五邑大学2016无丝杠车床主传动系统运动和动力设计

1、五邑大学无丝杠车床主传动系统运动和动力设计（1） 机床的规格及用途最大加工直径320mm 无丝杠车床主传动系统设计nmin=37.5，转速级数Z=12 功率N（KW）=4,=1.41.车床是主要用车刀对旋转的工件进行车削加工的机床。在车床上还可用钻头、扩孔钻、铰刀、丝锥、板牙和滚花工具等进行相应的加工。（2） 运动设计确定公比 根据设计数据，公比=1.41。求出主轴转速级数Z根据设计数据，转速级数Z=12。确定极限转速根据设计参数，主轴最低转速为37.5r/min，级数为12，且公比=1.41。则 变速范围由因为=1.41得=43.79 取=44根据机械制造装备设计表2-5标准数列知：首先找到

2、最小极限转速37.5，再每跳过5个数（1.411.064）取一个转速，即可得到公比为1.41的数列：37.5，53，75，106，150，212，300，425，600，850，1180，1700.确定结构式主变速传动从电动机到主轴，通常为降速传动，接近电动机的传动件转速较高，转速的转矩较小，尺寸小一些；反之，靠近主轴的传动件转速较低，传递的转矩较大，尺寸就较大。因此在拟定主变速传动系时，应尽可能将传动副较多的变速组安排在前面，传动副较少的变速组放在后面。即Pa>Pb>Pc>>Pj，使主变速传动系中更多的传动件在高速范围内工作，尺寸小一些，以便节省变速箱的造价，减小变速

3、箱的外形尺寸。按此原则：12=3×2×2；12=2×3×2；12=2×2×3，三种不同传动方案中以前者为好。(引自机械制造装备设计机械工业出版社）12级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，最后一个传动组的传动副常选用2。综上所述，传动式为12=3×2×2。对于12=3×2×2传动式，有6种结构式和对应的结构网。分别为：12=31×23×26，12=32×21×26，1

4、2=34×21×2212=31×26×23，12=32×26×21，12=34×22×21根据主变速传动系统设计的一般原则，选12=31×23×26，其最后扩大组的变速范围,符合要求，其它变速组的变速范围也一定符合要求。 绘制转速图根据设计要求，选择的电机型号：Y112M-2,功率4kW，额定电流8.2A，同步转速3000r/min，满载转速2890r/min，效率85.5，功率因数0.87，重量45kg。分配总降速传动比总降速传动比为U=37.5/1700=0.221，若每个变速组的最小传动比

5、均取四分之一（为避免从动齿轮尺寸过大而增大箱体的径向尺寸，一般限制降速最小 传动比U主>1/4），则三个变速组总的降速比可达（1/4）3=1/64，看来似乎无须增加 降速定比传动，但是为了中间两个变速组做到降速缓慢以利于减少变速箱的径向尺寸，可大电机轴与I轴之间增加一降速比传动，用齿轮和皮带均可，为了便于安装，维护方便，在此选用的是皮带。绘制转速图因为确定中间各轴转速时，通常往前推比较方便，所以首先定III轴的转速。 定III轴的转速由于第二扩大组的变速范围为8，选取故这两对传动副的最小和最大传动比必然是，。于是可以确定III轴的六级转速只能是：150，212，300，425，600，8

6、50r/min，可见III轴的最低转速为150r/min。确定II轴转速第一扩大组的级比指数。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，又为避免扩大传动误差，减少振动噪声，限制最大升速比。于是，,II轴的最低转速是425/min，三级转速分别为425，600，850r/min。确定I轴转速同理，轴I可取：I轴级比指数为X0=1,又因为带传动的传动比为u=1/1.41l5,带传动比可能比较大，因为设计参数给出的电机转速和和主轴的转速相差很大，如果在不换电 机的情况下，适当的增加降速比就可以满足条件。最终确定I轴的转速为1700r/min。根据以上计算，绘制转速图如下：（

7、单位r/min）确定变速组齿轮传动副的齿数 速组a： 变速组a有三个传动副，传动比分别是， 由机械制造装备设计表28查得：符合条件的可取，查表可得轴I主动齿轮齿数分别为：36、30、24。根据相应的传动比，可得轴II上的三联齿轮齿数分别为：36、42、48。 速组b：变速组b有两个传动副，传动比分别是，。查表得：可取，于是可得轴II上主动齿轮齿数分别是：42,22。于是根据相应传动比，得轴III上三齿轮的齿数分别是：42,62。 速组c：变速组c有两个传动副，传动比分别是，。查表得：可取，于是可得轴III上主动齿轮齿数分别是：60,18。于是根据相应传动比，得轴上两齿轮的齿数分别是：30,72

8、。确定带轮直径确定计算功率，由机械设计附表88查得工作情况系数KA=1.2.PCA=KA*P=4.8kW选取带型。根据PCA和n1,由图8-11选用A型带。确定带轮的基准直径。根据表8-7推荐的最小基准直径，由附表84可选小带轮的基准直径d1=160mm=，则大带轮的基准直径d2=160*1.7=272，由8-9得d2=280mm.验证带速，即5m/s<V<25m/s，符合要求。 绘制传动系统图标准转速r/min实际转速r/min主轴转速误差在标准值范围之内37.536.871.68%5354.422.68%7573.731.7%106104.651.27%150149.50.33

9、%212209.31.27%3002932.33%425412.872.85%600589.81.7%850825.722.86%11801179.60.034%17001651.432.86%（3） 动力设计（包括零件及组件的结构初算）传动轴的直径可以按照扭转刚度进行初步计算：式中 传动轴直径 电机额定功率 该轴的计算速度 键槽系数系数（由表5.5查出，取1.0）主轴的计算转速因为设计的是等公比传动，由机械制造装备设计表29中所述各个传动轴的计算转速由转速图可以得到I、II、III、轴的计算转速分别为850,425,150，106r/min。各传动轴直径由表210可知，A92，K1.041.

10、05，则AK95.6896.6，这里取AK96I轴：，取=30mmII轴：，取=35mmIII轴：，取=45mm轴，取=50mm2、 齿轮模数的初步计算（1）齿轮计算转速的确定只需计算变速组内最小的也是强度最弱的齿轮即可。a变速组内最小齿轮齿数是z=24，只有一个转速1700r/min，取为计算转速.b变速组内最小齿轮齿数是z=22，使III轴获得6级转速，150r/min是III轴的计算转速，所以该齿轮的计算转速为1180r/min。c变速组内的最小齿轮齿数是z=18，使主轴获得12级转速，106r/min是主轴的计算转速，所以该齿轮的计算转速为600r/min。（2）模数的计算变速组a:查

11、阅资料得以下计算公式，进行齿轮尺寸的初步确定，试选荷载系数=2.0。I轴上小齿轮传递的转矩：齿宽系数=1应力循环次数为：接触疲劳寿命系数=0.90,=0.92.接触疲劳强度极限,分别按合金MQ线和调质碳钢MQ线的延长线及齿面硬度得:小齿轮,大齿轮接触疲劳许用应力，取安全系数S=1.试算d1，取许用接触疲劳强度=534N/mm2,为计算许用应力，则:再次d1取40mm.计算齿轮模数m,则：确定变速级a齿轮模数为m=2变速组b:试选荷载系数=2.0。I轴上小齿轮传递的转矩：齿宽系数=1应力循环次数为：接触疲劳寿命系数=0.91,=0.95.接触疲劳强度极限,分别按合金MQ线和调质碳钢MQ线的延长线

12、及齿面硬度得:小齿轮,大齿轮接触疲劳许用应力，取安全系数S=1.试算d1，取许用接触疲劳强度=551N/mm2,为计算许用应力，则:再次d1取45mm.计算齿轮模数m,则：确定变速级a齿轮模数为m=2.25。变速组c:试选荷载系数=2.0。I轴上小齿轮传递的转矩：齿宽系数=1应力循环次数为：接触疲劳寿命系数=0.95,=0.94.接触疲劳强度极限,分别按合金MQ线和调质碳钢MQ线的延长线及齿面硬度得:小齿轮,大齿轮接触疲劳许用应力，取安全系数S=1.试算d1，取许用接触疲劳强度=546N/mm2,为计算许用应力，则:再次d1取50mm.计算齿轮模数m,则：确定变速级a齿轮模数为m=3。综上：变

13、带组 a,b, c 的模数分别是2，2.25，3.3、确定机床主轴结构尺寸主轴的主要结构参数有：主轴前、后轴颈D1和D2，主轴内孔直径d，主轴前端悬伸量a和主轴主要支撑间的跨距L。这些参数直接影响主轴旋转精度和主轴的刚度.主轴前轴颈直径D1的选取D1一般按机床类型、主轴传递的功率或最大加工直径，由表31选取：由功率范围在3.75.5，则本车床的前轴颈直径D1=70105，在此选为D1=80.则车床后轴颈的直径D2=(0.70.85)D1，考虑到主轴最小轴颈为45，要保证轴的强度满足要求（因为主轴是空心的),在此选后轴颈的直径为D2=65。主轴内孔直径的确定因为车床内孔用来通过棒料或安装夹紧机构

14、，卧式机床的内孔d通常不小于主轴平均直径的55%60% ，则知d=3336d=，于是选取d=35.主轴前端悬伸量a的确定轴前端悬伸量a是指主轴前端面到前轴承径向支反力作用中点（或前径向支承中点）的距离。它主要取决于主轴端部结构、前支承轴承和密封装置的形式和尺寸，由结构设计确定。由于前端悬伸量对主轴部件的刚度、抗振性影响很大，因此在满足结构要求的前提下，设计时应尽量缩短该悬伸量。综上：初选a=100mm主轴主要支承间跨距L的确定 合理确定主轴主要支承间的跨距L，是获得主轴部件最大静刚度的重要条件之一。支承跨距过小，主轴的弯曲变形固然较小，但因支承变形引起主轴前轴端的位移量增大；反之，支承跨距过大，支承变形引起主轴前轴端的位移量尽管减小了，但主轴的弯曲变形增大，也会引起主轴前端较大的位移。因此存在一个最佳跨距L0，在该跨距时，因主轴弯曲变形和支承变形引起主轴前轴端的总位移量为最小。一般取L0=(023.5)a=，本文所设计的主轴暂取L=2.5a=250.但是实际结构设计时，由于结构上的原因，以及支承刚度因磨损会不断降低，主轴主要支承间的实际跨距L往往大于最佳跨距L0.4、确定皮带类型及根数由前面带轮直径计算知：小带轮的基准直径d1=160mm=，大带轮的基准直径为d2=280m。并且已确定为V带传动，选的是A型带。确定V带基准长度和中心距。根据步确定中心距为：考虑到