普通车床的主动传动系统设计书

1 普通车床的主动传动系统设计 书 一、专用镗床 1：原始数据 主电动机功率 P/电动机)1电 1n 24450 140 180 350 450 2. 工艺要求 1. 加工工件材料为铸铁，粗加工、可加工通孔、沉孔、倒角。 50，要求正反转。 轴箱安置在主柱上，可作上、下移动。 二、设计内容 1）运动设计：根据给定的转速确定主传动的结构网、转速图、传动系统图、计算齿轮齿数。 2）动力计算：选择电动机型号，对主要零件（如带、齿轮、主轴、传动轴、轴承等）进行计算（出算和验算）。 3）绘制下列图纸： 机 床主传动系统图（画在说明书上）。 操纵机构设计、主轴箱上、下移动机构设计（以原理图形式画在说明书上）。 主轴箱部件展开图及主要剖面图。 主轴零件图。 4)编写设计说明书一份。 2 一、概述 床课程设计的目的 课程设计是在学生学完相应课程及先行课程之后进行的实习性教学环节，是大学生的必修环节，其目的在于通过机床运动机械变速传动系统的结构设计，使学生在拟定传动和变速的结构的结构方案过程中，得到设计构思，方案分析，结构工艺性，机械制图，零件计算，编写技术文件和查阅 技术资料等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并培养学生具有初步的结构分析，结构设计和计算能力。 二、参数拟定 定转速范围 确定转速范围：主轴最小转速 r/=140r/r/=1800r/机械制造装备设计书表 2： 140r/180r/224r/80r/355r/450r/560r/710r/900r/1120r/400r/ 1800r/ 电机的选择 合理的确定电机功率，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。 已知电动机的功率是 3据机械设计手册第 3版，选 定功率 3载转速 1450r/转转矩 /额定转矩 =大转矩 /额定转矩 =床的主参数（规格尺寸）和基本参数表 最高转速 最低转速 电机功率 P（ 公比 转速级数Z 1800 140 3 2 三、传动设计 传动方案拟定 拟定传动方案，包括传动形式的选择以及开停、换向、制动、操作等整个传动系统的确定。传动形式指传动和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的传动形式、变速类型。 传动方案和形式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此，确定传动方案和形式，要从结构、工艺、性能及经 济等方面统一考虑。 传动方案有多种，传动形式更是众多，比如：传动形式上有集中传动、分离传动；扩大变速范围可用增加传动组数，也可用背轮结构、分支传动等形式；变 3 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，我们采用集中传动形式的主轴变速箱。 动结构式、结构网的选择 结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的传动不失为有用的方法，但对于分析复杂的传动并想由此导出实际的方案，就并非十分有效。 定传动组及各传动组中 传动副的数目 级数为 Z 的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有 Z 、Z 、 个传动副。 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： 有以下三种方案： 12=3 2 2. 动式的拟定 12级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。 主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴 上的齿轮少些为好。最后一个传动组的传动副常选用 2。 综上所述，传动式为 12=3 2 2。 构式的拟定 传动副应前多后少的原则，故 12=3 2 2传动式，有 6种结构式和对应的结构网。又因为传动顺序应前密后疏，变速组的降速要前慢后快，所以结 构式为： 12=31 23 26 4 速图的拟定 图 1正转转速图 5确定各变速组传动副齿数 传动组 a: 查表 82/1/1 21 1/13 ： 57、 60、 63、 66、 69、 72、 75、 78 ： 58、 60、 63、 65、 67、 68、 70、 72、 73、 77 1/13 ： 58、 60、 62、 64、 66、 68、 70、 72、 74、 76 可取 2,于是可得轴齿轮齿数分别为： 24、 30、 36。 于是 48/241 42/302 36/363 的三联齿轮齿数分别为： 48、 42、 36。 传动 组 b: 查表 8 1/12 ： 69、 72、 73、 76、 77、 80、 81、 84、 87 1/12 ： 70、 72、 74、 76、 78、 80、 82、 84、 86 可取 4，于是可得轴上两联齿 轮的齿数分别为： 22、 42。 于是 62/221 42/422 轴上两齿轮的齿数分别为： 62、 42。 传动组 c: 查表 84/11 22 1 ： 84、 85、 89、 90、 94、 95 22 ： 72、 75、 78、 81、 84、 87、 89、 90 可取 0. 4/11 降速传动，取轴齿轮齿数为 18； 22 升速传动，取轴齿轮齿数为 30。 于是得 72/181 30/602 联动齿轮的齿数分别为 18， 60； 得轴两齿轮齿数分别为 72， 30。 制传动系统图 根据轴 数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图： 6 定各轴转速 确定主轴计算转速：主轴的计算转速为 m 0 . 031213zm 各传动轴的计算转速： 轴可从主轴 90r/ 72/18的传动副找上去，轴的计算转速 125r/的计算转速为 355r/的计算转速为 710r/ 3各齿轮的计算转速 传动组 18/72 只需计算 z = 18 的齿轮，计算转 速为 355r/60/30只需计算 z = 30的齿轮，计算转速为 250r/动组 z = 22 的齿轮，计算转速为 355r/动组 z = 24 的齿轮，计算转速为 710r/ 4核算主轴转速误差 m 1 730/6042/4236/362 5 6/1 2 61 4 5 0 实400 标%5%001 4 0 0 )1 4 0 1 7(%100)( 标标实所以合适。 带传动设计 电动机转速 n=1450r/递功率 P=3动比 i=班制， 一天运转 作年数 10年。 确定计算功率 取 4 选取 根据小带轮的转速和计算功率，选 确定带轮直径和验算带速 查表小带轮基准直径 251 , 5 51 2 52 验算带速成100060 11 其中 1n r/ 1d 25,5/ 0060 1 4 适。 7 4确定带传动的中心距和带的基准长度 设中心距为0a,则 0 55（ 21 ） a 2（ 21 ） 于是 a 758,初取中心距为 0 带长02122100 4)()(22 0 54 0 04 )1 2 52 5 4()2 5 41 2 5( 022 查表取相近的基准长度400。 带传动实际中心距 d 0 5验算小带轮的包角 一般小带轮的包角不应小于 120 。 21 a 。合适。 6确定带的根数 ( 00 其中： 0p- 1i 时传递功率的增量； ，查得的包角系数； 长度系数； 为避免 制根数不大于 10。 Z7计算带的张紧力0 0 0 8 其中： m/s； kg/m；取 q=m。 v = 1440r/ s。 (0 8计算作用在轴上的压轴力 5 3 1s 3422s 0 各传动组齿轮模数的确定和校核 模数的确定： 别计算各齿轮模数 先计算 24齿齿轮的模数： 3 221 )1(16338m 其中 : ； = 2； 4 m ， 取 = 600全系数 S = 1。 由应力循环次数选取 K ，取 S=1， M P N 5 4 01 6 0 。 2(1 6 3 3 8 3221 取 m = 4 9 按齿数 30的计算， ，可取 m = 4 按齿数 36的计算， , 可取 m = 4 于是传动组 m = 4b = 32 轴上齿轮的直径： 62441 2 03041 4 4364 321 ；。 轴上三联齿轮的直径分别为： 9 24841 6 84241 4 4364 3 2 1 ； 确定轴上另两联齿轮的模数。 3 22 )1(16338m 按 22齿数的齿轮计算： m 558.2 ，可得 m = 取 m = 5 按 42齿数的齿轮计算： 可得 m = 于是轴两联齿轮的模数统一取为 m = 5 于是轴两联齿轮的直径分别为： 10425110225 21 ；轴上与轴两联齿轮啮合的两齿轮直径分别为： 10425310625 2 1 ； 取 m = 5 轴上两联动齿轮的直径分别为： 0060590185 21 ；轴四上两齿轮的直径分别为： 。； 5 03053 6 0725 2 1 10 3. 齿轮强度校核 ： 计算公式2核 校核齿数为 24的即可，确定各项参数 P=n=710r/ 566 确定动载系数： 0060 710961 0 0060 齿轮精度为 7级，由机械设计查得使用系数 05.1248 确定齿向载荷分配系数 :取齿宽系数 1d非对称 2 2 31 . 1 2 0 . 1 8 1 0 . 6 0 . 2 3 1 0H d 4)24/(32/ 查机械设计得 确定齿间载荷分配系数 : t 2 2 9 096 K 2 9 由机械设计查得 1 确定动载系数 : 表 10 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图 10K,S = 1.3 4 11 74 ， 2 9 t 故合适。 校核 校核齿数为 22的即可，确 定各项参数 P=n=355r/ 566 确定动载系数： 55110100060 齿轮精度为 7级，由机械设计查得使用系数 0.1058 确定齿向载荷分配系数 :取齿宽系数 1d非对称 2 2 31 . 1 2 0 . 1 8 1 0 . 6 0 . 2 3 1 0H d 40/ 查机械设计得 确定齿间载荷分配系数 : t 4 0 4 01 1 0 K 10010140 由机械设计查得 K 确定动载系数 : 表 10 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图 10K,S = 12 4 74 ， 0 4 03 9 t 故合适。 核 校核齿数为 18的即可，确定各项参数 P=n=355r/ 566 确定动载系数： 0060 355901 0 0060 齿轮精度为 7级，由机械设计查得使用系数 9.0058 确定齿向载荷分配系数 :取齿宽系数 1d非对称 2 2 31 . 1 2 0 . 1 8 1 0 . 6 0 . 2 3 1 0H d 2)45/(40/ 查机械设计得 确定齿间载荷分配系数 : t 4 9 3 090 K 10012340 4 9 3 由机械设计查得 K 确定动载系数 : 2 5 7 表 10 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 13 图 10K,S = 1.3 4 74 ， 9 3 02 5 7 t 故合适。 4. 主轴挠度的校核 定各轴最小直径 1轴的直径： m 10,1 9710 2轴的直径： m 55,12 4355 3轴的直径： m 2 5, 4125 4主轴的直径： m 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 017)1096/( 14 ,228,33010200,36:2852922已知 所以合格, 。 轴、轴的校核同上。 5. 主轴最佳跨距的确定 320P=4择轴颈直径 ,轴承型号和最佳跨距 前轴颈应为 75选 1d =100轴颈 12 ) 取 02 ,前轴承为 轴承为 据结构 ,定悬伸长度 51 求轴承刚度 考虑机械效率 主轴最大输出转距 7690 床身上最大加工直径约为最大回转直径的 60%,取 50%即 200 切削力 背向力 3 8 06 7 6 故总的作用力 55822 次力作用于顶在 顶尖间的工件上主轴尾架各承受一半 , 故主轴轴端受力为 7792/ 先假设 25753,3/ 前后支撑 别为 15 根据 01.0 co s)(39.3 30,2,1,17,039 0 70c o 6 0 90c o 3 36113464425375,3/0 与原假设相符查线图 。 6. 各传动轴支承处轴承的选择 主轴 前支承： 支承： 支承