最大加工直径为Ф500mm普通车床的主传动部件设计论文

最大加工直径为 500主传动部件设计 院 (系 ) 部： 机械工程 系 学生姓名： 指导教师： 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 完成时间： 1 目录 拟定 参数的步骤和方法 结构网的选择确定 传动组及各传动组中传动副的数目 传动系统扩大顺 序的安排 绘制结构网 传动组的变速范围的极限值 最大扩大组的选择 主电机的选定 齿轮齿数的确定的要求 变速传动组中齿轮齿 数的确定 - 主轴的计算转速 中间传动件的计算转 速 齿轮的计算转速 传动轴直径的估算 主轴的设计与计 算 主轴材料与热处理 齿轮模数的估算 齿轮模数 的验算 一般传动轴上的轴承选择 主轴轴承的类型 轴 承间隙调整 轴承的 校 核 按扭矩选择 按扭矩选择 外摩擦片的内径 选择摩擦片尺寸 (自行设计 )计算摩擦面的对数 摩擦片片数 2 床主参数和基本参数 定参数的步骤和方法 1） 极限切削速度 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 工 条 件 m/m/硬质合金刀具粗加工铸铁工件 30 50 硬质合金刀具半精或精加工碳钢工件 150 300 螺纹加工和铰孔 3 8 根据 给出条件，取 00 m/ 2） 主轴的极限转速 计算车床主轴极限转速时的加工直径，按经验分别取 K=n=主轴极限转速应为： 取标准 数列数值，即600r/标准数列数值，即 速范围 Rn=转速范围 Rn=） 主轴转速级数 已知 Rn= 和 代入 R= 式，得 R= 为以选取 = 考虑到设计的结构复杂程度要适中， 并要求最好 采用 特殊形式 的 变速系统。 选 取级数 Z=12。各级转速数列 直接从标准的数列表中 查出， 按标准转速数列为： 50， 71， 100， 140， 200， m i n/1 5 2 01 4 1 0 01 0 0 01 0 0 01 0 0 0m i nm a x rD k R m a zm a z 3 280, 400, 560， 800， 1120, 1600 综合上述可得：主传动部件的运动参数 1600n Z=12 =） 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。 中型普通车床典型重切削条件下的用量 刀具材料： 件材料 45号钢，切削方式：车削外圆 查表可知：切深 给量 f(s)=r 切削速度 V=90m/率估算法用的计算公式 a 主切削力： 900 026N b 切削功率： N 切 =612001200903026 c 估算主电机功率： N=总切N = 可选取电机为： 定功率为 载转速为 1440r/计 动结构式、结构网的选择确定 动组及各传动组中传动副的数目 级数为 传动组分别有 个传动副 Z= 传动副数由于结构的限制以 2或 3为适合，即变速级数 和 3的因子： 即 Z=2a 3b 实现 12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副的组合 : 1) 12=3 4 2) 12=4 3 4 3) 12=3 2 2 4) 12=2 3 2 5) 12=2 2 3 按照传动副“前多后少”的原则选择 Z=3 2 2这一方案，但主轴换向采用双向片式摩擦离合器结构，致使轴的轴向尺寸过大，所以此方案不宜采用，而应先择12=2 3 2。 方案 4）是比较合理的 12=2 3 2 动系统扩大顺序的安排 12=2 3 2的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有 6种形式： 1) 12=21 32 26 2) 12=21 34 22 3) 12=23 31 26 4) 12=26 31 23 5) 12=22 34 21 6) 12=26 32 21 根据级比指数分配要“前密后疏”的原则，应选用 Z= 12 23 62这一方案，然而对于我们所设计的结构将会出现两个问题： 第一变速组采用降速传动时，由于摩擦离合器径向结构尺寸限制，使得轴上的齿轮直径不能太小，轴上的齿轮则会成倍增大。这样，不仅使 -轴间中心距加大，而且 -轴间的中心距也会辊大，从而使整个传动系统结构尺寸增大。这种传动不宜采用。 如果第一变速组采用升速传动，则轴至主轴间的降速传动只能同后两个变速组承担。为了避免出现降速比小于允许的杉限值，常常需要增加一个定比降速传动组，使系统结构复杂。这种传动也不是理想的。 如果采用 Z=32 13 62这一方案则可解决上述存在的问题。 制结构网 5 图 构网 动组的变速范围的极限值 齿轮传动最小 传动比 1/4,最大传动比 ,决定了一个传动组的最大变速范围 。 因此，要按照下表，淘汰传动组变速范围超过极限值的所有传动方案。 极限传动比及指数 X,X,值为： 表 比 极限传动比指数 值： x1 =1/4 4 X,值： x, =2 2 (X+ X,)值： x+x =8 6 大扩大组的选择 正常连续的顺序扩大组的传动的传动结构式为： Z= 1 1 最后扩大组的变速范围 按照 r 8 原则，导出系统的最大级数 Z 和变速范围 表 3 2 3 Z=12 4 Z=9 后扩大组的传动副数目 时的转速范围远比 时大 因此，在机床设计中，因要求的 后扩大组应取 2更为合适。 同时，最后传动组与最后扩大组往往是一致的。安装在主轴与主轴前一传动轴的具有极限或接近传动比的齿轮副承受最大扭距，在结构上可获得较为满意的处理，这也就是最后传动组的传动副经常为 2 的另一原因。 转速图的拟定 运动参数确定以后，主轴各级转速就已知，切削耗能确定了电机功率。在此基础上，选择电机型号，确定各中间传动轴的转速，这样就拟定主运动的转速图，使主运动逐步具体化。 电机的选定 6 1） 电机功率 N： 中型机床上，一般都采用三相交流异步电动机作为动力源。 根据机床切削能力的要求确定电机功率 ： N=） 电机转速 选用时，要使电机转速轴转速相近或相宜，以免采用过大的升速或过小的降速传动。 440r/） 分配降速比 : 该 车床主轴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”的原则以及摩擦离合器的工作速度要求，确定各传动组最小传动比。 u 总 = =440=1/配总降速传动比时，要考虑是否增加定比传动副，以使转速数列符合标准和有利于减小齿数和减小径向与轴向尺寸，必须按“前慢后快”的原则给串联的各变速器分配最小传动比。 a 决定 轴 - 的最小降速传动比主轴上的齿轮希望大一些，能起到飞轮的作用，所以最后一个变速组的最小降速传动比取极限 1/4，公比 =，因此从 轴的最下点向上 4 格，找到上对应的点，连接对应的两点即为 -轴的最小传动比。 b 决定其余变速组的最小传动比根据“前慢后快”的原则，轴 -间变速组取，即从 轴向上 3格，同理，轴 -间取 u=1/ 3，连接各线。 c 根据个变速组的传动比连线按基本组的级比指数 ，第一扩大组的级比指数，第二扩大组的级比指数 ,画出传动系统图如 图 带轮直径的确定 7 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。 根据拟定的转速图上的各传动件的传动比，可以确定带轮直径。 择三角带型号 一般机床上都采用三角带。根据电机转速和功率查图即可确定型号。应使传 动带数为 3 5 根为佳。 根据公式 ： N=中 电机的额定功率 工作情况系数 车床的起动载荷轻，工作载荷稳定，二班制工作时，取 式中 查机械设计图 8型带。 定带轮的最小直径 的弯曲应力就越大，为提高带的使用寿命，小带轮直径求大于许用最小带轮直径 查表得， B 型带推荐值 40 计算大带轮直径 12n (1 )小=140 （ =圆整值 79中 1n 小带轮转速 r/n 大带轮转速 r/8 带的滑动系数，一般取 确定三角带速度 v v= 1000小= 3 1 4 0 1 4 4 06 0 1 0 0 0=s 定中心距常根据机床总体布局初步选定，一般可以在下列范围内选取： 2)(大)=40 279 （ ） 心距过小，将降低带的寿命 ;中心距过大时，会引起振动。中型车床电机轴至变速箱带轮轴的中心距一般为 750 850 定三角带的计算长度 2( - D )( D )24 大 小小 大=2 算出的，并从表中查出相应的内周长度过截面中心的计算长度 L=， Y 为修正值，作为订购和标记时用。 L=1600 ；600567 验算三角带的挠曲次数 u u=10001 0 0 0 2 1 0 1600m/s=40 次 /s 式中 m 带轮个数。 定实际中心距 A= 1 6 0 0 1 5 1 6 2=圆整值 A=796 验算小带轮包角11 00 0 5 7 . 3大 小= 002 7 9 1 4 01 8 0 5 7 . 3796= 0170 0120 定三角带的根数 9 Z=1NN = 取 Z=3 式中： 单根三角带在1= 0180 、特定长度、平 稳工作情况下传递的功率值 1C 包角系数 齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制 轮齿数的确定的要求 可用计算法或查表确定齿轮齿数，后者更为简便，根据要求的传动比 u 和初步定出的传动副齿数和表即可求出小齿轮齿数 。 选择 时 应考虑： 保证不产生根切。对于标准齿轮，其 最小齿数 1820 免齿轮尺寸过大而引起机床结构增大，一般推荐齿数和100选用在 100 之内。 3 同一传动组中的各对齿轮副的中心距必须保证相等。若模数相同时，则齿数和亦应相等。但由于传动比的要求，尤其是在传动中使用了公用齿轮后，常常满足不了上述要求。机床上可用修正齿轮，在一定范围内调整中心距使其相等。但修正量不能太大，一般齿数差不能超过 3 4 个齿。 4. 防止各种碰撞和干涉 5. 保证强度和防 止热处理变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚 2般取 5m Z 6 m图 轮的壁厚 速传动组中齿轮齿数的确定 1） 确定齿轮齿数 1. 用计算法确定第一个变速组中各齿轮的齿数 10 j =j =中 主动齿轮的齿数 被动齿轮的齿数 一对齿轮的传动比 一对齿轮的齿数和 为了保证不产生根切以及保证最小齿轮装到轴上或套筒上具有足够的强度，最小齿轮必然是在降速比最大的传动副上出现。 把 齿数取大些： 取 0 则 2021 8 齿数和1+0+58=78 同样根据公式 4Z =39 2. 用查表法确定第二变速组的齿数 a 首先在 u1 b 为了避免根切和结构需要，取 4 c 查表找到 ，这些数值必须同时满足各传动比要求的齿轮齿数 能同时满足三个传动比要求的齿数和有 2 96 99 102 e 确定合理的齿数和 02 依次可以查得 7 5 4 8 2 0 同理可得其它的齿轮如下表所示： 表 速组 第一传动 组 第二传动 组 第三传动 组 齿数和 78 102 114 11 齿轮 2 4 6 8 10 12 14 齿数 20 58 39 39 24 78 34 68 42 60 91 23 76 38 2） 验算主轴转速误差 由于确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计的理论转速难以完全相符，需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过 10( 。 主轴各级实际 转速值用下式计算 n 实 =(1 中 滑移系数 =0.2 ua ub uc 别为各级的传动比 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=实际标准实际 n 10( n 实 1=1440 n= (=同样其他的实际转速 及转速误差 如下 : 表 轴转速 n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9 准转速 0 71 100 140 200 280 400 560 800 1120 1600 实际转速 速误差 速误差满足要求。 3） 齿轮的布置 为了使变速箱结构紧凑以及考虑主轴适当的支承距离和散热条件， 其齿轮的布置如下图 示。 4） 绘制主传动系统图 按照 主传动转速图以及齿轮齿数绘制主传动系统图如下 图 齿轮结构的布置 12 3 计 定 计算转速 轴的计算转速 nj=z/3-1 z=12 nj= =00r/ 中间传动件的计算转速 轴上的 6级转速分别为： 140、 200、 280、 400、 560、 800r/00r/ 轴经 时从 140r/上的转速全部功率，所以确定最低转速 140r/ 轴的计算转速。按上述的方法从转速图中分别可找到计算转速： 轴为 400r/ 轴为 1120r/动机轴为 1440r/轮的计算转速 轴上，从转速图可见 身有 6 种转速，其要 传递全部的功率的计算转速为 140r/ 同样可以确定其余齿轮的转速 如下表 表 动轴的估算和验 算 动轴直径的估算 传动轴直径按扭转刚度用下列公式估算传动轴直径： 4 91 中： N 该传动轴的输入功率 d 电机额定功率； 从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积 齿轮 计算转速 1120 400 1120 1120 400 140 400 140 400 140 190 200 140 140 13 该传动轴的计算转速 r/ 每米长度上允许的扭转角 (m),表 度要求 允许的扭转角 主 轴 一般的传动轴 较低的传动轴 1 1 2 对于一般的传动轴，取 = I 120 r/ 400112 d 321 d 00 r/ 42 d =33.2 362 d 轴 40 0 04 001 d 63 d 采用 花键轴 结构，即将估算的传动轴直径 %为花键轴的直径，在选相近的标准花键。 =32 =36 =46 表可以选取花键的型号其 尺寸 )741 1 4 4( 别为 14 1d 轴取 836 6 2d 轴取 840 7 3 850 9 轴的设计与计算 主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件的主轴参与切削成形运动， 此，它的精度和性能性能直接影响加工质量（加工精度与表面 粗糙度） 。 1） 主轴 直径 的选择 查表可以选取前支承轴颈直径 0 支承轴颈直径 1=63 77 选取 0 ） 主轴内径的选择 车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶杆必须是空心轴。 确定孔径的原则是在满足对空心主轴孔径要求和最小壁厚要求以及不削弱主轴刚度的要求尽可能取大些。 推荐： 普通车床 d/D(或 1)=中 D 主轴的平均直径， D= (2)/2 前轴颈处内孔直径 d=(=44 48 以，内孔直径取 45） 前锥孔尺寸 前锥孔用来装顶尖或其它工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。选择如下： 莫氏锥度号取 5号 标准莫氏锥度尺寸 大端直径 D=） 主轴前端悬伸量的选择 确定主轴悬伸量 a 的原则是在满足结构要求的前提下，尽可能取小值。 主轴悬伸量与前轴颈直径之比 a/D=1.5 a=(1=54 135 15 所以 ，悬伸量取 100） 主轴合理跨距 和最佳跨距 选择 根据表 3金属切削机床设计计算前支承刚度 前后轴承均用 3182100系列轴承，并采用前端定位的方式。 查表 K A 1700 105 N/为后轴承直径小于前轴承， 取 105N/1(61)(030 其中 综合变量3 其中 E 弹性模量，取 E=105 N/ I 转动惯量， I= (64=(8041063 = 35 65 =图 3在横坐标上找出 =交点向左作水平线与纵坐标轴相交，得 L0/a= 所以最佳跨距 0=100=250 因为 合理跨距的范围 L 合理 =(0=375 以 取 L=260 ） 主轴刚度的验算 对于一般机床主轴，主要进行刚度验算，通常能 满足刚度要求的主轴也能满足强度要求。 16 对于一般受弯矩作用的主轴， 需要进行弯矩刚度验算。主要验算主轴轴端的位移 A。 图 轴支承的简化 切削力 026N 挠度 I )(2 =1 0 02 6 0(1 0 03 0 2 6 =y=260=y 倾角 A=EI )32( =65 101 0032 602(1 003 02 6 =端装有圆柱滚子轴承，查表 A= A A 符合刚度要求。 轴材料与热处理 材料为 45 钢，调质到 220 250轴端部锥孔、定心轴颈或定心圆锥面等部位局部淬硬至 55，轴径应淬硬。 轮模 数的估算和计算 轮模数的 估算 根据齿轮弯曲疲劳的估算： 332面点蚀的估算： 3370 17 其中 由中心距 z 、 2z 求出模数：212 据估算所得取相近的标准模数。 1） 齿数为 20与 58的齿轮 N= m 370 = 212 模数为 2 2） 齿数为 39与 39的齿轮 2 370 = 12 模数为 2 3） 齿数为 24与 78的齿轮 N= 18 3370 = 12 模数为 ） 齿数为 34与 68的齿轮 N=525 370 = 212 模数为 ） 齿数为 42与 60的齿轮 N= 370 = 12 模数为 ） 齿数为 23与 91的齿轮 N=19 091 m 3370 = 12 模数为 ） 齿数为 76与 38的齿轮 N= 3370 = 12 模数为 齿轮模数的 验算 结构确定以后，齿轮的工作条件、空间安排 、 材料和精度等级等都已确定，才可能核验齿轮的接触疲劳和弯曲疲劳强度值是否满足要求。 根据齿轮的接触疲劳计算齿轮模数公式为： 3 221321)1(16300 据齿轮的弯曲疲劳强度计算 齿轮模数公式为： 275 1 321 jm 20 式中： 齿轮）的计算转速 r/m ， m 常取 6 10； 1z 般取传动中最小齿轮的齿数； i 112 +”用于外啮合，“ -”号用于内啮合； ； K ； 轮等传动件在接触和弯曲交变载荷下的疲劳曲线指数 o r/型机床推荐： T=15000 20000h; 值低的交变我荷可使金属材料的晶粒边界强化，起着阻止疲劳细缝扩展的作用； 命系数）的极限 i nm i nm a x 时，取时，则取； 1K 等冲击的主运动： 1K = 2K 3 、 j 触应力 组 齿数为 20与 58 的齿轮 0202 圆速度 0 0 0 1 1 2 0406 0 0 0 0 m/s 由表 8可得：取精度等级为 7级 。 2K = K mm z 21 由表 9得：3K=1 60.0 由表可知 所以 取 表 11 许用应力知，可取齿轮材料为 45 整淬 =1100 j =320表 10可知 可查得 Y= 221321)1(16300 2 01 1 0 2058(1 6 3 0 0 322275 1 321 jm 2 m 所以 模数取 2适合要求。 齿数为 20与 58的齿轮 0202 圆速度 0 0 0 1 1 2 0406 0 0 0 0 m/s 由表 8可得：取精度等级为 7级 。 2K = K mm z 由表 9得：3K=1 22 60.0 由表可知 所以 取 表 11 许用应力知，可取齿轮材料为 45 整淬 =1100 j =320表 10可知 可查得 Y= 221321)1(16300 2 01 1 0 2058(1 6 3 0 0 322275 1 321 jm 2 m 所以 模数取 2适合要求。 齿数为 24与 78的齿轮 圆速度 0 0 0 4 0 0606 0 0 0 0 m/s 由表 8可得：取精度等级为 7级 。 2K = K mm z 由表 9得：3K=1 3 60.0 由表可 知 所以 取 表 11 许用应力知，可取齿轮材料为 45 整淬 =1100 j =320表 10可知 可查得 Y= 221321)1(16300 01 1 0 2478(1 6 3 0 0 322275 1 321 jm m 所以 模数取 合要求。 齿数为 76与 38的齿轮 圆速度 0 0 0 1 4 0956 0 0 0 0 m/s 由表 8可得：取精度等级为 7级 。 2K = K mm z 由表 9得：3K=1 4 60.0 由表可知 所以 取 表 11 许用应力知，可取齿轮材料为 45 整淬 =1100 j =320表 10可知 可查得 Y= 221321)1(16300 01 1 0 3876(1 6 3 0 0 322275 1 321 jm m 所以 模数取 合要求。 承 的选择与校核 机床传动轴常用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升。空载功率和噪音等方面 ，球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支承孔的加工精度要求都比较高，异常球轴承用得更多。但滚锥轴承的内外圈可以公开。装配方便，间隙容易调整。所以有时在没有轴向力时，也常采用这种轴承。选择轴承的型式和尺寸，首先取决于承载能力，但也要考虑其它结构条件。即要满足承载能力要求，又要符合孔的加工工艺，可以用轻、中、或重系列的轴承来达到支承孔直径的安排要求 。花键轴两端装轴承的轴颈尺寸至少有一个应小于花键的内径，一般传动轴承选用 般传动轴上的轴承选择 在传动轴上选择 6200 系列的深沟球轴 承 ，其具体的 型号和尺寸如下表 示 表 25 传动轴 轴承型号 6206 6207 6209 轴承尺寸 30 62 35 72 45 85 轴轴承的类型 主轴的前轴承选取 3182100 系列 双列 向心 短圆柱滚子轴承。这种轴承承载能力大，内孔有 1： 12 锥度，磨擦系数小，温升低，但不能承受轴向力，必须和能承受轴向力的轴承配合使用，因此整个部件