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12 主轴 车床 运动 机械 变速 传动系统 设计 25 1120 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=25~1120;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,25,1120,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主轴的计算及校核- 17 -4.3多片式摩擦离合器的设计计算- 18 -4.4各轴轴承选择- 20 -三、总结- 20 -四、参考文献- 21 -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转速级数：Z=123确定转速范围：主轴最小转速:nmin=25r/min可得调速范围：Rn=Z-1=1.4112-1=43.79 最大转速:nmax=nmax=nmin*Rn=25*43.79=1095r/min查表取标准转速nmax=1120r/min4电动机功率：P=5.5 KW 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=251440=0.017 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= 25r/min, =1.41,Z=12确定各级转速：1120、800、560、400、280、200、140、100、71、50、35.5、25r/min。18:7220:5624:4830:4260:3038:3836:36由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比i=1440/560=2.57 。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：24、30、36。可得轴上的三联齿轮齿数分别为：48、42、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=76，于是可得轴上两联齿轮的齿数分别为：20、38。于是得轴上两齿轮的齿数分别为：56、38。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=90,ci1=1/3.98为降速传动，取轴齿轮齿数为18；ci2=2为升速传动，取轴齿轮齿数为30。得轴两联动齿轮的齿数分别为18，60；得轴两齿轮齿数分别为72,30。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：31512538427230186056203836364824302.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=25*1.41123-1=71 r/min各传动轴的计算转速： 轴可从主轴71 r/min按18/72的传动副找上去，轴的计算转速280 r/min；轴的计算转速为280r/min；轴的计算转速为560r/min。3各齿轮的计算转速传动组c中， 只需计算z =18的齿轮，计算转速为71 *72/18=280 r/min；传动组b计算z = 20的齿轮，计算转速为280r/min；传动组a应计算z = 24的齿轮，计算转速为560r/min。4核算主轴转速误差n实=315125*3636*3838*6030=1143 r/min n标=1120r/min n实-n标n标=1143 -11201120=2.04%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=1440/560=2.57 ，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=125mm,d2=125*i=125*2.57 =315mm 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*125*1440600*1000=9.42 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 242 a0880 ,初取中心距为a0=400mm。 带长L0=2a0+2d1+d2+d2-d124a0 =2*400+3.142125+315+315-12524*400=1513 mm查表取相近的基准长度Ld，Ld=1600mm。 带传动实际中心距a=a0+Ld-L02=400+1600-1513 2=443 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=153 120, 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=0.09P0 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=0.93k为按小轮包角；由实用机床设计手册表3.2-6查得 kL=0.99kL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+0.09*0.93*0.99 =3.25 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,9.42 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*6.059.42 *4*2.5-0.930.93+0.1*9.42 2=144.40 N8计算作用在轴上的压轴力 FQ2ZF0sin122*4*144.40 *sin153 2 =1122.60 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24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24 nj-齿轮计算转速；560r/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*242*2*560*11002=2.73 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 *30=90mm, da3=3 *24=72mm 轴上三联齿轮的直径分别为： da1=3 *36=108mm, da2=3 *42=126mm,da3=3 *48=144mm b传动组： 按最小齿数20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20 nj-齿轮计算转速；280 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*202*2.82*280*11002=3.72 2.73 取m =4 mm。于是传动组b的齿轮模数取m =4 mm，b =32mm。 轴II上齿轮的直径： db1=4 *38=152mm, db2=4 *20=80mm 轴III上三联齿轮的直径分别为： db1=4 *38=152mm, db2=4 *56=224mm c传动组： 按最小齿数18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18 nj-齿轮计算转速；280 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*182*3.98*280*11002=3.84 取m =4 mm。于是传动组c的齿轮模数取m =4 mm，b =32mm。 轴III上齿轮的直径： dc1=4 *60=240mm, dc2=4 *18=72mm 轴IV上三联齿轮的直径分别为： dc1=4 *30=120mm, dc2=4 *72=288mm3. 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24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=215.73 *0.72*0.78*0.77=93.29 其中， kT=m60n1TC0=660*560*60002*106=215.73 n1-齿轮的最低转速；经前面计算，取560r/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24 Y-齿形系数；查金属切削机床设计指导表27得Y=0.42 B-齿宽；经前面计算得B=24mm nj-齿轮计算转速；560r/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*93.29 *5.22524*0.42*8*560*320=2.19 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20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=192.19 *0.72*0.78*0.77=83.11 其中， kT=m60n1TC0=660*355*60002*106=192.19 n1-齿轮的最低转速；经前面计算，取280r/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20 Y-齿形系数；查金属切削机床设计指导表27得Y=0.395 B-齿宽；经前面计算得B=32mm nj-齿轮计算转速；280r/min m-齿轮模数；经前面计算得m=4 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*83.11 *5.0620*0.395*8*280*320=3.25 mwm,故齿轮通过校核。3.3校核c传动组齿轮校核齿数为18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=192.19 *0.72*0.78*0.77=83.11 其中， kT=m60n1TC0=660*355 *60002*106=192.19 n1-齿轮的最低转速；经前面计算，取280 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18 Y-齿形系数；查金属切削机床设计指导表27得Y=0.378 B-齿宽；经前面计算得B=32mm nj-齿轮计算转速；280 r/min m-齿轮模数；经前面计算得m=4 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*83.11 *4.89518*0.395*8*280 *320=3.45 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：d1104Pnj 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 d1104PInj=11045.23 560=34.19 mm，考虑键槽故增大5%并圆整取d=38mm（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 d1104PIInj=11045.07 280=40.35 mm，考虑键槽故增大5%并圆整取d=45mm （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 d1104PIIInj=11044.92 280 =40.05 mm，考虑键槽故增大5%并圆整取d=45mm （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 d1104PIVnj=11044.77 71 =56.01 mm，圆整取d=63mm4.2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400mm，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=95mm,后轴颈D2=(0.7-0.85)D1,取D2=75mm,取主轴中空孔直径为0.5D2=37mm,前轴承为NN3019K,后轴承为NN3015K,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=8.5mm aA=75mm aB=0.4Dmax=0.4*400=160mm 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=6mm。 查表9-9取=0.03 车削外圆式一般取=45故：KB=Kcbblim2(1+)coscos=2.46*62*0.025（1+0.025）cos68.8*cos45=55.98 N/mKS=300D4aA2(L+aA)=300*8.547.52*(35+7.5)=655.07 N/mKA=KB0.6aB2aA2+0.4(1+aBL)2(1+aAL)2=55.98 *0.6*1602752+0.4*1+16035021+753502=185.12 N/mKS1.66KA可以看出，主轴的刚度是合格的。4.3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=95+(2-6)=97-101 最终取D1=98mm（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=980.6=130.67 mm 圆整取D2=132mm （3）计算摩擦面中径Dm及摩擦面平均线速度Vm Dm=D1+D22=98+1322=115mm v=nDm60000=3.14*560*11560000=3.37 m/s （4）计算摩擦片对数Z KZZ=12MnK103fp（D23-D13)KvKm 式中K-安全系数，取1.3-1.5，此处取1.4 f-摩擦系数，查表10.6，取0.28 p-材料的许用压