机床主运动机械变速传动系统的结构设计

PAGEPAGE7一、设计目的通过机床主运动机械变速传动系统的结构设计，在拟定传动和变速的结构方案过程中，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，并具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。二、设计步骤1.运动设计1.1已知条件[1]确定转速范围：主轴最小转速为37.5r/min。最大转速为1700r/min。[2]确定公比：[3]转速级数：1.2结构分析式拟订结构式：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：A．12=3*4B.12=4*3C。12=3*2*2D．12=2*3*2E。12=2*2*3方案A、B可节省一根传动轴。但是，其中一个传动组内有四个变速传动副，增大了该轴的轴向尺寸。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C是可取的。但是，由于主轴换向采用双向离合器结构，致使Ⅰ轴尺寸加大，此方案也不宜采用，而应选用方案D确定变速组扩大顺序：12=2*3*2的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有以下6种形式：A．12=21*32*26B。12=21*34*22C．12=23*31*26D。12=26*31*23E．22*34*21F。12=26*32根据级比指数非陪要“前疏后密”的原则，应选用第一种方案。然而，对于所设计的机构，将会出现两个问题：①第一变速组采用降速传动（图1a）时，由于摩擦离合器径向结构尺寸限制，使得Ⅰ轴上的齿轮直径不能太小，Ⅱ轴上的齿轮则会成倍增大。这样，不仅使Ⅰ-Ⅱ轴间中心距加大，而且Ⅱ-Ⅲ轴间的中心距也会加大，从而使整个传动系统结构尺寸增大。这种传动不宜采用。②如果第一变速组采用升速传动（图1b），则Ⅰ轴至主轴间的降速传动只能由后两个变速组承担。为了避免出现降速比小于允许的极限值，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。如果采用方案C，即12=23*31*26，则可解决上述存在的问题（见图1c）。其结构网如图2所示。检查传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组：其中，，所以，合适。1.3绘制转速图⑴选择电动机一般车床若无特殊要求，多采用Y系列封闭式三相异步电动机，根据原则条件选择Y-132S-4型Y系列笼式三相异步电动机。⑵分配总降速传动比总降速传动比0.026又电动机转速不符合转速数列标准，因而增加一定比传动副。[3]确定传动轴轴数传动轴轴数=变速组数+定比传动副数+1=3+1+1=5。⑷确定各级转速并绘制转速图由z=12确定各级转速：1700、1180、850、600、425、300、212、150、106、75、53、37.5r/min。在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按传动顺序依次设为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ。Ⅰ与Ⅱ、Ⅱ与Ⅲ、Ⅲ与Ⅳ轴之间的传动组分别设为a、b、c。现由Ⅳ（主轴）开始，确定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速：先来确定Ⅲ轴的转速传动组c的变速范围为，结合结构式，Ⅲ轴的转速只有一和可能：150、212、300、425、600、850r/min。②确定轴Ⅱ的转速传动组b的级比指数为1，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致传动比太小，可取，轴Ⅱ的转速确定为：425、1180r/min。③确定轴Ⅰ的转速对于轴Ⅰ，由于安有摩擦离合器，损耗发热等是主要矛盾，转速不宜太高所以确定轴Ⅰ转速为850r/min。由此也可确定加在电动与主轴之间的定传动比为下面画出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）。[5]确定各变速组传动副齿数①传动组a:查表8-1,②传动组b:查表8-1,③传动组c:查表8-1,,利用查表法初选各传动组齿轮齿数如下表：变速组第一变速组第二变速组第三变速组齿数和727290齿轮z1z2z3z4z5z6z7z8z9z10z11z12z13z14齿数2448423019532448304218726030传动过程中，会采用三联滑移齿轮，为避免齿轮滑移中的干涉，三联滑移齿轮中最大和次大齿轮之间的齿数差应大于4。所选齿轮的齿数符合设计要求。1.4绘制传动系统图根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图：2.动力设计2.1确定各轴转速⑴确定主轴计算转速：主轴的计算转速为⑵各传动轴的计算转速：轴Ⅲ可从主轴为75r/min按72/18的传动副找上去，似应为425r/min。但是由于轴Ⅲ上的最低转速150r/min经传动组C可使主轴得到37.5r/min和300r/min两种转速。300r/min要传递全部功率，所以轴Ⅲ的计算转速应为150r/min。轴Ⅱ的计算转速可按传动副B推上去，得425r/min。轴Ⅰ的计算转速为850r/min。[4]核算主轴转速误差所以合适。2.2带传动设计电动机转速n=1440r/min,传递功率P=5.5KW,传动比i=1.7，两班制，一天运转16.1小时，工作年数10年。⑴确定计算功率取1.1，则⑵选取V带型根据小带轮的转速和计算功率，选B型带。（3）选取带轮节圆直径、验算带速：为了使带的弯曲应力σb1不致过大，应使小轮直径d1≥dmin,d1也不要过大，否则外轮廓尺寸太大。此次设计选择d1=140mm。大轮直径d2由计算按带轮直径系列圆整为238mm。验算带速，一般应使带速v在5～25m/s的范围内。v==10.5m/s，符合设计要求。（4）确定中心距a、带长L、验算包角：中心距过大回引起带的颤动，过小则单位时间内带的应力循环次数过多，疲劳寿命降低；包角α减小，带的传动能力降低。一般按照下式初定中心距a00.75(d1+d2)≤a0≤2(d1+d2),此次设计定为450mm。由几何关系按下式初定带长L0:L0≈2a0+0.5(d1+d2)+=1498.88(mm)按相关资料选择与L0较接近的节线长度LP按下式计算所需中心距，a≈a0+考虑安装、调整和补偿初拉力的需要，中心距a的变动范围为（a-0.015a+0.03）由以上计算得中心距a=482.94mm，带长为1400mm。验算包角：=1800-*57.30=168.37≥1200，符合设计要求.(5)计算胶带的弯曲次数u：u=[s-1]≤40[s-1]式中：m——带轮的个数；代入相关的数据计算得：u=13.125[s-1]≤40[s-1]符合设计要求。(6)确定三角胶带的根数Z：根据计算功率PC和许用功率[P0]，可求得胶带根数Z，带入各参数值计算，圆整结果为4，即需用4根胶带。(7)计算带的张紧力 其中