400mm轻型车床主传动系统.doc

蚌埠学院课程设计 第21页目录1、 设计要求及用途31.1 要求31.2 用途32、 设计意义33、 设计内容43.1 传动设计43.2拟定结构式43.3绘制转速图43.4确定齿轮齿数53.5确定带轮直径63.6验算主轴转速误差63.7绘制传动系统图84估算传动件参数，确定其结构尺寸84.1确定传动件计算转速84.2确定主轴支承轴颈尺寸94.3估算传动轴直径94.4估算传动齿轮模数104.5普通V带的选择与计算105.结构设计135.1带轮设计135.2主轴换向与制动机构设计135.3齿轮块设计135.4轴承的选择135.5主轴组件145.6润滑系统设计145.7密封装置设计145.8主轴箱箱体设计146.传动件验算156.1轴的强度验算156.2验算花键键侧压应力166.3滚动轴承验算176.4直齿圆柱齿轮的强度计算186.5技术要求及注意事项20致谢20参考文献2112级机床变速箱设计摘 要:传动系统是指将动力机的运动和动力传递给执行机构或执行末端件的中间装置。组成传动系统的一系列传动件称为传动链，所有传动链及它们之间的相互联系组成传动系统。而机床传动系统的现状及发展趋势由整体机床表现出来，我国现今企业机械加工机床大多数还是以普通车床为主，但数控机床占有率逐年上升，且在大中企业已有较多的使用，在中小企业甚至个体企业中也使用。但除少量机床以FMS 模式集成使用外，大都处于单机运行状态，并且有相当的一部分使用效率并不高。而世界上许多国家机床的发展正向着高速、精密、复合、智能和绿色的数控机床发展。本课题是以普通车床传动系统为研究目标，从其主传动系统结构入手，对其系统结构设计、结构组成分析、分级变速分析、传动件的计算分析等几个方面进行研究。为优化传动系统结构和改善传动系统的精度及稳定特性提供必要的理论依据。通过本课题的研究，使机床结构更加紧凑，性能更加优越，生产加工更加精密。关键词:传动链；传动系统；数控机床；FMS。1、 设计要求及用途1.1 要求级数12，最低转速，最高转速本课题主要的参考机床：CA61401.2 用途普通车床适用于各套筒类、轴类以及盘类零件上的回转体表面的加工。也可用于车削端面、内外圆锥面、外圆柱面，孔类加工（钻孔、扩孔、铰孔、镗孔），各种常用的螺纹以及滚花等，加工范围较广。由于机床结构复杂，自动化程度不高，故常用于单件、小批量生产。2、 设计意义通过对普通车床主轴变速系统的优化设计，从而更加深入的了解了机床的结构，以及国内外机床的发展趋势。基本了解机床的设计构思、方案分析、工艺性分析，巩固了AutoCAD软件，并且学会了编写技术文件、查阅相关技术资料，为以后的学习工作打下了坚实的基础。3、 设计内容3.1 传动设计3.1.1 已知条件1 转速范围：，2 转速级数：123 确定公比及最终极限转速： 3.2拟定结构式3.2.1确定变速组传动副数目 实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合： 1）12=34 2）12=43 3）12=322 4）12=232 5）12=223方案1）2）可节省一根传动轴。但是，其中一个传动组内有四个变速传动副，增大了该轴的轴向尺寸。这种方案不宜采用。 根据传动副数目分配应“前多后少”的原则，因此选择方案3）3.1.2确定变速组扩大顺序当变速传动系中各变速组顺序确定后，还有多种不同的扩大顺序方案。如本题:12=322方案，有下列六种扩大方案：1）12=342221 2）12=312623 3）12=312326 4）12=342122 5）12=342122 6）12=342221根据级比指数分配要“前密后疏”的原则，应选用第三个方案。3.3绘制转速图3.3.1验算传动组变速范围 第二扩大组的变速范围是 r2= p0p1(p2-1) =1.4132（2-1）=1.416=8 符合设计原则要求。3.3.2分配降速比该车床主传动系统共设有四个传动组，其中有一个是带传动。根据降速比分配应“前慢后快”的原则，确定各传动组最小传动比。 u总=nmin/nE=33.5/1500=1/44.8 1/10.95=1/1.95+1/2+1/3+1/4 3.3.3绘制转速图 3.4确定齿轮齿数利用查表法由机械制造装备设计一书中表2-8求出传动齿轮齿数表3.1各传动组齿轮齿数变速组第一变速组第二变速组第三变速组齿数和728089齿轮Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14齿数24483042363621594040187159303.5确定带轮直径3.5.1确定计算功率根据公式，查表8-7知KA=1.2，求得：Pca=1.24=4.8kW3.5.2选择V带的带型根据计算功率Pca和小带轮转速n1，从图8-11选取普通V带的带型。3.5.3确定带轮的基准直径dd并验算带速v31）初选小带轮的基准直径dd1根据V带的带型，参考表8-6和表8-8确定小带轮的基准直径dd1,应使 dd1（dd）min，求得：dd1=100mm（dd1）min=20mm2）验算带速v根据公式，计算带的速度，带速不宜过高，一般应使v=515m/s，最高不超过30m/s，求得：=7.54m/s符合要求。3）计算带轮的基准直径由计算，并根据表8-8加以适当调整，求得：dd2=1.411.95100（1-0.02）=192mm3.6验算主轴转速误差主轴各级实际转速值用下式计算： n = nE(1-)u1 u2 u3 式中u1 u2 u3 分别为第一、第二、第三变速组齿轮传动比，取0.05。转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示：n = | |10（-1）%其中主轴标准转速表3.2转速误差表主轴转速n1n2n3n4n5n6n7n8n9n10n11n12标准转速r/min33.547.567.095.0132.0190.0265.0375.0530.0750.010601500.0实际转速r/min33.845.964.390.3129.0180.6249.4356.3498.8700.61000.91401.3转速误差%0.010.030.040.050.020.050.060.050.060.070.060.07转速误差满足要求。3.7绘制传动系统图 图2 传动系统图4估算传动件参数，确定其结构尺寸4.1确定传动件计算转速表4.1传动件计算转速传动件轴齿 轮z1z2z3z4z5z6z7z8z9z10z11z12z13z14计算转速7503751329575037575053075015037513237537513233.51322634.2确定主轴支承轴颈尺寸参考 机床课程设计指导书表2，取通用机床钢质主轴前轴颈直径D1 = 90mm，后轴颈直径D2 = （0.70.85）D1，取D2 = 75mm，主轴内孔直径d = 0.1 Dmax 10mm ，其中Dmax为最大加工直径。取d = 50mm。4.3估算传动轴直径按扭转刚度初步计算传动轴直径： d = 式中d 传动轴直径； N 该轴传递功率（KW）； 该轴计算转速（r/min）； 该轴每米长度允许扭转角这些轴都是一般传动轴，取=10/m。 代入以上计算转速的值，计算各传动轴的直径： 轴：； 轴：； 轴：；4.4估算传动齿轮模数根据表4.2计算各传动组最小齿轮的模数估 算 公 式传动组小齿轮齿数比u1齿宽系数m传递功率P载荷系数K系数AH系数AF许用接触应力HP许用齿根应力HF计算转速nc系数YFS模数mH模数mF选取模数m按齿面接触疲劳强度按轮齿弯曲疲劳强度第一速变组Z124273.84161111005187504.361.871.692第二速变组Z2212.8273.76161111005183754.472.502.233第三速变组Z318473.65161111005181324.63.783.1644.5普通V带的选择与计算电动机转速n=1440r/min，传递功率P=4KW，传动比 i= n1/n2=dd2/dd1=1440/750=1.92 ,两班制，一天运转16小时，工作年数10年。4.5.1 确定计算功率 取1.1，则4.5.2选取V带型 根据小带轮的转速和计算功率，选v型带。4.5.3确定带轮直径和验算带速 小带轮基准直径d1=100mm,d2=d1i=1001.92=192mm 验算带速成 其中 -小带轮转速，r/min； -小带轮直径，mm； ，合适。4.5.4确定带传动的中心距和带的基准长度 设中心距为a0,则 07（）a02（） 于是 204.4a0584，初取中心距为400mm。 带长 查表取相近的基准长度，。 带传动实际中心距 取a=385mm4.5.5 验算小带轮的包角 一般小带轮的包角不应小于。 4.5.6确定带的根数 由dd1=100mm和n1=1440r/min,查机械设计表8-4a得P0=1.32kw根据n1=1440r/min,i=1.92和A型带，查表8-4b得P0=0.15KW查表8-5的K=0.964.查表8-2得KL=1.11，于是Pr=（P0+P0）KKL=(1.32+0.15)0.9641.11=1.57kw 计算V带的根数Z。 Z=Pca/Pr=4.4/1.57=2.80取3根 4.5.7计算带单根v带的初拉力的最小值（F0）min 由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m 其中： -带的传动功率,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。 带入得（Fo）min=133N 应使带的实际初拉力Fo（Fo）min4.5.8计算作用在轴上的压轴力 5.结构设计5.1带轮设计根据V带计算，选用3根A型V带。为了改善它们的工作条件，保证加工精度，采用卸荷带轮结构。5.2主轴换向与制动机构设计本机床属于万能性的轻型车床，适用于机械加工车间和维修车间。由于电机换向不是很频繁，为简化结构、节约成本，电机的正反转由电路控制实现，而制动器采用闸带式制动器，并根据制动器设计原则，将其放在靠近主轴的较高转速的轴上。 5.3齿轮块设计机床的变速系统采用了滑移齿轮变速机构。根据各传动轴的工作特点，基本组、第一扩大组以及第二扩大组的滑移齿轮均采用了整体式滑移齿轮。所有滑移齿轮与传动轴间均采用花键联接。从工艺角度考虑，其他固定齿轮（主轴上的齿轮除外）也采用花键联接。由于主轴直径较大，为了降低加工成本而采用了单键联接。各轴采用的花键分别为：轴：626306 轴：632366 轴：842468轴间传动齿轮精度为8级，轴间齿轮精度为7级。5.4轴承的选择为了装配方便，轴上传动件的外径均小于箱体左侧支承孔直径，并采用深沟球轴承,查机械设计课程设计一书表211，选择深沟球轴承型号为6205。为了便于装配和轴承间隙调整，、轴均采用了圆锥滚子轴承查机械设计课程设计一书表213，轴选择圆锥滚子轴承型号为30206，轴型号为30208。 轴为主传动轴，承受载荷比较大，前支承采用双列圆柱滚子轴承型号3182121，后支承采用角接触球轴承型号为7315AC。传动轴轴承均采用7级精度。主轴轴承采用6级精度。5.5主轴组件本车床为普通精度级的轻型机床，为了简化结构，主轴采用了轴向后端定位的两支承主轴组件，前支承采用双列圆锥滚子轴承，后支撑采用角接触球轴承。为了保证主轴的回转精度，主轴前后轴承均采用压块式防松螺母调整轴承的间隙。5.6润滑系统设计主轴箱内采用飞溅润滑。油面高度为65mm左右，甩油轮浸油深度为10mm 左右。润滑油型号为：HJ30。卸荷皮带轮轴承采用脂润滑方式。润滑脂型号为：钙质润滑脂。5.7密封装置设计轴轴颈较小，线速度较低，为了保证密封效果，采用皮碗式接触密封。而主轴直径大、线速度高，则采用了非接触式密封。卸荷皮带轮的润滑采用毛毡式密封，以防止外界杂物进入。5.8主轴箱箱体设计箱体材料采用HT200，经过铸造加工而成。外形采取了各面间直角连接方式，使箱体线条简单、明快。主轴箱采用了箱体底面和两个导向块为定位安装面，并用螺钉和压板固定。安装简单、定位可靠。6.传动件验算6.1轴的强度验算1）由于机床主轴箱中传动轴的应力都比较小，验算时，通常用复合应力公式进行计算： = MPa 许用应力，考虑应力集中和载荷循环特性等因素。 W 轴的危险断面的抗弯断面系数；花键轴的抗弯断面系数W = + 其中 d 花键轴内径； D 花键轴外径； b 花键轴键宽； z 花键轴的键数。 T 在危险断面上的最大扭矩 T = 955104 N 该轴传递的最大功率； 该轴的计算转速； M 该轴上的主动被动轮的圆周力、径向力所引起的最大弯矩。 齿轮的圆周力：Pt = 2T/D，D为齿轮节圆直径。 直齿圆柱齿轮的径向力：Pr = 0.5 Pt. 求得齿轮的作用力，即可计算轴承处的支承反力，由此得到最大弯矩。 对于轴、，由表得 = 70MPa； 对于轴 ， = 70MPa 由上述计算公式可计算出： 轴：=50.2MPa； 轴：=51.3MPa； 轴：=61.1MPa。 故传动轴的强度校验符合设计要求。 2） 由于主动轴所受的载荷比较大，在载荷的作用下，将产生弯曲或者扭曲变形，若变形量超过允许的限度，就会影响轴上零件的正常工作，甚至会丧失机器应有的工作性能，所以需要进行刚度校核。查机械设计得公式：式中：T轴所受的扭矩，Nmm； G轴的材料的剪切弹性模量，MPa，对于钢材，G=8.1104MPa； Ip轴截面的极惯性矩，mm4，对于圆轴，； 代入数据得； 为轴每米长的允许扭转角，与轴的使用场合有关。对于一般的传动轴，可取；所以本轴满足条件。6.2验算花键键侧压应力花键键侧工作表面的挤压应力为： MPa 式中： 花键传递的最大扭矩； D、d 花键的外径和内径； z 花键的齿数； l工作长度70mm； 载荷分布不均匀系数，通常取为0.75； =30MPa 轴；轴；=8.95MPa轴;=14.29MPa使用上述公式对三传动轴上的花键校核，结果符合设计要求。 6.3滚动轴承验算机床的一般传动轴用的滚动轴承，主要是由于疲劳破坏而失效，故应对轴承进行疲劳寿命验算。下面对按轴颈尺寸及工作状况选定的滚动轴承型号进行寿命验算，参考机床课程设计指导书： Lh=500T（h） 式中，Lh 额定寿命 （h）； T轴承许用寿命，查表3-19可知为1000030000（h）； C 轴承额定动负荷，查有滚动轴承的手册，单位N； 速度系数， ； 工作情况系数；由表3-30可取为1.1； 寿命系数，对于球轴承：= 3 ；对于滚子轴承： =10/3； Ks 寿命系数，不考虑交变载荷对材料的强化影响时：Ks = KNKn； KN 功率利用系数，查表3-20为0.58； Kn 转速变化系数；查表3-22得0.81；Kl 齿轮轮换工作系数，可由表3-32查得0.75；P 当量动载荷N ；使用上述公式对主轴轴承进行寿命校核，所选轴承符合设计要求。6.4直齿圆柱齿轮的强度计算在验算主轴箱中的齿轮强度时，选择相同模数中承受载荷最大的、齿数最小的齿轮进行接触和弯曲疲劳强度验算。一般对高速传动齿轮主要验算接触疲劳强度，对低速传动齿轮主要验算弯曲疲劳强度。根据以上分析，现在对轴上齿数为24的齿轮验算接触疲劳强度，对轴上齿数为30的齿轮验算弯曲疲劳强度。 6.4.1 对于齿数为24的齿轮按接触疲劳强度计算齿轮模数mj： mj = 16338mm 式中：N 传递的额定功率KW（此处忽略齿轮的传递效率）； 计算转速； 齿宽系数 ，此处值为6 ； z1 为齿轮齿数； i 大齿轮与小齿轮齿数之比，“+”用于外啮合，“”用于内啮合，此处为外啮合，故取“+”； 寿命系数： = KTK nKNKq； KT 工作期限系数： T 齿轮在机床工作期限内的总工作时间，查表取10000h； n1 齿轮的最低转速，此处为750r/min； c0 基准循环次数，由表3-20得c0 = ； m 疲劳曲线指数，由表3-20 得m = 3； K n 转速变化系数，由表3-22得K n = 0.71； KN 功率利用系数，由表3-21得KN = 0.58； Kq 材料强化系数，由表3-23得Kq = 0.7； Kc 工作状况系数，考虑载荷冲击的影响，取Kc取1.2； Kd 动载荷系数，由表3-27得 = 1.2； Kb 齿向载荷分布系数，由表3-26得Kb = 1； 许用接触应力，由表3-29得 = 1100MPa；代入以上各数据计算得 mj = 2.87mm ,故所选模数2 mm 不符合设计要求。所以调整模数为3mm。6.4.2对于齿数为30的齿轮按弯曲疲劳强度计算齿轮模数mw mw = 267其中 Y 齿形系数，从表3-28查得0.444 许用弯曲应力，由表3-29得 = 320MPa ；其余各参数意义同上，代入数据计算； mw =2.27mm，所选模数为4mm，符合设计要求。6.5技术要求及注意事项1) 装配齿轮时，注意齿轮的位置及其端面方向；键槽与键对准；有垫片时，注意其位置。2) 按照要求，先把零件装成组件，再进行装配。3) 装配轴承座或轴承盖时，注意削边方向及螺钉孔是否与螺纹孔对准。装调整圆螺母时，注意其基准面方向。4) 在装配过程中，如遇到阻力很大或敲击声音异常，应停止装配，检查原因，不能盲目蛮干。5) 装配每根轴后，应对其进行检查，若有轴向窜动或运转过紧现象，应进行调整。6) 装配各操纵手柄轴时，应保证旋转灵活自如，各换挡位置定位可靠，各对啮合齿轮轴向错位不得大于1 mm。注意手柄上定位调整螺钉的松紧。7) 箱体中各齿轮