X—Y双坐标联动数控工作台设计

1、长春工业大学课程设计说明书课程设计名称 机械制造装备设计课程设计专业 机械制造及自动化 班级 100104班 学生姓名 闫迪 指导教师 姜振海 2013年12月12长春工业大学课程设计说明书目录1前言11.1设计任务11.1.1主要技术参数11.1.2工艺要求11.2设计内容11.2.1运动设计11.2.2动力计算11.2.3绘制图纸11.2.4编写设计说明书1份12传动方案的拟定及说明22.1车床主参数和基本参数22.2拟定参数的步骤和方法22.2.1主轴级数的拟定22.2.2主电机功率动力参数的确定33运动设计43.1传动结构式、结构网的选择确定43.1.1传动组及各传动组中传动副的数目4

2、3.1.2传动系统扩大顺序的安排53.1.3绘制结构网63.1.4转速图的绘制63.2齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制73.2.1齿轮齿数的确定的要求73.2.2 变速传动组中齿轮齿数的确定83.2.3验算主轴转速误差103.2.4绘制主传动系统图104传动件的设计114.1 带轮的设计114.2齿轮模数的估算和计算134.2.1确定计算转速134.2.2轴和齿轮的传递功率144.2.3计算齿轮模数144.2.4齿宽的确定154.2.5各轴间中心距的确定164.3传动轴直径的初算164.4主轴轴径的确定175验算主要零件175.1齿轮模数验算175.1.1齿面接触疲劳强度计算175.1.2齿根

3、弯曲疲劳强度验算185.2传动轴刚度的验算185.2.1计算轴的平均直径，画出计算简图185.2.2计算该轴传递的扭矩185.2.3求作用在装齿轮处B的力185.2.4求作用在装齿轮处C的力195.2.5计算装齿轮处的挠度195.2.6计算轴承处的倾角205.3轴承寿命验算226参考文献247心得体会2425长春工业大学课程设计说明书1前言1.1设计任务最大加工直径为400 mm的普通卧式车床的主传动系统的变速箱部件设计1.1.1主要技术参数主电机功率P（kw）主电机转速n电（r·min-1）nmax（r/min）nnim（r/min）公比514501250281.411.1.2工艺

4、要求（1）要求主轴正反转；（2）加工工件的材料为钢铁；（3）采用硬质合金刀具；（4）机床精度等级为普通级。1.2设计内容1.2.1运动设计根据给定的转速主传动的结构网、转速图、传动系统图、计算齿轮齿数。1.2.2动力计算选择电动机型号，对主要零件（如带轮、齿轮、主轴、传动轴、轴承等）进行计算（初算和验算）。1.2.3绘制图纸（1）机床主传动系统图（画在说明书上）。（2）主轴箱部件展开图及主剖面图。（3）主轴零件图1.2.4编写设计说明书1份2传动方案的拟定及说明2.1车床主参数和基本参数普通机床的规格和类型有系列型号作为设计时应该遵照的基础。因此，对这些基本知识和数据作些简要介绍。本次设计的是

5、普通型车床主轴变速箱。主要用于加工回转体主电机功率P（kw）主电机转速n电（r·min-1）nmax（r/min）nnim（r/min）公比514501250281.41表2.1车床的主参数（规格尺寸）和基本参数表2.2拟定参数的步骤和方法2.2.1主轴级数的拟定由设计任务已知：机床主轴极限转速为公比：转速范围转速范围整理得最后得级数为12级因为：查表1p83表2-4得，查表1p83表2-5首先找到40，然后每跳过5个数取一个数，即可得到公比为1.41的数列：28、40、56、80、112、160、224、315、450、630、900、1250共12级转速。综合上述可得：主传动部件

6、的运动参数2.2.2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。选择电动机的原则有两点：考虑电动机的主要性能（启动、超载及调速等）、额定功率大小、额定转速及结构型式等方面要满足生产机械的要求。在以上前提下优先选用结构简单、运行可靠、维护方便又价格合理的电动机。中型普通车床典型重切削条件下的用量刀具材料：硬质合金钢，工件材料45号钢，切削方式：车削外圆查表2p45表2-4可知：切深ap=3.5mm 进给量f(s)=0.35mm/r切削速度V=90m/min功率估算法用的计算公式a：主切削力的计算b：切削功率的计算c:估

7、算主电机功率依照一般情况，取机床变速效率=0.8.根据3机械设计师手册Y系列（IP44）封闭式三相异步电动机技术数据表，该系列电动机为一般用途全封闭自扇冷式笼型异步电动机，具有防尘埃、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点，B级绝缘，工业环境温度不超过+40，相对湿度不超过95%，海拔高度不超过1000m，额定电压380V，频率50Hz。适用于无特殊要求的机械上，如机床，泵，风机，搅拌机，运输机，农业机械等。我们选取Y112M-4型三相异步电动机，额定功4kw,满载转速，额定转矩2.3，品质47kg。3运动设计3.1传动结构式、结构网的选择确定3.1.1传动组及各传动组中传动副的数目级数为Z的主变

8、速系统由若干个顺序的变速组组成，各变速组分别有、个变速副。即变速副中由于结构的限制以2或3为合适，即变速级数Z应为2和3的因子：，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=4×33) 12=3×2×2 4) 12=2×3×25) 12=2×2×312级转速变速系统的变速组，选择变速组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能，应该遵守以下四个原则：（1）传动副前多后少原则（2）传动顺序与扩大顺序相一致的原则（3）变速组的降速要前快后慢，中间轴的转速不宜超过

9、电动机的转速（4）转速图中传动比的分配以上原则，还需根据具体情况加以灵活运用。分析：方案1和方案2可省掉一根轴。但有一个传动组有四个传动副。若用一个四联滑移齿轮，则将大大增加其轴向尺寸；若用两个双联滑移齿轮，则操纵机构必须互锁以防止两个滑移齿轮同时啮合。将使得结构比较复杂。故在此不予采用。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，加之主轴对加工精度、表面粗超度的影响最大。因此在主轴的传动副不宜太多，故方案5）亦不采用。而应先择12=2×3×2。方案4，因为I轴上

10、装有双向摩擦片式离合器M，轴向尺寸较长，为使结构紧凑第一变速组采用了双联齿轮，而不是按照前多后少的原则，采用三个传动副。设计车床主变速传动系时，为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，一般限制降速最小传动比；为避免扩大传动误差，减少振动噪声，一般限制直齿圆柱齿轮最大升速比。斜齿圆柱齿轮传动较平稳，可取。因此在主变速链任一变速组的最大变速范围。在设计时必须保证中间变速轴的变速范围最小。综上所述：方案采用12=2x3x23.1.2传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) 1

11、2=21×34×223) 12=23×31×26 4) 12=26×31×235) 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=××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

12、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。如果采用这一方案则可解决上述存在的问题。3.1.3绘制结构网图3.1结构网3.1.4转速图的绘制（1） 选择Y112M-4型三相异步电动机。（2） 分配总降速变速比总降速变速比（3）主轴转速 28、40、56、80、112、160、224、315、450、630、900、1250共12级转速。在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按变速顺序依次设为、（主轴）。与、与、与轴之间的变速组分别设为a、b、c。现由（主轴）开始，确定、轴的转速：1先来

13、确定轴的转速变速组c 的变速范围为,结合结构式轴的转速只有一种可能：转速为80、112、160、224、315、450、630r/min2确定轴的转速变速组b的级比指数为1，决定其余变速组的最小传动比根据“前慢后快”的原则。转速为315、900r/min3确定轴的转速对于轴，其级比指数为3,可得900r/min绘制转速图如图3.2所示图3.2转速图3.2齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制3.2.1齿轮齿数的确定的要求确定齿轮齿数,用计算或查表法确定齿轮齿数.在确定齿数和时应注意；1控制齿数和，最小齿轮齿数；2小齿轮齿根和孔壁或键槽处的壁厚，或，m为齿轮模数,T轴线到键槽的高度.3保证两轴承孔之间

14、有一定的壁厚，或，D1，D2分别为相邻两轴承外径。4应保证轴间有足够的中心距，使车床：轴上齿轮不碰轴上摩檫离合器，铣床：不碰电磁制动器。5在三联滑移齿轮块中，最大齿轮齿数与其相邻大齿轮齿数之差应4，以保证滑动时顺利通过，不碰撞。6选齿数较大的一个作公用齿轮。3.2.2 变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 其中：主动齿轮的齿数被动齿轮的齿数对齿轮的传动比对齿轮的齿数和 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。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

15、轮必然是在降速比最大的传动副上出现。把的齿数取大些：取则 齿数和同样根据2 用查表法确定第二变速组的齿数a 首先在u1、u2、u3中找出最小齿数的传动比u1b 为了避免根切和结构需要，取=24c 查表找到u1=1/1.413的倒数2.82的行找到Zmin=24查表最小齿数和为923用查表法确定第三变速组的齿数第三变速组传动比为查表1p100表2-8得取最小齿数为23确定齿数和114表3.3各传动组齿轮齿数和齿数和变速组第一变速组第二变速组第三变速组齿数和7892114齿轮Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14齿数265245332468316139532392763

16、93.2.3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(-1)%。 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=±10(-1)%实际转速及转速误差如下表3.4:表3.4转速误差表标准转速284056801121602243154506309001250实际转速27.839.855.779.6111.2159.3223.6314.5445.6628.4897.81244.9转速误差0.70.50.50.50.70.40.10.20.90.30.20.43.2.4绘制主传动系统图按照

17、主传动转速图以及齿轮齿数绘制主传动系统图如下3.5所示图3.5传动系统图4传动件的设计4.1 带轮的设计带传动是一种挠性传动，具有结构简单、传动平稳、价格低廉和缓冲吸振等特点，在近代机械中广泛应用。电动机转速n=1450r/min,传递功率P=4kW,传动比i=1.41，每天8小时，工作年数10年。（1）确定计算功率（式中为v带计算功率，kW、为工作情况系数、P为电动机额定功率）查4p156表8-7查的工作情况系数1.1则（2）选择V带的带型根据、n，查4p157表8-8，选用A型普通V带。(3)确定带轮的基准直径并验算带速。带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径不宜过

18、小，即。1）、初选小带轮的基准直径。根据4p157表8-8取主动小带轮基准直径。由公式2)、验算带速度，按公式验算带的速度，故带速合适。3）计算大带轮的基准直径式中：-小带轮转速，-大带轮转速。根据4p157表8-8圆整为150mm。 (4)确定V带的中心距和基准长度带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取： 根据经验公式1）取。2）由计算带轮的基准长度公式：由4p146表8-2选带的基准长度3)确定实际中心距中心距的变化故范围为(5)、验算三角带的挠曲次数，故能满足要求。(6)、验算小带轮上的包角根据公式(7)、确定三角带根数1）计算单根V带的额定功率Pr由和，查

19、4p152表8-4得根据，和A型带，查4p153表8-4b得查4p155表8-5得，表8-2得，于是1） 计算V带根数zZ故取4根(8)计算单根V带的初拉力的最小值查4p149表8-3的A型带V带单位长度质量得，q=0.10kg/m由公式：（9）计算作用在轴上的压轴力压轴力的最小值为4.2齿轮模数的估算和计算4.2.1确定计算转速计算转速是指主轴或各传动件传递全功率时的最低转速。由5表82可查得主轴的计算转速为从主轴最低转速算起，第一个转速范围内的最高一级转速，即为。轴的计算转速为、轴的计算转速为、轴的计算转速为齿轮的计算转速如表4.1所示表4.1齿轮计算转速齿轮Z1ZZZZZZZZZ10Z1

20、1Z12Z13Z14计算转速9003159009003151123151123151121601601121124.2.2轴和齿轮的传递功率其中由电机到该传动件个传动副的效率相乘，但不乘入该轴承的效率，由机床设计手册可以查出，计算各轴的传递功率。4.2.3计算齿轮模数按接触疲劳强度计算的齿轮模数驱动电机的功率计算尺轮的计算转速 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比小齿轮的齿数齿宽系数，一般为6-10齿轮材料采用45#高频淬火（G45）则所以:基本组第一扩大组第二扩大组按标准模数表取核算高速传动齿轮的线速度齿轮允许的线速度 所以合格4.2.4齿宽的确定由公式得：轴主动轮齿轮；轴主动轮齿轮；轴主动轮齿轮；一

21、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取6）。所以：4.2.5各轴间中心距的确定；4.3传动轴直径的初算按扭转刚度估算轴的直径该轴的传递功率该轴的计算转速该轴每米长度上允许的扭转角一般传动轴=0.5-1;轴由于采用一个单键，所以取轴取，花键轴尺寸取轴取，花键轴尺寸取轴取，花键轴尺寸取表4.2传动轴直径的选择轴号花键轴尺寸备注4.890027.2930平键4.6731534.1236花键4.5311243.8545花键4.3911243.5145花键4.4主轴轴径的确定最大加工直径为400mm所以主轴前

22、轴主轴前轴颈的直径取90mm后轴颈的直径取70mm内孔直径取50mm5验算主要零件5.1齿轮模数验算一般按接触疲劳强度和弯曲疲劳强度验算,选取某轴上承受载核最大的齿轮,即同材料、同模数齿轮中齿数最少、齿宽最小的齿轮进行验算。5.1.1齿面接触疲劳强度计算,其中在表中查的材料弹性系数，齿轮材料性能系数，。所以5.1.2齿根弯曲疲劳强度验算由，其中，齿形系数，非变位外啮合直齿圆柱齿轮所以5.2传动轴刚度的验算5.2.1计算轴的平均直径，画出计算简图花键轴图5.1计算简图5.2.2计算该轴传递的扭矩式中该轴传递的功率，该轴的计算转速，;5.2.3求作用在装齿轮处B的力切向力 径向力 5.2.4求作用

23、在装齿轮处C的力切向力 径向力 5.2.5计算装齿轮处的挠度已知 D花键外径 D=48d花键内径 d=42z花键键数 z=8b键宽 b=8求得弹性模量由B点产生的挠度为由C点产生的挠度为所以合格。表5.2位置坐标方向由作用在B点X产生的挠度由作用在C点X产生的挠度各个坐标矢量相加合成挠度结论BX合格YCX合格Y5.2.6计算轴承处的倾角B点：C点：A点：合格D点：合格位置坐标方向在B点的力产生的倾角在C点的力产生的倾角各坐标叠加合成倾角结论AX合格YDX合格Y表5.35.3轴承寿命验算公式中 轴承的计算转速：寿命指数 球轴承 C额定动载荷 左轴承 C=20100N 右轴承 C=32000NP当量动载荷 由于轴向力较小，可以忽略，因此X=1，Y=0