金属机床课程设计--卧式车床主传动系统设计.doc

金属切削机床课程设计 1 切削机床课程设计 设计题目 卧式车床主传动系统设计 系 别 机械工程系 专 业 机械设计制造及其自动化 学生姓名 班级学号 设计日期 2013 年 4 月 金属切削机床课程设计 2 卧式车床设计任务书卧式车床设计任务书 一、设计题目一、设计题目 卧式车床主传动系统设计 设计系数： 主轴最低转速100, min n min/ r min/1250 max rn 公比 =1.26= 4 06. 1 电机功率 P=7.5KW 二、确定结构式和结构网二、确定结构式和结构网 1. 确定确定 Z 由公式得：Z=12 1 - min maxz n n n R 2.结构式、传动组和传动副数的确定结构式、传动组和传动副数的确定 传动组和传动副数可能的方案有： 12 = 43 12 = = 34 12 = 322 12 = 232 12 = 223 第一行方案有时可以省掉一根轴。缺点是有一个传动组内有四个传动副。如果 用一个四联滑移齿轮，则会增加轴向尺寸；如果用两个双联滑移齿轮，则操纵 机构必须互锁以防止两个滑移齿轮同时啮合。所以一般少用。 第二行的三个方案可根据下述原则比较：从电动机到主轴，一般为降速传动。 接近电动机处的零件，转速较高，从而转矩较小，尺寸也就较小。如使传动副 较多的传动组放在接近电动机处，则可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件就 可以少些，就省材料了。这就是“前多后少”的原则。从这个角度考虑，以取 12 = 3 x2x2 的方案为好。 结构式或结构网的各种方案的确定 金属切削机床课程设计 3 由知方案有 a. b. c. 631 22312 612 22312 162 22312 d. e. f. 361 22312 214 22312 124 22312 选择原则： I)传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围 降速传动中，主动齿轮的最少齿数受到限制； min u 4 1 避免被动齿轮的直径过大升速传动比最大值2（斜齿传动= 2.5）尽量 max u max u 减少振动和噪声； 各变速组的变速范围=/8-10 之间； max R max u min u 对于进给传动链，由于转速通常较低，零件尺寸也较小，上述限制可放宽些。 。故 8 . 2 5 1 进 i max进 R 14 在检查传动组的变速范围时，只需检查最后一个扩大组。因为其它传动组的变 速范围都比它小。应为: max )1 -(pn RR n x n II)基本组与扩大组的排列顺序。 原则是选择中间传动轴变速范围最小的方案。 综上所述，方案 a 较好 631 22312 3.结构网结构网 金属切削机床课程设计 4 2、转速图、转速图 1.因为 =1.26=1.064 所以每隔 4 个数取一个数 查表 1-1 得 各级转速分别为： 100 125 160 200 250 315 400 500 630 800 1000 1250 2.根据已知参数，取电动机,额定功率 5.5KW，满载转速 1440。 4132 s Y min/ r 本例所选定的结构式共有三个传动组，变速机构共需 4 轴。加上电动机轴共 5 轴。故转速图需 5 条竖线，主轴共 12 速，电动机轴转速与主轴最高转速相近， 故需 12 条横线。 轴 12 级速度 100 125 160 200 250 315 400 500 630 800 1000 1250 轴 传动组变速 =8，所以俩个传动副传动比为极限值=， 6 1c i 4 1 2 2 c i 轴 级比指数 3，取转速为 500,630,800 min/ r 轴 级比指数 1，取 2 1 1 a i 1 1a i 1 3 a i 金属切削机床课程设计 5 三、带轮直径与齿轮齿数的确定三、带轮直径与齿轮齿数的确定 1.选择三角带类型 选工况系数 X=1.1，则计算功率 5 . 551 . 1 KNN j 根据电机转速和计算功率，三角带取 A 型。 2.确定带轮的计算直径 2 D B 型 取=90mm min D = ，其中=0.02 2 D )-(1 2 1 D n n 所以 mm6012%-109 800 1440 2 ）（D 3.确定三角带速度 sm nD v/78.6 100060 144090 100060 min 4.确定中心距 0 A =(0.72)() 取=500mm 0 A 21 DD 0 A 金属切削机床课程设计 6 5.确定三角带的计算长度及内周长 0 l n l =2+ 0 l 0 A 1393 4 )( 2 0 2 min2 21 A DD DD）（ 查表 8-2，得 Ld=1400mm 7.确定实际中心距 A 5 . 496 2 13931400 500 2 - 0 0 ll AA 8.验算最小包角 000min20 1201723.57-180 A DD 9.确定三角带根数 由 kw064 . 1 P4-8min,/1440,90 011 得查表arnmmdd 根据 n1=1440r.min,i=1.8,和 A 型带，查表 8-4b 得 kwP15 . 0 0 查表 8-5 得 96. 0,98 . 0 l KK （+）=1.14kw r P 0 P 0 P K l K 82 . 4 14 . 1 /5 . 5 r ca P P z 用 5 根 四、确定齿轮齿数 I 轴： 1 1a i 26.1 1 2 a i 226.1 1 3 a i 查机械制造装备设计表 2.1 得=72 Z3=28 z S 查表得 Z1=36 Z1=36 Z2=32 Z2=40 Z3=28 Z3=44 金属切削机床课程设计 7 II 轴： 1 1 a i 2 2 a i 查表得 =72 Z2=24 z S Z1=36 Z1=36 Z2=24 Z2=48 III 轴： 5 . 1 1 a i 51.2 2 a i 查表得 =80 z S Z1=23 Z1=57 Z2=31 Z2=49 1 Z 2 Z 3 Z 4 Z 5 Z 6 Z 7 Z 8 Z 9 Z 10 Z 11 Z 12 Z 13 Z 14 Z 3531273741453624364849233157 五、主轴转速系统的验算 主轴转速在使用上并不要求十分准确，转速稍低或稍高并无太大的影响，由 确定的齿轮数所得的实际转速与传动设计理论值难以完全相符，需要验算主轴 各级转速，最大误差不超过 10 %1- ）（ 1%. 4%1-10 - ）（ 理 理实 n nn 金属切削机床课程设计 8 12.传动系统图 金属切削机床课程设计 9 六、传动轴计算及其组件的设计六、传动轴计算及其组件的设计 传动轴直径的估算与验算 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 )(114cm n N d j 其中 P-电动机功率，nj-该传动轴的计算转速 r/min，T 传动轴扭矩 转速 （r/min） min n 800500250100 功率 P(kw)5.395.235.074.92 直径 （mm） min d 22253142 扭矩 T(n.m)6434399893193674469860 5.5kw 1440r/min 金属切削机床课程设计 10 因为轴上要开键槽所以每个轴相应增加 10%，轴的直径依次为 26mm 28mm 36mm 46mm。 考虑到轴是花键轴所以轴直径作为花键轴小径,查表得花键规格 NdDB(键数小径 大径键宽)，分别是， ，。630268732288740368950468 轴径及键的选取如下表轴径及键的选取如下表 轴IIIIII 直径262836 花键630268732288740368 主轴主轴 IV 轴径直径轴径直径 主轴功率 P=4.92kw，查表，估算主轴前轴径，mmD90 1 ，平均直径 D=80mm 对于普通车床，主mmDDD70,)85. 07 . 0( 212 取后轴径 轴内孔直径,故主轴内孔直径取为 。内腔用于穿插(0.550.6)dD45dmm 选取。.99, 1 . 1 1 mma D a 则悬伸梁 支承跨距 L0=（23.5)a=347mm。但实际 L 大于 L0，所以取 L=400mm。 选择平键连接，22 14 100b h lmm 验算最小齿轮壁厚 由上面数据可知，最小齿轮在 III 轴上，此轴径为 35mm，查普通花键键槽尺寸表可知齿轮 金属切削机床课程设计 11 上所需键槽高度为 5mm， 齿轮壁厚82185518465- 2 - 2 mh dd a f 轴齿轮 符合设计要求。 七、齿轮模数的估算与计算七、齿轮模数的估算与计算 1.弯曲疲劳（根据齿轮最多的齿轮进行计算与计算） 齿轮弯曲疲劳的估算332 jx w nZ N m Z6： . 2 50045 5 . 5 323 w m Z10：47 . 2 250*48 5 . 5 323 w m Z14：16 . 3 10057 5 . 5 323 w m 2.齿面点蚀估算 3370 j n N A 2 jj j ZZ A m Z6：29.82 500 5 . 5 3703A29 . 2 4527 2*29.82 j m Z10：68.103 250 755 3703A88 . 2 4824 2*68.103 j m Z14：71.140 100 5 . 5 3703A51 . 3 5723 2*71.140 j m 齿数模数 第一变速组第二变速组第三变速组 mw23.473.16 mj2.292.883.52 取 m444 核对 齿轮中心距=4*(35+37)/2+4*(36+36)/2+4*(49+31)/2=448mm 小于带轮中心距 496.5mm 金属切削机床课程设计 12 分度圆直径 d1d2d 3d 4d 5 d 6 d7d8d9d10d11d12d13d14 1401241081481641801449614419219692124228 a)齿宽 由齿宽计算公式（齿宽系数，d1为小齿轮直径） 1 dB dj d =0.2-1.4 d 两支乘相对小齿轮作对称布置最大 两支乘相对小齿轮作不对称布置取中等 d 小齿轮作悬臂布置最小 d 取 经过计算元整及考虑到小齿轮齿宽要比大齿轮齿宽大 5-10mm,所以，最终5 . 0d 各齿轮齿宽如下： B1B2B3B4B5B6B7B8B9B1 0 B1 1 B1 2 B1 3 B1 4 7065556560507550704570556550 。 b)中心距 由中心距公式得2/ )( 21 ZZma 144mm2/ )( 4112 ZZma 144mm2/ )( 9723 ZZma 160mm2/ )( 131134 ZZma 八、轴承的选择以及寿命校核八、轴承的选择以及寿命校核 1.选择轴承 根据两支承主轴轴承选用的一般原则： 1）当载荷较大、转速较高时，采用双列圆柱滚子轴承和接触角为的双向推 60 力角接触球轴承组合；中、低速时，采用双列圆柱滚子轴承和推力球轴承或圆 金属切削机床课程设计 13 锥滚子轴承的组合。 2）当载荷中等、转速较高时，采用双列圆柱滚子轴承和角接触球轴承的组合或 采用前后支承都是角接触球轴承的组合；中、低速时，可采用两个圆锥滚子作 前后支承轴承。 3）当载荷较小、转速较高时，可采用前后支承都是单列角接触球轴承的组合， 如果要提高轴向刚度可每个支承并列两个轴承；中、低速时，可采用深沟球轴 承和推力球轴承的组合。 III主轴所需要传递的功率为=5.07kW，最高转速为 800r/min，所以选用 2）中P 的前后支承都是角接触球轴承的组合。为便于安装传动件及支承件，主轴通常 为阶梯形，各段直径向尾部逐渐减小。各段中最重要的，并对主轴结构尺寸有 决定性影响的是同主轴前轴承相配合的轴颈直径。之前算出主轴的最小直径 1 D 为 50mm，则前支承轴的轴颈=50mm 选择角接触球轴承 1 D 7010AC：dDB=508016。，取=40mm 选择 12 )85. 07 . 0(DD 2 D 7008AC：dDB=406815 2.轴承寿命校核 当齿数为 36 与 36 齿轮啮合时，主轴输出最小转速为=500r/min，此时主轴传 1 n 递的最大扭矩： =96837Nmm 1 max 9550 n P T =1344.96N 9 max 1 2 d T Ft =627.16Ntan 11tr FF 当齿数为 24 与 48 齿轮啮合时，主轴输出的最小转速为=250r/min，此时主轴 7 n 传递的最大扭矩： =193674Nmm 7 1max 9550 n P T =2017.44N 10 1max 2 2 d T Ft 金属切削机床课程设计 14 =940.75Ntan 22tr FF 因为，所以取计算 2r F 1r F 2r F 此组合的轴承只承受径向载荷所以主轴的当量动载荷 2rpF fP 取=1.5 则当量动载荷=1411.125N p fP 轴承寿命公式： )( 60 106 P C n Lh 对于球轴承取 3，为轴承的基本额定动载荷为 25.2kWC 则 =379676.66h )( 60 106 P C n Lh h L 所以轴承符合要求。 九、轴的校核九、轴的校核 对一般设备中的主轴，主要进行刚度校核。通常，如果能满足刚度要求， 也就能满足强度要求。只要对重载荷（如粗加工）的主轴才进行强度校核；对 于高速主轴，有时需要进行临界转速的校核，以防止发生共振。所以此次设计 只对主轴刚度校核。 (a) 主轴的前端部挠度08 . 0 4000002 . 0 0002. 0Lyys （b）主轴在前轴承处的倾角 0.001rad容许值轴承 (c) 在安装齿轮处的倾角 0.001rad容许值齿 粗略计算时，可将阶梯形主轴近似简化为等直径的光轴，其外径 D=80mm。 E 取为， 5 2.1 10EMPa)( 9 . 879645) 80 45 1 ( 64 80 )1 ( 64 4 4 0 4 mm d dd I (N)4246 100218 995. 092 . 4 109552995. 0109552 3434 4 nd P Fz 主 )( 5 . 106125 . 0 ),( 4 . 16984 . 0NFFNFF zxzy 由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算 ）（ 件主主 主 N7578 100*31*4 92 . 4 *10000*955*2*10000*955*2 nzm P FQ 将其分解为垂直分力和水平分力 由公式tantan QyQynQQzQyn FFFFF ， 金属切削机床课程设计 15 可得)(3295),(4238NFNF QvQz ）（ ）（ ）（ 件 件 件 N.mm1273801801061.5 3 2 3 2 N.mm181162.71601698.4 3 2 3 2 N.mm452906.71604246 3 2 3 2 lFM lFM lFM xx yy zz 主轴载荷图如下所示： 由上图可知如下数据：a=350mm,b=150mm,l=500mm,c=85mm 1）计算（在垂直平面） , 1 () 6 QZ F abc la y EIl 2 2 () 3 Z F c ylc EIl 3 (23 ) 6 z M c ylc EI 0015. 0 321 yyyysz ，() 3 QZ F ab ba EIl 齿1 (23 ) 6 Z F lc EI 齿2 (3 ) 3 Z M lc EI 齿3 5 1023 . 8 321 齿齿齿 齿 z 金属切削机床课程设计 16 ， () 6 QZ F ab la EIl 轴承1 3 z F cl EI 轴承2 3 Z M l EI 轴承3 5 321 1014 . 5 轴承轴承轴承轴承 z 2）计算（在水平面） , 1 () 6 Qy F abc la y EIl 2 2 () 3 y F c ylc EIl 3 () (23 ) 6 yx MMc ylc EI 017 . 0 321 yyyysz ，() 3 Qy F ab ba EIl 齿1 (23 ) 6 y F lc EI 齿2 () (3 ) 3 yx MM lc EI 齿3 5 1023.18 321 齿齿齿 齿 z ， () 6 Qy F ab la EIl 轴承1 3 y F cl EI 轴承2 () 3 yx MMl EI 轴承3 5 321 105 轴承轴承轴承轴承 z 3）合成： 105 . 0 0101 . 0 22 syszs yyy 001 . 0 000315 . 0 22 yx齿齿 齿 001 . 0 6000. 0 22 yz轴承轴承 轴承 10、齿根圆验算齿根圆验算 、轴上齿轮使用花键周向定位 金属切削机床课程设计 17 由上表得 齿根圆强度校核 估算轴径2531 轴直径 d2836 花键（Z-dDB) 8-283278-36407 齿根圆 d1=mz-2.5m Z8=424-2.54=86Z12=423-2.54=82 2 1 Dd (86-32)/22m 合格 (82-40)/2=13.572m 合格 2.、轴上齿轮使用平键周向定位 主轴直径80 t15.4 齿根圆 d1 Z13=4（31-2.5）=114 d1/2-（d/2+t1）114/2-(80/2+5.4)=11.6m 合格 小径 d规格 NdDB 26 826306 28 828327 36 836407 46 846509 金属切削机床课程设计 18 十一、齿轮的尺寸计算十一