臥式車床主傳動系統(tǒng)設計2[高等教育]

1、 臥式車床主主傳動系統(tǒng)設計 課程設計說明書學 院、 系： 機械工程學院 專 業(yè)： 機械工程及自動化 學 生 姓 名 ： 班 級： 指導教師姓名： 姚建明 職稱： 副教授 最終評定成績： 2015 年12月10日 至 2016 年 01月09日目錄1普通車床傳動系統(tǒng)的設計參數(shù)2 參數(shù)的擬定3傳動設計4傳動件的估算5動力的設計6結構設計及說明7參考文獻8總結一、普通車床傳動系統(tǒng)的設計參數(shù)1.1普通車床傳動系統(tǒng)設計的設計參數(shù)： （a）主軸最低轉(zhuǎn)速15主軸最高轉(zhuǎn)速1500（b）公比=1.26； （c）電機功率為7.5KW； （d）電機轉(zhuǎn)速為1440r/min。 二、參數(shù)的擬定2.2 電機的選擇 已知異

2、步電動機的轉(zhuǎn)速有3000 、1500 、1000、750 ，已知=7.5KW，根據(jù)車床設計手冊附錄表2選Y132M-4，額定功率7.5,滿載轉(zhuǎn)速為1440 ，。 z=11 為了方便計算取z=12三、傳動設計3.1 主傳動方案擬定 此次設計中，我們采用集中傳動型式的主軸變速箱。3.2 傳動結構式、結構網(wǎng)的選擇 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目級數(shù)為Z的傳動系統(tǒng)由若干個順序的傳動組組成，各傳動組分別有、個傳動副。即 傳動副中由于結構的限制以2或3為合適，即變速級數(shù)Z應為2和3的因子： ，可以有3種方案：12=322；12=232；12=223 傳動式的擬定 12級轉(zhuǎn)速傳動系統(tǒng)的傳動組，選擇傳動組

3、安排方式時，考慮到機床主軸變速箱的具體結構、裝置和性能。 主軸對加工精度、表面粗糙度的影響很大，最后一個傳動組的傳動副常選用2。綜上所述，選傳動式為12=322。 結構式的擬定 對于12=322傳動式，有6種結構式和對應的結構網(wǎng)。分別為： 12=32212612=312326 12=342221 12=34212212=312623 12=322621 根據(jù)主變速傳動系統(tǒng)設計的一般原則傳動順序與擴大順序相一致的原則四 、傳動件的估算4.1 三角帶傳動的計算三角帶傳動中，軸間距A可以加大。由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會有打滑，宜可緩和沖擊及隔離振動，使傳動平穩(wěn)。帶輪結構簡單，但尺寸大，機床中常用作

4、電機輸出軸的定比傳動。(1)選擇三角帶的型號 根據(jù)公式：式中P-電動機額定功率，-工作情況系數(shù) 因此選擇A型帶。(2)確定帶輪的計算直徑， 帶輪的直徑越小帶的彎曲應力就越大。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑不宜過小，即。查機械設計表8-3，8-7取主動輪基準直徑=125mm。 由公式： 式中：-小帶輪轉(zhuǎn)速，-大帶輪轉(zhuǎn)速，所，取整為250mm。(3)確定三角帶速度按公式： 因為5m/minV25 m/min,所以選擇合適。 (4)初步初定中心距帶輪的中心距，通常根據(jù)機床的總體布局初步選定，一般可在下列范圍內(nèi)選?。?根據(jù)經(jīng)驗公式即：262.5mm 750mm取=600mm.(5)三角帶的計算基準長度

5、由機械設計表8-2，圓整到標準的計算長度 (6)驗算三角帶的撓曲次數(shù) 符合要求。 (7)確定實際中心距(8) 驗算小帶輪包角，輪上包角合適(9)確定三角帶根數(shù)得: 傳動比: 查表得= 0.40KW,= 3.16KW；=0.97；，=0.95 所以取 根(10)計算預緊力查機械設計表8-4，q=0.18kg/m(11)計算壓軸力4.2 帶輪結構設計當。D是軸承外徑，查機械零件手冊確定選用深溝球軸承6211，d=55mm,D=100mm。帶輪內(nèi)孔尺寸是軸承外徑尺寸100mm。齒機械設計表8-10確定參數(shù)得： 帶輪寬度： 分度圓直徑：， 4.3傳動軸的估算傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度的要求

6、，強度要求保證軸在反復載荷和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大變形。因此疲勞強度一般不失是主要矛盾，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。 主軸的計算轉(zhuǎn)速 主軸 計算轉(zhuǎn)速為主軸從最低轉(zhuǎn)速算起，第一個轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的最高級轉(zhuǎn)速，即為。同理有公式可以得出各軸的計算速度：N=180rmin、N=335rmin、N=710rmin。 各軸直徑的估算 其中：P-電動機額定功率 K-鍵槽系數(shù) A-系數(shù)-從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積；-該傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。計算轉(zhuǎn)速是傳動件能傳遞全部功

7、率的最低轉(zhuǎn)速。各傳動件的計算轉(zhuǎn)速可以從轉(zhuǎn)速圖上，按主軸的計算轉(zhuǎn)速和相應的傳動關系確定。軸：K=1.05，A=110 所以 ， 取40mm軸：K=1.05，A=110 , 取45mm軸：K=1.05，A=92 , 取45mm軸：K=1.05，A=92, 取54mm此軸徑為平均軸徑，設計時可相應調(diào)整。44齒輪齒數(shù)的確定和模數(shù)的計算 齒輪齒數(shù)的確定當各變速組的傳動比確定以后，可確定齒輪齒數(shù)。對于定比傳動的齒輪齒數(shù)可依據(jù)機械設計手冊推薦的方法確定。對于變速組內(nèi)齒輪的齒數(shù)，如傳動比是標準公比的整數(shù)次方時，變速組內(nèi)每對齒輪的齒數(shù)和及小齒輪的齒數(shù)可以從表3-6（機械制造裝備設計）中選取。一般在主傳動中，最小

8、齒數(shù)應在1721。采用三聯(lián)滑移齒輪時，應檢查滑移齒輪之間的齒數(shù)關系：三聯(lián)滑移齒輪的最大齒輪之間的齒數(shù)差應大于或等于4，以保證滑移是齒輪外圓不相碰。第一組齒輪：傳動比：, ， 齒數(shù)和取72=24，=30，=36，=48，=42，=36；第二組齒輪：傳動比：,， 齒數(shù)和取84：=22，=42，=62，=42；第三組齒輪：傳動比：,齒數(shù)和取90：=18，=60，=72，=30；各齒輪齒數(shù)表：2430364842362242624218607230 齒輪模數(shù)的計算(1) 彎曲疲勞（根據(jù)齒輪最多的齒輪進行計算與計算）齒輪彎曲疲勞的估算Z4：Z9：Z13：（2）齒面點蝕估算Z4：Z9：Z13：齒數(shù)模數(shù)：第

9、一變速組第二變速組第三變速組mw2.433.173.36mj2.843.453.59取m444(3)標準齒輪：從機械原理 表10-2查得以下公式齒頂圓 齒根圓 分度圓 齒頂高 齒根高 齒輪的具體值見表齒輪尺寸表：齒輪齒數(shù)Z模數(shù)M分度圓D齒頂圓12449610423041201283364144152448419220054241681766364144152722488968424168176962424825610424168176111847280126042402481372428829614304120128齒輪齒根圓齒頂高齒根高1106452130453154454202455178

10、45615445798458178459258451017845118245122504513298451413045 齒寬確定 由公式得： 第一套嚙合齒輪 第二套嚙合齒輪 第三套嚙合齒輪 一對嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設計上，應主動輪比小齒輪齒寬大所以；， 齒輪結構設計 當時，可做成腹板式結構，再考慮到加工問題，現(xiàn)敲定把齒輪14做成腹板式結構。其余做成實心結構。齒輪14計算如下： ， ， 4.5 傳動軸間的中心距4.6軸承的選擇軸： 6208 D=80 B=18 深溝球軸承軸： 7207C D=72 B=17 圓錐滾子軸承軸： 720

11、7C D=72 B=17 圓錐滾子軸承軸： 7208C D=80 B=18 圓錐滾子軸承五、動力設計5.1傳動軸的驗算 由于變速箱各軸的應力都比較小，驗算時，通常都是用復合應力公式進行計算： （MPa）為復合應力（MPa）為許用應力（MPa）W為軸危險斷面的抗彎斷面模數(shù) 實心軸： 空心軸： 花鍵軸：d為空心軸直徑，花鍵軸內(nèi)徑D為空心軸外徑，花鍵軸外徑d0為空心軸內(nèi)徑b為花鍵軸的鍵寬Z為花鍵軸的鍵數(shù)M為在危險斷面的最大彎矩 NmmT為在危險斷面的最大扭矩N為該軸傳遞的最大功率Nj為該軸的計算轉(zhuǎn)速齒輪的圓周力：齒輪的徑向力： 軸的強度計算軸： 作用在齒輪上的力的計算 已知大齒輪的分度圓直徑：d=m

12、z=484=192mm圓角力： 徑向力：軸向力：方向如圖所示：由受力平衡：=1759.2N=N所以=（1759.2+）=2148.41N以a點為參考點，由彎矩平衡得：105+（105+40）（300+40+105）=0所以：=1635.65N =512.76N在V面內(nèi)的受力情況和彎矩圖如下：受力平衡：即：1759.2+778.420以a點為參考點，由彎矩平衡：105（105+40）+（30010540）=0所以=2989.32N =451.7N 主軸抗震性的驗算（1）支撐剛度，包括軸承的彈性變形和坐圈接觸變形。向心推力球軸承：=（0.70.002）d圓錐孔雙列向力短圓柱滾子軸承：=（mm）前軸

13、承處d=100，R=5400kgf，所以：=0.0108mm =0.0251mm坐圓外變形：對于向心球軸承：D=150，d=100，b=60，取k=0.01所以：對于短圓柱滾子軸承：D=150，d=100，b=37，取k=0.01，R=12500kgf所以：所以軸承的徑向變形：=+=0.05+0.053=0.103mm支撐徑向剛度：k=（2）量主要支撐的剛度折算到切削點的變形其中L=419mm，KA=121359.2kg/mm所以：（3）主軸本身引起的切削點的變形其中：P=2940N，a=125mm，L=419mm，E=2107N/cm，D=91mmI=0.05（D4-d4）=0.05（914

14、-464）=3163377.25mm2所以：（4） 主軸部件剛度（5） 驗算抗振性則：所以：所以主軸抗振性滿足要求。5.2齒輪校驗在驗算算速箱中的齒輪應力時，選相同模數(shù)中承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪進接觸 應力和彎曲應力的驗算。這里要驗算的是齒輪2，齒輪7，齒輪12這三個齒輪。（1）接觸應力公式： u-大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比； -齒向載荷分布系數(shù)；-動載荷系數(shù)；-工況系數(shù)；-壽命系數(shù)查機械裝備設計表10-4及圖10-8及表10-2分布得假定齒輪工作壽命是48000h，故應力循環(huán)次數(shù)為查機械裝備設計圖10-18得，所以：（2）彎曲應力： Y=0.378，代入公式求得： =158.5Mpa 查

15、機械設計圖10-21e,齒輪的材產(chǎn)選，大齒輪、小齒輪的硬度為60HRC，故有，從圖10-21e讀出。因為：，故滿足要求，另外兩齒輪計算方法如上，均符合要求。5.3軸承的校驗軸選用的是角接觸軸承7206 其基本額定負荷為30.5KN 由于該軸的轉(zhuǎn)速是定值所以齒輪越小越靠近軸承，對軸承的要求越高。根據(jù)設計要求，應該對軸未端的滾子軸承進行校核。 齒輪的直徑 軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 Nm 齒輪受力 N 根據(jù)受力分析和受力圖可以得出軸承的徑向力為 N N 因軸承在運轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，又由于不受軸向力，按機械設計表10-5查得為1.2到1.8，取，則有： N N軸承的壽命 因為，所以按軸承1的受力大小計算： h故

16、該軸承能滿足要求。六、結構設計及說明6.1結構設計的內(nèi)容、技術要求和方案設計主軸變速箱的結構包括傳動件（傳動軸、軸承、帶輪和齒輪等）、主軸組件、操縱機構、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結件的結構設計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設計由于時間的限制，一般只畫展開圖。主軸變速箱是機床的重要部件。設計時除考慮一般機械傳動的有關要求外，著重考慮以下幾個方面的問題。精度方面的要求，剛度和抗震性的要求，傳動效率要求，主軸前軸承處溫度和溫升的控制，結構工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標準化和通用化的原則。主軸變速箱結構設計時整個機床設計的重點，由于結構復雜，設計中不可避免要經(jīng)過反復思考和多次

17、修改。在正式畫圖前應該先畫草圖。目的是： 布置傳動件及選擇結構方案。 檢驗傳動設計的結果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時正。 確定傳動軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置，以確定各軸的受力點和受力方向，為軸和軸承的驗算提供必要的數(shù)據(jù)。6.2 I軸（輸入軸）的設計將運動帶入變速箱的帶輪一般都安裝在軸端，軸變形較大，結構上應注意加強軸的剛度或使軸部受帶的拉力（采用卸荷裝置）。我們采用的卸荷裝置一般是把軸承裝載法蘭盤上，通過法蘭盤將帶輪的拉力傳遞到箱壁上。齒輪與軸之間的軸承可以用滾動軸承也可以用滑動軸承?；瑒虞S承在一些性能和維修上不如滾動軸承，但它的徑向尺寸小?？仗X輪需要有

18、軸向定位，軸承需要潤滑。6.3齒輪塊設計齒輪是變速箱中的重要元件。齒輪同時嚙合的齒數(shù)是周期性變化的。也就是說，作用在一個齒輪上的載荷是變化的。同時由于齒輪制造及安裝誤差等，不可避免要產(chǎn)生動載荷而引起振動和噪音，常成為變速箱的主要噪聲源，并影響主軸回轉(zhuǎn)均勻性。在齒輪塊設計時，應充分考慮這些問題。齒輪塊的結構形式很多，取決于下列有關因素： 是固定齒輪還是滑移齒輪。 移動滑移齒輪的方法。 齒輪精度和加工方法。6.4傳動軸的設計機床傳動軸，廣泛采用滾動軸承作支撐。軸上要安裝齒輪、離合器和制動器等。傳動軸應保證這些傳動件或機構能正常工作。 首先傳動軸應有足夠的強度、剛度。如撓度和傾角過大，將使齒輪嚙合不良，軸承工作條件惡化，使振動、噪聲、空載功率、磨損和發(fā)熱增大；兩軸中心距誤差和軸芯線間的平行度等裝配及加工誤差也會引起上述問題。傳動軸可以是光軸也可以是花鍵軸。成批生產(chǎn)中，有專門加工花鍵的銑床和磨床，工藝上并無困難。所以裝滑移齒輪的軸都采用花鍵軸，不裝滑移齒輪的軸也常采用花鍵軸?；ㄦI軸承載能力高，加工和裝配也比帶單鍵的光軸方便。軸的部分長度上的花鍵，在終端有一段不是全高，不能和花鍵空配合。這是加工時的過濾部分。一般尺寸花鍵的滾刀直徑為6585。機床傳動軸常采用的滾動軸承有球軸承和滾錐軸承。在溫升、空載功率和噪聲等方面，球軸承都比滾錐軸承優(yōu)越。而且滾錐軸承對軸的剛度、支撐