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 】.doc

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；传动系统全套图纸加153893706AbstractWith the industrial equipment for precision degree of the increasingly high demand, the degree of precision machining processing equipment of machining equipment also to request more and more high. In the search, a lot of related data access research of machine tool automation technology, in-depth research and analysis, and describes the design of machine tool control system. The whole process is mainly carries on the design to the main drive lathe.CNC lathe main drive design, including the design, three aspects: according to the design of machine tool use, the given specifications, spindle speed limit, speed ratio determined sequence or series, other relevant motion parameters, selected at speed of the main shaft; through analysis and comparison, select the transmission scheme; develop structure or structure, develop speed diagram; to determine the number of gear teeth and belt pulley diameter; drawing drive system diagram. Secondly, based on the machine type and motor power, determining the spindle and the transmission of the computation speed, initial drive shaft diameter, the gear modulus, determine the transmission belt type and number of roots, friction plate size and number of assembly drawing; after checking transmission parts (gear, shaft, shaft, bearing stiffness,) strength or fatigue life. Finally, to complete the exercise design and dynamic design, to the main transmission scheme structured, design of spindle gearbox assembly drawing and parts drawing, focuses on the transmission shaft assembly, spindle assembly, transmission mechanism, box, lubrication and seal, the transmission shaft and the sliding gear parts design.Key words：lathe; CNC; transmission system目 录摘 要IAbstractII目 录III1 绪 论11.1本文的选题及主要研究内容11.1.1本文的选题11.1.2主要研究内容12 主传动系统参数计算22.1车床主参数和基本参数22.2拟定参数的步骤和方法22.2.1 极限切削速度Vmax、Vmin22.2.2 主轴的极限转速32.2.3 主电机功率动力参数的确定32.2.4确定结构式42.2.5确定结构网42.2.6绘制转速图和传动系统图42.3 确定各变速组此论传动副齿数53 传动件的设计63.1 带轮的设计63.2 传动轴的直径估算83.2.1 确定各轴转速93.2.2传动轴直径的估算：确定各轴最小直径93.2.3 键的选择103.3 传动轴的校核103.3.1 传动轴的校核113.3.2 键的校核113.4 各变速组齿轮模数的确定和校核123.4.1 齿轮模数的确定：123.4.2 齿宽的确定163.4.3 齿轮结构的设计173.5 带轮结构设计173.6 片式摩擦离合器的选择和计算183.7 齿轮校验213.7.1 校核I组变速组齿轮213.7.2 校核II组变速组齿轮223.7.3 校核III组变速组齿轮243.8 轴承的选用与校核253.8.1 各轴轴承的选用253.8.2 各轴轴承的校核25总结与展望27参考文献28致 谢291 绪 论1.1本文的选题及主要研究内容1.1.1本文的选题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nmax=1320rmin，主轴最低输出转速nmin=42.5rmin，电动机的额定功率P=5.5KW，电动机的输出转速n=1440rmin，分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=1.26，中间转速段公比为2 =1.58。1.1.2主要研究内容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。2 主传动系统参数计算2.1车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nmax=1320rmin，主轴最低输出转速nmin=42.5rmin，电动机的额定功率P=5.5KW，电动机的输出转速n=1440rmin，分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=1.26，中间转速段公比为2 =1.58。正转最低转速nmin( )正转最高转速Nmax( )电机功率N（kw）42.513205.52.2拟定参数的步骤和方法2.2.1 极限切削速度Vmax、Vmin根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 2.1加 工 条 件 Vmax(m/min)Vmin(m/min)硬质合金刀具粗加工铸铁工件 3050硬质合金刀具半精或精加工碳钢工件150300螺纹加工和铰孔38根据【1】公式（3-2）因为已知 ， 公比1=1.26 公比2=1.58式Z=+1有上式当1=1.26时Z1=16，Z2=9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。2.2.2 主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=2532X26，在高低段出现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。2.2.3 主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5.5KW可选取电机为Y132S-4：额定功率为5.5KW，满载转速为1440r/min.2.2.4确定结构式已知Z=x3ba、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=253226。2.2.5确定结构网根据“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=253226。,易满足要求，2.2.6绘制转速图和传动系统图（1）选择电动机：采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。（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2-3：1-2轴最小中心距：A1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)轴最小齿数和:Szmin(Zmax+2+D/m)2.3 确定各变速组此论传动副齿数(1)Sz100-120,中型机床Sz=70-100(2)直齿圆柱齿轮Zmin18-20,m4 图3-3 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Zmin1820,齿数和Sz100120，由表4.1，根据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表2-2。3 传动件的设计3.1 带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/min,传递功率P=5.5kW,传动比i=1440/850=1.69，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)表8-7工作情况系数查的共况系数=1.2。故根据濮良贵主编机械设计( 第八版)公式（8-21） 式中P-电动机额定功率， -工作情况系数 因此根据、由濮良贵主编机械设计( 第八版) 图8-11普通V带轮型图选用A型。(2)、确定带轮的基准直径，带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径不宜过小，即。查濮良贵主编机械设计( 第八版)表8-8、图8-11和表8-6取主动小带轮基准直径=125由濮良贵主编机械设计( 第八版)公式(8-15a) 式中：-小带轮转速，-大带轮转速，-带的滑动系数，一般取0.02。，由濮良贵主编机械设计( 第八版)表8-8取圆整为212mm。(3)、验算带速度V，按濮良贵主编机械设计( 第八版)式（8-13）验算带的速度，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)经验公式（8-20）取=600mm.(5)、三角带的计算基准长度由濮良贵主编机械设计( 第八版)公式（8-22）计算带轮的基准长度 由濮良贵主编机械设计( 第八版)表8-2，圆整到标准的计算长度 (6)、验算三角带的挠曲次数 ，符合要求。 (7)、确定实际中心距按濮良贵主编机械设计( 第八版)公式（8-23）计算实际中心距(8)、验算小带轮包角根据濮良贵主编机械设计( 第八版)公式（8-25），故主动轮上包角合适。(9)、确定三角带根数根据濮良贵主编机械设计( 第八版)式（8-26）得查表濮良贵主编机械设计( 第八版)表8-4d由 i=1.8和得= 0.15KW,查表濮良贵主编机械设计( 第八版)表8-5，=0.98；查表濮良贵主编机械设计( 第八版)表8-2，长度系数=1.01 取 根(10)、计算预紧力查濮良贵主编机械设计( 第八版)表8-3，q=0.1kg/m由濮良贵主编机械设计( 第八版)式（8-27）其中： -带的变速功率,KW； v-带速,m/s； q-每米带的质量，kg/m；取q=0.1kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。 、计算作用在轴上的压轴力 传动比查表濮良贵主编机械设计( 第八版)表8-4a由和得= 1.92KW 3.2 传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。3.2.1 确定各轴转速 、确定主轴计算转速：计算转速是传动件能传递全部功率的最低转速。各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3-10，主轴的计算转速为、各变速轴的计算转速： 轴的计算转速为212r/min；轴的计算转速为335r/min；轴的计算转速为850r/min。、核算主轴转速误差 所以合适。3.2.2传动轴直径的估算：确定各轴最小直径根据【5】公式（7-1），并查【5】表7-13得到取1.轴的直径：取轴的直径：取轴的直径：取 其中：P-电动机额定功率（kW）；-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；-该传动轴的计算转速（）； -传动轴允许的扭转角（）。当轴上有键槽时，d值应相应增大45%;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7-12。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：，和在后文给定，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。按规定，矩形花键的定心方式为小径定心。查【15】表5-3-30的矩形花键的基本尺寸系列，轴花键轴的规格；轴花键轴的规格。3.2.3 键的选择查濮良贵主编机械设计( 第八版)表6-1选择轴上的键，根据轴的直径，键的尺寸选择，键的长度L取22。主轴处键的选择同上，键的尺寸为，键的长度L取100。3.3 传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）.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或当量直径。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7-15.分别求出各载荷作用下所产生的挠度和倾角，然后叠加，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。3.3.1 传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最大挠度：查【1】表3-12许用挠度； 。轴、轴的校核同上。3.3.2 键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查的许用挤压应力,取其中间值，。键的工作长度，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（6-1）可得可见连接的挤压强度足够了，键的标记为：3.4 各变速组齿轮模数的确定和校核3.4.1 齿轮模数的确定：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7-17进行估算模数和，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23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10-8齿轮精度选用7级精度，再由濮良贵主编机械设计( 第八版)表10-1选择小齿轮材料为40C(调质)，硬度为280HBS：根据【5】表7-17；有公式：齿面接触疲劳强度：齿轮弯曲疲劳强度：、a变速组：分别计算各齿轮模数，先计算最小齿数28的齿轮。齿面接触疲劳强度：其中: -公比 ； = 2； P-齿轮传递的名义功率； -齿宽系数=； -齿轮许允接触应力，由【5】图7-6按MQ线查取; -计算齿轮计算转速;K-载荷系数取1.2。=650MPa， 根据【6】表10-4将齿轮模数圆整为4mm 。 齿轮弯曲疲劳强度：其中: P-齿轮传递的名义功率；P = 0.967.5=7.2KW； -齿宽系数=； -齿轮许允齿根应力，由【5】图7-11按MQ线查取；-计算齿轮计算转速; K-载荷系数取1.2。，根据【6】表10-4将齿轮模数圆整为2.5mm 。所以于是变速组a的齿轮模数取m = 4mm，b = 32mm。轴上主动轮齿轮的直径： 。轴上三联从动轮齿轮的直径分别为： 、b变速组：确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：其中: -公比 ； =4； P-齿轮传递的名义功率；P = 0.9227.5=3.915KW； -齿宽系数=； -齿轮许允接触应力，由【5】图7-6按MQ线查取; -计算齿轮计算转速;K-载荷系数取1.2。=650MPa， 根据【6】表10-4将齿轮模数圆整为5mm 。 齿轮弯曲疲劳强度：其中: P-齿轮传递的名义功率；P =0.9227.5=3.915KW； -齿宽系数=； -齿轮许允齿根应力，由【5】图7-11按MQ线查取；-计算齿轮计算转速; K-载荷系数取1.2。，根据【6】表10-4将齿轮模数圆整为3mm 。所以于是变速组b的齿轮模数取m = 5mm，b = 40mm。 轴上主动轮齿轮的直径： 轴上三联从动轮齿轮的直径分别为：、c变速组： 为了使传动平稳，所以使用斜齿轮，取，螺旋角。计算中心距a，圆整为280mm。修正螺旋角，因值改变不多，所以参数，等值不必修正。所以轴上两联动主动轮齿轮的直径分别为： 轴上两从动轮齿轮的直径分别为： 、标准齿轮参数：从【7】表5-1查得以下公式齿顶圆直径 ； 齿根圆直径；分度圆直径 ；齿顶高 ；齿根高 ； 齿轮的具体值见表表3.1齿轮尺寸表 （单位：mm）齿轮齿数z模数分度圆直径d齿顶圆直径齿根圆直径齿顶高齿根高2449610486456042402482304454741881961784537414815613845344136144126455442162242064544417618416645444176184166452541001089045634252260242455342122202024542416817615845234921008245724288296278453.4.2 齿宽的确定 由公式得：齿轮；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（510mm）。所以：， ，。3.4.3 齿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。当齿顶圆直径时，可以做成实心式结构的齿轮。当时，可做成腹板式结构，再考虑到加工问题，现决定把齿轮8、12和14做成腹板式结构。其余做成实心结构。根据濮良贵主编机械设计( 第八版)图10-39（a）3.5 带轮结构设计、带轮的材料常用的V带轮材料为HT150或HT200，转速较高时可以采用铸钢或钢板冲压焊接而成，小功略时采用铸铝或塑料。、带轮结构形式V带轮由轮缘、轮辐和轮毂组成，根据轮辐结构的不同可以分为实心式（濮良贵主编机械设计( 第八版)图8-14a）、腹板式（濮良贵主编机械设计( 第八版)图8-14b）、孔板式（濮良贵主编机械设计( 第八版)图8-14c）、椭圆轮辐式（濮良贵主编机械设计( 第八版)图8-14d）。V带轮的结构形式与基准直径有关，当带轮基准直径（d为安装带轮的轴的直径，mm）时。可以采用实心式，当可以采用腹板式，时可以采用孔板式，当时，可以采用轮辐式。 带轮宽度：。 分度圆直径： 。D=90mm是深沟球轴承6210轴承外径，其他尺寸见带轮零件图。V带轮的轮槽与所选的V带型号向对应，见濮良贵主编机械设计( 第八版)表8-10mm槽型与相对应得A11.02.758.79V带绕在带轮上以后发生弯曲变形，使V带工作面夹角发生变化。为了使V带的工作面与大论的轮槽工作面紧密贴合，将V带轮轮槽的工作面得夹角做成小于。V带安装到轮槽中以后，一般不应该超出带轮外圆，也不应该与轮槽底部接触。为此规定了轮槽基准直径到带轮外圆和底部的最小高度。轮槽工作表面的粗糙度为。、V带轮的技术要求铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有傻眼、裂缝、缩孔及气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面缺陷进行修补；转速高于极限转速的带轮要做静平衡，反之做动平衡。其他条件参见中的规定。3.6 片式摩擦离合器的选择和计算片式摩擦离合器目前在机床中应用广泛，因为它可以在运转中接通或脱开，具有结合平稳、没有冲击、结构紧凑的特点，部分零件已经标准化，多用于机床主传动。按扭矩选择，即： 根据【15】和【14】表6-3-20，计算转矩，查【15】表6-3-21得摩擦盘工作面的平均直径式中d为轴的直径。摩擦盘工作面的外直径摩擦盘工作面的内直径摩擦盘宽度b摩擦面对数m，查【15】表6-3-17，摩擦副材料为淬火钢，对偶材料为淬火钢，摩擦因数取0.08，许用压强取，许用温度120.m圆整为7.摩擦面片数z=7+1=8.摩擦片脱开时所需的间隙，因为采用湿式所以许用传递转矩因为压紧力Q摩擦面压强p根据【14】表22.7-7选用带滚动轴承的多片双联摩擦离合器，因为安装在箱内，所以采取湿式。结构形式见【14】表22.7-7图（a）。表5.2特征参数图号许用转距重量/kg转动惯量/接合力/N脱开力/N内部外部图a1204.70.00350.0050170100表5.3主要尺寸图号许用转矩DABcEFG闭式开式图a1201832-1081001832604570表5.4主要尺寸图号HJLRSa图a85475181152656435-1020113.7 齿轮校验 在验算算速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进接触应力和弯曲应力的验算。这里要验算的是齿轮1，齿轮5，齿轮11这三个齿轮。齿轮强度校核：计算公式：弯曲疲劳强度;接触疲劳强度3.7.1 校核I组变速组齿轮弯曲疲劳强度；校核齿数为28的齿轮，确定各项参数、 ,n=800r/min,、确定动载系数齿轮精度为7级，由濮良贵主编机械设计( 第八版)图10-8查得动载系数。由濮良贵主编机械设计( 第八版)使用系数。、。、确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数查濮良贵主编机械设计( 第八版)表10-4，得非对称齿向载荷分配系数； ,查濮良贵主编机械设计( 第八版)图10-13得、确定齿间载荷分配系数: 由濮良贵主编机械设计( 第八版)表10-2查的使用，由濮良贵主编机械设计( 第八版)表10-3查得齿间载荷分配系数、确定载荷系数: 、 查濮良贵主编机械设计( 第八版)表 10-5 齿形系数及应力校正系数；、计算弯曲疲劳许用应力由濮良贵主编机械设计( 第八版)图10-20(c)查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 濮良贵主编机械设计( 第八版)图10-18查得 寿命系数,取疲劳强度安全系数S = 1.3 ， 接触疲劳强度、载荷系数K的确定：、弹性影响系数的确定；查濮良贵主编机械设计( 第八版)表10-6得、查濮良贵主编机械设计(