题目45-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45-普通车床主传动系统设计【机械制造学课程】【原创】,题目,45,普通,车床,传动系统,设计,机械制造,课程,原创
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课 程 设 计 年 月 日 普通车床 主传动系统课程 设计 第 2 页 共 26 页 摘要 普通车床的主传动系统是整个机床的核心部件，是确保机床工作中能够以合适的速度和方法工作的基础。所以在整个车床系统中式非常重要的。 车床主传动系统的设计主要是主轴箱的设计。本次毕业设计是根据所给定的参数和技术要求，通过主轴的极限转速、公比数、级数等已知的数据，确定相关的运动参数，计算选定各级主轴的转速值，并通过各种方案的分析比较，拟定相应的结构式或者结构网，绘制出转速图。并对主要的关键的主轴、齿轮、带轮 等关键零部件进行分析计算。最后绘制出主传动的相关图纸。 关键词 ： 车床、主轴箱、变速系统、主轴组件 。 普通车床 主传动系统课程 设计 第 3 页 共 26 页 目录 摘要 . 2 目录 . 3 第 一章 绪论 . 4 床概述 . 4 程设计目的 . 4 第二章 . 5 本参数 . 5 电机的确定 . 5 第三章、传动设计 . 6 传动方案拟定 . 6 定传动组和各传动组中传动副的数目 . 6 动式的拟定 . 6 构网的拟定 . 6 构式的拟定 . 7 第四章、主要参数计算 . 9 定各变速组变速副齿数 . 9 制变速系统图 . 10 第五章 . 11 轮的设计 . 11 轴转速的计算 . 13 动轴的计算和校核 . 14 动轴的校核 . 14 的校核 . 15 第六章 . 16 轴的基本尺寸确定 . 16 径尺寸 D . 16 轴孔径 d . 16 轴 悬伸量 a . 17 撑跨距 L . 18 轴最佳跨距的确定 . 19 轴刚度验算 . 21 轴前 支撑转角的验算； . 21 轴前端位移的验算； . 23 参考文献 . 25 致 谢 . 26 普通车床 主传动系统课程 设计 第 4 页 共 26 页 第一章 绪论 床概述 机床技术参数有主参数和基本参数，他们是运动传动和结 构设计的依据，影响到机床是否满足所需要的基本功能要求，参数拟定就是机床性能设计。主参数是直接反映机床的加工能力、决定和影响其他基本参数的依据，如车床的最大加工直径，一般在设计题目中给定，基本参数是一些加工件尺寸、机床结构、运动和动力特性有关的参数，可归纳为尺寸参数、运动参数和动力参数。 通用车床工艺范围广，所加工的工件形状、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬质合金刀具又用高速钢刀具。因此，必须对所设计的机床工艺范围和使用情况做全面的调研和统计，依据某些典型工艺和加工对象，兼顾其他的可能工艺加工的要 求，拟定机床技术参数，拟定参数时，要考虑机床发展趋势和同国内外同类机床的对比，使拟定的参数最大限度地适应各种不同的工艺要求和达到机床加工能力下经济合理。 机床主传动系因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同，应满足的要求也不一样。设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。在设计时应结合具体机床进行具体分析，一般应满足的基本要求有：满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性，如机床主轴油足够的转速范围和转速级数；满足机床传递动力的要求。主电动机和传动机构能提供足够的功率和转矩 ，具有较高的传动效率；满足机床工作性能要求。主传动中所有零部件有足够的刚度、精度和抗震性，热变形特性稳定；满足产品的经济性要求。传动链尽可能简短，零件数目要少，以便节约材料，降低成本。 程设计目的 机械系统设计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。 普通车床 主传动系统课程 设计 第 5 页 共 26 页 第二章 参数 的拟定 本参数 本次 课程 设计的是普通型车床主 传动系统 。 普通车床 主要用于加工回转体。主传动主要是指车床工作过程中的进给传动，下表是本次课程设计的基本参数。 表 床的主参数（规格尺寸）和 基本参数表 工件最大回转直径 最高转速 最低转速 电机功率 P（ 公比 转速级数Z 400 1120 19 8 电机的确定 合理的确定电机功率 P，使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。 目前市场上常见的异步电动机的转速有3000r/1500r/1000r/750r/ 其中 Y 系列（ 动机的技术数据 ,Y 系列（ 动机为一般用途全封闭自扇冷式笼型异步电动机，具有防尘埃、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点， 业环境温度不超过 +40，相对湿度不超过 95%，海拔高度不超过 1000m，额定电压 380V，频率 50用于无特殊要求的机械上， 如机床，泵，风机，搅拌机，运输机，农业机械等。 根据以上要求，我们选取 三相异步电动机，额定功率 载转速 1440 效率 =额定转矩 量 81 普通车床 主传动系统课程 设计 第 6 页 共 26 页 第三章、传动设计 传动方案拟定 拟定变速方案，包括变速型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个变速系统的确定。变速型式则指变速和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的变速型式、变速类型。 变速方案和型式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因 此，确定变速方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。 变速方案有多种，变速型式更是众多，比如：变速型式上有集中变速，分离变速；扩大变速范围可用增加变速组数，也可采用背轮结构、分支变速等型式；变速箱上既可用多速电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。 显然，可能的方案有很多，优化的方案也因条件而异。此次设计中，我们采用集中变速型式的主轴变速箱。 定传动组和各传动组中传动副的数目 级 数为 Z 的变速系统由若干个顺序的变速组组成，各变速组分别有 Z 、Z 个变速副。即 321 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： ，可以有三种方案： 1213218;11213218 ,223218,23318 动 式的拟定 18 级转速变速系统的 传动 组，选择变速组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。 在轴如果安置换向摩擦离合器时，为减少轴向尺 寸，第一变速组的变速副数不能多，以 2为宜。 主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴上齿轮少些为好。最后一个变速组的变速副数常选用 2。 综上所述，变速式为 18=3 3 2。 构网的拟定 根据中间变速轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下：普通车床 主传动系统课程 设计 第 7 页 共 26 页 构式的拟定 绘制转速图 、选择 、分配总降速变速比 总降速变速比 0 1 4 0/19/m 传动系统课程 设计 第 8 页 共 26 页 又电动机转速 440 不符合转速数列标准，因而增加一定比变速副。 、确定变速轴轴数 变速轴轴数 = 变速组数 + 定比变速副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。 、确定各级转速 由 9 、 、 z = 18确定各级转速： 1120、 900、 700、 550、440、 350、 220、 175、 140、 110、 90、 70、 55、 45、 35、 27、 22、 19r/ 、绘制转速图 在五根轴中，除 去电动机轴，其余四轴按变速顺序依次设为、（主轴）。与、与、与轴之间的变速组分别设为 a、 b、 c。现由（主轴）开始，确定、轴的转速： 先来确定轴的转速 变速组 c 的变速范围为 10,8a R，结合结构式， 轴的转速只有一种可能： 100、 140、 200、 280、 400、 560r/ 确定轴的转速 变速组 ，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致变速比太小，可取 4/1/1 41 2/ 22 11/13 转速确定为： 400、 560r/ 确定轴的转速 对于轴，其级比指数为 1,可取 2/1/1 21 速为 800r/ 由此也可确定加在电动机与主轴之间的定变速比 440 i 。下面画出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）。 普通车床 主传动系统课程 设计 第 9 页 共 26 页 第四 章、主要参数计算 定各变速组变速副齿数 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 小齿轮的齿数可以从表 3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。 根据94P,查表 3 、变速组 a: 2/1/1 21 2/1/1 21 ： 57、 60、 63、 66、 69、 72、 75、 78 ： 58、 60、 63、 65、 67、 68、 70、 72、 73、 77 可取 4,于是可得轴齿轮齿数分别为： 28、 35。 于是 56/281 49/352 可得轴上的三联齿轮齿数分别为： 56、 49。 、变速组 b: 根据【 1】94P,查表 3 4/1/1 41 2/12 11/13 ： 87、 89、 90、 91、 92 2/12 ： 87、 89、 90、 91 11/12 ： 86、 88、 90、 91 可取 0，于是可得轴上两联齿轮的齿数分别为： 18、 30、 45。 于是 72/181 60/302 45/452 轴上两齿轮的齿数分别为：72， 60、 45。 、变速组 c: 根据查表 3 4/11 22 普通车床 主传动系统课程 设计 第 10 页 共 26 页 4/11 ： 、 85、 89、 90、 94、 95、 108 22 ： 84、 87、 89、 90、 108 可取 08. 4/11 降速变速，取轴齿轮齿数为 22； 22 升速变速，取轴齿轮齿数为 36。 于是得 86/221 36/722 联动齿轮的齿数分别为 22， 72； 得轴两齿轮齿数分别为 86， 36。 制变速系统图 根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图： 变速系统图普通车床 主传动系统课程 设计 第 11 页 共 26 页 第五章 轮的设计 三角带传动中，轴间距 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。电动机转速 n=1440r/递功率 P=动比 i=班制，一天运转 16小时，工作年数 10年。 (1)、选择三角带的型号 由工作情 况系数 的共况系数 故根据公式 计算 )( 式中 因此 选取 普通 型。 (2)、确定带轮的基准直径 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 。取主动小带轮基准直径 D =125 由公式 (8 11212 式中： n n 数，一般取 258001 4 402 ，取圆整为 224 (3)、验算带速度 V， 验算带的速度 11 3 . 1 4 1 2 5 1 4 4 0 9 . 4 26 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0Dn mV s 05 ，故带速合适。 (4)、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 )(2)(1021 取 2 1 2 5 2 2 4 6 9 8 ，取0A=600普通车床 主传动系统课程 设计 第 12 页 共 26 页 (5)、三角带的计算基准长度 02122100 422 A 20 2 2 4 1 2 53 . 1 42 6 0 0 1 2 5 2 2 4 1 7 5 1 . 9 32 4 7 0 0L m m 圆整到标准的计算长度 1800L (6)、验算三角带的挠曲次数 1000 1 0 . 3 1 4 0 次，符合要求。 (7)、确定实际中心距 A 计算实际中心距 00A 6 0 0 1 8 0 0 1 7 5 2 2 6 2 42m m （） (8)、验算小带轮包角 1 21 ，故主动轮上包角合适。 (9)、确定三角带根数 Z 00p p k k 由 i= 得0p= 度系数Z取 根 (10)、计算预紧力 查【 4】表 8q=m 由【 4】式（ 8 20 ) 0 0 其中： m/s； kg/m；取 q=m。 v = 1440r/ s。 普通车床 主传动系统课程 设计 第 13 页 共 26 页 0 、计算作用在轴上的压轴力 6 0s i 6522s i 0 传动比 121 4 4 0 / 8 0 0 1 . 8vi v 查表【 4】152251 和 得0p= 轴转速 的计算 、确定主轴计算转速：计算转速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。 主轴的计算转速为 m 0 . 5 31213zm i n j 、各变速轴的计算转速： 轴的计算转速可从主轴 71r/2/18 的变速副找上去，轴的计算转速3100r/ 轴 的计算转速200r/ 轴的计算转速100r/ 、各齿轮的计算转速 各变速组内一般只计算组内最小齿轮，也是最薄弱的齿轮，故也只需确定最小齿轮的计算转速。 变速组 22/86只需计算 z = 22 的齿轮，计算转速为 280r/ 变速组 z = 18的齿轮，计算转速为 400r/ 变速组 z = 28的齿轮，计算转速为 800r/ 、核算主轴转速误差 m i n/245/4549/35224/1261440 实120 标 %5%001 1 2 0)1 1 2 01 1 5 7(%100)( 标标实所以合适。 普通车床 主传动系统课程 设计 第 14 页 共 26 页 动轴的 计算和 校核 需要验算传动轴薄弱环节处的倾角荷挠度。验算倾角时，若支撑类型相同则只需验算支反力最大支撑处倾角；当此倾角小于安装齿轮处规定的许用值时，则齿轮处倾角不必验算。验算挠度时，要求验算受力最大的齿轮处，但通常可验算传动轴中点处挠度（误差 %3） . 当轴的各段直径相差不大，计算精度要求不高时， 可看做等直径，采用平均直径1d 进行计算，计算花键轴传动轴一般只验算弯曲刚度，花键轴还应进行键侧挤压验算。弯曲刚度验算；的刚度时可采用平均直径 1d 或当量直径 2d 。一般将轴化为集中载荷下的简支梁，其挠度和倾角计算公式见【 5】表 后叠加，注意方向符号，在同一平面上进行代数叠加，不在同一平面上进行向量叠加。 动轴的校核 轴的 校核：通过受力分析，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核 0112/(862/286800/最大挠度： a ;轴的；材料弹性模量；式中；许用挠度 ； 所以合格, 。 轴、轴的校核同上。 普通车床 主传动系统课程 设计 第 15 页 共 26 页 的校核 键和轴的材料都是钢，许用挤压应力 M 2 01 0 0 ,取其中间值，10 。键的工作长度 6822 ，键与轮榖键槽的接触高度 。可得 M P ak l dT 1 0 0862102 33 式中： ；】表键【，弱材料的许用挤压应力键、轴、轮毂三者中最；键的直径，；为键的宽度，为键的公称长度，圆头平键键的工作长度，为键的高度此处度键与轮毂键槽的接触高传递的转矩264,p M P 见连接的挤压强度足够了，键的标记为： 20031096810 普通车床 主传动系统课程 设计 第 16 页 共 26 页 第六章 主轴的结构储存应 满足使用要求和结构要求，并能保证主轴组件具有较好的工作性能。主轴结构尺寸的影响因素比较复杂，目前尚难于用计算法准确定出。通常，根据使用要求和结构要求，进行同型号筒规格机床的类比分析，先初步选定尺寸，然后通过结构设计确定下来，最后在进行必要的验算或试验，如不能满足要求可重新修改尺寸，直到满意为直。 主轴上的结构尺寸虽然很多，但起决定作用的尺寸是：外径 D、孔径 d、悬伸量 。 轴的基本尺寸确定 径尺寸 D 主轴的外径尺寸，关键是主轴前轴颈的（前支撑处）的直径 1D 。 1D 选定后，其他部位的外径可随之而定。 1D 一般是通过筒规格的机床类比分析加以确定 。320P=【 1】表 3轴颈应 1451101 D ,初选 101 ,后轴颈 12 ) 取 52 , 轴孔径 d 中型卧式车床的主 轴孔径，已由 d=48大到 d=60主轴外径一定时，增大孔径受到一下条件的限制， 1、结构限制；对于轴径尺寸由前向后递减的主轴，应特别注意主轴后轴颈处的壁厚不允许过薄，对于中型机床的主轴，后轴颈的直径与孔径之差不要小于 0 ，主轴尾端最薄处的直径不要小于0 。 2、刚度限制；孔径增大会削弱主轴的刚度，由材料力学知，主轴轴端部的刚度与截面惯性矩成正比， 即： 40444 )(16464)( 普通车床 主传动系统课程 设计 第 17 页 共 26 页 式中： 主轴孔径：主轴平均外径：空心、实心截面惯性矩、度；空心、实心截面主轴刚、，有图可见， 当 明空心主轴的刚度降低较小。当 K d ，空心主轴刚度降低了 24%，因此为了避免过多削弱主轴的刚度，一般取 轴孔径 根据主轴的使用及加工要求选择锥孔的锥度。锥孔仅用于 定心时，则锥孔应大些，若锥孔除用于定心，还要求自锁，借以传递转矩时，锥度应小些，我这里选用莫氏六号锥孔。初步设定主轴孔径d=60轴孔径与外径比为 轴悬伸量 a 主轴悬伸量的大小往往收结构限制，主要取决于主轴端部的结构形式及尺寸、刀具或夹具的安装方式、前轴承的类型及配置、润滑与密封装置的结构尺寸等。主轴设计时，在满足结构的前提下，应最大限度的缩短主轴悬伸量 a。根据结构 ,定悬伸长度 201 。 普通车床 主传动系统课程 设计 第 18 页 共 26 页 撑跨距 L 支撑跨距 L，当前，多数机床的主 轴采用前后两个支撑，结构简单，制造、装配方便，容易保证精度，但是，由于两支撑主轴的最佳支距0构设计难于实现，故采用三支撑结构。如图所示，三支撑主轴的前中支距 1L ，对主轴组件刚度和抗震性的影响， 要比前后支距 L 地影响大得多，因此，需要合理确定 1L 。为了使主轴组件获得很高的刚度可抗震性，前中之距 1L 可按两支撑主轴的最佳只距0 由于三支撑的前后支距 L 对主轴组件的性能影响较小，可根据结构情况适当确定。如果为了提高主轴的工作平稳性，前后支距 L 可适当加大，如取1)( 。采用三支撑结构时，一般不应该把三个支撑处的轴承同时预紧，否则因箱孔及有关零件的制造误差，会造成无法装配或影响正常运作。因此为了保证主轴组件的刚度和 旋转精度，在三支撑中，其中两个支撑需要预紧，称为紧支撑；另外一个支撑必须具有较大的间隙，即处于“浮动”状态，称为松支撑，显然，其中一个紧支撑必须是前支撑，否则前支撑即使存有微小间隙，也会使主轴组件的动态特性大为降低。试验表明，前中支撑为紧支撑、后支撑位松支撑，要比前后支撑位紧支撑、中支撑为松支撑的结构静态特性显著提高。 普通车床 主传动系统课程 设计 第 19 页 共 26 页 36 轴最佳跨距的确定 、考虑机械效率，主轴最大输出转距 771 5 0. 床身上最大 加工直径约为最大回转直径的 50到 60%,即加工工件直径取为 160半径为 、计算切削力 7 1 7 前后支撑力分别设为 Nl 、轴承刚度的计算 普通车床 主传动系统课程 设计 第 20 页 共 26 页 根据【 20】式 （ 6： 01.0 co s)(查【 20】表 6轴承根子有效长度、球数和列数： 60302,52262 ,10, 再带入刚度公式： 0c 0c 6 8 1 8 、主轴当量直径2 e 2 9511 0 ； 、 主轴惯性矩 )(4 4644 ； 、计算最佳跨距 设： 247 347 (6 查【 5】（ 3) 式中)1(,3 Ka ;7 8 2 (; 0 433 Ka 式中： 普通车床 主传动系统课程 设计 第 21 页 共 26 页 ;,);(05.0;a;,轴承的刚度，前轴承的刚度，主轴的外径和孔径，主轴的截面惯性矩，量弹性模量，钢的弹性模轴刚度验算 机床在切 削加工过程中，主轴的负荷较重，而允许的变形由很小，因此决定主轴结构尺寸的主要因素是它的变形大小。对于普通机床的主轴，一般只进行刚度验算。通常能满足刚度要求的主轴，也能满足强度要求。只有重载荷的机床的主轴才进行强度验算。对于高速主轴，还要进行临界转速的验算，以免发生共振。 一弯曲变形为主的机床主轴 (如车床、铣床 )，需要进行弯曲刚度验算，以扭转变形为主的机床（如钻床），需要进行扭转刚度验算。当前主轴组件刚度验算方法较多，没能统一，还属近似计算，刚度的允许值也未做规定。考虑动态因素的计算方法，如根据部产生切 削颤动条件来确定主轴组件刚度，计算较为复杂。现在仍多用静态计算法，计算简单，也较适用。 主轴弯曲刚度的验算；验算内容有两项：其一，验算主轴前支撑处的变形转角 ，是否满足轴承正常工作的要求；其二，验算主轴悬伸端处的变形位移 y，是否满足加工精度的要求。对于粗加工机床需要验算 、 y 值；对于精加工或半精加工机床值需验算 y 值；对于可进行粗加工由能进行半精的机床（如卧式车床），需要验算 值 ，同时还需要按不同加工条件验算 支撑主轴组件的刚度验算，可按两支撑结构近似计算。如前后支撑为紧支撑、中间支撑位松支撑，可舍弃中间支撑不计（因轴承间隙较大，主要起阻尼作用，对刚度影响较小）；若前中支撑位紧支撑、后支撑为松支撑时，可将前中支距 1L 当做两支撑的之距计算，中后支撑段主轴不计。 轴前支撑转角的验算； 机床粗加工时，主轴的变形最大，主轴前支撑处的转角有可能超过允许值，故应验算此处的转角。因主轴中 (后 )支撑的变形一般较小，故可不必计算。 主轴在 某一平面内的受力情况如图 普通车床 主传动系统课程 设计 第 22 页 共 26 页 在近似计算中可不计轴承变形的影响，则该平面内主轴前支撑处的转角用下式计算； )1()1(31)1(a a 切削力 F 的作用点到主轴前支承支承的距离 S=a+W，对于普通车床，W= H=200 则： 1 2 0 0 . 4 2 0 0 2 0 0S m m 当量切削力的计算： 8120 80120 主轴惯性矩 )(4 4644 ； 其中 主轴孔径；）主轴支撑段的惯性矩（）主轴当量外径（钢）主轴材料的弹性模量（主轴有关尺寸（、；主轴悬伸量支撑反力系数；主轴前支撑反力矩；可忽略不计；车床、磨床），若轴向切削力较小（如轴向切削力引起力偶矩）（作用于主轴上的传动力主轴传递全部功率时，）；切削力（作用于主轴端部的当量主轴传递全部功率时， (64;,;)(),(;4447普通车床 主传动系统课程 设计 第 23 页 共 26 页 )1()1(3 1 b cF a 主轴前支撑转角满足要求。 轴前端位移的验算； 计算 、当量切削力 F 的计算 ,见上文。 、驱动力 0 其中： m 83 7 主所以 Nm z
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