【课设】Φ400普通车床主轴箱设计[P=5.5kw 转速1800 40 公比1.41].doc
题目46-普通车床主传动系统设计【机械制造学课程】【原创】
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题目46-普通车床主传动系统设计【机械制造学课程】【原创】,题目,46,普通,车床,传动系统,设计,机械制造,课程,原创
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1 宁学 课程设计 (论文 ) 400 普通车床主轴箱设计 所在学院 专 业 班 级 姓 名 学 号 指导老师 年 月 日 2 摘 要 本设计着重研究机床主传动系统的设计步骤和设计方法，根据已确定的运动参数以变速箱展开图的总中心距最小为目标，拟定变速系统的变速方案，以获得最优方案以及较高的设计效率。在机床主传动系统中，为减少齿轮数目，简化结构，缩短轴向尺寸，用齿轮齿数的设计方法是试算，凑算法，计算麻烦且不易找出合理的设 计方案。本文通过对主传动系统中三联滑移齿轮传动特点的分析与研究，绘制零件工作图与主轴箱展开图及剖视图。 关键词 :传动系统设计 ,传动副，结构网，结构式， 4 目 录 摘 要 . 2 目 录 . 4 第 1 章 绪论 . 6 程设计的目的 . 6 程设计的内容 . 6 论分析与 设计计算 . 6 样技术设计 . 6 制技术文件 . 6 程设计题目、主要技术参数和技术要求 . 6 第 2 章 车床参数的拟定 . 8 床主参数和基本参数 . 8 床的变速范围 R 和级数 Z . 8 定级数主要其他参数 . 8 定主轴的各级转速 . 8 电机功率 动力参数的确定 . 8 定结构式 . 8 定结构网 . 10 制转速图和传动系统图 . 10 定各变速组此论传动副齿数 . 12 算主轴转速误差 . 13 第 3 章 传动件的计算 . 14 传动设计 . 14 择带型 . 15 定带轮的基准直径并验证带速 . 15 定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角 . 16 定带的根数 z . 17 定带轮的结构和尺寸 . 17 5 定带的张紧装置 . 17 算压轴力 . 17 算转速的计算 . 19 轮模数计算及验算 . 20 动轴最 小轴径的初定 . 23 轴合理跨距的计算 . 24 第 4 章 主要零部件的选择 . 25 承的选择 . 25 的规格 . 25 轴弯曲刚度校核 . 25 . 26 滑与密封 . 26 第 5 章 摩擦离合器 (多片式 )的计算 . 26 第 6 章 主要零部件的选择 . 28 动机的选择 . 28 承的选择 . 28 速操纵机构的选择 . 28 的校核 . 28 承寿命校核 . 31 第 7 章 主轴箱结构设计及说明 . 32 构设计的内容、技术要求和方案 . 32 开图及其布置 . 32 结束语 . 34 参考文献 . 35 6 第 1 章 绪论 程设计的目的 课程设计是在学完本课 程后，进行一次学习设计的综合性练习。通过课程设计，使学生能够运用所学过的基础课、技术基础课和专业课的有关理论知识，及生产实习等实践技能，达到巩固、加深和拓展所学知识的目的。通过课程设计，分析比较机械系统中的某些典型机构，进行选择和改进；结合结构设计，进行设计计算并编写技术文件；完成系统主传动设计，达到学习设计步骤和方法的目的。通过设计，掌握查阅相关工程设计手册、设计标准和资料的方法，达到积累设计知识和设计技巧，提高学生设计能力的目的。通过设计，使学生获得机械系统基本设计技能的训练，提高分析和解决工程技术问题 的能力，并为进行机械系统设计创造一定的条件。 程设计的内容 课程设计内容由理论分析与设计计算、图样技术设计和技术文件编制三部分组成。 论分析与设计计算 （ 1）机械系统的方案设计。设计方案的分析，最佳功能原理方案的确定。 （ 2）根据总体设计参数，进行传动系统运动设计和计算。 （ 3）根据设计方案和零部件选择情况，进行有关动力计算和校核。 样技术设计 （ 1）选择系统中的主要机件。 （ 2）工程技术图样的设计与绘制。 制技术文件 （ 1）对于课程设计内容进行自我经济技术评 价。 （ 2）编制设计计算说明书。 程设计题目、主要技术参数和技术要求 题目：中型普通车床主轴箱设计 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下： 7 工件最大回转直径 正转最高转速 正转最低转速 电机功率 N（ 公比 400 1800 40 8 第 2 章 车床参数的拟定 床主参数和基本参数 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下： 工件最大回转直径 正转最高转速 正转最低转速 电机功率 N（ 公比 400 1800 40 床的变速范围 R 和级数 Z R=800 4540 由公式 R= 1Z ，其中 =R=45，可以计算 z=12 定级数主要其他参数 定主轴的各级转速 依据题目要求选级数 Z=12， =虑到设计的结构复杂程度要适中，故采用常规的扩大传动。各级转速数列可直接从标准的数列表中查出， 按标准转速数列为： 40， 56， 80， 112， 160， 224， 315， 450， 630， 900， 1250， 1800 电机功率 动力参数的确定 合理地确定电机功率 N，使机床既能充分发挥其性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。 根据题设条件电机功率为 4选取电机为： 定功率为 5载转速为 1440r/定结构式 已知 Z=2a a、 b 为正整数，即 Z 应可以分解为 2 和 3 的因子，以便用 2、 3 联滑移齿轮实现变 9 速。 取 Z=12级 则 Z=22 2 （ 1） 拟订结构式： 1） 确定变速组传动副数目： 实现 12 级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合： A 12=3*4 B. 12=4*3 C。 12=3*2*2 D 12=2*3*2 E。 12=2*2*3 方案 A、 B 可节省一根传动轴。但是，其中一个传动组内有四个变速传动副，增大了该轴的轴向尺寸。这种方案不宜采用。 根据传动副数目分配应“前多后少”的原则，方案 C 是可取的。但是，由于主轴换向采用双向 离合器结构，致使 轴尺寸加大，此方案也不宜采用，而应选用方案 D 2） 确定变速组扩大顺序： 12=2*3*2 的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有以下 6 种形式： A 12=21*32*26 B。 12=21*34*22 C 12 =23*31*26 D。 12=26*31*23 E 22*34*21 F。 12=26*32*21 根据级比指数非陪要“前疏后密”的原则，应选用第一种方案。然而，对于所设计的机构，将会出现两个问题 ： 第一变速组采用降速传动（图 1a）时，由于摩擦离合器径向结构尺寸限制，使得轴上的齿轮直径不能太小，轴上的齿轮则会成倍增大。这样，不仅使 -轴间中心距加大，而且 -轴间的中心距也会加大，从而使整个传动系统结构尺寸增大。这种传动不宜采用。 10 如果第一变速组采用升速传动（图 1b），则轴至主轴间的降速传动只能由后两个变速组承担。为了避免出现降速比小于允许的极限值，常常需要增加一个定比降速传动组，使系统结构复杂。这种传动也不是理想的。 如果采用方案 C，即 12 =23*31*26。 （ 2） 绘制转速图： 1） 验算传动组变速范围： 第二扩大组的变速范围是 6 =8， 符合设计原则要求。 综合上述可得：主传动部件的运动参数 800n 40 Z=12 = 确定结构网 根据“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏 ,结构紧凑的原 则 ,选取传动方案 Z=23 31 26,易知第二扩大组的变速范围 r= (x=8 满足要求，其结构网如图 2 Z=23 31 26 制转速图和传动系统图 （ 1）选择电动机：采用 （ 2）绘制转速图： 11 （ 3）画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数，画主传动系统图如图 2 1 (m+D) 轴最小齿数和 :+D/m) 12 图 2主传动系统图 定各变速组此论传动副齿数 (1)100型机床 02)直齿圆柱齿轮 18m 4 （ 7） 齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等， 据设计要求 1820,齿数和 00 120，由表 据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表2 表 2 齿轮齿数 传动比 基本组 第一扩大组 1:2 1： 1 1:： 2 13 代号 Z1 Z2 Z3 4 5 齿数 55 39 31 63 42 42 35 49 28 56 第二扩大组 2： 1 1： 4 759 29 18 70 算主轴转速误差 实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过 10( ,即 n 10( = 各级转速误差 转速误差小于 因此不需要修改齿数。 n 1800 1250 900 630 450 315 224 40 n 差 14 第 3 章 传动件的计算 传动设计 输出功率 P=速 440r/30r/ 计算设计功率 Pd 表 4 工作情况系数原动机 类 类 一天工作时间 /h 10 1016 16 10 1016 16 载荷 平稳 液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（ ）；离心式压缩机；轻型运输机 荷 变动小 带式运输机（运送砂石、谷物），通风机（ ）；发电机；旋转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛 荷 变动较大 螺旋式运输机；斗式上料机；往复式水泵和压缩机；锻锤；磨粉机；锯木机和木工机械；纺织机械 荷 变动很大 破碎机（旋转式、颚式等）；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机 据 稳 ，两班工作制（ 16 小时），查机械设计 ， 15 取 1 . 1 5 . 5 6 . 0 5 k e P k W 择带型 普通 械设计 3 11选取。 根据算出的 小带轮转速 1440r/查图得： 0 100 可知应选取 带。 定带轮的基准直径并验证带速 由机械设计 3 7查得，小带轮基准直径为 80 100取 0075 295表 13 表 3 Y Z A B C D E 0 75 125 200 355 500 21211440 = 2 . 2 8 5 , = 1 0 0 2 . 2 8 5 = 2 2 8 . 5 m 由机械设计 3得224 误差验算传动比：21224= 2 . 2 8( 1 ) 1 0 0 ( 1 2 % )d （ 为弹性滑动率） 16 误差112 . 2 8 2 . 2 8 51 0 0 % 1 0 0 % 0 . 0 4 % 5 %2 . 2 8 5i 符合要求 带速 1 1 0 0 1 4 4 0v = 7 . 5 4 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 满足 5m/以宜选用 总之，小带轮选 带轮选择 带轮的材料：选用灰铸铁， 定带的张紧装置 选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。 算压轴力 由机械设计 13 12 查得， A 型带的初拉力 面已得到1a =z=4，则1a 1 5 9 . 4 42 s i n = 2 4 1 2 5 . 1 5 s i n N = 9 8 5 . 1 7 z F 对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小 , 带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通 0 ，为 18 了适应 V 带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通 V 带轮槽角 为 32 、34 、 36 、 38 （按带的型号及带轮直径确定），轮槽尺寸见表 7在轴上的筒形部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板），用来联接轮缘与轮毂成一整体。 表 普通 V 带轮的轮槽尺寸（摘自 项目 符号 槽型 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 基准线上槽深 h 基准线下槽深 h 槽间距 e 8 12 15 19 37 第一槽 对称面至端面的距离 f 6 7 9 16 23 28 最小轮缘厚 5 6 10 12 15 带轮宽 B B =( z e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 轮 槽 角 32 对应 的基准直径 d d 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 190 315 475 600 极限偏差 1 辐）结构的不同分为以下几种型式： （ 1） 实心带轮：用于尺寸较小的带轮 (3)，如图 7 19 （ 2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮 ( 300 )，如图 7 （ 3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮 (d) 100 )，如图 7 （ 4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮 ( 500 )，如图 7 （ a） （ b） （ c） （ d） 图 7轮结构类型 根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图（ a） ,大带轮选择腹板带轮如图（ b） 算转速的计算 （ 1）主轴的计算转速 公式 nj=3/( z 得，主轴的计算转速 12r/ 取 112r/ (2). 传动轴的计算转速 轴 3=450 r/ 2=900r/ 2=630r/ （ 2）确定各传动轴的计算转速。 表 3各轴计算转速 （ 3） 确定齿轮副的计算转速。 3 表 3齿轮副计算转速 序号 00 900 450 112 轴 号 轴 轴 轴 计算转速 r/ 630 900 450 20 轮模数计算及验算 （ 1）模数计算。 一般同一变速组内的齿轮取同一模数，选取负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算，即 63383 221 )1( 可得各组的模数，如表 3示。 表 3模数 （ 2） 基本组齿轮计算 。 基本组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 1 2 齿数 55 39 31 63 分度圆直径 顶圆直径 根圆直径 宽 20 20 20 20 按基本组最小齿轮计算 。 小齿轮用 40质处理，硬度 241286均取260齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229286均取 240算如下： 齿面接触疲劳强度计算： 接触应力验算公式为 P n )()1(102088 3218 弯曲应力验算公式为： 组号 基本组 第一扩大组 模数 21 P )(101 9 12 3215 式中 这里取 N=r/. 00（ r/; , m=; ; 数； K 里取 T=15000h.; 1n r/, 1n =500（ r/ 0触载荷取0C= 710 ，弯曲载荷取0C= 6102 触载荷取 m=3；弯曲载荷取 m=6; 【 5】 2 上，取 【 5】 2 上，取 【 5】 2 上， ，取3K=K 【 5】 2 上，取 2K =1 1K 【 5】 2 上， 1K =1 22 【 5】 2 上， Y= j ,查 【 4】， 表 4 j =650 w 查 【 4】，表 4 w =275 根据上述公式，可求得及查取值可求得： j=635 jw=78 w（ 3） 扩大组齿轮计算 。 第一扩大组 齿轮几何尺寸见下表 齿轮 3 4 5 齿数 35 49 28 56 49 39 分度圆直径 0 140 顶圆直径 5 145 根圆直径 宽 20 20 20 20 20 20 第二扩 大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 5 6 齿数 59 29 18 70 分度圆直径 177 87 54 210 齿顶圆直径 183 93 60 216 齿根圆直径 宽 24 24 24 24 按扩大组最小齿轮计算 。 小齿轮用 40质处理，硬度 241286均 23 取 260齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229286均取 240 同理根据基本组的计算， 查文献 【 6】， 可得 K= 2K =1， 1K =1， 355； 可求得： j=619 jw=135 w动轴最小轴径的初定 由【 5】式 6，传动轴直径按扭转刚度用下式计算： d=4 或 d=91 4 式中 N* T=9550000； = 01 。 各轴最小轴径如表 3 表 3最小轴径 轴 号 轴 轴 最小 轴径 35 40 24 轴合理跨距的计算 由于电动机功率 P=据【 1】表 轴径应为 6090步选取0轴径的 0据设计方案，前轴承为 轴承为圆锥滚子轴承。定悬伸量 a=120轴孔径为 30 轴承刚度，主轴最大输出转矩 T=95509550 4100=该机床为车床的最大加工直径为 400床身上最常用的最大加工直径，即经济加工直径约为最大回转直径的 50%，这里取 45%，即 180半径为 切削力（沿 y 轴） 4716N 背向力（沿 x 轴） c=2358N 总作用力 F= 22F =力作用于工件上，主轴端受力为 F= 先假设 l/a=2， l=3a=240后支承反力 B 分别为 40240120 =B=F40120=据 文献 【 1】式 得： iz 前 支承的刚度： ； N/ m ； 轴的当量外径 80+60)/2=70惯性矩为 I=64 )4 =10 =38 9 = 【 1】图 3 原假设接近，所以最佳跨距0l=120 40理跨距为（ l，取合理跨距 l=360 根据结构的需要，主轴的实际跨距大于合理跨距，因此需要采取措施 25 增加主轴的刚度，增大轴径：前轴径 D=100轴径 d=80轴承 采用双列 圆柱滚子轴承，后支承采用背对背安装的角接触球轴承。 第 4 章 主要零部件的选择 承的选择 带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号 7007C 另一安装 深沟 球轴承 6012 称布置 深沟 球轴承 6009 端安装双列角接触球轴承代号 7015C 另一安装端角接触球轴承代号 7010C 中间布置角接触球轴承代号 7012C 的规格 错误 !未找到引用源。 =10 未找到引用源。 未找到引用源。 =8 错误 !未找到引用源。 =14轴弯曲刚度校核 （ 1）主轴刚度符合要求的条件如下： a 主轴的前端部挠度 0 . 0 0 0 2 5 2 5 0 . 1 0 5 b 主轴在前轴承处的倾角 0 . 0 0 1 r a d容 许 值 轴 承 c 在安装齿轮处的倾角 0 . 0 0 1 r a d容 许 值 齿 (2)计算如下： 前支撑为双列圆柱滚子轴承， 后支撑为角接触轴承架立放圆柱滚子轴承跨距L=450当量外径 21 = 52 1 1 04 5 0 主轴刚度： 26 因为 di/5/285=以孔对刚度的影响可忽略； 4442410)110450(03)()(103 442kN/度要求：主轴的刚度可根据机床的稳定性和精度要求来评定 61010 ( ) 1 7 6 3 960 滑与密封 主轴转速高，必须保证 充分润滑，一般常用单独的油管将油引到轴承处。 主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要而困难。防漏的措施有两种： 1）密封圈 加密封装置防止油外流。 2）疏导 在适当的地方做出回油路，使油能顺利地流回到油箱。 第 5 章 摩擦离合器 (多片式 )的计算 设计多片式摩擦离合器时，首先根据机床结构确定离合器的尺寸，如为轴装式时，外摩擦片的内径 d 应比花键轴大 2 6摩擦片的外径 D 的确定，直接影响离合器的径向和轴向尺寸，甚至影响主轴箱内部结构布局，故应合理选择。 摩擦片对数可按下式计算 Z 2 f 20Dbp 式中 摩擦离合器所传递的扭矩（ N ； 955 410955 410 60 510 （ N ; 电动机的额定功率（ 安装离合器的传动轴的计算转速（ r/； 从电动机到离合器轴的传动效率； K 安全系数，一般取 27 f 摩擦片间的摩擦系数，由于磨擦片为淬火钢，查机床设计指导表2 f= 0D 摩擦片的平均直径（ ; 0D=（ D+d） /2 67b 内外摩擦片的接触宽度（ ； b=（ ； p 摩擦片的许用压强（ N/ 2 ； p 0vK mK 基本许用压强（ 查机床设计指导表 2 速度修正系数 02 410 =m/s） 根据平均圆周速度床设计指导表 2 接合次数修正系数，查机床设计指导表 2 摩擦结合面数修正系数，查机床 设计指导表 2 所以 Z 2 f 20Dbp 2 510 267 23 11 卧式车床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗般取 11 最后确定摩擦离合器的轴向压紧力 Q，可按下式计算： Q=0 20) 267 23 510 式中各符号意义同前述。 摩擦片的厚度一般取 1、 2（ ，内外层分离时的最大间隙为 ,摩擦片的材料应具有较高的耐磨性、摩擦系数大、耐高温、抗胶合性好等特点，常用 10 或 15 钢，表面渗碳 ,淬火硬度达 62。 28 第 6 章 主要零部件的选择 动机的选择 转速 n 1440r/率 P 用 承的选择 带轮靠近段安装双列角 接触球轴承代号 7007C 另一安装 深沟 球轴承 6012 称布置 深沟 球轴承 6009 端安装双列角接触球轴承代号 7015C 另一安装端角接触球轴承代号 7010C 中间布置角接触球轴承代号 7012C 速操纵机构的选择 选用左右摆动的操纵杆使其通过杆的推力来控制 的校核 （ a） 主轴的前端部挠度 0 . 0 0 0 2 5 2 5
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