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12 主轴 车床 运动 机械 变速 传动系统 设计 35.5 1600 公比 1.41 5.5 KW CAD

资源描述：

12级主轴箱-车床主运动机械变速传动系统设计N=35.5~1600;公比1.41;Z=12；P=5.5KW含4张CAD图.zip,12,主轴,车床,运动,机械,变速,传动系统,设计,35.5,1600,公比,1.41,5.5,KW,CAD

内容简介：

目录一、设计目的- 2 -二、设计步骤- 2 -1.运动设计- 2 -1.1已知条件- 2 -1.2结构分析式- 2 -1.3 绘制转速图- 3 -1.4 绘制传动系统图- 5 -2.动力设计- 6 -2.1 确定各轴转速- 6 -2.2 带传动设计- 6 -2.3 各传动组齿轮模数的确定和校核- 8 -3. 齿轮齿根弯曲疲劳强度校核- 11 -3.1校核a传动组齿轮- 11 -3.2 校核b传动组齿轮- 13 -3.3校核c传动组齿轮- 14 -4. 各轴的设计及主轴的校核- 16 -4.1 确定各轴最小直径- 16 -4.2传动轴弯曲刚度验算- 17 -4.3主轴的计算及校核- 18 -4.4多片式摩擦离合器的设计计算- 19 -4.5各轴轴承选择- 21 -三、总结- 21 -四、参考文献- 22 -一、设计目的通过机床主运动机械变速传动系统得结构设计，在拟定传动和变速的结构方案过程中，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，并具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。二、设计步骤1.运动设计1.1已知条件1公比:=1.412 主轴最大转速nmax=1600r/min主轴最小转速:nmin=35.5r/min3确定转速范围：可得调速范围：Rn=nmaxnmin=160035.5=45 变速级数：Z=lgRnlg+1=lg45lg1.41+1=124电动机功率：参考现有车床功率P=5.5KW 1.2结构分析式 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。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 ；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。在主传动链任一传动组的最大变速范围。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小， 根据中间传动轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下：检查传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组：R2=X2*(P2-1) 其中=1.41，X2=6，P2=2 所以R2=1.416*(2-1)=8 ，合适。1.3 绘制转速图选择电动机一般车床若无特殊要求，多采用Y系列封闭式三相异步电动机，根据原则条件选择Y132S-4型Y系列笼式三相异步电动机。其同步转速1440r/min,额定功率5.5KW分配总降速传动比 总降速传动比 i=nminnd=35.51440=0.025 又电动机转速nd=1440r/min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。确定各级转速并绘制转速图 由nmin= 35.5r/min, =1.41,Z=12确定各级转速：1600、1120、800、560、400、280、200、140、100、71、50、35.5r/min。17:6722:6230:4224:4856:2842:4236:36由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比i=1440/800=1.80 。下面画出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）。 5确定各变速组传动副齿数传动组a:ai1=1/2=1/2， ai2=1/=1/1.41， ai3=1/1查实用机床设计手册表2.3-4, 可取SZ=72,于是可得轴齿轮齿数分别为：30、24、36。可得轴上的三联齿轮齿数分别为：42、48、36。传动组b:bi1=1/3=1/2.82， bi2=1/1查实用机床设计手册表2.3-4, 可取 SZ=84，于是可得轴上两联齿轮的齿数分别为：22、42。于是得轴上两齿轮的齿数分别为：62、42。传动组c:ci1=14=1/3.98, ci2=2=2查实用机床设计手册表2.3-4, 可取SZ=84,ci1=1/3.98为降速传动，取轴齿轮齿数为17；ci2=2为升速传动，取轴齿轮齿数为28。得轴两联动齿轮的齿数分别为17，56；得轴两齿轮齿数分别为67,28。1.4 绘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：23613242486728175662224236364230242.动力设计2.1 确定各轴转速 确定主轴计算转速：主轴的计算转速为 nIV=nminz3-1=35.5*1.41123-1=100 r/min各传动轴的计算转速： 轴可从主轴100 r/min按17/67的传动副找上去，轴的计算转速400 r/min；轴的计算转速为400r/min；轴的计算转速为800r/min。3各齿轮的计算转速传动组c中， 只需计算z =17的齿轮，计算转速为100 *67/17=400 r/min；传动组b计算z = 22的齿轮，计算转速为400r/min；传动组a应计算z = 30的齿轮，计算转速为800r/min。4核算主轴转速误差n实=1440*132236*3636*4242*5628=1611 r/min n标=1600r/min n实-n标n标=1611 -16001600=0.68%10-1=4.1% 所以合适。2.2 带传动设计电动机转速n=1440r/min,传递功率P=5.5KW,传动比i=1440/800=1.80 ，两班制，一天运转16.1小时，工作年数10年。1 定计算功率 取KA=1.1，则Pca=KAP=6.05KW选取V带型 根据小带轮的转速和计算功率，选A型带。确定带轮直径和验算带速 查表小带轮基准直径d1=132mm,d2=132*i=132*1.80 =236mm 验算带速成v=d1n160*1000 其中 -小带轮转速(r/min)； -小带轮直径(mm)； v=3.14*132*144060*1000=9.95 m/s5,25，合适。4确定带传动的中心距和带的基准长度 设中心距为,则 0.55(d1+d2)a02(d1+d2) 于是 202.4 a0736 ,初取中心距为a0=400mm。 带长L0=2a0+2d1+d2+d2-d124a0 =2*400+3.142132+236+236-13224*400=1385 mm查表取相近的基准长度Ld，Ld=1400mm。 带传动实际中心距a=a0+Ld-L02=400+1400-1385 2=408 mm5验算小带轮的包角 一般小带轮的包角不应小于。 1180-d2-d1a*57.3=165 120, 合适6确定带的根数 Z=PcaP0+P0kkL其中： P0=1.93P0为1=180，载荷平稳，i=1，特定基准长度时单根V带的额定功率，由实用机床设计手册图3.2-3，3.2-4得：P0=0.08P0 为时传递功率的增量，由实用机床设计手册图3.2-3，3.2-4得： k=0.96k为按小轮包角；由实用机床设计手册表3.2-6查得 kL=0.96kL为长度系数；由实用机床设计手册表3.2-6查得 为避免V型带工作时各根带受力严重不均匀，限制根数不大于10。 Z=6.051.93+0.08*0.96*0.96 =3.27 取4 7计算带的张紧力 F0=500pcavZ2.5-kk+qv2其中： -带的传动功率,6.05KW； v-带速,9.95 m/s； q-每米带的质量，kg/m；取q=0.1kg/m。 由实用机床设计手册表3.2-1查得 F0=500*6.059.95 *4*2.5-0.960.96+0.1*9.95 2=131.85 N8计算作用在轴上的压轴力 FQ2ZF0sin122*4*131.85 *sin165 2 =1045.80 N 2.3 各传动组齿轮模数的确定和校核模数的确定(按齿面接触疲劳计算齿轮模数)：a传动组：只需计算齿数最小齿轮模数计算30齿齿轮的模数：mj=163003(i+1)k1k2k3Pmz12i njj2其中: i-公比 ； i=2； k1-工况系数；取1.2 k2-动载荷系数；查金属切削机床设计指导表28 按精度等级7，HB350,取k2=1.4 k3-齿向载荷分布系数；查金属切削机床设计指导表29 取k3=1.12 P-齿轮所传递的额定功率；P =Pd=5.5*0.95=5.225Kw =带轴承=0.96*0.99=0.95 m-齿宽系数；取8 z1-小齿轮齿数；取30 nj-齿轮计算转速；800r/min j-齿轮许用接触应力； 按45#整体淬火j=1100MPa mj=1630032+1*1.2*1.4*1.12*5.2258*302*2*800*11002=2.09 取m =3 mm。 于是传动组a的齿轮模数取m =3 mm，b =24mm。 轴上齿轮的直径： da1=3 *36=108mm, da2=3 *24=72mm, da3=3 *30=90mm 轴上三联齿轮的直径分别为： da1=3 *36=108mm, da2=3 *48=144mm,da3=3 *42=126mm b传动组： 按最小齿数22的齿轮计算： mj=163003(i+1)k1k2k3Pmz12i njj2 其中: i-公比 ； i=2.82； k1-工况系数；取1.2 k2-动载荷系数；查金属切削机床设计指导表28 按精度等级7，HB350,取k2=1.4 k3-齿向载荷分布系数；查金属切削机床设计指导表29 取k3=1.12 P-齿轮所传递的额定功率；P =Pd=5.5*0.92=5.06Kw =带轴承轴承齿轮=0.96*0.99*0.99*0.98=0.92 m-齿宽系数；取8 z1-小齿轮齿数；取22 nj-齿轮计算转速；400 r/min j-齿轮许用接触应力； 按45#整体淬火j=1100MPa mj=1630032.82+1*1.2*1.4*1.12*5.068*222*2.82*400*11002=3.10 2.09 取m =3.5 mm。于是传动组b的齿轮模数取m =3.5 mm，b =28mm。 轴II上齿轮的直径： db1=3.5 *42=147mm, db2=3.5 *22=77mm 轴III上三联齿轮的直径分别为： db1=3.5 *42=147mm, db2=3.5 *62=217mm c传动组： 按最小齿数17的齿轮计算： mj=163003(i+1)k1k2k3Pmz12i njj2 其中: i-公比 ； i=3.98； k1-工况系数；取1.2 k2-动载荷系数；查金属切削机床设计指导表28 按精度等级7，HB350,取k2=1.4 k3-齿向载荷分布系数；查金属切削机床设计指导表29 取k3=1.12 P-齿轮所传递的额定功率；P =Pd=5.5*0.89=4.895Kw =带轴承3齿轮2=0.96*0.993*0.982=0.89 m-齿宽系数；取8 z1-小齿轮齿数；取17 nj-齿轮计算转速；400 r/min j-齿轮许用接触应力； 按45#整体淬火j=1100MPa mj=1630033.98+1*1.2*1.4*1.12*4.8958*172*3.98*400*11002=3.45 取m =3.5 mm。于是传动组c的齿轮模数取m =3.5 mm，b =28mm。 轴III上齿轮的直径： dc1=3.5 *56=196mm, dc2=3.5 *17=59.5mm 轴IV上三联齿轮的直径分别为： dc1=3.5 *28=98mm, dc2=3.5 *67=234.5mm3. 齿轮齿根弯曲疲劳强度校核：3.1校核a传动组齿轮校核最小齿轮齿数为30的即可，确定各项参数计算公式:mw=275K1K2K3KSPZ1Ymnjw mwm式中，k1-工况系数；取1.2 k2-动载荷系数；查金属切削机床设计指导表28 按精度等级7，HB350,取k2=1.4 k3-齿向载荷分布系数；查金属切削机床设计指导表29 取k3=1.12 ks-寿命系数；ks=kTknkpkq=2.29 *0.72*0.78*0.77=0.99 其中， kT=m60n1TC0=660*800*60002*106=2.29 n1-齿轮的最低转速；经前面计算，取800r/min T-齿轮的平均工作时间；T=TSN ,查金属切削机床设计指导表30，得T=18000/3=6000 C0-基准循环次数；查金属切削机床设计指导表31，得C0=2x106 m-疲劳曲线指数；查金属切削机床设计指导表31得m=6 kn-转速变化系数；查金属切削机床设计指导表31得，kn=0.72 kp-功率利用系数；查金属切削机床设计指导 表33得，kp=0.78 kq-材料强化系数；查金属切削机床设计指导 表34得，kq=0.77 P-齿轮所传递的额定功率；P =Pd=5.5*0.95=5.225 =带轴承=0.96*0.99=0.95a Z-小齿轮齿数；取最小齿轮齿数30 Y-齿形系数；查金属切削机床设计指导表27得Y=0.444 B-齿宽；经前面计算得B=24mm nj-齿轮计算转速；800r/min m-齿轮模数；经前面计算得m=3 w-齿轮齿根许用弯曲应力；查金属切削机床设计指导表37 得w=320MPamw=275K1K2K3KSPZ1Ymnjw=2751.2*1.4*1.12*0.99 *5.22530*0.444*8*800*320=0.16 mwm,故齿轮通过校核。3.2 校核b传动组齿轮 校核最小齿轮齿数为22的即可，确定各项参数计算公式：mw=275K1K2K3KSPZ1Ymnjw mwm式中，k1-工况系数；取1.2 k2-动载荷系数；查金属切削机床设计指导表28 按精度等级7，HB350,取k2=1.4 k3-齿向载荷分布系数；查金属切削机床设计指导表29 取k3=1.12 ks-寿命系数；ks=kTknkpkq=2.04 *0.72*0.78*0.77=0.88 其中， kT=m60n1TC0=660*355*60002*106=2.04 n1-齿轮的最低转速；经前面计算，取400r/min T-齿轮的平均工作时间；T=TSN ,查金属切削机床设计指导表30，得T=18000/3=6000 C0-基准循环次数；查金属切削机床设计指导表31，得C0=2x106 m-疲劳曲线指数；查金属切削机床设计指导表31得m=6 kn-转速变化系数；查金属切削机床设计指导表31得，kn=0.72 kp-功率利用系数；查金属切削机床设计指导 表33得，kp=0.78 kq-材料强化系数；查金属切削机床设计指导 表34得，kq=0.77 P-齿轮所传递的额定功率；P =Pd=5.5*0.92=5.06 =带轴承轴承齿轮=0.96*0.99*0.99*0.98=0.92 Z-小齿轮齿数；取最小齿轮齿数22 Y-齿形系数；查金属切削机床设计指导表27得Y=0.408 B-齿宽；经前面计算得B=28mm nj-齿轮计算转速；400r/min m-齿轮模数；经前面计算得m=3.5 w-齿轮齿根许用弯曲应力；查金属切削机床设计指导表37 得w=320MPamw=275K1K2K3KSPZ1Ymnjw=2751.2*1.4*1.12*0.88 *5.0622*0.408*8*400*320=0.26 mwm,故齿轮通过校核。3.3校核c传动组齿轮校核齿数为17的即可，确定各项参数计算公式：mw=275K1K2K3KSPZ1Ymnjw mwm式中，k1-工况系数；取1.2 k2-动载荷系数；查金属切削机床设计指导表28 按精度等级7，HB350,取k2=1.4 k3-齿向载荷分布系数；查金属切削机床设计指导表29 取k3=1.12 ks-寿命系数；ks=kTknkpkq=2.04 *0.72*0.78*0.77=0.88 其中， kT=m60n1TC0=660*355 *60002*106=2.04 n1-齿轮的最低转速；经前面计算，取400 r/min T-齿轮的平均工作时间；T=TSN ,查金属切削机床设计指导表30，得T=18000/3=6000 C0-基准循环次数；查金属切削机床设计指导表31，得C0=2x106 m-疲劳曲线指数；查金属切削机床设计指导表31得m=6 kn-转速变化系数；查金属切削机床设计指导表31得，kn=0.72 kp-功率利用系数；查金属切削机床设计指导 表33得，kp=0.78 kq-材料强化系数；查金属切削机床设计指导 表34得，kq=0.77 P-齿轮所传递的额定功率；P =Pd=5.5*0.89=4.895 =带轴承3齿轮2=0.96*0.993*0.982=0.89 Z-小齿轮齿数；取最小齿轮齿数17 Y-齿形系数；查金属切削机床设计指导表27得Y=0.37 B-齿宽；经前面计算得B=28mm nj-齿轮计算转速；400 r/min m-齿轮模数；经前面计算得m=3.5 w-齿轮齿根许用弯曲应力；查金属切削机床设计指导表37 得w=320MPamw=275K1K2K3KSPZ1Ymnjw=2751.2*1.4*1.12*0.88 *4.89517*0.408*8*400 *320=0.31 mwm,故齿轮通过校核。4. 各轴的设计及主轴的校核4.1 确定各轴最小直径 计算公式：d914Pnj 式中：d轴的危险断面处的直径（mm），当轴上有一个键槽时， d值应增大4%-5%；当同一断面上有两个键槽时，d值应增大7%-10%。当轴为花键时，则轴的内径可比 d值减小7%。 P该轴传递的额定功率（KW）。 nj该轴的计算转速（r/min）。 取传递效率，带=0.96，轴承=0.99，齿=0.98（1）I轴的直径： I轴传递功率PI=Pd带轴承=5.5*0.96*0.99=5.23 KW d914PInj=9145.23 800=25.87 mm，考虑键槽故增大5%并圆整取d=30mm（2）II轴的直径： II轴传递功率PII=PI齿轴承=5.23 *0.98*0.99=5.07 KW d914PIInj=9145.07 400=30.54 mm，考虑键槽故增大5%并圆整取d=35mm （3）III轴的直径： III轴传递功率PIII=PI齿轴承=5.07 *0.98*0.99=4.92 KW d914PIIInj=9144.92 400 =30.31 mm，考虑键槽故增大5%并圆整取d=35mm （4）IV轴（主轴）的直径： IV轴传递功率PIV=PIII齿轴承=4.92 *0.96*0.99=4.77 KW d914PIVnj=9144.77 100 =42.54 mm，圆整取d=48mm4.2传动轴弯曲刚度验算以传动轴2为例验算弯曲刚度： 挠度验算公式：yy式中y为轴的允许变形量：差表得： 对于一般传动轴的许用挠度：y=(0.0003-0.0005)l 对于有齿轮的传动轴许用挠度：y=(0.01-0.03)m=0.035-0.105 ya=171.39l2N(0.75x-x2)D4mzn l两支撑之间的跨距（mm）D该轴的平均直径（mm）xx=l1/l,l1齿轮距较近支撑点的距离（mm）N-该轴的全功率（KW）m,z该轴的齿轮模数(mm)，齿数n该轴的计算转速（r/min） ya=171.39*8652*5.5*(0.75*0.15 -0.15 2)354*3.5 *42*400=0.00072 yb=171.398652*5.5*(0.75*0.47 -0.47 2)354*3.5 *42*400 =0.00105463 yh=ya2+yb2-2yaybcos=0.000533 在剖面图上，驱动力Qa和阻力Qb两向量合成的夹角；=-2（+）在剖面图上，被验算的轴与其前后轴连心线夹角，齿合角=20，齿面摩擦角=5.72 yh错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。错误!链接无效。y所以合理4.3主轴的计算及校核（1）选择主轴轴颈直径,轴承型号和最佳跨距最大加工直径320mm，P=5.5KW.经查实用机床设计手册表3.11-6：得：前轴颈应为70-105mm,初选D1=85mm,后轴颈D2=(0.7-0.85)D1,取D2=65mm,取主轴中空孔直径为0.5D2=32mm,前轴承为NN3017K,后轴承为NN3013K,根据结构,初定悬伸长度a1=75mm根据经验，主轴的跨距L=35a1，初定l=350mm（2）主轴前端位移验算：为了保证机床的加工精度，必须限制主轴悬伸端处的位移不能超过允许值，近似计算中可不计轴承变形的影响。通过计算和实验可知，主轴端部由主轴变形引起的位移占总位移的50%80%，一般可取60%。由轴承变形引起的位移占20%40%。主轴受力简图如下： 计算公式：KS1.66KA 其中 KS=300D4aA2(L+aA) ，KA=KB0.6aB2aA2+0.4(1+aBL)2(1+aAL)2 式中：D-主轴当量外径,简化计算为D=(D1+D2)/2=7.5mm aA=75mm aB=0.4Dmax=0.4*320=128mm L=350mm KB=Kcbblim2(1+)coscos 查表9-8取当V=50m/min,f=0.1mm/r时，Kcb=2.46N/m.mm,=68.8，blim=0.015Dmax=4.8mm。 查表9-9取=0.03 车削外圆式一般取=45故：KB=Kcbblim2(1+)coscos=2.46*4.82*0.025（1+0.025）cos68.8*cos45=44.79 N/mKS=300D4aA2(L+aA)=300*7.547.52*(35+7.5)=397.06 N/mKA=KB0.6aB2aA2+0.4(1+aBL)2(1+aAL)2=44.79 *0.6*1282752+0.4*1+12835021+753502=100.93 N/mKS1.66KA可以看出，主轴的刚度是合格的。4.4多片式摩擦离合器的设计计算查取教材10.6，选用材料为铜-铜基粉末冶金材料，并选择干式型离合器。（1）确定外离合器的直径D1 对于轴装式，D1=d+2-6mm=85+(2-6)=87-91 最终取D1=88mm（2）确定内摩擦片的外径D2 D2=D1 其中取0.57-0.75，此处取0.6 则D2=D10.6=880.6=117.33 mm 圆整取D2=118mm （3）计算摩擦面中径Dm及摩擦面平均线速度Vm Dm=D1+D22=88+1182=103mm v=nDm60000=3.14*800*