机床主传动系统设计

卧式车床主传动系统设计1第一章概述1.1机床主轴箱课程设计的目的（1）通过机床主传动系统的机械变速机构设计，使学生树立正确的设计思想和掌握机床设计的基本方法；（2）巩固和加深所学理论知识，扩大知识面，并运用所学理论分析和解决设计工作中的具体问题；（2）通过机械制造装备课程设计，使学生在拟订机床主传动机构、机床的构造设计、各种方案的设计、零件的计算、编写技术文件和设计思想的表达等方面，得到综合性的基本训练；（3）熟悉有关标准、手册和参考资料的运用，以培养具有初步的结构分析和结构设计计算的能力。1.2设计参数普通车床传动系统设计的设计参数：（a）主轴转速级数Z=12；（b）主轴转速范围min=31.5nr/min；（c）公比φ=1.41；（d）电机功率为7.5KW；（e）电机转速为1440r/min。第二章参数的拟定2.1确定极限转速由nRnnminmax1znR因为=1.41∴得nR=44.64取nR=45∴maxmin1386nnnRr/min取标准转速1440r/min卧式车床主传动系统设计22.2主电机选择已知异步电动机的转速有3000/minr、1500/minr、1000/minr、750/minr，已知额P是4KW，根据《车床设计手册》附录表2选Y132S-4，额定功率5.5kw，满载转速1440minr，87.0。第三章传动设计3.1主传动方案拟定可能的方案有很多，优化的方案也因条件而异。此次设计中，我们采用集中传动型式的主轴变速箱。3.2传动结构式、结构网的选择结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的传动不失为有用的方法，但对于分析复杂的传动并想由此导出实际的方案，就并非十分有效。3.2.1确定传动组及各传动组中传动副的数目级数为Z的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有Z、Z、……个传动副。即321ZZZZ传动副中由于结构的限制以2或3为合适，即变速级数Z应为2和3的因子：baZ，可以有3种方案：12=3×2×2；12=2×3×2；12=2×2×33.2.2传动式的拟定12级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，最后一个传动组的传动副常选用2。综上所述，传动式为12=3×2×2。3.2.3结构式的拟定对于12=2×3×2传动式，有6种结构式和对应的结构网。分别为：621232126132321214223212241232123162321212623212根据主变速传动系统设计的一般原则13612322卧式车床主传动系统设计33.3转速图的拟定第四章传动件的估算4.1三角带传动的计算三角带传动中，轴间距A可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定比传动。(1)选择三角带的型号根据公式1.17.58.25aaPKPkw式中P---电动机额定功率，aK--工作情况系数因此选择A型带。(2)确定带轮的计算直径D，D带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径D不宜过小，即minDD。查《机械设计》表8-3，8-7取主动轮基准直径D=125mm。卧式车床主传动系统设计4由公式1212DnnD)1(式中：n-小带轮转速，n-大带轮转速，所以45.248)02.01(12571014402D，取整为250mm。(3)确定三角带速度按公式113.1412514409.95601000601000DnmVs因为5m/minV25m/min,所以选择合适。(4)初步初定中心距带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取：根据经验公式120120.72DDADDmm即：262.5mm0A750mm取0A=600mm.(5)三角带的计算基准长度LADDDDAL202501253.142600125250246001795.5Lmm由《机械设计》表8-2，圆整到标准的计算长度1800Lmm(6)验算三角带的挠曲次数100011.0640smvuL次符合要求。(7)确定实际中心距A00A260018001795.52602.25LLAmm（）(8)验算小带轮包角，轮上包角合适(9)确定三角000021118057.5168120DDA带根数Z得:00calpzppkk卧式车床主传动系统设计5传动比:0.2710/144021vvi查表得0p=0.40KW,0p=3.16KW；k=0.97；，lk=0.957.18Z2.193.160.40.970.95所以取Z3根(10)计算预紧力查《机械设计》表8-4，q=0.18kg/m2022.550017.182.550010.189.959.9530.97207.52capFqvvzkN(11)计算压轴力NFZFp3.12382/168sin52.207322/sin)(2)(0min0min4.2传动轴的估算传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大变形。因此疲劳强度一般不失是主要矛盾，除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变形。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。4.2.1主轴的计算转速主轴的计算转速是低速第一个三分之一变速范围的最高一级转速：13min121331.51.4188/minzjnnnr4.2.2各传动轴的计算转速轴Ⅳ：有12级转速，其中80r/min通过齿轮获得63r/min，刚好能传递全部功率：所以：nV=80r/min同理可得：nⅣ=250r/min，nⅢ=630r/min，nⅡ=630r/min,nⅠ=800r/min4.2.3各轴直径的估算4jPdKAmmN卧式车床主传动系统设计6其中：P-电动机额定功率K-键槽系数A-系数-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；jn-该传动轴的计算转速。计算转速jn是传动件能传递全部功率的最低转速。各传动件的计算转速可以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。Ⅰ轴：K=1.06，A=120所以417.50.96(1201.06)25.3800dmmmm，取28mmⅡ轴：K=1.06，A=120427.50.960.990.98(1201.06)27.4630dmmmm,取30mmⅢ轴：K=1.06，A=110436.985440.990.98(1101.06)38.5630dmmmm,取40mmⅣ轴：K=1.06，A=100446.985440.990.980.990.98(1001.06)25027.4dmmmm,取30mm此轴径为平均轴径，设计时可相应调整。4.3齿轮齿数的确定和模数的计算4.3.1齿轮齿数的确定当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和zS及小齿轮的齿数可以从表3-6（机械制造装备设计）中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于18～20。采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于4，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。第一组齿轮：传动比：1011u,41.11112u齿数和zS取84卧式车床主传动系统设计7Z=42，2Z=42，3Z=35，4Z=49；第二组齿轮：传动比：1011u,221u，431u齿数和zS取90：5Z=45，6Z=45，7Z=18，8Z=72，9Z=30，10Z=60；第三组齿轮：传动比：211u,241u齿数和zS取110：11Z=73，12Z=37，13Z=22，14Z=88，4.3.2齿轮模数的计算(1)Ⅰ-Ⅱ齿轮弯曲疲劳的计算：1dNN7.50.96kw7.2kw337.232322.0554500jNmmmzn机床主轴变速箱设计指导P36，jn为大齿轮的计算转速，可根据转速图确定）齿面点蚀的计算：337.237037090560jNAmmn取A=90，由中心距A及齿数计算出模数：1222902.0455434jAmZZ根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。取j2.05m所以取2.5m(2)Ⅱ-Ⅲ齿轮弯曲疲劳的计算：2N7.50.960.990.980.99kw6.916kw336.91632322.6263200jNmmmzn卧式车床主传动系统设计8齿面点蚀的计算：336.916370370120.5200NAmmn取A=121，由中心距A及齿数计算出模数：12221212.756325jAmZZ根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。取j2.75m所以取3m(3)Ⅲ-Ⅳ齿轮弯曲疲劳的计算：3N7.50.960.990.980.990.980.99kw6.71kw336.7132322.646580jNmmmzn齿面点蚀的计算：336.71370370161.980NAmmn，取A=162，由中心距A及齿数计算出模数：12221622.836526jAmZZ根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。取2.83m所以取3m(4)标准齿轮：**20h1c0.25度，，从机械原理表10-2查得以下公式齿顶圆mhzdaa)2+(=*1齿根圆**1(22)fadzhcm分度圆mzd=齿顶高mhhaa*=齿根高mchhaf)+(=**卧式车床主传动系统设计9齿轮的具体值见表齿轮尺寸表齿轮齿数Z模数M分度圆D齿顶圆ad1423126132242312613233531051114493147153545354606453216222718313514187231351419303909610603180186117332192251237311111713223667214883264270158831051111688369751788399105齿轮齿根圆fd齿顶高ah齿根高fh1118.533.752118.533.75397.533.754139.533.75546.533.756198.533.757127.533.758127.533.75982.533.7510172.533.7511211.533.7512103.533.751358.533.7514256.533.751597.533.751661.533.751791.533.75卧式车床主传动系统设计104.3.4齿宽确定由公式6~10,mmBmm为模数得：第一套啮合齿轮6~102.515~25IBmm第二套啮合齿轮6~10318~30IIBmm第三套啮合齿轮6~10318~30IIIBmm一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应主动轮比小齿轮齿宽大所以1217,15BmmBmm；317Bmm，415Bmm，567891019,18,1818,19,18BmmBmmBmmBmmBmmBmm1112131419,18,18,19BmmBmmBmmBmm4.3.5齿轮结构设计当160500