综合课程设计II项目总结报告题目：最大加工直径ф320mm无丝杠车床主传动系统设计院（系）机电工程学院专业机械制造及其自动化学生白学林学号1120810813班号1208108指导教师韩德东填报日期2015年11月30日哈尔滨工业大学机电工程学院制2014年11月哈尔滨工业大学“综合课程设计II”任务书目录1．项目背景分析 (2)2．研究计划要点与执行情况 (2)3．项目关键技术的解决 (3)4．具体研究内容与技术实现 (4)5．技术指标分析 (27)6．存在的问题与建议 (27)7. 参考文献 (28)1．项目背景分析本项目旨在设计一款无丝杠车床。
车床是主要用车刀对旋转的工件进行车削加工的机床。
车床又称机床,使用车床的工人称为“车工”，在机械加工行业中车床被认为是所有设备的工作“母机”。
车床主要用于加工轴、盘、套和其他具有回转表面的工件，以圆柱体为主,是机械制造和修配工厂中使用最广的一类机床。
铣床和钻床等旋转加工的机械都是从车床引伸出来的。
普通车床是车床中应用最广泛的一种，约占车床类总数的65%，因其主轴以水平方式放置故称为卧式车床。
在现代机械制造工业中，金属切削机床是加工机器零件的主要设备，它所担负的工作量约占机器总制造工作量的40%到60%。
机床的技术水平直接影响机械制造工业的产品质量和劳动生产率。
在机械制造及其自动化专业的整个教学计划中，“综合课程设计II”是一个极其重要的实践教学环节，其脱胎于“机床课程设计”，目的是为了锻炼学生机械“结构”的设计能力，这是机械类学生最重要的设计能力；同时，机床为制造工业“母机”，结构典型，非常适合作为课程设计内容。
2．研究计划要点与执行情况2.1 设计任务机械制造及其自动化专业的“综合课程设计II”，是以车床和铣床主传动系统设计为内容，每个学生设计参数不同，完成展开图和截面图各一张及相关计算和文件和项目结题报告。
（1）设计内容要求图纸工作量：画两张图。
其中：开展图（A0）：轴系展开图。
其中摩擦离合器、制动和润滑不要求画，但要求掌握；操纵机构只画一个变速手柄。
截面图（A1）：画剖面轴系布置示意图（包括截面外型及尺寸、车床标中心高）。
（2）标注：中心距、配合尺寸、定位尺寸、中心高（车床）、外型尺寸。
（3）标题栏和明细栏不设明细表，件号采用流水号（1，2，3，…）标注，标准件的标准直接标在图纸上（件号下面）；标题栏采用标准装配图的标题栏（180×56），其中，图号：KS01（表示：课设01 号图纸）；单位：哈尔滨工业大学；图名：主传动系统装配图。
（4）主轴端部结构要按标准画。
（5）按模板编写《项目总结报告》，相关设计计算内容，写到“具体研究内容与技术实现”项中。
要求验算：一对齿轮，小齿轮验算接触弯曲强度，大齿轮验算接触弯曲强度，一根传动轴，主轴按两支撑计算。
2.2 进度安排对运动设计，根据给定设备的用途规格、调速范围、极限转速的、公比和功率要求，拟定传动方案，确定传动系统图和转速图。
对动力设计，根据功率和速度，选择电机型号，确定各传动件计算转速，初算传动件尺寸、绘制装配图草图，验算传动件的应力、刚度、寿命等参数。
对结构设计，绘制主传动系统展开图和截面图，完成传动件、箱体、操纵机构零部件结构设计。
完成相关技术文档，形成项目总结报告。
相应时间安排如下表2-1。
3．项目关键技术的解决减速箱内各级减速比分配、转速图的选取、传动系统齿轮的排布、齿轮模数齿数齿宽的选取为本次设计应首要解决的内容，解决以上问题可以使机床主轴箱大体分布得到解决。
主轴箱内传动件的空间布置是极其重要的问题，变速箱内各传动轴的空间布置首先要满足机床总体布局对变速箱的形状和尺寸的限制，还要考虑各轴受力情况，装配调整和操纵维修的方便。
其中齿轮的布置与排列是否合理将直接影响主轴箱的尺寸大小、结构实现的可能性以及变速操纵的方便性。
主轴传动件的合理布置也很重要。
合理布置传动件在主轴上的轴向位置，可以改善主轴的受力情况，减小主轴变形，提高主轴的抗振性。
4．具体研究内容与技术实现4.1 机床的规格及用途本设计机床为卧式车床，其级数，最小转速min 28min n r =，转速公比为41.1=ϕ，驱动电动机功率 5.5P kw =。
主要用于加工钢以及铸铁有色金属；采用高速钢、硬质合4.2 运动设计4.2.1 确定极限转速根据设计参数，主轴最低转速为28r/min ，级数为12，且公比φ=1.41。
1min -=z Z n n ϕ于是根据标准数列表可以得到主轴的转速分别28，40，56，80，112，160，224，315，450，630，900，1250 r/min ，则转速的调整范围64.44281250R min max n ===n n 。
4.2.2 确定公比根据设计数据，公比φ=1.41。
转速数列：28，40，56，80，112，160，224，315，450，630，900，1250 r/min4.2.3 求出主轴转速级数根据设计数据，转速级数lg 1lg nR z ϕ=+，其中：nR ——转速调整范围ϕ——转速公比将64.44=n R ，41.1=ϕ代入，得12=Z 。
4.2.4 确定结构式按照主变速传动系设计的一般原则，选用结构式为63122312⨯⨯=的传动方案。
其最后扩大组的变速范围8841.1)12(63≤==-⨯R ,符合要求，其它变速组的变速范围也一定符合要求。
4.2.5 绘制转速图（1）选定电动机 根据设计要求，机床功率为5.5KW ，可以选用Y132M-4，其同步转速为1500r/min ，满载转速为1440r/min ，额定功率7.5KW 。
（2）分配总降速传动比总降速传动比为0194.0144028min ===∏d n n u ，又电动机转速min /1440r n d =不在所要求标准转速数列当中，因而需要用带轮传动。
（3）确定传动轴的轴数轴数=变速组数+定比传动副数+1=3+1+1=5。
（4）绘制转速图先按传动轴数及主动轴转速级数格距错误！未找到引用源。
画出网格，用以绘出转速图。
在转速图上，先分配从电动机转速到主轴最低转速的总降速比，在串联的双轴传动间上画上错误！未找到引用源。
再按结构式或结构网的级比分配规律画上各变速组的传动比射线，从而确定了各传动副的传动比。
中间各轴的转速可从电动机轴开始往后推，通常以往前推比较方便，所以首先定III 轴的转速。
①定III 轴的转速由于第二扩大组的变速范围为max 66841.1r ===ϕ，选取故这两对传动副的最小和最大传动比必然是14114c u ϕ==， 2221c u ϕ==。
于是可以确定III 轴的六级转速只能是：112，160，224，315，450，630r/min ，可见III 轴的最低转速为112r/min 。
②确定II 轴转速第一扩大组的级比指数为3。
为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，一般限制降速最小传动比41min ≥u ，又为避免扩大传动误差，减少振动噪声，限制最大升速比22max =≤ϕu 。
于是3118.21ϕ==b u ，12=b u ，II 轴的最低转速是315/min ，三级转速分别为315，450，630r/min 。
③确定I 轴转速 同理，轴I 可取：21121ϕ==a u ， ϕ141.112==a u ，13=a u ，于是就确定了轴I 的转速为630r/min 。
根据以上计算，绘制转速图如下：图4-1 转速图631223⨯⨯4.2.6 绘制传动系统图（1）确定变速组齿轮传动副的齿数 ①速组a ：变速组a 有三个传动副，传动比分别是11=a u ，41.1112==ϕa u ， 21123==ϕa u ，由参考文献[1]表2-5查得：符合条件z S ，可取72=z S ，查表可得轴I 主动齿轮齿数分别为：36、30、24。
根据相应的传动比，可得轴II 上的三联齿轮齿数分别为：36、42、48。
②速组b ：变速组b 有两个传动副，传动比分别是11=b u ，8.21132==ϕb u 。
查表得：可取84=z S ，于是可得轴II 上主动齿轮齿数分别是：42，22。
于是根据相应传动比，得轴III 上三齿轮的齿数分别是：42，62。
③速组c ：变速组c 有两个传动副，传动比分别是221==ϕc u ，41142==ϕc u 。
查表得：可取90=z S ，于是可得轴III 上主动齿轮齿数分别是：60，18。
于是根据相应传动比，得轴Ⅳ上两齿轮的齿数分别是：30，72。
（2）校核主轴转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差，要求不超过：10(1)%10(1.411)% 4.1%ϕ±-=±⨯-=±（3）绘制传动系统图电机额定转速1400r/min ，I 轴转速630r/min 。
根据参考文献[2]表5.7确定工作情况系数KA=1.1~1.3，计算设计功率Pd ，并且根据参考文献[2]图5.17普通V 带选型图确定小带轮直径112~140。
最终选用小带轮直径112φ，大带轮直径256φ。
图4-2传动系统图4.3 动力设计4.3.1 传动零件的初步计算 4.3.1.1传动轴的直径的确定传动轴的直径可以按照扭转刚度进行初步计算：[]491φj n P d ≥式中 d ——传动轴直径 P ——电机额定功率jn ——该轴的计算速度[]()m /0.1~5.0 =φ，[]m /1=φ （1）主轴的计算转速min /8013min r n n zj ==-ϕ。
（2）各个传动轴的计算转速由转速图可以得到I 、II 、III 轴的计算转速分别为630,315,112r/min 。
（3）各轴功率的确定经过查阅资料，知一般情况下，滚动轴承的效率98.01=η，齿轮副的效率95.02=η。
III 轴：kW P P III 91.595.098.05.521=⨯==ηη；II 轴：kW P P II 35.695.098.091.521III=⨯==ηη；I 轴：kW P P I 82.695.098.035.621II=⨯==ηη。
（4）各传动轴直径 I 轴：[]mm mm n P d Ij 82.2716305.5919144=⨯=≥II φ；II 轴：[]mm mm n P d IIj 08.3313155.5919144I =⨯=≥III φ；III 轴：[]mm mm n P d IIIj 84.4211125.5919144II =⨯=≥IIII φ。
（5）主轴轴颈尺寸的确定根据参考文献[1]表2-14，最大加工直径320φ。
通过查表获得主轴前轴轴颈范围为85~105mm ，取mm D 1001=，后轴颈直径mm D D 80~70)8.0~7.0(12==，取mm D 802=。
