机床主运动机械变速传动系统结构设计.docx

此文档收集于网络，如有侵权，请联系网站删除目录一、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确定转速范围：主轴最小转速:nmin=80r/min 转速级数:Z=8 可得调速范围：Rn=Z-1=11.08 2电动机功率：P=3 KW 3公比:=1.41 4 最大转速:nmax=nmin* Rn=80*11.08=886.4r/min 取标准转速：nmax=900r/min1.2结构分析式 为了使主轴不至于安装过多齿轮，增大其轴向尺寸，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=4，P2=2 所以R2=1.414*(2-1)=4 ，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Y100L2-4型Y系列笼式三相异步电动机。其同步转速1430r/min,额定功率3KW分配总降速传动比 总降速传动比 i=nminnd=801430=0.056 又电动机转速nd=1430r/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= 80r/min, =1.41,Z=8确定各级转速：900、630、450、315、224、160、112、80r/min。900143063045031522480160112由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比i=1430/0=2.27 。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/=1/1.41， ai2=1/1查实用机床设计手册表2.3-4, 可取SZ=70,于是可得轴齿轮齿数分别为：、29、35。可得轴上的三联齿轮齿数分别为：、41、35。传动组b:bi1=1/2=1/2， bi2=1/1查实用机床设计手册表2.3-4, 可取 SZ=78，于是可得轴上两联齿轮的齿数分别为：26、39。于是得轴上两齿轮的齿数分别为：52、39。传动组c:ci1=13=1/2.82, ci2=2=1.41查实用机床设计手册表2.3-4, 可取SZ=91,ci1=1/2.82为降速传动，取轴齿轮齿数为24；ci2=1.41为升速传动，取轴齿轮齿数为38。得轴两联动齿轮的齿数分别为24，53；得轴两齿轮齿数分别为67,38。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：2801253967382453522639353541292.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=80*1.4183-1=140 r/min 取主轴计算转速为：160 r/min各传动轴的计算转速： 轴可从主轴160 r/min按24/67的传动副找上去，轴的计算转速450 r/min；轴的计算转速为450r/min；轴的计算转速为630r/min。3各齿轮的计算转速传动组c中， 只需计算z =24的齿轮，计算转速为140 *67/24=450 r/min；传动组b计算z = 26的齿轮，计算转速为450r/min；传动组a应计算z =29的齿轮，计算转速为630r/min。4核算主轴转速误差n实=1430*125280*3535*3939*5338=890 r/min n标=900r/min n实-n标n标=890 -900900=1.07%10-1=4.1% 所以合适。2.2 带传动设计电动机转速n=1430r/min,传递功率P=3KW,传动比i=1430/630=2.27 ，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=3.3KW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*2.27 =280mm 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*1430600*1000=9.35 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 222.75 a0810 ,初取中心距为a0=400mm。 带长L0=2a0+2d1+d2+d2-d124a0 =2*400+3.142125+280+280-12524*400=1451 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+1400-1451 2=375 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=158 120, 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=0.95k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=3.31.93+0.09*0.95*0.96 =1.79 取2 7计算带的张紧力 F0=500pcavZ2.5-kk+qv2其中： -带的传动功率,3.3KW； v-带速,9.35 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*3.39.35 *2*2.5-0.950.95+0.1*9.35 2=152.64 N8计算作用在轴上的压轴力 FQ2ZF0sin122*2*152.64 *sin158 2 =599.06 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齿齿轮的模数：mj=163003(i+1)k1k2k3Pmz12i njj2其中: i-公比 ； i=1.41； 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=3*0.95=2.85Kw =带轴承=0.96*0.99=0.95 m-齿宽系数；取8 z1-小齿轮齿数；取29 nj-齿轮计算转速；630r/min j-齿轮许用接触应力； 按45#整体淬火j=1100MPa mj=1630031.41+1*1.2*1.4*1.12*2.858*292*1.41*630*11002=1.98 取m =2.5 mm。 于是传动组a的齿轮模数取m =2.5 mm，b =20mm。 轴上齿轮的直径： da1=2.5 *35=87.5mm, da2=2.5 *29=72.5mm 轴上三联齿轮的直径分别为： da1=2.5 *35=87.5mm, da2=2.5 *41=102.5mm b传动组： 按最小齿数26的齿轮计算： 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=3*0.92=2.76Kw =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26 nj-齿轮计算转速；450 r/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*2.768*262*2*450*11002=2.25 取m =3 mm。于是传动组b的齿轮模数取m =3 mm，b =24mm。 轴II上齿轮的直径： db1=3 *39=117mm, db2=3 *26=78mm 轴III上三联齿轮的直径分别为： db1=3 *39=117mm, db2=3 *52=156mm c传动组： 按最小齿数24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=3*0.89=2.67Kw =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24 nj-齿轮计算转速；450 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*2.678*242*2.82*450*11002=2.27 取m =3 mm。于是传动组c的齿轮模数取m =3 mm，b =24mm。 轴III上齿轮的直径： dc1=3 *53=159mm, dc2=3 *24=72mm 轴IV上三联齿轮的直径分别为： dc1=3 *38=114mm, dc2=3 *67=201mm3. 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29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=220.01 *0.72*0.78*0.77=95.14 其中， kT=m60n1TC0=660*630*60002*106=220.01 n1-齿轮的最低转速；经前面计算，取630r/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=3*0.95=2.85 =带轴承=0.96*0.99=0.95a Z-小齿轮齿数；取最小齿轮齿数0 Y-齿形系数；查金属切削机床设计指导表27得Y=0.345 B-齿宽；经前面计算得B=20mm nj-齿轮计算转速；630r/min m-齿轮模数；经前面计算得m=2.5 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*95.14 *2.8529*0.345*8*630*320=1.55 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26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=208.01 *0.72*0.78*0.77=89.95 其中， kT=m60n1TC0=660*355*60002*106=208.01 n1-齿轮的最低转速；经前面计算，取450r/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=3*0.92=2.76 =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26 Y-齿形系数；查金属切削机床设计指导表27得Y=0.43 B-齿宽；经前面计算得B=24mm nj-齿轮计算转速；450r/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*89.95 *2.7626*0.43*8*450*320=1.66 mwm,故齿轮通过校核。3.3校核c传动组齿轮校核齿数为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=208.01 *0.72*0.78*0.77=89.95 其中， kT=m60n1TC0=660*355 *60002*106=208.01 n1-齿轮的最低转速；经前面计算，取450 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=3*0.89=2.67 =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；450 r/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*89.95 *2.6724*0.43*8*450 *320=1.72 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=3*0.96*0.99=2.85 KW d1104PInj=11042.85 630=28.53 mm，考虑键槽故增大5%并圆整取d=32mm（2）II轴的直径： II轴传递功率PII=PI齿轴承=2.85 *0.98*0.99=2.77 KW d1104PIInj=11042.77 450=30.80 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=2.77 *0.98*0.99=2.68 KW d1104PIIInj=11042.68 450 =30.57 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=2.68 *0.96*0.99=2.60 KW d1104PIVnj=11042.60 160 =39.29 mm，圆整取d=42mm4.2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=3KW.经查实用机床设计手册表3.11-6：得：前轴颈应为70-90mm,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*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*7.547.52*(35+7.5)=397.06 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=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*630*10360000=3.40 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-材料的许用压强，查表10.6，取1Kv-速度修正系