设计一中型车床的主传动系统（以CA6140车床传动系统为例）-混合双公比车床主传动系统【12 42.5 1320 1.26-1.58 5.5KW 】（CAD图纸全套）

买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 摘 要 随着当今工业设备对精密程度的要求越来越高，加工设备的机械加工设备的加工的精密程度也要求越来越高。 在搜索、查阅研究大量有关资料的基础上，对机床自动化技术进行了深入的研究和分析，并描述了机床控制系统的设计。整个过程主要对 车床主传动 进行设计 。 车床主传动设计，主要包括三方面的设计，即：根据设计题目所给定的机床用途、规格、主轴极限转速、转速数列公比或级数，确定其他有关运动参数，选定主轴各级转速值；通过分析比较，选择传动方案；拟定结构式或结构网，拟定转速图；确定齿轮齿数及带轮直径；绘制传动系统图。其次，根 据机床类型和电动机功率，确定主轴及各传动件的计算转速，初定传动轴直径、齿轮模数，确定传动带型号及根数，摩擦片尺寸及数目；装配草图完成后要验算传动件（传动轴、主轴、齿轮、滚动轴承）的刚度、强度或寿命。最后，完成运动设计和动力设计后，要将主传动方案“结构化”，设计主轴变速箱装配图及零件图，侧重进行传动轴组件、主轴组件、变速机构、箱体、润滑与密封、传动轴及滑移齿轮零件的设计。 关键词 ： 车床 ； 数控 ； 传动系统 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 of of of to In a of of of is on to to of or at of or to of on of of of or to to of on 文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 目 录 摘 要 . I . 录 . 绪 论 .文的选题及主要研究内容 . 1 文的选题 . 主要研究内容 . 主传动系统参数计算 .床主参数和基本参数 . 2 定参数的步骤和方法 . 2 限切削速度 . 主轴的极限转速 . 主电机功率 动力参数的确定 . 确定结构式 . 确定结构网 . 绘制转速图和传动系统图 .定各变速组此论传动副齿数 . 5 3 传动件的设计 .轮的设计 . 6 动轴的直径估算 . 8 定各轴转速 . 传动轴直径的估算：确定各轴最小直径 . 键的选择 .动轴的校核 . 10 动轴的校核 . 11 的校核 . 11 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 变速组齿轮模数的确定和校核 . 12 轮模数的确定： . 齿宽的确定 . 齿轮结构的设计 .轮结构设计 . 17 式摩擦离合器的选择和计算 . 18 轮校验 . 21 核 I 组 变速组齿轮 . 校核 变速组齿轮 . 校核 变速组齿轮 .承的 选用与 校核 . 25 轴轴承的选用 . 各轴轴承的校核 .结与展望 .考文献 . 谢 .文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 1 绪 论 文的选题及主要研究内容 文的选题 1、根据要求设计混合双公比车床主传动系统； 2、 要求设计车床主轴最高输出转速320r 主轴最低输出转速 电动机的额定功率 P=动机的输出转速 n=1440r 级变速主传动系统具有混合双公比，低转速段和高转速段的公比为 1=间转速段公比为 2 = 要研究内容 1、根据机床设计的一般原则对主传动系统进行设计； 2、结构式和转速图设计； 3、主传动系统图绘制； 4、齿轮啮合动力学分析和运动仿真。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 2 主传动系统 参数 计算 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： 最高输出转速 320r 主轴最低输出转速 电动机的额定功率 P=电动机的输出转速 n=1440r 级变速主传动系统具有混合双公比，低转速段和高转速段的公比为 1=间转速段公比为 2 = 正转最低转速 正转最高转速 电机功率 N（ 320 定参数 的步骤和方法 限切削速度 据典型的和可能的工艺选取极限切削速度要考虑： 允许的切速极限参考值如下： 表 工 条 件 m/m/硬质合金刀具粗加工铸铁工件 30 50 硬质合金刀具半精或精加工碳钢工件 150 300 螺纹加工和铰孔 3 8 根据【 1】783为已知 a x n， 公比 1=公比 2= Z=1 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 有上式当 1=1=16， 而 取 Z=12. 这样使得设计的转速在采用双公比时有相应的级数空隙转速。 轴的极限转速 在通用机床上，每级转数使用的机会不大相同，经常使用的转速一般是在转速范围的中段，转速范围的 高、低段使用较少，双公比传动就是针对这一情况而设计。主轴的转速数列有两个公比，转速范围中经常使用的中段采用小公比，不经常使用的高、低 段用大公比。经调整后的结构式为： 12=25 32高低段出现 4个转速空档。 根据主变速传动系统设计的一般原则：传动副前多后少原则、传动顺序与扩大顺序相一致的原则、变速组的降速要前慢后快和中间轴的转速不宜超过电动机的转速的原则，可知，传动线要前密后疏，依次来安排各变速组的传动顺序。最终绘制的转速图见图 1，按照主传动转速图以及齿轮齿数绘制的主传动系统图见图 2。 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 文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 可选取电机为 额定功 率为 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 联滑移齿轮实现变速。 对于 Z=12 可按 Z=12 分解为： Z=25 32 26。 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=25 32 26。 ,易满足要求， 制转速图和传动系统图 （ 1）选择电动机：采用 （ 2）绘制转速图： （ 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) 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 轴最小齿数和 :+D/m) 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 图 3主传动系统图 （ 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 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 3 传动件的设计 轮的设计 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。电动机转速 n=1440r/递功率 P=动比i=1440/850=假设 两班制，一天运转 16小时，工作年数 10年。 (1)、选择三角带的型号 由濮良贵主编机械设计 ( 第八版 )156作情况系数 的共况系数根据濮良贵主编机械设计 ( 第八版 ) 156P 公式（ 8 )( 式中 因此根据 1n 由濮良贵主编机械设计 ( 第八版 ) 157P 图 8通 V 带轮型图选用 (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 。查濮良贵主编机械设计 ( 第八版 )157 815D =125 由濮良贵主编机械设计 ( 第八版 )1508 11212 式中： n n 般取 258501 4 402 ，由濮良贵主编机械设计 ( 第八版 ) 157P 表812 (3)、验算带速度 V， 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 按濮良贵主编机械设计 ( 第八版 )1508算带的速度 0 060 1 4 4 01251 0 0 060 1 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： 根据濮良贵主编机械设计 ( 第八版 )1528 )(2)(1021 取0A=600(5)、三角带的计算基准长度编机械设计 ( 第八版 )1588算带轮的基准长度 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 由濮良贵主编机械设计 ( 第八版 )146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 按濮良贵主编机械设计 ( 第八版 )1588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 根据濮良贵主编机械设计 ( 第八版 ) 158P 公式（ 8 21 ，故主动轮上包角合适。 (9)、确 定三角带根数 Z 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 根据濮良贵主编机械设计 ( 第八版 )1588 00ca p p k k 查表濮良贵主编机械设计 ( 第八版 ) 153P 表 8 i= 得 0p = 查表濮良贵主编机械设计 ( 第八版 )表 8k =表濮良贵主编机械设计( 第八版 )表 8度系数 Z 取 根 (10)、计算预紧力 查濮良贵主编机械设计 ( 第八版 )表 8q=m 由濮良贵主编机械设计 ( 第八版 )式（ 8 20 ) 0 0 其中： m/s； kg/m；取 q=m。 v = 1440r/ s。 0 、计算作用在轴上的压轴力 6 0s i 6522s i 0 传动比 查表濮良贵主编机械设计 ( 第八版 )152251 和 得0p= 动轴的直径估算 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买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 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。 定各轴转速 、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。 根据【 1】表 3轴的计算转速为 mi n/31213zm i n j 、各变速轴的计算转速： 轴的计算转速312r/ 轴的计算转速235r/ 轴的计算转速150r/ 、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。 动轴直径的估算：确定各轴最小直径 根据【 5】公式（ 7 ，并查【 5】表 7到 取 1. 轴的直径：取 m 0 0,rn j j 0 轴的直径：取 m i n/4 0 0,9 2 rn j 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 j 轴的直径：取 m i n/1 0 0,rn j j 0 其中： ； 。 当轴上有键槽时， d 值应相应增大 4 5%;当轴为花键轴时，可将估算的 d 值减小7%为花键轴的小径 ;空心轴时， d 需乘以计算系数 b， b 值见【 5】表 7和为由键槽并且轴为空心轴，和为花键轴。根据以上原则各轴的直径取值： 0 ，d 在后文给定， 轴采用光轴， 轴和 轴因为要安装滑移齿轮所以都采用花键轴。因为矩形花键定心精度高，定心稳定性好，能用磨削的方法消除热处理变形，定心直径尺寸公差和位置公差都能获得较高的精度，故我采用矩形花键连接。按19871144 定，矩形花键的 定心方式为小径定心。查【 15】表 5 轴花键轴的规格 742368 为 轴花键轴的规格 848428 为 的选择 查濮良贵主编机械设计 ( 第八版 )表 6择轴 上的键，根据轴的直径3022d ，键的尺寸选择 78 取键高键宽 键的长度 L 取 22。主轴处键的选择同上，键的尺寸为 1628 取键高键宽 键的长度 L 取 100。 动轴的校核 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） . 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 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；查【 1】表 3 ； 所以合格, 。 轴、轴的校核同上。 的校核 键和轴的材料都是钢，由濮良贵主编机械设计 ( 第八版 )表 6 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 。由濮良贵主编机械设计 ( 第八版 )式（ 6得 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 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 变速组齿轮模数的确定和校核 轮模数的确定： 齿轮模数的估算。通常同一变速组内的齿轮取相同的模数，如齿轮材料相同时，选择负荷最重的小齿轮，根据齿面接触疲劳强度和齿轮弯曲疲劳强度条件按【 5】表 7m 和 并按其中较大者选取相近的标准模数，为简化工艺变速传动系统内各变速组的齿轮模数最好一样，通常不超过 2 3种模数。 先计算最小齿数齿轮的模数，齿轮选用直齿圆柱齿轮及斜齿轮传动，查濮良贵主编机械设计 ( 第八版 )表 10精度选用 7 级精度，再由濮良贵主编机械设计( 第八版 )表 100调质 )，硬度为 280 根据【 5】表 7公式： 齿面接触疲劳强度： 3 22)1(16020齿轮弯曲疲劳强度： 3430 、 别计算各齿轮模数，先计算最小齿数 28的齿轮。 齿面接触疲劳强度：3 22)1(16020 其中 : ； = 2； m 105 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 ， 由【 5】图 7 =650 M P 8 0 0 2 0 3221 根据【 6】表 10 齿轮弯曲疲劳强度：3430其中 : P = m 105 ， 由【 5】图 7 00 ， M P 0288 0 0 31 根据【 6】表 10 11 FH 所以 1 于是变速组 m = 4b = 32 轴上主动轮齿轮的直径： ； 40354112284 21 。 轴上三联从动轮齿轮的直径分别为： ； 9 64942 2 4564 2 1 、 定轴上另两联齿轮的模数，先计算最小齿数 18的齿轮。 齿面接触疲劳强度：3 22)1(16020 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 其中 : ； =4； P = m 105 ， 由【 5】图 7 =650 M P 8 0 05 8 5218839 1 0 2 0 3222 根据【 6】表 10 齿轮弯曲疲劳强度：3430其中 : P = m 105 ， 由【 5】图 7Q 线查取； 00 ， M P 0184 0 089 1 0 32 根据【 6】表 10 22 FH 所以 2 于是变速组 m = 5b = 40 轴上主动轮齿轮的直径： 2 5455;1 5 030590185 321 ；轴上三联从动轮齿轮的直径分别为： 25455300605360725 3 2 1 ； 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 、 为了使传动平稳，所以使用斜齿轮，取 ，螺旋角 。 计算中心距 a， )(622(co ( 21 圆整为 280 修正螺旋角 ， )8622(a r c c o )(a r c c o s 21 因 值改变不多，所以参数，K， 值不必修正。 所以轴上两联动主动轮齿轮的直径分别为： 22 21 ； 轴上两从动轮齿轮的直径分别为： 。； 86 2 1 、标准齿轮参数： *2 0 h 1 c 0 . 2 5 度 ， ，从【 7】表 5齿顶圆直径 2+(= *1； 齿根圆直径 22( 1 ； 分度圆直径 ； 齿顶高 =； 齿根高 +(= *； 齿轮的具体值见表 表 （单位： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 齿轮 齿数 z 模数 d 齿顶圆直径 24 4 96 104 86 4 5 60 4 240 248 2304 4 5 47 4 188 196 178 4 5 37 4 148 156 138 4 5 34 4 136 144 126 4 5 54 4 216 224 206 4 5 44 4 176 184 166 4 5 44 4 176 184 166 4 5 25 4 100 108 90 4 5 63 4 252 260 242 4 5 53 4 212 220 202 4 5 42 4 168 176 158 4 5 23 4 92 100 82 4 5 72 4 288 296 278 4 5 宽的确定 由公式 )105( mm 得： 齿轮 248 ； 一般一对啮合齿轮，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，应主动轮比从动轮齿宽大（ 5 10 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 所以： 221 ， 443 ， 0765 ， 21098 ， 01211 ， 21413 。 轮结构的设计 通过齿轮传动强度的计算，只能确定出齿轮的主要尺寸，如齿数、模数、齿宽、螺旋角、分度圆直径等，而齿圈、轮辐、轮毂等的结构形式及尺寸大小，通常都由结构设计而定。当齿顶