金属切削机床课程设计-普通车床的主传动部件设计

第 1 页 南昌大学 课 程 设 计 说 明 书 学生姓名： 学 号：学 院： 机电工程学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 题 目： 金属切削机床课程设计 普通车床的主传动部件设计 指导教师： 职称 : 2011 年 12 月 12 日 第 2 页 目 录 一、设计的目的 . 3 二、题目与内容 . 3 三、设计步骤 . 3 参数拟定 . 3 运动设计 . 错误 !未定义书签。 结构分析式 . 错误 !未定义书签。 绘制转速图 . 4 绘制传动系统图 . 7 动力设计 . 8 确定各轴计算转速 . 8 带传动设计 . 8 各传动组齿轮模数的确定与校核 . 10 主轴挠度的校核 . 13 传动轴的估算 . 1 错误 !未定义书签。 确定各轴最小直径 . 1 错误 !未定义书签。 轴的校核 . 14 主轴最佳跨距的确定 . 15 选择轴颈直径，轴承型号和最佳跨距 . 15 计算轴承刚度 . 15 各传动轴支承处轴承的选择 . 15 主轴刚度的校核 . 16 计算跨距 . 16 四 、结构设计及说明 . 17 结构设计的内容、 技术要求和方案 . 17 展开图及其布置 . 17 齿轮块的设计 . 18 其他问题 . 18 主轴组件设计 . 18 五 、 总结 . 20 六 、参考资料 . 20 第 3 页 一、设计的目的 机床设计是学生在学完基础课、技术基础课及有关专业课的基础上，结合机床主传动部件（主轴变速箱）设计进行的综合训练，其目的： 1、掌握机床主传动部件设计过程和方法，包括参数拟定、传动设计、零件计算、结构设计等，培养结构分析和设计的能力。 2、综合应用过去所学的理论知识，提高联系实际和综合分析的能力。 3、训练和提高设计的基本技能。如计算、制图、应用设计资料、标准 和规范、编写技术文件（说明书）等。 二、题目和内容 最大加工直径 320通车床的主传动部件设计 给定参数 :主轴最低转速 31. 5 r/主轴转速公比 主电动机功率 3余自定。 三、设计步骤 1、参数拟定 （ 1）主轴的极限转速 计算车床主轴极限转速时的加工直径，按经验 （ D，则主轴极限转速应为： 1 0 0 0m a xr/中，由设计任务加工条件，允许的切削极 限参考值为 150300，取 300m/ 为 所以 000 300 320 =1492 r/据已知参数：公比为 轴最低转速为 此查表得 Z 为 12 级时，400r/计算的 492r/接近，所以取 Z=12。 2、运动设计 根据 Z 为 12，可得到三种结构式： （ 1） 12=3 2 2 （ 2） 12=2 第 4 页 3 2（ 3） 12=2 2 3 从电动机到主轴主要为降速传动，若使传动 副较多的传动组放在较接近电动机处可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，节省材料，也就是满足传动副前多后少的原则，因此取方案（ 1)12=3 2 2。 在降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比41i；在升速时为防止产生过大的噪音和震动常限制最大转速比 2i。在主传动链任一传动组的最大变速范围 108m a xm a x 设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小。 对于 12=3 2 2 的传动方案，根据变速组扩大顺序的不同又有几种不同的结构式方案 根据扩大组的顺序与传动顺序一致的原则，选择方案 12=31 23 26。 检查传动组的变速范围时，只需要检查最后一个扩大组： )1(2 22 其中 =， 所以 8 8 10，合适。 制转速图 （ 1）选择电动机 一般车床若无特殊要求，多采用 知电动机功率 为 3根据492r/电动机表，选 Y 系列笼式三相异步电动机，额定转速为 1430r/ 2）分配总降速传动比 总降速传动比 。 又电动机转速 430不符合转速数列标准，因而增加一定比传动副。 （ 3）确定传动轴轴数 传动轴轴数 = 变速组数 + 定比传动副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。 （ 4）确定各级转速并绘制转速图 由 Z = 18确定各级转速： 45、 63、 90、 125、 180、 250、 355、 500、 710、 1000、 1400、 在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按传动顺序依次设为、。 第 5 页 与、与、与轴之间的传动组分别设为 a、 b、 c。现由（主轴）开始，确定、轴的转速： 先来确定轴的转速 传动组 c 的变速范围为 8 8据最小传动比41i， 最大传动比 2i，结合结构式 , 轴的转速只有一种可能： 125、 180、 250、 335、 500、 710r/ 确定轴的转速 传动组 ，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致传动比太小，可取 3=1 ， 轴的转速确定为： 355、 500、 710r/ 确定轴的转速 对于轴，其级比指数为 1,可取 2=1 2 ， =1 确定轴转速为 710r/ 由此也 可确定加在电动机与主轴之间的定传动比 。 （ 5）确定各变速组传动副齿数 传动组 a: 查表 8-1, =1 2=1 2 时： 60、 62、 64、 66、 68、 70、 72、 74 ： 60、 63、 65、 67、 68、 70、 72、 73、 75 2 时： 60、 63、 66、 69、 72、 75 可取 2,于是可得轴齿轮齿数分别为： 36、 30、 24。 于是 6 36 0 42 4 48 可得轴上的三联齿轮齿数分别为： 36、 42、 48。 同理可知传动组 b:2 42 2 62 第 6 页 得轴上两齿轮的齿数分别为： 42、 62 传动组 c: 于是得 ,0 30 8 72 得轴两联动齿轮的齿数分别为 60， 18； 得轴两齿轮齿数分别为 30， 72。 下面画出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）。 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： 第 7 页 定各轴计算转速 1确定主轴计算转速：主轴的计算转速为 m i n/1 0 6 . 531813zm i n 2各传动轴的计算转速： 轴可从主轴 90r/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/ 传动设计 电动机转速 n=1340r/递功率 P=3动比 i=2，两班制， 一天运转 16小时，工作年数 10年。 第 8 页 （ 1）定计算功率 取 6 K （ 2）选取 根据小带轮的转速和计算功率，选 （ 3）定带轮直径和验算带速 查表小带轮基准直径：取 001 , 7 01 2 52 。根据表格圆整为： 802 验算带速成100060 11 其中 1n r/ 1d 25,5/ 适。 （ 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： 154 a 560,初取中心距为 0 带长02122100 4)()(22 4 43 5 04 )1 0 01 8 0()1 8 01 0 0( 022 查表取相近的基准长度120。 带传动实际中心距 d 3382 00 （ 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 第 9 页 ( 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。 Z，取 5根。 （ 7）计算带的张紧力0 0 0 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 i i 0 各传动组齿轮模数的确定和校核 传动组 计算 28/44 这对齿轮的模数， 50 7 级精度，材料硬度大齿轮为 240齿轮材料硬度为 280 按齿面接触强度设计： 计算公式：3 211 )(（ 1)确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数 第 10 页 2）计算小齿轮传递的转矩。 T 451151 由表 10由表 10 5） 由图 10齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ;6001 大齿轮的接触疲劳强度极限 ;5502 6） 由式 10 215300()18506060h 7） 由图 10 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式（ 10 M P 2l i i （ 2） 计算 1） 试算小齿轮分度圆直径入 H 中较小者。 ( 243 211 2） 计算圆周速度 v t /00060/(1 3） 计算齿宽 b 4） 计算齿宽与齿高之比 第 11 页 模数 齿高 计算载荷系数 根据 ， 7级精度，由图 10.1;1 01由表 10级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时， 图 10载荷系数 6)按实际的载荷系数校正分度圆直径，得： 7） 计算模数 m 11 按 齿根弯曲强度校核 弯曲强度的设计公式为 3 211 )(2（ 1） 确定公式内的各计算数值 1） 由图 105001 大齿轮的弯曲疲劳极限 ;3802 2） 由图 10 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 ，由式（ 10 第 12 页 M P 2221114） 计算载荷系数 K 4 8 5） 查取齿形系数 由表 10 , 2 Y 7） 计算大小齿轮的 /0 1 2 1/ 111 Y 0 1 6 1 222 Y 大齿轮的数值大 （ 2） 设计计算 1 61 8281 6 1 80 (2 33 211 m ，所以合适 。 其他各对齿轮的模数计算与校核过程同上。 所得结果： 1传动组 a： ,9 3 所以齿轮直径分别为 70对 11080对 10090对 90 2传动组 b： ,9 3 所以齿轮直径分别为 112对 224168对 16868对 268 3传动组 c： ,1 按标准统一取为 所以齿轮直径分别为 90对 360150对 300 第 13 页 4. 主轴挠度的校核 动轴的估算 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。 定各轴最小直径 1轴的直径： m 5 0,1 2轴的直径 : m i n/5 3 0,9 2 12 3轴的直径： m i n/1 3 2, 4主轴的直径： m i n/1 0 6, 以上轴径为平均轴径，设计时可相应调整。 第 14 页 轴的校核：通过受力分析，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的一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： 070/(,80,8010200,36:已知 所以合格, 轴、轴的校核同上。 5. 主轴最佳跨距的确定 400P=择轴颈直径 ,轴承型号和最佳跨距 前轴颈应为 60选 1d =80轴颈 12 ) 取 ,前轴承为轴承为 据结构 ,定悬伸长度 51 计算轴承刚度 考虑机械效率 主轴最大输出转距 11 0 6 5 0 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 2 1 1 背向力 1 0 64 2 1 第 15 页 故总的作用 力 70922 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 先假设 25753,3/ 前后支撑 别为 根据 01.0 co s)(39.3 50,52,8,97500,12000 o o 0 0 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： 轴 前支承： 30206;后支承： 30206 轴 前支承： 30206;后支承： 30206 轴 前支承： 30208;后支承： 30208 第 16 页 7. 主轴刚度的校核 算跨距 前支承为双列圆柱滚子轴承，后支承为双列圆柱滚子轴承 当量外径 e 44444 主轴刚度：由于 5/ ei 10 对于机 床的刚度要求，取阻尼比 当 v=50m/s=r 时 , 取 a xl i m o 计算 ,a x 加上悬伸量共长 /可以看出，该机床主轴是合格的 . 第 17 页 四、结构设计及说明 结构设计的内容、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，结构工艺性，操作方便、安全、可靠原则，遵循标准化和通用化的原则。 主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点，由于结构复杂，设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在正式画图前应该先画草图。 展开图及其布置 展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序，假想将各轴沿其轴线剖开并将这些剖切面平整展开在同一个平面上。 两种布置方案，一是将两级变速 齿轮和离合器做成一体。齿轮的直径受到离合器内径的约束，齿根圆的直径必须大于离合器的外径，负责齿轮无法加工。这样轴的间距加大。另一种布置方案是离合器的左右部分分别装在同轴线的轴上，左边部分接通，得到一级反向转动，右边接通得到三级反向转动。这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。我们采用第一种方案，通过空心轴中的拉杆来操纵离合器的结构。 齿轮在轴上布置很重要，关系到变速箱的轴向尺寸，减少轴向尺寸有利于提高刚度和减小体积。 第 18 页 齿轮块设计 齿轮是变速箱中的重要元件。齿轮同时啮合的齿数是周期性变化的。也就是说，作用在一个 齿轮上的载荷是变化的。同时由于齿轮制造及安装误差等，不可避免要产生动载荷而引起振动和噪音，常成为变速箱的主要噪声源，并影响主轴回转均匀性。在齿轮块设计时，应充分考虑这些问题。 齿轮块的结构形式很多，取决于下列有关因素： 1） 是固定齿轮还是滑移齿轮； 2） 移动滑移齿轮的方法； 3） 齿轮精度和加工方法； 变速箱中齿轮用于传递动力和运动。它的精度选择主要取决于圆周速度。采用同一精度时，圆周速度越高，振动和噪声越大，根据实际结果得知，圆周速度会增加一倍，噪声约增大 6 工作平稳性和接触误差对振动和噪声的影响比运动误差要大， 所以这两项精度应选高一级。 不同精度等级的齿轮，要采用不同的加工方法，对结构要求也有所不同。 他问题 滑移齿轮进出啮合的一端要圆齿，有规定的形状和尺寸。圆齿和倒角性质不同，加工方法和画法也不一样，应予注意。 选择齿轮块的结构要考虑毛坯形式（棒料、自由锻或模锻）和机械加工时的安装和定位基面。尽可能做到省工、省料又易于保证精度。 齿轮磨齿时，要求有较大的空刀（砂轮）距离，因此多联齿轮不便于做成整体的，一般都做成组合的齿轮块。有时为了缩短轴向尺寸，也有用组合齿轮的。 主轴组件设计 主轴组件结构复 杂，技术要求高。安装工件（车床）或者刀具（车床、 第 19 页 钻床等）的主轴参予切削成形运动，因此它的精度和性能直接影响加工质量（加工精度和表面粗糙度），设计时主要围绕着保证精度、刚度和抗振性，减少温升和热变形等几个方面考虑。 主轴形状与各部分尺寸不仅和强度、刚度有关，而且涉及多方面的因素。 1） 内孔直径 车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶杆，必须是空心轴。为了扩大使用范围，加大可加工棒料直径，车床主轴内孔直径有增大的趋势。 2） 轴颈直径 设计时，一般先估算或拟定一个尺寸，结构确定后再进行核算。 3） 前锥 孔直径 前锥孔用来装顶尖或其他工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。 4） 支撑跨距及悬伸长度 为了提高刚度，应尽量缩短主轴的外伸长度 a 。选择适当的支撑跨距 L ，一般推荐取： =3 5，跨距 L 小时，轴承变形对轴端变形的影响大。所以，轴承刚