车床主传动系统设计【4KW 26.5 1.41 11级】【毕业论文+CAD图纸全套】

I目录目录I1，项目背景分析12，研究计划要点与执行情况23，项目关键技术34，具体研究内容与技术实现441机床的规格及用途442运动设计4421确定极限转速4422确定公比4423主轴转速级数4424确定结构式4425绘制转速图5426绘制传动系统图543传动零件的初步计算8431传动轴直径初定8II432主轴轴径直径的确定9433齿轮模数的初步计算9434限制级讨论1044关键零部件校核11441主轴静刚度验算11442传动轴的弯曲刚度验算17443直齿圆柱齿轮的应力计算205，技术指标分析2451传动系统图的设计2452齿轮齿数、模数的选择2453轴径、孔径的选择2454其他零部件、细节256，存在的问题与建议26参考文献27III11，项目背景分析本项目旨在设计一款无丝杠车床。车床主要用于加工轴、盘、套和其他具有回转表面的工件，以圆柱体为主。在机械制造及其自动化专业的整体教学计划中，综合课程设计II是一个及其重要的实践教学环节，目的是为了锻炼学生机械结构的设计能力，这是机械类学生最重要的设计能力；同时，机床位制造工业“母机”结构典型，适合作为作为课程设计内容。22，研究计划要点与执行情况机械制造及其自动化专业的综合课程设计2，是以车床主传动系统为设计内容，完成展开图和截面图各一张及相关计算，并撰写报告。设计内容要求图纸工作量画两张图展开图（A0）轴系展开图。其中摩擦离合器、制动和润滑不要求画，但要求掌握，操纵机构只画一个变速手柄。截面图（A1）画剖面轴系布置示意图（包括截面外形及尺寸，车床标中心）。标注中心距、配合尺寸、定位尺寸、中心高（车床）、外形尺寸。标题栏和明细栏主轴端部结构按标准画编写课程设计报告。33，项目关键技术减速箱内各级减速比分配、转速图的选取，传动系统齿轮的分布。齿轮模数齿数齿宽的选取为本次设计应首要解决的内容，解决以上问题可以使机床主轴箱大体分布得到解决。主轴箱内传动件的空间布置是极其重要的问题，变速箱内各传动轴的空间布置首先要满足机床总体布局对变速箱的形状和尺寸的限制，还要考虑各轴受力情况，装配调整和操纵维修的方便。其中齿轮的布置与排列是否合理将直接影响主轴箱的尺寸大小、结构实现的可能性，以及变速操纵的方便性。主轴传动中的合理布置也很重要。合理布置传动件在主轴上的轴向位置，可以改善主轴的受力情况，减小主轴变形，提高主轴的抗振性。44，具体研究内容与技术实现41机床的规格及用途本设计机床为卧式机床，其级数Z11，最小转数NMIN265R/MIN，转速公比141，驱动电动机功率P4KW。主要用于加工钢以及铸铁有色金属，采用高速钢、硬质合金、陶瓷材料做成的刀具。42运动设计421确定极限转速根据设计参数，主轴最低转速为265R/MIN，级数为11，且公比141于是可以得到主轴的转速分别为265，375，53，75，106，150，212，300，425，600，850R/MIN，则转速的调整范围（41）8502653208422确定公比根据设计数据，公比141。423主轴转速级数根据设计数据，转速级数Z11。424确定结构式按照主变速传动系设计的一般原则，选用结构式511312325（42）其最后扩大组的变速范围（43）514155578符合要求。初定其最大传动比UMAX141；最小传动比UMIN1/4，在要求范围内。425绘制转速图（1）选定电动机根据设计要求，机床功率为4KW，最高转速为1000R/MIN，可以选用Y132M28，其同步转速为1000R/MIN，满载转速为960R/MIN，额定功率55KW。（2）确定传动轴轴数传动轴数变速组数定必传动副数13115（3）绘制转速图选取传动组C的两个传动比分别为UC11/4，UC2141；传动组B级比指数为3，为了避免升速，又不使传动比太小，取UB1282，UB21；传动组A可取UA11/2，UA21/141，UA31。转速图见图41。426绘制传动系统图（1）确定变速组齿轮传动副的齿数6变速组A有三个传动副，其传动比分别为UA11/2，UA21/141，UA31，取其倒数，分别按U1，141，2查常用传动比适用齿数表，取SZ72，则主动轮齿数分别为36，30，24，则三个传动副齿轮齿数为3636，3042，2448。同理，变速组B，SZ80，齿数4040，2159；变速组C，SZ94，齿数5539，1975。7图41转速图（2）核算主轴转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不超过10（1），即41。带传动的传动比为125/2000625。对于第一级转速N1265R/MIN，其实际转速带9601252002448215919752705/（44）转速误差为（45）|111|2705265265|208在标准范围内，依次计算各级转速误差，结果如表41。表41转速误差表标准转速R/MIN实际转速R/MIN主轴转速误差是否在标准值范围之内265270520837538251885354280427579171001061074413615015151008212212880423003000425425760186006000850849520056（2）核算主轴转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不超过10（1），即41。带传动的传动比为125/2000625。对于第一级转速N1265R/MIN，其实际转速带9601252002448215919752705/转速误差为|111|2705265265|208在标准范围内，依次计算各级转速误差，结果如表41。（3）传动系统图（图42）9图42传动系统图43传动零件的初步计算431传动轴直径初定由参考文献2，传动轴直径按扭转刚度进行计算（46）914其中D传动轴直径N该轴传递的功率NJ该轴的计算转速10由转速图可知，各轴的计算转速主75；106；300；600；初算各轴轴径914914460012600914914430013092914914410614011432主轴轴径直径的确定主轴尺寸参数多由结构上的需要而定，由参考文献3，功率为4KW的卧式车床选用前轴径为70105MM，选定为100MM，后轴径D2（07085）D1，取80MM。433齿轮模数的初步计算同一变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷量最重的小齿轮，按减缓的接触疲劳强度公式进行计算（47）163383112211式中MJ按接触疲劳强度计算的齿轮模数（MM）；ND驱动电动机的功功率（KW）；M齿宽系数，MB/M（B为齿宽，M为模数），M610；大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，1，外啮合取“”，内啮合取“”；NJ齿轮的计算转速，见表42；J许用接触应力（MPA），齿轮材料为调质45钢表面淬火，许用接触应力J1370MPA。表42齿轮计算转速齿轮Z36Z24Z48Z42Z30Z40计算转速600600300425425300齿轮Z21Z59Z55Z19Z39Z75计算转速3001061067810675初算各传动组齿轮模数；取M25MM；171；取M3MM；228；取M45MM；23712434限制级讨论对于第二扩大组，主轴轴径较大，前轴径为100MM，后轴径为80MM。故安装齿轮处轴外径约为90MM。由参考文献3，轴上的小齿轮还要考虑到齿根和到它的键槽深处的最小尺寸应大于基圆齿厚，以防止断裂，即其最小齿数应满足ZMIN103D/M56。对于主轴，选用单键槽，查得D1008MM，若M45MM，ZMIN28739，满足要求。考虑到花键滑动与定位较容易，除主轴和电动机轴外，其余轴均选用花键连接。第二扩大变速组在轴III上最小齿轮齿数Z19，选用花键646508；将D46MM代入，M45MM，ZMIN16219，满足要求。故第二扩大变速组的模数取M45MM对于第一扩大变速组，在轴II上的最小齿数Z21，选用花键636408，将D36MM代入，M3MM，ZMIN193321，满足要求。第一扩大变速组在轴III上最小齿数Z40，M3MM，ZMIN21440，满足要求。故第一扩大变速组的模数取M3MM。对于基本组，在轴II上的最小齿数Z36，将D36代入，M3MM，ZMIN18036，满足要求。轴I为单键槽，查得D20MM，其最小齿数Z24，则DMIN13924，满足要求。故基本组模数取M25MM。机床主传动系统最小齿数ZMIN19，符合17ZMIN20，满足条件。机床主传动系统最小极限传动比UMIN1/4，最大传动比UMAX2，中型机床最大齿数和SMAX94，满足要求。13（48）44关键零部件校核441主轴静刚度验算（1）主轴支撑跨距的确定L前端悬伸量主轴前端的悬伸长度，即从主轴外侧前支撑C中点（滚锥轴承及向心推力轴承则是接触角法线与轴线的交点处）到主轴前端的距离。这里选定C108MM。一般最佳跨距，考虑到结构以及023216325支承刚度会因磨损而不断降低，应取跨距比最佳支承跨距大一L0L些，一般是的倍，再综合考虑结构的需要，本设计取0L125。0350（2）最大切削合力P的确定最大圆周切削力须按主轴输出全功率和最大扭矩确定T429510DTJNDN其中电动机额定功率，；DNKW5D主传动系统的总效率，为各传动副、1NII轴承的效率，取；1主轴的计算转速，由前文计算结果，主轴的计JNR/MIN算转速为；75/14（49）计算直径，对于卧式车床，为溜板上最大加JDMJD工直径，取。D0506M200240D240MM可以得到，P29551041552407558103验算主轴组件刚度时，须求出作用在垂直于主轴轴线的平面内的最大切削合力。对于卧式升降台铣床的铣削力，一般按端铣计算。对于普通车床切削力合力，总切削力P22。则各切削分力比例关系大致为P2X22Y058336103027157103则，P2267103。P2X22766103（3）切削力作用点的确定设切削力的作用点到主轴前支撑的距离为SMSCW其中主轴前端的悬伸长度，；C108对于普通车床，。W0480MM可以得到，15（411）（410）188（4）齿轮驱动力Q的确定齿轮传动轴受输入扭矩的齿轮驱动力的作用而产生弯曲变Q形，当齿轮为直齿圆柱齿轮时，其啮合角，齿面摩20擦角时，其弯曲载荷5727210NMZN其中齿轮传递的全功率，N4KW；NKW该齿轮的模数、齿数；,MZ该传动轴的计算工况转速。NR/MIN可以得到，21210744594752673（5）变形量允许值的确定变形量允许值对普通机床前端挠度的允许值，目前广泛0Y使用的经验数据02MYL其中主轴两支撑间的距离，。L650MM可以得到16（412）0013（6）滚动轴承径向刚度计算仅以滚动轴承的游隙为零时，承受径向载荷来计算轴承的径向刚度，圆锥滚子轴承的径向刚度0980193COSCIZLR其中滚动体列数；I每列中滚动体数；Z滚子有效长度；0LM轴承的径向负荷；RN轴承的接触角。DEG可以得到，090801963162407COS51AC2B（7）主轴组件前段挠度CY1计算切削力P作用在S点引起主轴前端C点的挠度CSPY41323226CSPCBALSLYMEIICL式中17E抗拉弹性模量，钢的；5210EMPA为BC段惯性转矩，对于主轴前端CI；44466310106CDIN为AB段惯性转矩，对于主轴前端；44466801137106DI双支撑主轴径向力计算简图图43主轴负载简化模型18图44主轴组件的计算简图，计算得650，S188其余各参数定义与之前保持一致。代入计算，得23231616226301505053049847767CSPCBALSLCSYPEICM其方向如图44所示，沿方向，PARCTN/ARCTN/89DEGPZY其余各参数代入，得23220816CSPCBALSLCSYMEIICL2）计算力偶矩M作用在主轴前端C产生的挠度CY194142263CMCBALCYMMEICLL代入数据得262280861365013CMCBAYEIILL3）计算驱动力Q作用在两支承之间时，主轴前端C点的挠度CMQY4152226CMBABLLCBYEICL代入式（415），得MMY2641034）主轴前端C点的综合挠度C水平坐标轴H上的分量代数和为3OS7582COS154COS1802879MCYPMQMYY垂直坐标轴V上的分量代数和为SIN7582SIN1SIN180542827CZPCMCQMYYY综合挠度为4162CYCZ代入2327910708CYM20（417）由综合挠度，可见，故主轴通过校核。0CY442传动轴的弯曲刚度验算（1）齿轮驱动力Q的确定齿轮传动轴同时受输入扭矩的齿轮驱动力和输出扭矩的齿AQ轮驱动阻力的作用而产生弯曲变形，当齿轮为直齿圆柱齿轮，B其啮合角，齿面摩擦角时，其弯曲载荷2057210NMZNQ其中该齿轮传递的全功率，取；NKWN4该齿轮的模数和齿数；,MZ该传动轴的计算工况转速，（或NR/MINAJBJN）；AJBJ该轴输入扭矩的齿轮计算转速；JR/I该轴输出扭矩的齿轮计算转速。BJNN（2）变形量允许值的确定齿轮传动轴的抗弯刚度验算，包括轴的最大挠度，滚动轴承处及齿轮安装处的倾角验算。其值均应小于允许变形量及。0Y允许变形量可由参考文献3表3107查得21（418）（419），取Y0010050010053003015，。Y015MM0005（3）传动轴的载荷分析图45传动轴II载荷分布从齿轮实现变速的传动轴上，每个齿轮在轴上的工作位置不同，使轴产生的最大挠度点不同，为了计算上的简便，可以近似地以该轴的中点挠度代替最大挠度，其最大误差不超过3。两支承的齿轮传动轴，其中点挠度为323407519MLNXYDZN其中两支承间的跨距，；L358该轴的平均直径，；D40/IXAL齿轮的工作位置至较近支撑点的距离；IAIZM22输入扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度；AYM输出扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度；B其余各符号定义与前文一致。可以得到，X36743580207X481103580307X421363580380X401143580318X21843580235可以得到361713935834075020720207340425363002910548171393583407503072030734042536300111044217139358340750380203803404253630022103401713935834075031820318340425363001210423（420）（421）2117139358340750235202353404253630039105故、引起的中点挠度最大，在计算合成挠度时使用4240，进行计算。此时轴转速为。42AY20BY300/由参考文献2，中点的合成挠度222其中被验算轴的中点合成挠度；HYM在横截面上，被验算的轴与其前、后传动轴连心线的夹角；驱动力和阻力在横截面上，两向量合成时的夹角AQB。2可以得到218057186可以得到221032121042222103121041285652106MM由综合挠度，可见，满足要求。HY由参考文献2，传动轴在支承点A、B处的倾角、AB24（422）（423）（424）3RADHABYL可以得到，3521063841107RAD可见，满足要求，故不用计算传动轴在齿轮处的倾角。综上，传动轴通过校核。443直齿圆柱齿轮的应力计算在验算变速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大的，齿数最小的齿轮进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动齿轮主要验算接触应力，对低速传动齿轮主要验算弯曲应力。此处验算选择1945，7545组齿轮。由参考文献2式（9）和式（10），齿面接触应力3123S208MPAJJJKNZMUBN齿根弯曲应力5123S90PAWWJZYN其中初算得到的齿轮模数，取；MMM35传递的额定功率，N4KW；NKW齿轮的计算转速，小齿轮取，大JNR/INN1300/25（425）（426）齿轮取；N275/大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，外啮合取“”号，U1U内啮合取“”号，此处；7519小齿轮的齿数,；Z19齿宽，；BM36MM许用接触应力，由参考文献3表3441，齿JMPA轮材料选用45钢，高频淬火，可得；1370PAJ许用弯曲应力，由参考文献3表3441,W；354PA寿命系数；SKSTNNQK工作期限系数；T106MTC齿轮在机床工作期限内的总工作时间，对于中型TSH机床的齿轮，取，同一变速组1502HSS20000内的齿轮总工作时间可近似地认为，为该变速组的传动TP副数，取P2，则S10000齿轮的最低转速，小齿轮取，大1NR/MINN1106/齿轮取，N2265/26基准循环次数，对于钢和铸铁件，接触载荷取0C，弯曲载荷取；716021C疲劳曲线指数，接触载荷取，弯曲载荷对正火、M3M调质及整体淬硬件取，对表面淬硬（高频、渗碳、氮化等）件取；9转速变化系数；NKK092功率利用系数，79；NK0材料强化系数，75；QKQ0Y齿形系数，Z19，Y0386；齿向载荷分布系数，；1K105动载荷系数，；22K工作状况系数，。33可以得到6010960106100002106146寿命系数S146909207907508应力计算结果27J20881037545751911051051308475193675285AJ1370A191105K1K2K3KN21911051051051308419452360386300546MP354A5219013259157407FMP因此满足要求。285，技术指标分析51传动系统图的设计主轴高转速范围的传动比排列，可采用先降速后升速的传动，使总转速和减小，