车床主传动系统设计

1、.1目录 TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc438193046目录 PAGEREF _Toc438193046 h IHYPERLINK l _Toc4381930471，工程背景分析 PAGEREF _Toc438193047 h 1HYPERLINK l _Toc4381930482，研究方案要点与执行情况 PAGEREF _Toc438193048 h 1HYPERLINK l _Toc4381930493，工程关键技术 PAGEREF _Toc438193049 h 1HYPERLINK l _Toc4381930504，具体研究容与技术实现 PAGERE

2、F _Toc438193050 h 1HYPERLINK l _Toc4381930514.1 机床的规格及用途 PAGEREF _Toc438193051 h 1HYPERLINK l _Toc4381930524.2 运动设计 PAGEREF _Toc438193052 h 1HYPERLINK l _Toc4381930534.2.1 确定极限转速 PAGEREF _Toc438193053 h 1HYPERLINK l _Toc4381930544.2.2 确定公比 PAGEREF _Toc438193054 h 1HYPERLINK l _Toc4381930554.2.3 主轴转速

3、级数 PAGEREF _Toc438193055 h1HYPERLINK l _Toc4381930564.2.4 确定构造式 PAGEREF _Toc438193056 h 1HYPERLINK l _Toc4381930574.2.5 绘制转速图 PAGEREF _Toc438193057 h 1HYPERLINK l _Toc4381930584.2.6 绘制传动系统图 PAGEREF _Toc438193058 h 1HYPERLINK l _Toc4381930594.3 传动零件的初步计算 PAGEREF _Toc438193059 h 1HYPERLINK l _Toc43819

4、30604.3.1 传动轴直径初定 PAGEREF _Toc438193060 h 1HYPERLINK l _Toc4381930614.3.2 主轴轴径直径确实定 PAGEREF _Toc438193061 h 1HYPERLINK l _Toc4381930624.3.3 齿轮模数的初步计算 PAGEREF _Toc438193062 h 1HYPERLINK l _Toc4381930634.3.4 限制级讨论 PAGEREF _Toc438193063 h 1HYPERLINK l _Toc4381930644.4 关键零部件校核 PAGEREF _Toc438193064 h 1H

5、YPERLINK l _Toc4381930654.4.1 主轴静刚度验算 PAGEREF _Toc438193065 h 1HYPERLINK l _Toc4381930664.4.2 传动轴的弯曲刚度验算 PAGEREF _Toc438193066 h 1HYPERLINK l _Toc4381930674.4.3 直齿圆柱齿轮的应力计算 PAGEREF _Toc438193067 h 1HYPERLINK l _Toc4381930685，技术指标分析 PAGEREF _Toc438193068 h 1HYPERLINK l _Toc4381930695.1 传动系统图的设计 PAGER

6、EF _Toc438193069 h 1HYPERLINK l _Toc4381930705.2 齿轮齿数、模数的选择 PAGEREF _Toc438193070 h 1HYPERLINK l _Toc4381930715.3 轴径、孔径的选择 PAGEREF _Toc438193071 h 1HYPERLINK l _Toc4381930725.4 其他零部件、细节 PAGEREF _Toc438193072 h 1HYPERLINK l _Toc4381930736，存在的问题与建议 PAGEREF _Toc438193073 h 1HYPERLINK l _Toc438193074参考文

7、献 PAGEREF _Toc438193074 h 1.11，工程背景分析本工程旨在设计一款无丝杠车床。车床主要用于加工轴、盘、套和其他具有回转外表的工件，以圆柱体为主。在机械制造及其自动化专业的整体教学方案中，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构造的设计能力，这是机械类学生最重要的设计能力；同时，机床位制造工业“母机构造典型，适合作为作为课程设计容。2，研究方案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容，完成展开图和截面图各一及相关计算，并撰写报告。设计容要求图纸工作量：画两图展开图A0：轴系展开图。其中摩擦离合器、制动

8、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构造按标准画编写课程设计报告。3，工程关键技术减速箱各级减速比分配、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。主轴箱传动件的空间布置是极其重要的问题，变速箱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

9、尺寸大小、构造实现的可能性，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。4，具体研究容与技术实现4.1 机床的规格及用途本设计机床为卧式机床，其级数Z=11，最小转数nmin=26.5r/min，转速公比=1.41，驱动电动机功率P=4Kw。主要用于加工钢以及铸铁有色金属，采用高速钢、硬质合金、瓷材料做成的刀具。4.2 运动设计确定极限转速根据设计参数，主轴最低转速为26.5r/min，级数为11，且公比=1.41于是可以得到主轴的转速分别为：26.5，37.5，53，75，106，150，212

10、，300，425，600，850r/min，则转速的调整围 QUOTE 4-1确定公比根据设计数据，公比=1.41。4.2.3 主轴转速级数根据设计数据，转速级数Z=11。4.2.4 确定构造式按照主变速传动系设计的一般原则，选用构造式11=3123254-2其最后扩大组的变速围 QUOTE 4-3符合要求。初定其最大传动比uma*=1.41；最小传动比umin=1/4，在要求围。4.2.5 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Y132M2-8，其同步转速为1000r/min，满载转速为960r/min，额定功率5.5KW。2确定传动轴轴

11、数传动轴数=变速组数+定必传动副数+1=3+1+1=53绘制转速图选取传动组c的两个传动比分别为Uc1=1/4，Uc2=1.41；传动组b级比指数为3，为了防止升速，又不使传动比太小，取Ub1=2.82，Ub2=1；传动组a可取Ua1=1/2，Ua2=1/1.41，Ua3=1。转速图见图4-1。4.2.6 绘制传动系统图1确定变速组齿轮传动副的齿数变速组a有三个传动副，其传动比分别为Ua1=1/2，Ua2=1/1.41，Ua3=1，取其倒数，分别按U=1，1.41，2查常用传动比适用齿数表，取Sz=72，则主动轮齿数分别为36，30，24，则三个传动副齿轮齿数为36:36，30:42，24:4

12、8。同理，变速组b，Sz=80，齿数40:40，21:59；变速组c，Sz=94，齿数55:39，19:75。图4-1 转速图详细DWG图纸请加：三二1爸爸五四0六2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4.1%。带传动的传动比为125/200=0.625。对于第一级转速n1=26.5r/min，其实际转速 QUOTE 4-4转速误差为 QUOTE 4-5在标准围，依次计算各级转速误差，结果如表4-1。表4-1 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围之26.527.052.08%37.538.251.88%5354.280.4

13、2%7579.171.00%106107.441.36%150151.51.00%212212.880.42%3003000%425425.760.18%6006000%850849.520.056%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4.1%。带传动的传动比为125/200=0.625。对于第一级转速n1=26.5r/min，其实际转速 QUOTE 转速误差为 QUOTE 在标准围，依次计算各级转速误差，结果如表4-1。3传动系统图图4-2图4-2传动系统图4.3 传动零件的初步计算4.3.1 传动轴直径初定由参考文献2，传动轴直径按扭转刚度进展计算 Q

14、UOTE 4-6其中d传动轴直径N该轴传递的功率nj该轴的计算转速由转速图可知，各轴的计算转速：初算各轴轴径4.3.2 主轴轴径直径确实定主轴尺寸参数多由构造上的需要而定，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=0.70.85D1，取80mm。4.3.3 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展计算 QUOTE 4-7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，m=B/mB为齿宽，m为模数，m=610；大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，1，外啮合取“

15、+，啮合取“-；nj齿轮的计算转速，见表4-2；j许用接触应力MPa，齿轮材料为调质45钢外表淬火，许用接触应力j=1370MPa。表4-2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 QUOTE ；取m=2.5mm； QUOTE ；取m=3mm； QUOTE ；取m=4.5mm；4.3.4 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

16、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Zmin1.03D/m+5.6。对于主轴，选用单键槽，查得D=100.8mm，假设m=4.5mm，Zmin=28.739，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Z=19，选用花键646508；将D=46mm代入，m=4.5mm，Zmin=16.219，满足要求。故第二扩大变速组的模数取m=4.5mm对于第一扩大变速组，在轴II上的最小齿数Z=21，选用花键636408，将D=36mm代入，m=3mm，Zmin=19.3321，满足要求。第一扩大变速

17、组在轴III上最小齿数Z=40，m=3mm，Zmin=21.440，满足要求。故第一扩大变速组的模数取m=3mm。对于根本组，在轴II上的最小齿数Z=36，将D=36代入，m=3mm，Zmin=18.036，满足要求。轴I为单键槽，查得D=20mm，其最小齿数Z=24，则Dmin=13.924，满足要求。故根本组模数取m=2.5mm。机床主传动系统最小齿数Zmin=19，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uma*2，中型机床最大齿数和Sma*=94，满足要求。4.4 关键零部件校核4.4.1 主轴静刚度验算1主轴支撑跨距确实定前端悬伸量：主轴

18、前端的悬伸长度，即从主轴外侧前支撑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C=108mm。一般最正确跨距 QUOTE ，考虑到构造以及支承刚度会因磨损而不断降低，应取跨距比最正确支承跨距大一些，一般是的倍，再综合考虑构造的需要，本设计取 QUOTE 。2最大切削合力P确实定最大圆周切削力须按主轴输出全功率和最大扭矩确定4-8其中：电动机额定功率()，；主传动系统的总效率，为各传动副、轴承的效率，取；主轴的计算转速，由前文计算结果，主轴的计算转速为 QUOTE ；计算直径，对于卧式车床，为溜板上最大加工直径， QUOTE ，取 QUOTE 。可以得到，验算

19、主轴组件刚度时，须求出作用在垂直于主轴轴线的平面的最大切削合力。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 QUOTE ，总切削力 QUOTE 。则各切削分力比例关系大致为：则 QUOTE ， QUOTE 。3切削力作用点确实定设切削力的作用点到主轴前支撑的距离为4-9其中：主轴前端的悬伸长度， QUOTE ；对于普通车床， QUOTE 。可以得到，4齿轮驱动力Q确实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形，当齿轮为直齿圆柱齿轮时，其啮合角，齿面摩擦角时，其弯曲载荷4-10其中：齿轮传递的全功率()，N=4KW；该齿轮的模数、齿数；该传动轴的计算工况转速。

20、可以得到，5变形量允许值确实定变形量允许值：对普通机床前端挠度的允许值，目前广泛使用的经历数据4-11其中：主轴两支撑间的距离， QUOTE 。可以得到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4-12其中：滚动体列数；每列中滚动体数；滚子有效长度；轴承的径向负荷；轴承的接触角。可以得到，7主轴组件前段挠度1)计算切削力P作用在S点引起主轴前端c点的挠度(4-13)式中E抗拉弹性模量，钢的；为BC段惯性转矩，对于主轴前端；为AB段惯性转矩，对于主轴前端；双支撑主轴径向力计算简图:图4-3 主轴负载简化模型图4-4主轴组件的计算简图

21、QUOTE ，计算得其余各参数定义与之前保持一致。代入计算，得：其方向如图4-4所示，沿方向，其余各参数代入，得2计算力偶矩M作用在主轴前端C产生的挠度(4-14)代入数据得详细DWG图纸请加：三二1爸爸五四0六3计算驱动力Q作用在两支承之间时，主轴前端c点的挠度(4-15)代入式4-15，得 QUOTE mm4主轴前端c点的综合挠度水平坐标轴H上的分量代数和为：垂直坐标轴V上的分量代数和为：综合挠度为：(4-16)代入由综合挠度，可见，故主轴通过校核。4.4.2 传动轴的弯曲刚度验算1齿轮驱动力Q确实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轮驱动阻力的作用而产生弯曲变形，当齿轮为

22、直齿圆柱齿轮，其啮合角，齿面摩擦角时，其弯曲载荷4-17其中：该齿轮传递的全功率，取 QUOTE ；该齿轮的模数和齿数；该传动轴的计算工况转速，或；该轴输入扭矩的齿轮计算转速；该轴输出扭矩的齿轮计算转速。2变形量允许值确实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。允许变形量可由参考文献3表3.10-7查得： QUOTE ，取 QUOTE ， QUOTE 。3传动轴的载荷分析图4-5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

23、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4-18其中：两支承间的跨距， QUOTE ；该轴的平均直径， QUOTE ；4-19齿轮的工作位置至较近支撑点的距离；输入扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度；输出扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度；其余各符号定义与前文一致。可以得到，可以得到故 QUOTE 、 QUOTE 引起的中点挠度最大，在计算合成挠度时使用，进展计算。此时轴转速为 QUOTE 。由参考文献2，中点的合成挠度4-20 QUOTE 其中：被验算轴的中点合成挠度；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。4-21可以得到

24、可以得到 QUOTE mm由综合挠度，可见，满足要求。由参考文献2，传动轴在支承点A、B处的倾角、4-22可以得到，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。4.4.3 直齿圆柱齿轮的应力计算在验算变速箱中的齿轮应力时，选一样模数中承受载荷最大的，齿数最小的齿轮进展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194.5，754.5组齿轮。由参考文献2式9和式10，齿面接触应力4-23齿根弯曲应力4-24其中：初算得到的齿轮模数，取 QUOTE ；传递的额定功率，N=4kW；齿轮的计算转速，小齿轮取 QUOT

25、E ，大齿轮取 QUOTE ；大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，外啮合取“号，啮合取“号，此处 QUOTE ；小齿轮的齿数, QUOTE ；齿宽， QUOTE ；许用接触应力，由参考文献3表3.4-41，齿轮材料选用45钢，高频淬火，可得；许用弯曲应力，由参考文献3表3.4-41,；寿命系数；4-25工作期限系数；4-26齿轮在机床工作期限的总工作时间，对于中型机床的齿轮，取 QUOTE ，同一变速组的齿轮总工作时间可近似地认为，为该变速组的传动副数，取p=2，则： QUOTE 齿轮的最低转速，小齿轮取 QUOTE ，大齿轮取 QUOTE ，基准循环次数，对于钢和铸铁件，接触载荷取，弯曲载荷取；疲劳曲线指数，接触载荷取，弯曲载荷对正火、调质及整体淬硬件取，对外表淬硬高频、渗碳、氮化等件取；转速变化系数 QUOTE ；功率利用系数， QUOTE 79；材料强化系数， QUOTE 75；Y齿形系数，z=19，Y=0.386；齿向载荷分布系数，；动载荷系数，；工作状况系数，。可以