机床运动机械变速传动系统的结构设计

TOC\o"1-5"\h\z概述和机床参数确定 1\o"CurrentDocument"1. 1机床运动参数的确定 1\o"CurrentDocument"1. 2机床动力参数的确定 13机床布局 1主传动系统运动设计 2\o"CurrentDocument"2. 1确定变速组传动副数目 2\o"CurrentDocument"2. 2确定变速组的扩大顺序 23绘制转速图 3\o"CurrentDocument"2. 4确定齿轮齿数 3\o"CurrentDocument"2. 5确定带轮直径 32. 6验算主轴转速误差 4\o"CurrentDocument"7绘制传动系统图 4\o"CurrentDocument"3.估算传动件参数确定其结构尺寸 5\o"CurrentDocument"1确定传动转速 5\o"CurrentDocument"3. 2确定主轴支承轴颈尺寸 6\o"CurrentDocument"3. 3估算传动轴直径 6\o"CurrentDocument"3. 4估算传动齿轮模数 6\o"CurrentDocument"5普通V带的选择和计算 7\o"CurrentDocument"结构设计 8\o"CurrentDocument"1带轮设计 8\o"CurrentDocument"4. 2齿轮块设计 84. 3 轴承的选择 9\o"CurrentDocument"4. 4主轴组件 9\o"CurrentDocument"4. 5操纵机构、滑系统设计、封装置设计 9\o"CurrentDocument"4. 6主轴箱体设计 97主轴换向与制动结构设计 9\o"CurrentDocument"传动件验算 10\o"CurrentDocument"1齿轮的验算 10\o"CurrentDocument"5. 2传动轴的刚度验算 125. 3花键键侧压溃应力验算 164滚动轴承的验算 16\o"CurrentDocument"5.5主轴组件验算 17主轴位置及传动示意图 20•总结 2 1.参考文献 2 21•概述1机床课程设计的目的机床课程设计，是在金属切削机床课程之后进行的实践性教学环节。其目的在于通过机床运动机械变速传动系统的结构设计，使学生在拟定传动和变速的结构的结构方案过程中，得到设计构思，方案分析，结构工艺性，机械制图，零件计算，编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并培养学生具有初步的结构分析，结构设计和计算能力。轻型车床是根据机械加工业发展需要而设计的一种适应性强，工艺范围广，结构简单，制造成本低的万能型车床。它被广泛地应用在各种机械加工车间，维修车间。它能完成多种加工工序；车削内圆柱面，圆锥面，成形回转面，环形槽，端面及内外螺纹，它可以用来钻孔，扩孔，铰孔等加工。1.1机床运动参数的确定(1)确定公比0及Rn已知最低转速n=85r/min，最高转速n=1600r/min，变速级数Z=6,则公比：min max(p=(n/n)1/(z-i)=(1600r/min/85r/min)1/&-1)%1.41maxmin转速调整范围： Rn=n/n=45maxmin(2)求出转速系列TOC\o"1-5"\h\z根据最低转速n.=47.5rpm，最高转速n=2120rpm,公比p=1.41,按《机床课程min max设计指导书》(陈易新编)表5选出标准转速数列：2120 1500 1060 750 530 375265 190 132 95 67 47.51.2机床动力参数的确定已知电动机功率为N=1.5kw，根据《金属切削机床课程设计指导书》(陈易新编)附录2选择主电动机为Y90L-4，其主要技术数据见下表1:表1Y90L-4技术参数转速(r/min)额定功率(kw)满载时堵转电流堵转转矩最大转矩同步转速(r/min)级数电流(A)效率(%)功率因数额定电流(倍)额定转矩(倍)额定转矩(倍)212048.884.50.827.02.22.2150041.3机床布局确定结构方案1)主轴传动系统采用V带，齿轮传动。2)传动型采用集中传动。3)制动采用式摩擦离合器和带式制动器。4)变速系统采用多联划移齿轮变速。5)润滑系统采用飞溅油润滑。2)布局采用卧式铣床常规的布局形式。机床主要由主轴箱，皮鞍，刀架，尾架，进给箱，溜扳箱，车身等6个部件组成。主轴的空间位子布局图2主传动系统运动设计2・1确定变速组传动副数目实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合：1)12=34 2)12=433)12=322 4)12=2325)12=223方案中1)和2)可省一根轴。但是有一个传动组内有四个变速传动副，会增加轴向尺寸。这种方案不宜采用。根据传动副数目分配应“前多后少”的原则，方案3)是可取的。可以使传动副传动组放在接近电动机处，则可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件少些，这样节省了材料。2.2确定变速组的扩大顺序12=2x3x2的传动副组合，其传动组的顺序又可有以下六种形式：1)12=3x2X2 2)12=3x2x23 6 1 6 33)12=3x2x2 4)12=3x2x21 6 4 1 2

5) 12=3x2x2 6) 12=3x2x22 6 1 4 2 1选着中间轴的变速范围最小的方案，变速范围小，转速高，转矩较小，传动件的尺寸九可以小些，尽量使扩大组的顺序要与传动顺序一致的原则。所以选择方案1)较为合理。结构网图如下：图2变速组扩大顺序2.3绘制转速图

图3转速图2・4确定齿轮齿数利用查表法由《机床课程设计指导书》（陈易新编）表9,求出各传动组齿轮齿数表2各传动组齿轮齿数变速组第一变速组第二变速组第二变速组齿数和728490齿轮Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14齿数36362448303049352856603018722.5确定带轮直径确定计算功率 N.kNjK-工作情况系数 工作时间为一班制查表的k=1.1N-主动带轮传动的功率计算功率为Nj=1.1x4=4.4kw根据计算功率和小带轮的转速选用的三角带型号为A，查表的小带轮直径推荐植为 n 144080mm ，大带轮直径 D」D D153.6mm2n1 750 122.6绘制传动系统图图4传动系统图3估算传动件参数确定其结构尺寸3.1确定传动转速表4计算转速图传动件轴齿轮IIIIIIIVZ1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14算转速75037519047.553075010607503752752653751923756713237547.53.2确定主轴支承轴颈尺寸根据《机床课程设计指导书》主轴的驱动功率为1.5kw选取前支承轴颈直径为

D=70-90,后支承轴颈直径：D (0.70.85)D 5668,选取D60mm。2123・3估算传动轴直径表5估算传动轴直径计算公式轴号计算转速nr/minj电机至该轴传动效率输入功率Pkw允许扭转角[]deg/m传动轴长度mm估计轴的直径mm花键轴尺寸NdDB1 Pd91!啊[]I7500.981.471.582035618225II3750.980.9951.461.545042621255III47.50.980.990.9951.451.5660466263263・4估算传动齿轮模数根据计算公式计算各传动组最小齿轮的模数表6估算齿轮模数估算公式传动组小齿轮齿数比u1齿宽系数m传递功率P载荷系数K系数AH系数AF许用接触应力HP许用齿根应力FP计算转速nc系数YFS模数mH模数mF选取模数m

按齿轮接触疲劳强度1KP(um 267A H H3nz2mc1按齿轮弯曲疲劳强度>v/v第一变2I变-速组Z524u1.871.47161111005187104.361.21.12.5mF2%1KPY FS nZmc1FP>v/v第变速组Z928391.46161111005183554.471.521.443>v/v第变速组Z1318471.45161111005183554.72.82.543・5普通V带的选择和计算设计功率P设计功率Pd KaP(kw)P1.144.4kwd皮带选择的型号为A型两带轮的中心距A(0.6两带轮的中心距A(0.62)DO 1D)mm范围内选择。中心距过小时，胶带短因而增2加胶带的单位时间弯曲次数降低胶带寿命；反之，中心距过大，在带速较高时易引起震动。①计算胶带速度v黑3」4600001440②初定中心距139.8mm~466mmA139.8mm~466mmO③计算带的基准长度：L0 2AL0 2Ao 2(D1D2)21 1231.5mm4Ao按上式计算所得的值查表选取计算长度L及作为标记的三角带的内圆长度Ln 1250标准的计算长度为LLY1275mmN④实际中心距A=A潭8(D2D1)28a2L(D121269(80153.6)1816.5452.5mmA二1816.5<1816.52 873.52452.5mm8为了张紧和装拆胶带的需要，中心距的最小调整范围为A0.02L(h0.01L)0.02L是为了张紧调节量为22.78 (h+0.01L)是为装拆调节量为胶带厚度.⑤定小带轮包角o180。1180o120。求得0 o180。1180o120。求得0 167.34。合格.1⑥带的挠曲次数：10001000mvuL212756.039.46 40合格⑦带的根数n⑦带的根数Z j-ncc1单根三角带能传递的功率小带轮的包角系数1444.E849取5根三角胶带。4.结构设计4・1带轮设计根据V带计算，选用3根O型V带。由于I轴安装了摩擦离合器，为了改善它们的工作条件，保证加工精度，采用了卸荷带轮结构。4・2齿轮块设计机床的变速系统采用了滑移齿轮变速机构。根据各传动组的工作特点，基本组的齿轮采用了销钉联结装配式结构。第二扩大组，由于传递的转矩较大，则采用了整体式齿轮。所有滑移出论与传动轴间均采用了花键联结。从工艺的角度考虑，其他固定齿轮也采用花键联结。由于主轴直径较大，为了降低加工成本而采用了单键联结。4・3轴承的选择为了安装方便I轴上传动件的外径均小于箱体左侧支承孔直径并采用0000型向心球轴承为了便于装配和轴承间隙IIIIII轴均采用乐2700E型圆锥滚子轴承。V轴上的齿轮受力小线速度较低采用了衬套式滚动轴承。滚动轴承均采用E级精度。4・4主轴组件本铣床为普通精度级的轻型机床，为了简化结构，主轴采用了轴向后端定位的两支承主轴主件。前轴承采用了318000型双列圆柱滚子轴承，后支承采用了46000型角接触球轴承和8000型单向推力球轴承。为了保证主轴的回转精度，主轴前后轴承均用压块式防松螺母调整轴承的间隙。主轴前端采用了圆锥定心结构型式。前轴承为C级精度，后轴承为D级精度。4・5操纵机构、滑系统设计、封装置设计为了适应不同的加工状态，主轴的转速经常需要调整。根据各滑依齿轮变速传动组的特点，分别采用了集中变速操纵机构和单独操纵机构。主轴箱采用飞溅式润滑。油面高度为65mm左右，甩油轮浸油深度为10mm左右。润滑油型号为：HJ30oI轴轴颈较小，线速度较低，为了保证密封效果，采用了皮碗式接触密封。而主轴直径大，线速度较高，则采用了非接触式密封。卸荷皮带轮的润滑采用毛毡式密封,以防止外界杂物进入。4・6主轴箱体设计箱体外形采取了各面间直角连接方式，使箱体线条简单，明快。并采用了箱体底面和两个导向块为定位安装面，并用螺钉和压板固定。安装简单，定位可靠。4.7制动结构设计本机床属于卧式铣床，适用于机械加工车间和维修车间。制动器采用了带式制动器，并根据制动器设计原则，将其放置在靠近主轴的较高转速的III轴上。为了保证离合器与制动器的联锁运动，采用一个操纵手柄控制。5.传动件验算以II轴为例，验算轴的弯曲刚度，花键的挤压应力，齿轮模数及轴承寿命。5・1齿轮的验算验算变速箱中齿轮强度应选择相同模数承受载荷最大齿数最小的齿轮进行接触压力和弯曲压力计算，一般对高速传动的齿轮验算齿面接触压力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲压力对硬齿面软齿心渗碳淬火的齿轮要验算齿根弯曲压力。接触压力的验算公式:2081103.(j1)KKKKN | 1_2_3_s—jZm uBn弯曲应力的验算公式：208105KKKKN1 2_3_s—w Zm2BYnj表7齿轮验算参数第传动组第—传动组第二传动组齿轮传递功率N3.903.843.8齿轮计算转速n.j75037547.5齿轮的模数m2.534齿宽B141624小齿轮数Z242218大齿轮与小齿轮齿数比u224寿命系数Ks111速度转化系数K接触载荷）n0.740.780.95弯曲载荷0.90.920.88功率利用系数kn（接触载荷）0.580.580.58弯曲载荷0.780.780.78材料利用系数KQ（接触载荷）Q0.760.730.73弯曲载荷0.770.750.75工作情况系数K]1.51.51.5动载荷系数K2111齿向载荷分布系数K31.051.051.05

齿形系数Y0.450.4250.378其中寿命系数K KKKKKs s TNnQKt工作期限系数 Km^60叮T T coT-齿轮在机床工作期限（T）的总工作时间hT150002000h，同一变速组内sT的齿轮总工作时间可近似地认为T〜，P为该变速组的传动副数。pn1c0m齿轮的最低转速（rpm）基准循环次数疲劳曲线指数n1c0m转速变化系数材料强化系数稳定工作用量载荷下K的极限值K=1稳定工作用量载荷下K的极限值K=1。高速传动件可能存在Ks sK的情况,smax此时取KsKsmax载荷低速传动件可能存在KK 的情况，此时取K K 载荷低速传动件可能存在KK 的情况，此时取K K ;当Ks smin s sminKKsmin s smax时取计算值。2081103：2811.51.051232V2147102082081103：2811.51.051232V2147102081051.51.0511.47432140.457102081103,；41.51.051.46225V3163552081051.51.0511.46j67.7220w562.1650j425160.425355582.4600172.22752081105；5…051Z1168.213703184243559180.378355208105"L。5Z226.92839180.3783555・2传动轴的刚度验算对于一般传动轴要进行刚度的验算，轴的刚度验算包括滚动轴承处的倾角验算和齿轮的齿向交角的验算。如果是花键还要进行键侧压溃应力计算。以II轴为例，验算轴的弯曲刚度、花键的挤压应力

330图5轴II受力分析图图5中F为齿轮Z（齿数为35）上所受的切向力F,径向力F的合力。F为齿轮4 t1 r1 2Z（齿数40）上所受的切向力F，径向力F的合力。9 t2 r2各传动力空间角度如图6所示，根据表11的公式计算齿轮的受力。z图6轴I空间受力分析表8齿轮的受力计算T9.55106P传转传齿齿齿轮35齿轮40n2T

dFtcosdzm

递功率Pkw速nr/min动转矩TN•mm轮压力角aO面摩擦角YO切向力Ft1N合力F1NF1在X轴投影F刃NF1在Z轴投影F刃N分度圆直径d1mm切向力Ft2N厶合力F2NF1在X轴投影Fz2NFl在Z轴投影N分度圆直径d2mm1.46100020670348.60从表8计算结果看出，11轴在X、Z两个平面上均受到两个方向相反力的作用。根据图7所示的轴向位置，分别计算出各平面挠度、倾角，然后进行合成。根据《机械制造工艺、金属切削机床设计指导》(李洪主编)书中的表2.4-14，表2.4-15计算结果如下：a=100b=230T £2__世-、T?-...<<■c=130T £2__世-、T?-...<<■c=130f=200l=330E=2.1x105MPan=l—x=150禽571014图7轴II挠度、倾角分析图I土646^95417xoy平面内挠度y'xy'x6EIL[Fx1a(l2n2a2)Fx2C(l2n2C2)]1505.7101505.71014[60.3100(330130(33015021002)]0.000331502 1002)zoy平面内挠度y' [Fa(I2n2a2)Fc(I2n2c2)]x6EILzi z21505.71014[439.2100(33015021002)323130(33015021002)]0.0048(3)挠度合成Iyi/y2y21x x<0.000332 0.004820.0048查表得其许用应力为0.0003x330=0.099,即0.0048〈0.099,则挠度合格。(4)左支承倾角计算和分析a.xoy平面力作用下的倾角—[Fab(lb)Fcf(lf)]A6EILx1 x21014[60.3100230(330230)130200(330200)]0.0000677b.zoy平面力作用下的倾角'-^[Fab(lb)Fcf(lf)]A6EILz1 z21014[439.2100230(330230)323130200(330200)]0.00016c.倾角合成AvAxAx(0.0000677)2(0.00016)21.75104查表得其许用倾角值为0.0006，则左支承倾角合格。(5)右支承倾角计算和分析a.xoy平面力作用下的倾角' —[Fab(la)Fcf(lc)]B6EILx1 x21014[60.3100230(330100)130200(330130)]105

zoy平面力作用下的倾角'———[Fab(la)Fcf(lc)]B6EILz1 z25.71014[439.2100230(330100)323130200(330200)]1.27105倾角合成'2'2B Bx Bxv'(4.8105)2__1.27105)22.5104查表得其许用倾角值为0.0006，则右支承倾角合格。5・3花键键侧压溃应力验算花键键侧工作表面的挤压应力为：8Tmax [ ]Mpa]jv(D2d2)lzjvT 花键传递的最大扭矩[Nmm]maxD,d花键的外径和内径血m]l花键的工作长度[mm]z花键齿数TOC\o"1-5"\h\z载荷分布不均匀系数，通常 0.75许用压溃应力[Mpa]jv839276-7 r 1.41 [ ]jv（252212）27060.75 jv花键热处理[]100~140MPaJv经过验算合格。5.4滚动轴承的验算机床的一般传动轴用的轴承，主要是因为疲劳破坏而失效，故进行疲劳寿命验算。滚动轴承的疲劳寿命验算根据表11所示的II轴受力状态，分别计算出左（A端）、右（B端）两支承端支反力。在xoy平面内：门，FfFb214.620060.3230缶330R'乜丑 88.0N330AR'B在zoy平面内:Fcx2Fax1l214.613060.310066.3N330R''BfFbZ^-lFl323200439'2230 128.2N330FCFa323130439.2100 12.1N330左、端支反力为:Jr'2r'2*AxAxv'88.02 663155.5RV;R'2R''2BV，BxBx■<128.2267.412.12两支承轴承受力状态相同,但左端受力大，所以只验算左端轴承。轴承寿命Lh寿命指数,Cf500( CL )KKKFAHPl10T[h][T]h]滚子轴承KiKAKHPKHnnj齿轮轮换工作系数0.75使用系数，KA功率利用系数

转速变化系数1.1(0.8)(0.96)轴承的计算转速(355rpm)速度系数,fn磐叫芒？0.488jFFFrXCXFYFr a当量动载荷径向载荷径向系数轴向载荷轴向系数滚动轴承尺寸所表示的额定动负荷(20800N)经过计算F=155.5Lh500(1.1囂6008T55.5)1： 8-5108T合格。5・5主轴组件验算前轴承轴径D80mm，后轴承轴径D1260mm，求主轴最大输出转矩:1.5T9550159.17Nm95501.5T9550159.17Nm9550n 90根据主电动机功利为1・5则床身上最大回转直径D=320mm刀架上最大回转直径D160主轴通孔直径d36mm，最大工件长度1000mm。床身上最大加工直径为最大1回转直径的60%也就是192mm故半径为0.096mm。15917切削力（沿y轴）F右帛1658.0NC0.096TOC\o"1-5"\h\z背向力（沿x轴）F 0.5F 829.