗算軸的強度。剛度要求保證軸在載荷下不至發(fā)生過大的變形，因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。114.2.1 主軸的計算轉速主軸的計算轉速 nj 是傳遞全功率（電動機滿載）時的最低轉速，從 nj 起至主軸最高轉速 nmax 之間的所有轉速都是傳遞全功率，扭矩隨轉速的增大而減小，為恒功率工作范圍。從 nj 起至主軸最低轉速 nmin 之間的所有轉速都是傳遞全扭矩，功率隨轉速的增大而減小，為恒扭矩工作范圍。臥式升降臺銑床主軸計算轉速的計算公式為： 13minj??z?inr/ 851.43032j ???n4.2.2 各傳動軸的計算轉速主軸從 nj 起至主軸最高轉速 nmax 之間的所有轉速都是傳遞全功率，那么實現(xiàn)上述主軸轉速的其它傳動件的實際轉速也傳遞全功率，這些實際工作轉速中的最低轉速就是該傳動件的計算轉速。根據(jù)主軸計算轉速和轉速圖，確定各傳動軸的計算轉速。表 3 各傳動軸的計算轉速傳動軸 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ計算轉速r/min670 335 118 854.2.3 各軸軸徑的估算（1） 傳動軸所傳動的功率 P(kW) ?電P?式中 P 電 -電動機的額定轉速η-從電動機到該傳動軸之間傳動件的機械效率乘積由于是初步計算，傳動鏈中傳動副的機械效率可忽略不計，故 P = P 電 。（2） 傳動軸直徑 d(mm)12按扭轉剛度簡化公式進行計算 4.jnPAd?取 ，查《機械設計》中 表 16.4 A = 108??0.5???nj- 各傳動軸的計算轉速取 dⅢ =50mm.0m12.84Ⅱ?d取 dⅡ =40mm3.75.04?取 dⅠ =32mm2.6.184Ⅱ?d4.3 齒輪齒數(shù)的確定和模數(shù)的計算4.3.1 齒輪齒數(shù)的確定由于齒輪傳動比為標準公比的整數(shù)次方，變速組齒輪的齒數(shù)通過查表法來確定，每對齒輪的齒數(shù)和 Sz 及小齒輪齒數(shù)可以從《實用機床設計手冊》中查出。在保證輸出轉速準確的前提下，盡量減少齒輪齒數(shù)，使齒輪結構尺寸緊湊。查《實用機床設計手冊》表 6.4，第一組齒輪 傳動比 i 1=1/1.41,i2=1/2 齒數(shù)和 Sz 取 58齒數(shù) Z 1=24,Z2=34,Z3=19,Z4=39第二組齒輪 傳動比 i 1=1.41,i2=1/1.41,i3=1/2,82 齒數(shù)和 Sz 取 68齒數(shù) Z 1=42,Z2=30,Z3=30,Z4=42,Z5=19,Z6=53第三組齒輪 傳動比 i 1=1/2,i2=1/3.98 齒數(shù)和 Sz 取 95齒數(shù) Z 1=59,Z2=30,Z3=18,Z4=71134.3.2 齒輪模數(shù)的計算 ??3221(168jjmdj nuZN??????）式中, m j - 按接觸疲勞強度計算的齒輪模數(shù) mmNd - 驅動電機功率 kW n j-計算齒輪（小齒輪）的計算轉速 r/minu - 大齒輪齒數(shù)和小齒輪齒數(shù)之比，u≥1 Z 1 - 小齒輪齒數(shù)- 齒寬系數(shù)， （B 為齒寬，m 為模數(shù)）， 取 6～10m???m?- 許用接觸應力 MPa??j?（1） 第一變速組,取 m=2.5mm2.15m670132985.(632?????）jm（2） 第二變速組,取 m=3mm2.1351702.8.(1632）j（3） 第三變速組 3.6m18370.9815.(68322?????）jm齒輪 11、12 取 m=3mm 齒輪 13、14 取 m=4mm4.3.3 確定各齒輪尺寸查機械原理表 12.8 得到以下計算公式及數(shù)據(jù)齒寬 10Ⅱ6,??mb分度圓直徑 mzd?齒頂高 ha?齒頂圓直徑 aah2?齒根高 cf)(?齒根圓直徑 ff?14其中 ,25.0,120????cha，?為防止大小因裝配誤差產生軸向錯位，從而導致嚙合齒寬減小而增大輪齒載荷，設計上應使主動輪齒寬大于從動輪齒寬。齒輪齒數(shù)表齒輪齒數(shù)z模數(shù)m壓力角α分度圓直徑 d齒頂圓直徑 da齒根直徑 df齒頂高 ha齒根高 hf齒寬 b1 24 2.5 20° 60 65 53.75 2.5 3.125 202 34 2.5 20° 85 90 78.75 2.5 3.125 183 19 2.5 20° 47.5 52.5 41.25 2.5 3.125 204 39 2.5 20° 97.5 102.5 91.25 2.5 3.125 185 42 3 20° 126 132 118.5 3 3.75 246 30 3 20° 90 96 82.5 3 3.75 227 30 3 20° 90 96 82.5 3 3.75 248 42 3 20° 126 132 118.5 3 3.75 229 19 3 20° 57 63 49.5 3 3.75 2410 53 3 20° 159 165 151.5 3 3.75 2211 79 3 20° 237 243 229.5 3 3.75 2212 40 3 20° 120 126 112.5 3 3.75 2413 18 4 20°24' 72 81 63 4.5 4.5 2814 71 4 20°24' 284 292 274 4 5 26154.4 帶輪結構設計4.4.1 帶輪的結構和尺寸已知電動機 Y132S-4 外伸直徑 m38??小帶輪基準直徑 ，孔徑d106d0大帶輪基準直徑 ，孔徑 ，輪槽數(shù) 2425?z查機械設計手冊 基準寬度 ，槽間距 bd.?3.01?e基準線上槽深 ，基準線下槽深 mha75.in mhf78in第一槽對稱面及端面的最小距離 9inf(1)大帶輪：輪齒角 ，輪寬 ??38?fezB782)1(????外徑 ，選用四孔板結構。mhdaa5.29?,取 ， ， ,01)Ⅱ.(4S2mL0(2)小帶輪：輪齒角 ，輪寬??3?fezB78)1(????16外徑 ，選用實心輪結構。mhdaa1.52??4.4.2 帶輪的技術要求1）帶輪的各工作面的表面粗糙度 Ra 應不超過 3.2 m?2）靜平衡應使帶輪在工作直徑上的偏心殘留量不大于 0.005kg4.5 傳動軸間的中心距 mda5.7286021???1965da78.523021???4.6 片式摩擦器的選擇和計算片式摩擦離合器目前在機床中應用廣泛，因為它可以在運轉中接通或脫開，具有結合平穩(wěn)，沒有沖擊，結構緊湊的特點，部分零件已經標準化。4.6.1 摩擦片的徑向尺寸摩擦片的外徑尺寸輪廓空間的限制，且 受制于軸徑 d，而且摩擦片的外形又決定著內外摩擦片的環(huán)形接觸面積的大小，直接影響離合器的結構和性能。摩擦片工作面的平均直徑dDp )45.2()(21???式中 d 為傳動軸直徑，取 d=32mm,則 mp0摩擦片工作面的外直徑 P1.51?摩擦片工作面的內直徑 702摩擦片寬度mDb1??174.6.2 按扭矩選擇摩擦片結合面的數(shù)目一般應選用或設計的離合器額定靜扭矩 Mj 和額定動扭矩 Md 都應滿足工作要求，但由于普通機床是在空載下啟動反向的，故只按離合器結合后的靜負載扭矩來計算即可 mNnPKMjj ?????105.467.94.1509?摩擦片結合面的數(shù)目 ????mvnKDpfMZ3120??18總結第一次進行金屬切削機床的課程設計，在設計過程中遇到了不少問題，首先本次的課程設計更具有綜合性，需要用到機械制圖、機械設計、金屬切削機床概論、機械制造裝備設計等多門課程的知識，查找資料的資料也更繁雜，剛開始的時候，感覺無從下手，有的公式、數(shù)據(jù)不清楚是出自哪門課程，要翻許多參考資料才能查到。其次，第一次嘗試用 CAD 軟件畫復雜的圖紙，還是很具有挑戰(zhàn)性的。等到按照設計步驟一步步走下來以后，不斷發(fā)現(xiàn)問題，解決問題，回想總結整個過程收獲真的很大。首先，通過本次課程設計，我更加系統(tǒng)的復習鞏固了所學的專業(yè)知識，增強了理論聯(lián)系實際的能力，機械制圖水平也有了很大的提高；其次，我更加深刻的認識到了細致嚴謹與堅持不懈的重要性?？傊?，本次課程設計的諸多收獲必將對我今后的學習、工作、生活中產生積極深遠的影響，具有重要的指導意義。19參考文獻[1]張進生,房曉東 .機械工程專業(yè)課程指導[M].北京: 機械工業(yè)出版社,2007.[2]李慶余,岳明君 .機械制造裝備設計第 3 版[M].北京: 機械工業(yè)出版社,2013.[3]賈亞洲.金屬切削機床概論[M]. 機械工業(yè)出版社[4]聞邦椿.機械設計手冊第 5 版[M]. 機械工業(yè)出版社,2014.[5]隋秀凜，高安邦.實用機床設計手冊[M].北京: 機械工業(yè)出版社,2010.