说明书-CW61100E型卧式车床主传动系统的结构设计.doc
CW61100E型卧式车床主传动系统的结构设计【6张CAD图纸+PDF图】
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西安工业大学北方信息工程学院西安工业大学北方信息工程学院毕业设计（论文）毕业设计（论文） 题目：卧式车床主传动系统的结构设计题目：卧式车床主传动系统的结构设计 系 别 机电信息系 专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 B100205 姓 名 黄仁奕 学 号 B10020509 导 师 姚慧 2014 年 4 月 10 日 卧式车床主传动系统的结构设计第 2 页 共 63 页摘要数控车床不仅能够车外圆还能用于镗孔、车端面、钻孔与铰孔。与其他种类的机床相比，车床在生产中使用最广。本论文首先介绍了我国数控机床发展的过程与现状 ,并分析了其存在的问题 ;对数控机床的发展趋势进行了探讨；并对 CW61100E 数控车床主轴箱传动系统进行了设计与计算。主轴箱有安装在精密轴承中的空心主轴和一系列变速齿轮组成。数控车床主轴可以获得在调速范围内的任意速度，以满足加工切削要求。目前，数控车床的发展趋势是通过电气与机械装置进行无级变速。变频电机通过带传动和变速齿轮为主轴提供动力。通常变频电机调速范围 35，难以满足主轴变速要求；串联变速齿轮则扩大了齿轮的变速范围 。本设计将原来的带轮不卸荷结构变为了带轮卸荷结构，使输入轴在带处只受转矩，将轴上的径向力传动到车床机体上,改善了输入轴的受力情况。关键词：主轴箱，无级调速，传动系统 AbstractCNC lathe can not only outside the circle can be used for boring, facing, drilling and reaming. Compared with other kinds of machine tools, lathe is the most widely used in production.This paper introduces the process and current situation of the development of CNC machine tools in China, and analyzes its existing problems; the development trend of NC machine tool was discussed; and the CW61100E CNC lathe spindle box transmission system design and calculation.The spindle box is composed of hollow spindle mounted in precision bearings and a set of transmission gears. Spindle CNC lathe can get any speed in speed range, to meet the machining requirements.At present, the development trend of NC lathe is stepless speed change through the electrical and mechanical equipment. Variable frequency motor through the belt drive and gear to provide power for the spindle. Usually the frequency control of motor speed range of 3 - 5, to meet the requirements of spindle speed; series gear extends the range of gear transmission.The design of the original belt wheel not unloading structure to belt wheel unloading structure, the input shaft with only by the shaft torque, radial force on the drive to the lathe body, improve the stress conditions of the input shaft.Key Words: spindle box, stepless speed regulation, transmission system 卧式车床主传动系统的结构设计第 4 页 共 63 页目录摘要.2ABSTRACT.31 绪论.62 设计计算.72.1 机床的主参数 .72.2 主运动参数 .71.3 切削力的计算 .83 主动参数参数的拟定.103.1 主运动调速范围的确定、计算各轴计算转速、功率和转矩 .103.2 主电动机的选择.114 变速结构的设计.134.1 主变速方案拟定.134.2 变速结构式、结构网的选择.134.2.1 确定变速组及各变速组中变速副的数目.134.2.2 结构网的拟定.144.2.3 结构式的拟定.144.2.4 结构式的拟定.144.2.5 确定各变速组变速副齿数.155 传动件的设计.165.1 带传动设计.165.2 选择带型 .175.3 确定带轮的基准直径并验证带速 .175.4 确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角 .185.5 确定带的根数Z.195.6 确定带轮的结构和尺寸 .195.7 确定带的张紧装置 .205.8 计算压轴力 .205.9 各变速组齿轮模数的确定和校核.225.9.1 齿轮模数的确定.225.9.2 齿宽的确定.265.9.3 齿轮结构的设计.265.10 传动轴的直径估算.275.10.1 确定各轴转速.275.10.2 传动轴直径的估算：确定各轴最小直径.285.10.3 键的选择.295.11 传动轴的校核.295.11.1 传动轴的校核.295.11.2 键的校核.30卧式车床主传动系统的结构设计第 5 页 共 63 页5.12 摩擦离合器的选择和计算 .305.13 齿轮校验.335.13.1 校核 a 变速组齿轮 .345.13.2 校核 b 变速组齿轮.355.13.3 校核 c 变速组齿轮 .365.14 轴承的选用与校核.385.14.1 各轴轴承的选用.385.14.2 各轴轴承的校核.385.15 主轴组件设计 .396 结构设计.506.1 结构设计的内容、技术要求和方案.506.2 展开图及其布置.506.3 I 轴（输入轴）的设计.516.4 齿轮块设计.526.5 传动轴的设计.536.6 主轴组件设计.546.6.1 各部分尺寸的选择.546.6.2 主轴材料和热处理.556.6.3 主轴轴承.556.6.4 主轴与齿轮的连接.576.6.5 润滑与密封.576.6.6 其他问题.587 总结和展望.597.1 本文工作总结 .597.2 课题展望 .60参考文献.61致 谢.63卧式车床主传动系统的结构设计第 6 页 共 63 页1 绪论机床技术参数有主参数和基本参数，他们是运动传动和结构设计的依据，影响到机床是否满足所需要的基本功能要求，参数拟定就是机床性能设计。主参数是直接反映机床的加工能力、决定和影响其他基本参数的依据，如车床的最大加工直径，一般在设计题目中给定，基本参数是一些加工件尺寸、机床结构、运动和动力特性有关的参数，可归纳为尺寸参数、运动参数和动力参数。通用车床工艺范围广，所加工的工件形状、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬质合金刀具又用高速钢刀具。因此，必须对所设计的机床工艺范围和使用情况做全面的调研和统计，依据某些典型工艺和加工对象，兼顾其他的可能工艺加工的要求，拟定机床技术参数，拟定参数时，要考虑机床发展趋势和同国内外同类机床的对比，使拟定的参数最大限度地适应各种不同的工艺要求和达到机床加工能力下经济合理。机床主传动系因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同，应满足的要求也不一样。设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。在设计时应结合具体机床进行具体分析，一般应满足的基本要求有：满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性，如机床主轴油足够的转速范围和转速级数；满足机床传递动力的要求。主电动机和传动机构能提供足够的功率和转矩，具有较高的传动效率；满足机床工作性能要求。主传动中所有零部件有足够的刚度、精度和抗震性，热变形特性稳定；满足产品的经济性要求。传动链尽可能简短，零件数目要少，以便节约材料，降低成本。卧式车床主传动系统的结构设计第 7 页 共 63 页2 设计计算2.1 机床的主参数如表 1 所示：床身最大回转直径1000mm最小加工工件直径100mm顶尖间最大工件长度1500-16000mm刀架上最大回转直径630mm顶尖间最大工件重量6000kg 表 12.2 主运动参数据机床设计手册典型加工条件，当工件直径为 8001000mm 时，极限切削速度 取 200m/s。最小切削速度 按典型加工的两种情况取不同的数值: 高速钢车刀精车丝杠=1.5m/s; 高速钢车刀低速车削盘类零件，=8m/s 。主轴转速确定:由以上典型加工条件, 确定本机床主要加工直径范围为 100600mm。主轴转速与切削速度的关系: , v 为切削速度max1000max=dminVnmin1000min=dmaxVn式中的 或，不是该机床可能加工的最小或最大直径，而是机床全部工艺范围内可以用最大切削速度来加工时的最小工件直径和用最小切削速度来加工时的最大工件直径, 这样才能得出合理的极限转速值。 取max1000max1000 200=637 / mindmin100Vnrmax640 / minnr主轴最低转速：卧式车床主传动系统的结构设计第 8 页 共 63 页情况时，min1000min1000 1.5=4.8 / mindmax100Vnr min1000min1000 8=4.2 / mindmax630Vnr 取 min1000min=4.2 / mindmaxVnr主轴的转速范围为 4-640r/min变速范围，符合普通车床 Rn 为 40200 的变速范围, 且 Rn 值较大, 表明本机床有良好的加工工艺性能。 1.3 切削力的计算由于切削过程的复杂性，并且影响它的因素又多，因此目前尚未导出简便计算进给力、径向力、切削力 的理论公式，一般都是通过大量实验，由测力仪得到切削力后进行数据处理，建立经验公式。在建立经验公式时，大多数都是将背吃刀量、进给量及切削速度这三个主要因素作为可变因素，而其它影响因素则用修正系数间接计算，从而得出、 三个分力的计算公式:FX=PafkfvrkvFzkrFzkaFzkvbFzkhFzkuFzkbr1FzFy =PfkfFykvFykrFykaFykvbFykhFykuFykbr1FyFz =PfkfFxkvFxkrFxkaFxkvbFxkhFxkuFxkbr1Fx式中及下列各参数均是以实验条件得出, 切削深度、进给量、切削速度以实验条件中最大值计算, 而不是本机床实际所加工最大允许量, 详见机床设计手册:P单位切削力 ( kgf /mm2) , 取 P=210kgf /mm2;切削深度, 15mm, 取 p=5mm;F进给量, 0.10.5mm/r, 取 f=0.5mm/r;v切削速度, 90105m/min, 取 v=105m/min。以上取值及各修正系数源于机床设计手册。经计算：=586.3kgf据手册，=0.350.5，取=0.43=0.350.5，取=0.43则=252kgf; =252kgf卧式车床主传动系统的结构设计第 9 页 共 63 页总切削 F=+=1090.5kgf=10697.8N机床切削总功率: V/1000=10697.8105 /(601000)=18.7kW按上面所列式求得切削功率后, 还需考虑机床的传动效率, 机床的电机功率为Pc/m, 式中 m 为机床的传动效率, 一般取为 0.750.85, 取 0.85 计算, 计算得=22kW。查机械设计课程设计指导书P178 可得，选择电动机型号为 Y180L-4，满载时，其转速为 1470r/min。 3 主动参数参数的拟定3.1 主运动调速范围的确定、计算各轴计算转速、功率和转矩主运动调速范围的确定（本小节公式除非特别说明，均出自资料12）数控车床主轴转速范围 4640r/min则数控车床总变速范围 maxmin160nnRn估算主轴的计算转速，由于采用的是无级调速，所以采用以下的公式： (2.3)0.30.3maxminmin640nn()4)20r / min4nn计（因为数控机床主轴的变速范围大于计算转速的实际值同时为了便于计算故取：n20r / min计主轴的恒功率变速范围max6403220npnRn计电机的恒功率变速范围d2880R21440p由于RnpRdp，电动机直接驱动主轴不能满足恒功率变速要求，因此需要串联一个有级变速箱，以满足主轴的恒功率调速范围。取，则对于数控车床，为了加工端面时满足恒6fdpR77. 1lgRglZnpf线速度切削的要求，应使转速有一些重复，故取 Z=4故前面传动比分配可取。取 Z=4, ，计算出变速齿轮箱公比，则 4d1a,zfpzfpRR25 . 2ff，取变速箱有四种传动比： ；1/81. 21/21/41. 1 ；2/41. 12/11/41. 1卧式车床主传动系统的结构设计第 11 页 共 63 页 ；81. 2/12/141. 1/1 ；41. 1/21/241. 1/1由图 2 主轴功率特性图中可以看出，当主轴在 64040r/min 的转速范围内，功率段 abcde 恒功率输出，可以实现恒功率不停车无级调速，故此车床用于加工盘类零件时，可以恒线速度切削，严格保证加工质量，但以上设计没有考虑系统内传动元件造成的功率损失。3.2 主电动机的选择根据前面的切削计算，选择 22KW 的 Y180L-4 型三相异步电动机，参数如下图表Y180L-4Y180L-4 型三相异步电动机型三相异步电动机产品型号：Y180L-4 型Y180L-4 型三相异步电动机使用条件： 环境温度：-1540 海拔：不超过 1000m 额定电压：380V，可选 220-760V 之间任何电压值额定频率：50Hz、60Hz 防护等级：IP44、IP54、IP55 绝缘等级：B 级、F 级、H 级 冷却方式：ICO141 卧式车床主传动系统的结构设计第 12 页 共 63 页工作方式：S1 连接方式：3KW 及以下 Y 接法、4KW 及以上为接法 Y180L-4 型三相异步电动机特点 Y180L-4 型三相异步电动机功率：11KW 电压：380V 电流：21.8A 绝缘：B 噪音：87 dB(A) 转速 2900 r/min 是全封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机，是全国统一设计的基本系列，它同时是符合 JB/T9616-1999 和 IEC34-1 标准的有关规定， 具有国际互换的特点。 Y180L-4 型三相异步电动机广泛适用于不含易燃、易爆或腐蚀性气体的一般场合和无特殊要求的机械设备上，如金属切削机床、泵、风机、运输机械、搅拌机、农业机械和食品机械等。4 变速结构的设计4.1 主变速方案拟定拟定变速方案，包括变速型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个变速系统的确定。变速型式则指变速和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的变速型式、变速类型。变速方案和型式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此，确定变速方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。变速方案有多种，变速型式更是众多，比如：变速型式上有集中变速，分离变速；扩大变速范围可用增加变速组数，也可采用背轮结构、分支变速等型式；变速箱上既可用多速电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。显然，可能的方案有很多，优化的方案也因条件而异。此次设计中，我们采用集中变速型式的主轴变速箱。4.2 变速结构式、结构网的选择结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的变速不失为有用的方法，但对于分析复杂的变速并想由此导出实际的方案，就并非十分有效。4.2.1 确定变速组及各变速组中变速副的数目数为 Z 的变速系统由若干个顺序的变速组组成，各变速组分别有、Z个变速副。即 Z321ZZZZ 取 Z=4, ，计算出变速齿轮箱公比，则 4d1a,zfpzfpRR25 . 2ff，取变速箱有四种传动比： ；1/81. 21/21/41. 1 ；2/41. 12/11/41. 1 ；81. 2/12/141. 1/1 ；41. 1/21/241. 1/1卧式车床主传动系统的结构设计第 14 页 共 63 页由图 2 主轴功率特性图中可以看出，当主轴在 64040r/min 的转速范围内，功率段 abcde 恒功率输出，可以实现恒功率不停车无级调速，故此车床用于加工盘类零件时，可以恒线速度切削，严格保证加工质量，但以上设计没有考虑系统内传动元件造成的功率损失。4.2.2 结构网的拟定根据中间变速轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下：4.2.3 结构式的拟定主轴的变速范围应等于住变速传动系中各个变速组变速范围的乘积，即：inRRRRR210检查变速组的变速范围是否超过极限值时，只需检查最后一个扩大组。因为其他变速组的变速范围都比最后扩大组的小，只要最后扩大组的变速范围不超过极限值，其他变速组就不会超过极限值。 1222PXR卧式车床主传动系统的结构设计第 15 页 共 63 页4.2.4 结构式的拟定绘制转速图、选择 Y132S-4 型 Y 系列笼式三相异步电动机。、分配总降速变速比4.2.5 确定各变速组变速副齿数齿轮齿数的确定，当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和及zS小齿轮的齿数可以从【1】表 3-9 中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于1820。采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于 4，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。根据【1】,查表 3-9 各种常用变速比的使用齿数。94P卧式车床主传动系统的结构设计第 16 页 共 63 页5 传动件的设计5.1 带传动设计输出功率 P=22kW,转速 n1=1470r/min,n2=900r/min计算设计功率 PdedAdPKP 表表 4 4 工作情况系数AK原动机类类一天工作时间/h工作机1010161610101616载荷平稳液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（） ；离心式压缩机；7.5kW轻型运输机1.01.11.21.11.21.3载荷变动小带式运输机（运送砂石、谷物） ，通风机（） ；发电机；旋7.5kW转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛1.11.21.31.21.31.4载荷变动较大螺旋式运输机；斗式上料机；往复式水泵和压缩机；锻锤；磨粉机；锯木机和木工机械；纺织机械1.21.31.41.41.51.6载荷变动很大破碎机（旋转式、颚式等） ；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机1.31.41.51.51.61.8卧式车床主传动系统的结构设计第 17 页 共 63 页根据 V 带的载荷平稳，两班工作制（16 小时） ，查机械设计P296表表 4 4，取 KA1.1。即1.1 2224.2kWdAedPK PkW5.2 选择带型普通 V 带的带型根据传动的设计功率 Pd 和小带轮的转速 n1 按机械设计P297 图 1311 选取。根据算出的 Pd24.2kW 及小带轮转速 n11470r/min ，查图得：dd=80100 可知应选取 A 型 V 带。5.3 确定带轮的基准直径并验证带速由机械设计P298表 137 查得，小带轮基准直径为 80100mm则取 dd1=100mm ddmin.=75 mm（dd1根据 P295表 13-4 查得）表表 3 3 V 带带轮最小基准直径mindd槽型YZABCDEmindd20507512520035550021211470=1.63333,=100 1.63333=163.3mm900ddddidd所以 卧式车床主传动系统的结构设计第 18 页 共 63 页由机械设计P295表 13-4 查“V 带轮的基准直径” ，得=160mm2dd误差验算传动比： （为弹性滑21160=1.63265(1)100 (1 2%)dddid误动率）误差 符合要求111.63265 1.6333100%100%1.58%5%1.63333iiii误 带速 1100 1470v=7.43/60 100060 1000dd nm s满足 5m/sv300mm，所以宜选用 E 型轮辐式带轮。卧式车床主传动系统的结构设计第 20 页 共 63 页总之，小带轮选 H 型孔板式结构，大带轮选择 E 型轮辐式结构。带轮的材料：选用灰铸铁，HT200。5.7 确定带的张紧装置 选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。5.8 计算压轴力 由机械设计P303 表 1312 查得，A 型带的初拉力F0130.59N，上面已得到=153.36o，z=6，则1a1a153.72sin=2 6 130.59 sinN=1526N22ooFzF 对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小, 带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通 V 带两侧面间的夹角是 40，为了适应 V 带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通 V 带轮槽角 为 32、34、36、38（按带的型号及带轮直径确定） ，轮槽尺寸见表 7-3。装在轴上的筒形部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板） ，用来联接轮缘与轮毂成一整体。表 普通 V 带轮的轮槽尺寸（摘自 GB/T13575.1-92） 槽型 项目 符号 Y Z A B C D E 卧式车床主传动系统的结构设计第 21 页 共 63 页基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基准线下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽对称面至端面的距离 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小轮缘厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 带轮宽 B B =( z -1) e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 32 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 对应的基准直径 d d - 80 118 190 315 475 600 轮 槽 角 极限偏差 1 0.5 V 带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式： （1） 实心带轮：用于尺寸较小的带轮(dd(2.53)d 时)，如图 7 -6a。 （2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd 300mm 时)，如图 7-6b。 （3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮(ddd) 100 mm 时)，如图 7 -6c 。 （4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd 500mm 时)，如图 7-6d。卧式车床主传动系统的结构设计第 22 页 共 63 页（a） （b） （c） （d）图 7-6 带轮结构类型根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图（a）,大带轮选择腹板带轮如图（b）5.9 各变速组齿轮模数的确定和校核5.9.1 齿轮模数的确定齿轮模数的估算。通常同一变速组内的齿轮取相同的模数，如齿轮材料相同时，选择负荷最重的小齿轮，根据齿面接触疲劳强度和齿轮弯曲疲劳强度条件按【5】表 7-17 进行估算模数和，并按其中较大者选取相近的标准模HmFm数，为简化工艺变速传动系统内各变速组的齿轮模数最好一样，通常不超过23 种模数。先计算最小齿数齿轮的模数，齿轮选用直齿圆柱齿轮及斜齿轮传动，查【4】表 10-8 齿轮精度选用 7 级精度，再由【4】表 10-1 选择小齿轮材料为40C (调质)，硬度为 280HBS：r根据【5】表 7-17；有公式：齿面接触疲劳强度：322) 1(16020HPjmHznKPm齿轮弯曲疲劳强度：3430FPjmFznKPm、a 变速组：分别计算各齿轮模数，先计算最小齿数 28 的齿轮。齿面接触疲劳强度：322) 1(16020HPjmHznKPm卧式车床主传动系统的结构设计第 23 页 共 63 页其中: -公比 ； = 2； P-齿轮传递的名义功率；P = 0.96 7.5=7.2KW； -齿宽系数=；mm105mb -齿轮许允接触应力，由【5】图 7-6 按 MQHPlim9 . 0HHPlimH线查取; -计算齿轮计算转速;jnK-载荷系数取 1.2。=650MPa，limHMPaMPaHP5859 . 0650mmmH14. 3800585228832 . 72 . 1160203221 根据【6】表 10-4 将齿轮模数圆整为 4mm 。 齿轮弯曲疲劳强度：3430FPjmFznKPm其中: P-齿轮传递的名义功率；P = 0.96 7.5=7.2KW； -齿宽系数=；mm105mb -齿轮许允齿根应力，由【5】图 7-11 按 MQFPlim4 . 1FFPlimF线查取；-计算齿轮计算转速; jnK-载荷系数取 1.2。，MPaF300limMPaMPaFP4204 . 1300mmmF1 . 24202880082 . 72 . 143031根据【6】表 10-4 将齿轮模数圆整为 2.5mm 。所以11FHmmmmm41卧式车床主传动系统的结构设计第 24 页 共 63 页于是变速组 a 的齿轮模数取 m = 4mm，b = 32mm。轴上主动轮齿轮的直径： 。；mmdmmdaa14035411228421轴上三联从动轮齿轮的直径分别为： ；mmdmmdaa19649422456421、b 变速组：确定轴上另两联齿轮的模数，先计算最小齿数 18 的齿轮。 齿面接触疲劳强度：322) 1(16020HPjmHznKPm其中: -公比 ； =4； P-齿轮传递的名义功率；P = 0.922 7.5=6.915KW； -齿宽系数=；mm105mb -齿轮许允接触应力，由【5】图 7-6 按 MQHPlim9 . 0HHPlimH线查取; -计算齿轮计算转速;jnK-载荷系数取 1.2。=650MPa，limHMPaMPaHP5859 . 0650mmmH24. 540058521883915. 62 . 1160203222 根据【6】表 10-4 将齿轮模数圆整为 5mm 。 齿轮弯曲疲劳强度：3430FPjmFznKPm其中: P-齿轮传递的名义功率；P =0.922 7.5=6.915KW； -齿宽系数=；mm105mb -齿轮许允齿根应力，由【5】图 7-11 按 MQ 线FPlim4 . 1FFPlimF查取；卧式车床主传动系统的结构设计第 25 页 共 63 页-计算齿轮计算转速; jnK-载荷系数取 1.2。，MPaF300limMPaMPaFP4204 . 1300mmmF01. 3420184008915. 62 . 143032、c 变速组：齿顶圆直径 ； mhzdaa)2+(=*1齿根圆直径；mchzdaf)22(1分度圆直径 ；mzd =齿顶高 ；mhhaa*=齿根高 ； mchhaf)+(=*齿轮的具体值见表表 5.1 齿轮尺寸表 （单位：mm）齿轮齿数z模数nmm分度圆直径 d齿顶圆直径ad齿根圆直径fd齿顶高ah齿根高fh2048088704551420421219445424168176158453041201281104530412012811045卧式车床主传动系统的结构设计第 26 页 共 63 页4241681761584552420821619845264104112944526410411294455242082161984522488967845694276284266455.9.2 齿宽的确定 由公式得：)105(mmmb轴主动轮齿轮；mmb3248一般一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应主动轮比从动轮齿宽大（510mm） 。5.9.3 齿轮结构的设计通过齿轮传动强度的计算，只能确定出齿轮的主要尺寸，如齿数、模数、齿宽、螺旋角、分度圆直径等，而齿圈、轮辐、轮毂等的结构形式及尺寸大小，通常都由结构设计而定。当齿顶圆直径时，可以做成实心式结构的mmda160齿轮。当时，可做成腹板式结构，再考虑到加工问题，现160500ammdmm决定把齿轮 8、12 和 14 做成腹板式结构。其余做成实心结构。根据【4】图10-39（a）齿轮 10、12 和 13 结构尺寸计算如下：齿轮 8 结构尺寸计算， ；mmmdDna310512370)1410(0卧式车床主传动系统的结构设计第 27 页 共 63 页；mmD424；mmDmmDD68,2 .67426 . 16 . 1343取；mmDmmDDD74,6 .72)68310(3 . 0)(35. 025. 0(2302取；;190,18926831021301mmDmmDDD，C 取 12cm。mmBC6 .12423 . 0)3 . 02 . 0(齿轮 12 结构尺寸计算;；;324;82.32351282.383)1410(00mmDmmmdDna；mmD424；mmDmmDD68,2 .67426 . 16 . 1343取；mmDmmDDD80,8 .76)68324(3 . 0)(35. 025. 0(2302取；,1962683242301mmDDD，C 取 12cm。mmBC6 .12423 . 0)3 . 02 . 0(齿轮 14 结构尺寸计算，mmDmmmdDna40044.39651244.456)1410(00取，；mmD1104,1761106 . 16 . 143mmDD；mmDmmDDD682 .67)176400(3 . 0)(35. 025. 0(2302取，；mmDmmDDD288,288217640021301取，C 取 14cm。mmBC6 .12423 . 0)3 . 02 . 0(5.10 传动轴的直径估算传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在反卧式车床主传动系统的结构设计第 28 页 共 63 页复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大变形。因此疲劳强度一般不失是主要矛盾，除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变形。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。5.10.1 确定各轴转速 、确定主轴计算转速：计算转速是传动件能传递全部功率的最低转速。各jn传动件的计算转速可以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。根据【1】表 3-10，主轴的计算转速为 (2.3)0.30.3maxminmin640nn()4)20r / min4nn计（5.10.2 传动轴直径的估算：确定各轴最小直径根据【5】公式（7-1） ，并查【5】表 7-13 得到取 1. mmnPdj491 轴的直径：取min/800,96. 011rnj 442222 0.96919128.03800 1jdmmn轴的直径：取min/400,922. 099. 099. 098. 0212rnj 442222 0.922919133.61400 1jdmmn轴的直径：取min/100,89. 099. 098. 0323rnj 442222 0.89919146.25100 1jdmmn其中：P-电动机额定功率（kW） ；-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；-该传动轴的计算转速（） ；jnminr卧式车床主传动系统的结构设计第 29 页 共 63 页 -传动轴允许的扭转角（） 。 mo当轴上有键槽时，d 值应相应增大 45%;当轴为花键轴时，可将估算的 d值减小 7%为花键轴的小径;空心轴时，d 需乘以计算系数 b，b 值见【5】表 7-12。和为由键槽并且轴为空心轴，和为花键轴。根据以上原则各轴的直径取值：，和在后文给定， 轴采用光轴，轴和轴mmd30dd因为要安装滑移齿轮所以都采用花键轴。因为矩形花键定心精度高，定心稳定性好，能用磨削的方法消除热处理变形，定心直径尺寸公差和位置公差都能获得较高的精度，故我采用矩形花键连接。按规定，矩形花键的19871144TGB定心方式为小径定心。查【15】表 5-3-30 的矩形花键的基本尺寸系列，轴花键轴的规格；轴花键轴的规格742368为BDdN。848428为BDdN5.10.3 键的选择查【4】表 6-1 选择轴 上的键，根据轴的直径，键的尺寸选择3022d，键的长度 L 取 22。主轴处键的选择同上，键的尺寸为78取键高键宽hb，键的长度 L 取 100。1628取键高键宽hb5.11 传动轴的校核需要验算传动轴薄弱环节处的倾角荷挠度。验算倾角时，若支撑类型相同则只需验算支反力最大支撑处倾角；当此倾角小于安装齿轮处规定的许用值时，则齿轮处倾角不必验算。验算挠度时，要求验算受力最大的齿轮处，但通常可验算传动轴中点处挠度（误差%3）.当轴的各段直径相差不大，计算精度要求不高时，可看做等直径，采用平均直径进行计算，计算花键轴传动轴一般只验算弯曲刚度，花键轴还应进行键侧1d挤压验算。弯曲刚度验算；的刚度时可采用平均直径或当量直径。一般将1d2d轴化为集中载荷下的简支梁，其挠度和倾角计算公式见【5】表 7-15.分别求出各载荷作用下所产生的挠度和倾角，然后叠加，注意方向符号，在同一平面上卧式车床主传动系统的结构设计第 30 页 共 63 页进行代数叠加，不在同一平面上进行向量叠加。5.11.1 传动轴的校核轴的校核：通过受力分析，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核NdTFmNnPTr7 .1535)10112/(862/286800/96. 05 . 71055. 9/1055. 9366最大挠度： mmEIblbF34349432222max1068.110106430102104810426446434267 .15354843;6 .39740643014. 364;101 . 24449mmdIIMPaEE轴的；材料弹性模量；式中；查【1】表 3-12 许用挠度； mmy12. 0403. 0。 所以合格,yYB轴、轴的校核同上。5.11.2 键的校核键和轴的材料都是钢，由【4】表 6-2 查的许用挤压应力,取其中间值，。键的工作长度MPap120100MPap110，键与轮榖键槽的接触高度mmmmmmbLl16822。由【4】式（6-1）可得mmmmhk5 . 375 . 05 . 0MPaMPaMPakldTpp1103 .10230165 . 31086210233式中：卧式车床主传动系统的结构设计第 31 页 共 63 页；】表键【，弱材料的许用挤压应力键、轴、轮毂三者中最；键的直径，；为键的宽度，为键的公称长度，圆头平键键的工作长度，为键的高度此处度键与轮毂键槽的接触高传递的转矩264,5 . 0,;,pMPammdmmbmmLbLlmmlmmhhkkmNT可见连接的挤压强度足够了，键的标记为：20031096810TGB键5.12 摩擦离合器的选择和计算片式摩擦离合器目前在机床中应用广泛，因为它可以在运转中接通或脱开，具有结合平稳、没有冲击、结构紧凑的特点，部分零件已经标准化，多用于机床主传动。按扭矩选择，即： 根据【15】和【14】表 6-3-20，计算转矩，tcTT22 0.9695500.96 0.9880.86640tTN m查【15】表 6-3-21 得4 . 1mNTc2 .1134 . 186.80摩擦盘工作面的平均直径PDmmdDDDP81273)45 . 2()(2121式中 d 为轴的直径。摩擦盘工作面的外直径1DmmDDP25.1018125. 125. 11摩擦盘工作面的内直径2DmmDdP75.608175. 075. 02摩擦盘宽度 bmmDDb25.20275.6025.101221摩擦面对数 m，查【15】表 6-3-17，摩擦副材料为淬火钢，对偶材料为淬火钢，摩擦因数取 0.08，许用压强取，许用温度0.5mm,可避免渗氮层穿透剥落。6.6.3 主轴轴承1）轴承类型选择主轴前轴承有两种常用的类型：双列短圆柱滚子轴承。承载能力大，可同时承受径向力和轴向力，结构比较简单，但允许的极限转速低一些。与双列短圆柱滚子轴承配套使用承受轴向力的轴承有三种：卧式车床主传动系统的结构设计第 56 页 共 63 页600角双向推力向心球轴承。是一种新型轴承，在近年生产的机床上广泛采用。具有承载能力大，允许极限转速高的特点。外径比同规格的双列圆柱滚子轴承小一些。在使用中，这种轴承不承受径向力。推力球轴承。承受轴向力的能力最高，但允许的极限转速低，容易发热。向心推力球轴承。允许的极限转速高，但承载能力低，主要用于高速轻载的机床。2）轴承的配置大多数机床主轴采用两个支撑，结构简单，制造方便，但为了提高主轴刚度也有用三个支撑的了。三支撑结构要求箱体上三支撑孔具有良好的同心度，否则温升和空载功率增大，效果不一定好。三孔同心在工艺上难度较大，可以用两个支撑的主要支撑，第三个为辅助支撑。辅助支撑轴承（中间支撑或后支撑）保持比较大的游隙（约 0.030.07） ，只有在载荷比较大、轴产生弯曲mm变形时，辅助支撑轴承才起作用。轴承配置时，除选择轴承的类型不同外，推力轴承的布置是主要差别。推力轴承布置在前轴承、后轴承还是分别布置在前、后轴承，影响着温升后轴的伸长方向以及结构的负责程度，应根据机床的实际要求确定。在配置轴承时，应注意以下几点： 每个支撑点都要能承受经向力。 两个方向的轴向力应分别有相应的轴承承受。 径向力和两个方向的轴向力都应传递到箱体上，即负荷都由机床支撑件承受。3）轴承的精度和配合主轴轴承精度要求比一般传动轴高。前轴承的误差对主轴前端的影响最大，所以前轴承的精度一般比后轴承选择高一级。普通精度级机床的主轴，前轴承的选或级，后轴承选或级。选择CDDE轴承的精度时，既要考虑机床精度要求，也要考虑经济性。轴承与轴和轴承与箱体孔之间，一般都采用过渡配合。另外轴承的内外环都是薄壁件，轴和孔德形状误差都会反映到轴承滚道上去。如果配合精度选的太低，会降低轴承的回转精度，所以轴和孔的精度应与轴承精度相匹配。卧式车床主传动系统的结构设计第 57 页 共 63 页1）轴承间隙的调整为了提高主轴的回转精度和刚度，主轴轴承的间隙应能调整。把轴承调到合适的负间隙，形成一定的预负载，回转精度和刚度都能提高，寿命、噪声和抗震性也有改善。预负载使轴承内产生接触变形，过大的预负载对提高刚度没有明显的小果，而磨损发热量和噪声都会增大，轴承寿命将因此而降低。轴承间隙的调整量，应该能方便而且能准确地控制，但调整机构的结构不能太复杂。双列短圆柱滚子轴承内圈相对外圈可以移动，当内圈向大端轴向移动时，由于 1：12 的内錐孔，内圈将胀大消除间隙。其他轴承调整也有与主轴轴承相似的问题。特别要注意：调整落幕的端面与螺纹中心线的垂直度，隔套两个端面的平行度都由较高要求，否则，调整时可能将轴承压偏而破坏精度。隔套越长，误差的影响越小。螺母端面对螺纹中心线垂直度、轴上和孔上套简两端平行度等均有严格的精度要求。6.6.4 主轴与齿轮的连接 齿轮与主轴的连接可以用花键或者平键；轴做成圆柱体，或者锥面（锥度一般取 1：15 左右） 。锥面配合对中性好，但加工较难。平键一般用一个或者两个（相隔 180 度布置） ，两国特键不但平衡较好，而且平键高度较低，避免因齿轮键槽太深导致小齿轮轮毂厚度不够的问题。6.6.5 润滑与密封 主轴转速高，必须保证充分润滑，一般常用单独的油管将油引到轴承处。 主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要而困难。防漏的措施有两种： 1）堵加密封装置防止油外流。 主轴转速高，多采用非接触式的密封装置，形式很多，一种轴与轴承盖之间留 0.10.3的间隙（间隙越小，密封效果越好，但工艺困难） 。还有一种mm是在轴承盖的孔内开一个或几个并列的沟槽（圆弧形或 形） ，效果比上一种好v些。在轴上增开了沟槽（矩形或锯齿形） ，效果又比前两种好。 在有大量切屑、灰尘和冷却液的环境中工作时，可采用曲路密封，曲路可做成轴向或径向。径向式的轴承盖要做成剖分式，较为复杂。卧式车床主传动系统的结构设计第 58 页 共 63 页 2）疏导在适当的地方做出回油路，使油能顺利地流回到油箱。6.6.6 其他问题 主轴上齿轮应尽可能靠近前轴承，大齿轮更应靠前，这样可以减小主轴的扭转变形。 当后支承采用推力轴承时，推力轴承承受着前向后的轴向力，推力轴承紧靠在孔的内端面，所以，内端面需要加工，端面和孔有较高的垂直度要求，否则将影响主轴的回转精度。支承孔如果直接开在箱体上，内端面加工有一定难度。为此，可以加一个杯形套孔解决，套孔单独在车床上加工，保证高的端面与孔德垂直度。 主轴的直径主要取决于主轴需要的刚度、结构等。各种牌号钢材的弹性模量基本一样，对刚度影响不大。主轴一般选优质中碳钢即可。精度较高的机床主轴考虑到热处理变形的影响，可以选用或其他合金钢。主轴头部需要淬Cr40火，硬度为5055。其他部分处理后，调整硬度为220250。HRCHBS7 总结和展望7.1 本文工作总结机床产品设计是设计人员根据市场，社会和人们对机床的需要所进行的构思，计算，试验，选择方案，确定尺寸，绘制图纸以及编制技术文件等一系列创造性活动的总称，是机床产品实现的必要前提，是产品开发过程中至关重要的环节。机床产品设计的好坏，直接影响其成本，质量，研制周期及市场的竞争能力。本文的设计主要是从车床主传动的角度入手，使设计产品在给定的数值要求下达到最合理的经济和性能。6 月 2 日，为期三个月的设计任务圆满完成了，虽然设计的过程比较繁琐，而且刚开始还有些不知所措，甚至是害怕与退缩，尽管“雄关漫道真如铁” ，但是在我“而今迈步从头越” ，再加上老师的悉心指导，我终于顺利地完成了这次设计任务。我们专业课已经学过车床相关的知识，尤其是机械制造装备设计这颗中详尽的讲述了机床主传动系的设计，并且在大二的时候我们还做过二级减速器的课程设计，所以刚开始我对自己的课题满腹信心，但是当我仔细的审题后发现，并不是我想象的那么容易。一开始的主电动机的选择就让我吃尽了苦头，本来想直接参照 CA6140 车床的电动机型号，但是资料上并没有给出 CA6140 车床主电动机选用 Y-132M-4 的理由，所以我并没有随意参照选用。而是查阅了相关金属切削用量的相关资料，在车床最大切削用量的情况下（最大输出功率）选用了 Y-112M-4 电动机。另外，在主变速传动系设计中，我一味的追求主变速传动系设计的一般原则，采用了典型的结构式，但是当我涉及到63122312离合器的选择时，才发现，先前设计的 轴纵向尺寸过大，而且齿轮 1、齿轮 3的分度圆直径小于离合器的横向尺寸，这有迫使我不得不重新考虑结构式的设计，经过考虑才最终敲定了结构式。62123212本次的设计是在反复的修改中完成的，巩固和深化了课堂理论教学的内容，锻炼和培养了我综合运用所学过的知识和理论的能力，是我独立分析、解决问题的能力得到了强化. 在设计当中，我也遇到了一些问题,除了上述的以外
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