机床主传动系统设计说明

1、机械工程学院课程设计说明书专业机械设计制造及其自动化班级XXXXXXXXXXX姓名XXXXXXXX学号XXXXXXXXXXXX课题普通车床主传动系统设计指导教师XXXXXXXXXX年月日.普通车床主传动系统设计说明书一、 设计题目：设计一台普通车床的主传动系统，设计参数：序号加工最大直径主轴转速系列（ r/min ）驱动电动机功率与同步转速1400mm1000,710,500,355,250,1804.5kw,1500r/min,125,902400mm1000,500,355,250,1804kw,1500r/min,125,90,453320mm2000,1420,1000,710,500

2、,3604kw,1500r/min,250,180,125,90,63,454320mm2000,1000,710,500,360,2503kw,1500r/min,180,125,90,63,45,225320mm2000,1260,1000,800,630,5004kw,1500r/min400,320,250,200,160,1006320mm2000,1250,800,630,500,400,3203kw,1500r/min,250,200,160,100,63( 选择第三组参数作为设计数据)二、运动设计（ 1）传动方案设计 （选择集中传动方案）（ 2）转速调速范围 Rn nmax 2

3、000 44.44nmin45（3）根据机械制造装备设计P78 公式（ 3-2 ）因为已知lg RnRz(Z 1)Rn1144.4=1.411n Z= lg +1 =根据机械制造装备设计P77 表 3-5标准公比。这里我们取标准公比系列6，根据机械制造装备设计 P77 表 3-6 标准数列。首=1.41 ，因为 =1.41=1.06先找到最小极限转速25，再每跳过 5 个数（ 1.26 1.06 6 ）取一个转速，即可得到公比为 1.41 的数列： 45、63、90、 125、180、250、355、500、710、1000、1400、2000。（4）结构式采用 ：12312326.1）确定系

4、数 x0x0ln RnZ1111210ln2）确定结构网和结构式：确定基本组传动副数，一般取P02 ，在这里取 P0 33） 基型传动系统的结构式应为：1221 g32 g264）变型传动系统的结构式，应在原结构式的基础上，将元基本组基比指数加上 x0 而成，应为 x0 为 0，故不发生改变。根据“前多后少” ，“前密后疏”的原则，取123123265）验算原基本组变形后的变速范围x2 P2 13(21)32.88R21.411.416）验算最末变速的组变速范围xP16(21)67.858833R31.411.41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：传动系的结构网.（

5、 5）绘制转速图：1）分配总降速比1450111u32.23245若每一个变速组最小降速比取1 则三个变速组为1 ，则需增加定比传动副，故选464用三角带传动来降低速比可以满足要求。2）确定传动轴数变速轴轴数 =变速组数 +定比变速副数 +1=3+1+1=5。如下图所示3 ）绘制转速图（6）确定变速组齿轮齿数1）先计算基本组的齿轮的齿数基本组的降速比分别为：ua11， ua 21， ua 211.412故齿数最小的齿轮在降速比为ua11 之中，查表取最小齿轮数z1 zmin 22 ，2Sz min66 ， 找出可能采用的齿数和诸数值ua1=1Sz=60、62.ua 2 =1.41Sz =60、

6、63ua 3 =2Sz =60、63在具体结构允许下，选用较小的Sz 为宜，现确定 Sz =72，确定各齿数副的齿数u=2 ，找出zz1Sz-z=72-24=48；1 =24，=1u=1.41S=42；，找出 z2 =30， z2 =z - z2u=1，找出zz33 =36，=36；2）第一扩大组的齿数确定：ub1 =13ub 2 =1/=1/2.823zmin =22，故变速组中最小齿轮必在1/的齿轮副中，假设最小齿数为sz min =84，同上，去 Sz =84，查得 z1 =22， z2 =42； z1 =62， z2 =42。3）第二扩大组的齿数确定同上可得 z1 =30， z2 =1

7、8， z1 60， z2 =72。（7）传动系统图如下：.（8）带轮设计1）确定计算功率 :P=4kw,K 为工作情况系数，可取工作8 小时，取 K=1.0PjKP1.04.04.0kw2）选择三角带的型号 :由 Pj4.0kw 和 n额 1450r/min查表选择 B 型带3）取 D1125mm ，则 D2n1 D11450 D1 181.25mm ，取 D2 180mmn210004）核算胶带速度V.vD1n19.49m / s 5,25600005）初定中心矩P根据机械设计189 经验公式（11.20 ）0.55( D1D2 )hA02( D1D 2 )根据机械设计P表（ 11.4 ）的

8、 h11mm1790.55(125180)11A02(125180)178.75A0610取 A0 400mm.6）计算胶带的长度由机械设计P182 公式（ 11.2 ）计算带轮的基准长度L02 A0D1D2D 2D124 A022600(140200)(200140)246001405mm2由机械设计 P179 图 11.4 ，圆整到标准的计算长度L1400mm7）核算胶带的弯曲次数U1000mv s 1 1000 2 9.49 s 1 13.55s 1 40s 1 L14008）计算实际中心距A AL L0400 1405 1400402.5mm0229）核算小带轮的包角ooD2 D1 1

9、80oo180 125 180oo1180120180172120A402.510）确定胶带的根数 ZZpca( p0p0 )k kL由机械设计 P191 P194 中的表 11.8到 11.12 得.p0p02.20 0.36 2.56 ， ka kL 0.90 0.98 0.882Zpca4，取二根带。p0 )ka kL1.77( p02.56 0.88211）大带轮结构如下图所示：（12）计算带的张紧力F0 作用在轴上的压轴力 FQF0500pca(2.5 k) qv 2vZkpca - 带的传动功率 ,KW； v- 带速 ,m/s ；q-每米带的质量， kg/m；取 q=0.17kg/

10、m 。v = 1450r/min = 9.49m/s 。F050044( 2.5 0.9) 0.179.492109N9.490.9FQ2ZF0 sin12 4 109 sin 172o869.9 N22三、动力设计（1）传动件的计算转速.Z 13主轴的计算转速： n nmin3451.41 126r / min ，取主轴的计算转速为125r/min 。各轴的计算转速如下：轴序号电23主计算转速14501000500177125（ r/min ）最小齿轮的计算转如下：轴序号及最小齿轮齿数1（ 24）2(22)3(18)主 (30)计算转速（ r/min ）1000500500125核算主轴转速

11、误差 n实1450 125 /180 36 / 3642/4260/302014 r / minn标2000 r / min(n实n标 )(2000 2014)100%0.7%5%100%2000n标所以合适。(2) 计算各传动轴的输出功率p1p额nbnr4.00.960.993.80( kw)p2p1ngnr3.800.970.993.65( kw)p3p2ngnr3.650.970.993.51(kw)p主p3ngnr3.510.970.993.37( kw)(3) 计算各传动轴的扭矩TP136290 （n.mm）95501n1 jTP2（ n.mm）9550697152n2 jTP3（

12、n.mm）95501893813n3j.T主9550 P主257468（ n.mm）n主j（ 4）轴径设计及键的选取 （查机械设计 P321 公式 16.9 和表 16.4 得）轴一： p13.80kw ， n1j1000r / min ，取。0.9 带入公式：【 】4dP有， d23.2mm, 圆整取 d24mm91nj选花键： 62630 6轴二： p23.65kw ， n2j500r/ min ，取。0.9带入公式：【 】4dP有， d27.3mm, 圆整取 d30mm91nj选花键： 8 32 36 6轴三： p33.51kw ， n3j177r/ min ，取【 】 0.9。带入公式

13、：4dP有， d34.7mm, 圆整取 d35mm91nj选花键： 83640 7主轴：查及机械制造装备设计 P124 中表 3-13 选择主轴前端直径D190mm ，后端直径 D2 （0.7 : 0.85） D1取 D 2 65mm ，则平均直径 D77.5mm。对于普通车床， 主轴内孔直径 d(0.55 0.6)D , 故本例之中，主轴内孔直径取.为 d45mm支承 形式 选择 两支 撑， 初取 主 轴前 端的 悬伸 量 a90mm ， 支撑 跨距L0(2 3.5)a 实际取 L(5 6.5)D1 取 L520mm。选择平键连接， bh2214, l100mm（5）计算齿轮模数45 号钢整

14、体淬火， j 1100 MP按接触疲劳计算齿轮模数m,查表计算可得 k11.04, k2 1.3,k3 1.31-2 轴 取 m8， Z124 ， i2 ， n j 1000， p j 3.803(i1)k1k2k3 pj由公式 mj16300可得 mj1.98， m=2mmm Z12in j j 22-3 轴 取 m10，Z122 ， i2.82， nj500， p j 3.653(i1)k1k2k3 pj由公式 mj16300可得 mj2.43， m=2.5mmm Z12in j j 23- 主轴 取 m8，Z118 ， i4.0 ， n j500 ， p j 3.513(i1)k1k2k

15、3 pj由公式 mj16300可得 mj2.77， m=3.0mmm Z12in j j 2（6）齿轮校核表 6.1 齿轮尺寸表（单位： mm）齿轮齿数模数分度圆直齿顶圆直齿根圆直齿顶高齿根高zm径 d径da径d fhah fmn24248524322.5.30260645522.536272766722.5482961009122.542284887922.536272766722.5222.5556048.752.53.125422.510511098.752.53.125422.510511098.752.53.125622.5155160148.752.53.125183546046.

16、533.75603180186172.533.75723216222208.533.75303909682.533.75（ 1）一轴到二轴 的小齿轮从上表可知为齿数为 24 查设计手册可得以下数据：Z24, u2, m2, B8216, n j1000r / min, K 11.04, K 21.3, K 31.3T TS/P18000 / 2 9000m31000 9000接触应力：60n1T603.78K T107C0K n 0.83, K N0.58, K q0.64 ， KS KT K n K N K q 1.162088 1000(u 1) K1K 2 K 3 K sNj( MPa

17、) N 为传递的额定功率（ KW） N 3.8ZmuBn j将以上数据代入公式可得j1088.5 Mpa1100Mpam61000 900060n1T602.54弯曲应力： K T2 106C0K n 0.83, K N0.78, K q0.77 ， KSKT K nK N K q 1.27 ， Y 0.395w191 105 K1K2K3K S N(MPa)Zm2 BYnj将以上数据代入公式可得w243.9Mpa320Mpa （符合要求，合适）（2）二轴到三轴 的小齿轮从上表可知为齿数为22.查设计手册可得以下数据：Z22, u2.82, m2.5, B102.525, n j500r /

18、min, K11.04, K 21.3, K 31.3T TS/P18000 / 2 9000m35009000接触应力：60n1T60K T1073C0K n 0.85, K N0.58, K q0.60 ， KS KT K nK N K q 0.89j2088 1000(u 1) K1K 2 K 3 K sN ( MPa ) N 为传递的额定功率 （ KW） N 3.65ZmuBn j将以上数据代入公式可得j946Mpa1100Mpam6500 9000弯曲应力： K T60n1T602.26C02 106K n0.85, K N0.78, K q0.75 ， KS KT K n K N

19、K q 1.125w19110 K1K 2 K 3K S N (MPa)Zm2 Bnj将以上数据代入公式可得w197Mpa320Mpa （符合要求，合适）（ 3）三轴到主轴 的小齿轮从上表可知为齿数为 18 查设计手册可得以下数据：Z18, u4, m3, B8324, nj500r / min, K11.04, K 21.3, K 31.3T TS/P18000 / 2 9000m35009000接触应力：60n1T60K T1073C0K n 0.95, K N0.58, K q0.60 ， KS KT K nK N K q 0.99j 2088 1000(u 1) K1K 2 K 3 K

20、 sN ( MPa ) N 为传递的额定功率 （ KW） N 3.51ZmuBn j将以上数据代入公式可得j991Mpa1100 Mpa.m660500 900060n1T2.26弯曲应力： K T2 106C0K n 0.95, K N0.78, K q0.75 ， KSKT K n K N K q 1.26191 105 K1K2K3K S N(MPa)wZm2 Bnj将以上数据代入公式可得w197Mpa 320Mpa （符合要求，合适）（ 7）主轴校核（a） 主轴的前端部挠度 ys y0.00025250.105（b） 主轴在前轴承处的倾角容许值 轴承0.001rad（c） 在安装齿轮处

21、的倾角容许值 齿0.001radDili1670787550802368516090150D 平均651.0769087mmL总E取为 E 2.1 105MPa， Id 4(1d0)87445464d(1)1356904( mm )6487Fz2955104 p主 0.995329551043.37 0.9953（ ）d件n计3201251585 NFy0.4Fz634( N ) ， Fx 0.25 Fz396( N )由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算FQ2955104 P主 2955 1043.37（m主 z主n计3181259535.6 N )将其分解为垂直分力和水平分力由公式

22、 FQyFQytan nFQ, FQzFQy tan n可得 FQz2105( N ), FQy6477( N )M Z2 FZl 件21585160169066.7(N gmm)33M y2Fyl 件2634 16067626.7(N gmm)33.M x1Fxd件1396 130 25740(N gmm)22主轴载荷图如下所示：由上图可知如下数据： a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm1）计算（在垂直平面）FQZ abc(la)FZ c2M zcy1y2(lc) , y3(2l 3c)6EIl,3EIl6EIyszy1 y2y30.00192齿1FQZ ab (b) ，齿2FZ(2l3 )，齿3MZ(3)3EIla6EIcl c3EI齿Z齿1齿2齿37.67 10 5轴承 1FQZ ab (la) ， 轴承 2Fzcl ，轴承 3M Z l6EIl3EI3EI轴承 Z轴承 1轴承 2轴承 33.210