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题目 48 普通 钻床 主轴 传动系统 设计 机械制造 课程 原创

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1 宁课程设计 (论文 ) 钻床主轴箱 所在学院 专 业 班 级 姓 名 学 号 指导老师 年 月 日 2 摘 要 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 分级变速；传动系统设计 ,传动副，结构网，结构式，齿轮模数，传动比 3 目 录 摘 要 . 2 目 录 . 3 第 1章 绪论 . 4 程设计的目的 . 4 程设计的内容 . 4 论分析与设计计算 . 4 样技术设计 . 4 制技术文件 . 4 程设计题目、主要技术参数和技术要求 . 4 程设计题目和主要技术参数 . 4 术要求 . 5 第 2章 运动设计 . 6 电机的选定 . 6 速图的拟定 . 6 轮的确定 . 10 轮的布置 . 13 第 3章 传动件的估算与验算 . 14 动轴的估算和验算 . 14 轮模数的估算和计算 . 17 承选择 . 19 第 4章 校核 . 21 的校核 . 21 承寿命校核 . 23 第 5章 结构设计及说明 . 24 构设计的内容、技术要求和方案 . 24 开图及其布置 . 24 结 论 . 26 参考文献 . 27 致 谢 . 28 4 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。 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。 （ 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 技术参数： 5 （ 1）利用电动机完成换向和制动。 （ 2）各滑移齿轮块采用单独操纵机构。 （ 3）进给传动系统采用单独电动机驱动。 6 第 2章 运动设计 由总体设计方案可知： 床的总功率为 4速为 1440 r/据机械设计手选取电机为 拟定立式钻床的主传动系统的转速图，由总体设计方按可知：主轴的转速范围为 1400 r/步电动机的转速为 1440 r/ 1 选定公比 中型通用机床，常用的公比 为 虑到适当减小本钻床的相对速度损失，选定 = a x 6 取 Z=12 按标准转速数列为： 31， 45， 63， 90， 125， 180， 1250， 355， 500， 710，1000， 1450r/ 2 选择结构式 1）确定变速组的数目和各变速组中传动副的数目 大多数的机床广泛应用滑移齿轮的变速方式，为了满足结构设计和操纵方便的要求，通常采用双 联或三联滑移齿轮。该机床的变速范围较大，必须经过较长的传动链减速才能把电动机的转速降到主轴所需的转速，故主轴转速为 12 级的变速系统需要 2 个或 3 个变速组，即 Z=12=4 3，或 Z=12=4 2 2 Z=12=3 2 2。为了结构紧凑和主轴箱不过分的大，故选取 Z=12=4 2 22）确定不同传动副数的各变速组的排列次序 7 按着传动顺序，各变速组排列方案有： 12=4 2 22=2 2 42=2 4 2本钻床在结构上有特殊要求，根据设计要点，应遵守“前多后少”的原则，选择 12=4 2 2方案。 3）确定变速组的扩大顺序 根据“前密后疏”的原则，选择 12=41641 224 的结构式。 4）验算变速组的变速范围 最后扩大组的变速范围 88)12()1( jj 在允许的变速范围之内。 3 确定是否需要增加降速的定比传动副 该铣床的主传动系统的总降速比为 30/1450=1/48，三个变速组的最小降速比都为 1/4，则总 降速比为 1/64，这样是无需增加降速的定比传动副，为使中间的二个变速组降速缓慢，有利于变型机床的设计，改变降速齿轮副的传动比，就可以将主轴 12 级转速一起提高或降低。 4 分配各变速组的最小传动比，拟定转速图 钻床的电机和输入轴之间齿轮传动， 运动由电机经弹性联轴节和一对齿轮传动轴 I，再由传动变速机构中的传动齿轮传至轴 主轴获得 12 级转速。画出转速图的格线如图所示。 在轴 I上标出 12 级转速： 30 1500r/第轴上用 A 点代表电动机转速 4500 ； 最低转速用 E 点标出，因此 A、 E 两点连线相距约 17 8 格，即代表总的降速传动比131 决定 和轴之间的最小降速传动比：为了提高主轴运转的平稳性，主轴上齿轮应大一些，能起到飞轮的作用，所以最后一个变速组的降速传动比取1/3。按公比 =表可知， ，即从 E 点向上数 （ 3），在上找出 D 点， 动线表示 -轴间变速组（第二扩大组）的降速传动比。 转速/（ 决定其余变速组的最小传动比：根据降速前慢后快的原则， -轴间变速组（第一扩速前慢后快的原则， 间变速组（第一扩大组），取 u=31 ,即从 3） ,在 上找出 C 点，用 动线表示；同理， 见取 u=31 ，用 动线表示； 0-轴间取 u=21 ,用 表示。 画出各变速组其他传动线（图五）， 间有一对齿轮传动，转速图上为一条 动线。 间为基本组，有四对齿轮传动，级比指数 10 x，故四条传动线在转速图上各相距一格，从 C 点向上每隔一格取 1C 、 2C 、3结3B 2C 和 B 1C 得基本组四条传动线，它们的传动比分别为1、21 ，31 ，41 。 间为第一扩大组也有二对齿轮传动，级比指数 1x =2，二条传动线转 9 速图上各相距一格，即1D,它们的传比分别为 1 ，1，。 间为第二扩大组，有三对齿轮传动，级比指数 42 x ，两条传动线在转速图上应相距 4 格，即 E,它们的传动比分别为 3 。 转速/（ 画出全部传动线，即钻床的主传动转速图。如前所述，转速图两轴之间的平行线代表同一对齿轮传动，所以画 间的传动线时，应从 1C 、 2C 、3D、1C 2D 、3 得到 8 种转速。由于特殊理由，画 间的传动线时，应画 4 条 与 行的线， 8 条与 主轴得到 12 种转速。 10 转速/（ 1齿轮齿数的确定应注意以下问题： 1） 般要求 18z 20。 2） 轮齿根圆到键槽的厚度 ，一般取 ，则。 3） 模数相等时，则齿数和亦应当相等。但由于传动比的要求，尤其是在传动中使用了公用齿轮后，常常满足不了上述要求。机床上可用修正齿轮，在一定范围内调整中心距使其相等。但修正量不能太大，一般齿数差不能超过 3 4 个齿。 4） 5） 6） 2齿数的计算 1） 11 为了便于设计和制造，主传动系统中所采用的齿轮模数的种类尽可能少一些。在同一个变速组内一般都采用相同的模数，这是因为各齿轮副的速度变化不一样，受力情况差别不大。 当各对齿轮模数相同，且不采用变位齿轮时，则各对齿轮的齿数和也必须相等，其间的关系是： 数（ 3 式中 主动齿轮的齿数 被动齿轮的齿数 一对齿轮的传动比 一对齿轮的齿数和 为了保证不产生根切，必须先找出具有最少齿数的传动副（一般出现在最高升速或最低降速的传动副上），确定最小齿数，然后确定最合适的齿数和 再根据传动比确定其它齿轮的齿数。 由上面两个公式得： 3 一般 41Z =1730,初选 41Z =18,参考有关资料选取 m 为标准模数 m=3。 由 a=2m( 4141 )和选取的 =表 2属切削机床，得 76 故 /41Z = 41Z =768 12 所以 4a =23(18+58)=114=u = /4141818=V = 4的最高转速 / 7 =1125.r/ 42 =/4/41 =42 764 3齿轮参数的确定 分度圆直径 3 42=126mm d/42 =2 =3 34=102顶高 ha=m=3根高 齿高 h= C= 顶圆直径 2 26+2 3=132mm d/42a= d/42 +2 08根圆直径 2 d/42f= d/42 -2 13 齿宽 13，必须合理布置齿轮。因为他直接影响到变速箱的尺寸，变速操纵的方便性和结构实现的可能性等问题。在考虑主轴适当的支承距和散热条件下，一般应尽可能减少变速箱尺寸，但是变速箱的轴向尺寸和径向尺寸经常不可能同时缩小。 为了防止一对齿轮尚未完全脱开，另一对齿轮就开始进入啮合状态，如图七所示。尺寸 L 应比 2B 大 2 4中 B 为齿宽，这是设计是排列齿轮首先要注意的问题。 图七 14 第 3章 传动件的估算与验算 传动方案确定之后，要进行方案的机构化， 确定各零件的实际尺寸和有关布置。为此，常对传动件的尺寸先进行估算，如传动轴的轴径等。在这些尺寸的基础上，画出草图，得到初步结构化的有关布置与尺寸；然后按结构尺寸进行主要零件的验算，如轴的刚度、齿轮的疲劳强度等，必要时做结构和方案上的修改，从新验算，知道满足要求。 传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度要求。强度要求保证轴在反复载荷和扭转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，不允许有较大的变形。因此疲劳强度一般不是主要矛盾。除了载荷很大的情况外，可不必验算轴 的强度。刚度要求保证轴在载荷下（弯曲、轴向、扭转）不致产生过大的变形（弯曲、失稳、转角）。如果刚度不足，轴上的零件如齿轮、轴承等将由于轴的变形过大而不能正常工作，或者产生震动和噪声、发热、过早磨损而失效。因此，必须保证传动轴具有足够的刚度。通常，先按扭转刚度估算轴的直径，画出草图之后，再根据受力情况，结构布置和有关尺寸，验算弯曲刚度。 1） 传动轴直径的估算 传动轴直径按扭转刚度用下列公式估算传动轴直径： d=914 中： N 该传动轴的输入功率 N= 电机额定功率 从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积 该传动件的计算转速 r/15 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而确定，而中型车、钻床主轴的计算转速为： ） = 13 每米长度上允许的扭转角（ m） ,可根据传动轴的要求选取。 估算是应该注意： 值为每米长度上允许的扭转角，而估算的传动轴的长度往往不足一米，因此在计算 时应按轴的实际长度进行折算和修正。 效率 对估算轴径 d 影响不大，可以不计，也可以用有关传动件效率的概略值的积求出。 如使用花键时，可根据估算的轴径 d 选取相近的标准花键轴的规格。主轴前径可参考机械设计手册的经验统计数据确定。 2） 传动轴刚度的验算 轴的弯曲变形的条件和允许值 机床主传动轴的弯曲刚度验算，主要验算轴上装齿轮和轴承处的挠度 y 和倾角 。各类轴的挠度 y 和装齿轮和 轴承处的倾角 ，应小于弯曲刚度的许用值 Y和 值，即： y Y; 轴的弯曲变形计算公式 当轴的直径相差不大且计算精度要求不高时，可把轴看作等径轴，采用平均直径（ 1d ）来进行 计算，计算 花键轴的刚度时可采用平均直径（ 1d ）或当量直径（ 2d ）。 16 计算公式为： 圆轴：平均直径 1d = 惯性矩 I= 矩形花键轴：平均直径 1d =2量直径 2d =4 64=64 )(624 轴的力分解和变形合成 对于复杂受力轴的变形，先将受力分解成三个垂直平面上的分力，应用弯曲变形的公式求出所 要求截面的两个垂直平面内的 y 和 值，然后进行叠加：在同一平面内的可进行代数叠加，在两垂直平面内的按几何向量合成，求出该截面的总挠度和总倾角。 危险工作条件的判断 主轴变速箱传动轴的工作条件有多种，验算 刚度时应选择最危险的工作条件进行。 一般是：轴的计算转速低，传动齿轮的直径小且位于轴的中央，这时，轴受力将总变形剧增。如果对二、三种工作条件难以判断是那一种最危险，就应分别进行计算，找到最大弯曲变形值 y 和 。 提高轴刚度的一些措施 加大轴的直径；减少轴的跨距或增加第三支承；从新安排齿轮在轴上的位置；改变轴间的布置方式等。加大轴径有时受到轴上小齿轮体厚的限制，增加第三支承使轴的结构复杂化，都不是最有效和最理想的措施，应首先从齿轮在轴上 17 的布置、轴的相互方位关 系来改善受力状态，看是否在不加大轴径、不改变轴的基本形式的前提下，提高轴的刚度。 为了提高轴的刚度，有时宁愿多增加一对固定传动齿轮，增加一根轴，从传动方案上保证中间轴不会太长。 估算 按接触疲劳和弯曲强度计算齿轮模数比较复杂，而且有些系数只有在齿轮各参数都 已知道后就可确定，所以只在草图画完之后效核用。在画草图之前，先估算，再选用标准齿轮模数。 齿轮弯曲疲劳的估算： 32齿面点蚀的估算： 其中 为齿轮中心距。 由中心距 及齿数 1z ， 2z 求出齿数： j 21 2根据估算所得取相近的标准模数。 计算 结构确定以后，齿轮的工作条件，空间安排，材料和精度等级都已确定，才肯能 18 核验齿轮的接触疲劳和弯曲疲劳强度值是否满足要求。 根据接触疲劳计算齿轮模数公式为： 221321 )1(1 6 3 0 0 根据弯曲疲劳计算齿轮模数公式为： 275 1 321 式中： N 计算齿轮传递的额定功率 N= 计算齿轮（小 齿轮）的计算转速 r/ m 齿宽系数m=b/m, m常取 6 10； 1z 计算齿轮的齿数，一般取传动中最小齿轮的齿数； i= 112 s 寿命系数， ； T 工作期限系数， T = m 齿轮等传动件在接触和弯曲交变载荷下的疲劳曲线指数 n 转速变化系数； N 功率利用系数； n 齿轮的最低转速 r/ 19 q 材料强化系数。幅值 低的交边载荷可使金属材料的晶粒边界强化，起到阻止疲劳细缝扩散的作用。 根据轴的数据 ,从参考书机械设计课程设计（第二版）查的 推力球轴承，轴承型号 51305。其尺寸参数为： d=30D=52B =16术参数为： C=21500N 0C=43200N 计算轴承动负荷 C： （ 式中 寿命系数 转速系数 3 10500f 9 （ 由公式（ 3 10500f 3 3133mn 9 （ 由公式（ 20 3 3133mn 把hf、公式（ =24947N 28000N 满足强度要求。 深沟轴承：轴承型号 6005，其尺寸参数为： d=25D=47B =12 轴承型号 6206，其尺寸参数为： d=30D=62B =16 轴承型号 6210，其尺寸参数为： d=50D=90B =20 轴承型号 6212，其尺寸参数为： d=60D=110B =22 轴承型号 6305，其尺寸参数为： d=25D=80B =17 轴承型号 6208，其尺寸参数为： d=40D=80B =18 21 第 4章 校核 的校核 （ 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 6 5 1 6 7 0 7 8 7 5 5 0 8 0 2 3 6 8 5 1 6 0 9 0 1 5 0D 1 . 0 7 8 7690D i l 平 均总2 0E M P a ， 44 40 8 7 4 5( 1 ) ( 1 ) 1 3 5 6 9 0 4 ( )6 4 6 4 8 7m 43 432 9 5 5 1 0 0 . 9 9 5 2 9 5 5 1 0 3 . 3 7 0 . 9 9 5 12684 0 0 1 2 5 主 计件 （ ）0 . 4 5 0 7 ( ) N， 0 . 2 5 2 1 7 ( ) N 由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算 4 42 9 5 5 1 0 2 9 5 5 1 0 3 . 3 7 8 5 8 2 )3 2 0 1 2 5z n 主计主 主 （将其分解为垂直分力和水平分力 由公式,t a n t a nQ y Q y n Q Q z Q y F F F 可得 2 1 0 5 ( ) , 6 4 7 7 ( )Q z Q F N22 1 2 6 8 1 6 0 1 3 5 2 5 3 ( )33 l N m m 件22 5 0 7 1 6 0 5 4 0 8 0 ( )33 l N m m 件11 3 1 7 1 3 0 2 0 6 0 5 ( )22 d N m m 件主轴载荷图如下所示： 22 由上图可知如下数据： a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87算（在垂直平面） 1()6a b c l l , 22 ()3 l l,3 ( 2 3 )6 l 1 2 3 0 . 0 0 1 7 3y y y ()3a b l 齿 1 ， ( 2 3 )6 ZF 齿 2 ， ( 3 )3 ZM 齿 3 56 . 9 1 0 齿 Z 齿 1 齿 2 齿 3 ()6a b l l轴 承 1，3 zF 轴 承 2，3 轴 承 352 . 9 1 0 轴 承 Z 轴 承 1 轴 承 2 轴 承 3 计算（在水平面） 1()6a b c l l , 22 ()3 l l,3() ( 2 3 )6 cy l 23 1 2 3 0 . 0 1 7y y y ()3a b l 齿 1 ， ( 2 3 )6 yF 齿 2 ， ()( 3 )3齿 3 51 3 . 8 6 1 0 齿 y 齿 1 齿 2 齿 3 ()6a b l l轴 承 1，3 yF 轴 承 2， ()3 轴 承 353 2 . 8 1 0 轴 承 y 轴 承 1 轴 承 2 轴 承 3 合成： 22 0 . 0 1 8 0 . 1 0 5s s z s yy y y 22 0 . 0 0 0 1 5 0 . 0 0 1 齿 齿 y 齿 y 22 0 . 0 0 0 3 3 0 . 0 0 1 轴 承 轴 承 Z 轴 承 Y 承寿命校核 轴选用的是深沟球轴承轴承 6006,其基本额定负荷为 轮越小越靠近轴承，对轴承的要求越高。根据设计要求，应该对轴未端的轴承进行校核。 轴传递的转矩 550T=3 轮受力 18 4025 23*22 据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为 14522111 ll 8 71 4 5 21 8 4 02 轴承在运转中有中等冲击载荷，又由于不受轴向力，按 机械设计表10 0.1有： 1 4 5 21 4 5 p N 3 8 73 8 p N 24 故该轴承能满足要求。 由 轴 最小轴径可取轴承为 7008C 角接触球轴承 ,=3； P=， Y=0。 对轴受力分析 得：前支承的径向力 由轴承寿命的计算公式：预期的使用寿命 15000h )18016670 3)= 31 6 6 7 0 3 6 . 3 1 0 0 0( ) 2 8 8 1 4 2 . 9 41 5 0 2 6 4 2 . 3 2h 15000h 轴承寿命满足要求。 第 5章 结构设计及说明 构设计的内容、技术要求和方案 设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器和制动器等）、主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其联结件的结构设计与布置，用一张展开图和若干张横截面图表示。课程设计由于时间的限制，一 0般只画展开图。 主轴变速箱是机床的重要部件。设计时除考虑 一般机械传动的有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题。 精度方面的要求，刚度和抗震性的要求，传动效率要求，主轴前轴承处温度和温升的控制，