卧式车床主传动系统设计 毕业设计.doc

卧式车床主传动系统设计专业名称： 年 级： 学生姓名： 学 号： 指导教师： 2013年5月28日 前言做好毕业设计工作，是培养学生科学精神、科学作风、良好的思想品德以及事业心和责任感等综合素质所不可缺少的环节。毕业设计是实现人才培养目标的重要实践环节，是学生跨入社会的转折点，是理论知识向实践的转变；毕业设计对学生的独立工作能力、分析和解决问题的能力、工程实践能力起着重要的作用。 对机床主轴箱的设计符合我国目前的经济水平、教育水平和生产水平，同时也是国内许多企业提高生产设备自动化水平和精密程度的主要途径，在我国拥有着广阔的市场。另外，此设计很贴近教材，有利于扩展我们对以前所学的认知和进一步巩固所学知识。摘要数控机床的主传动要求传递给主轴以一定得功率，要求主轴转速可以按加工要求在一定得转速范围内有级调速或无级调速，并且要求转速的转换要迅速可靠；对机床的主传动还要有足够的使用寿命。调速电机连接有级变速箱可实现扩大机床变速范围。为保证加工时能选用合理的切削用量，充分发挥刀具的切屑性能，从而获得最高的生产率、加工精度和表面质量，数控机床必须具有最高的转速和更大的调速范围。关键词：数控机床、主传动、无级调速、调速范围。目的机床设计是在技术基础课及专业课的基础上，结合机床传动部件设计计算进行综合训练。1、掌握机床主传动部件的设计过程和方法，包括参数拟定、传动设计、零件计算、结构设计等，培养结构分析和设计的能力。2、综合应用过去所学的理论知识，提高联系实际和综合分析的能力。3、训练和提高设计的基本技能。4、培养查阅资料、手册、图册的综合能力。毕业设计任务书学校西南科技大学专业学号姓名 1、毕业论文题目：机床传动系统设计2、毕业论文任务及要求：论文任务：本文将应用所学的专业知识，理论联系实际，完成普通车床主传动系统的设计论文要求：（1） 资料要充分，结构要完整，传动系统要合理（2） 符合我校毕业论文书写规范；（3） 字数不少于10000字；（4） 按时完成毕业论文各阶段工作，不突击、不抄袭；（5） 每周主动向指导教师汇报工作进度，探讨研究内容；（6） 完成设计说明书及传动系统图（7） 写设计总结一份普通车床传动系统设计的设计参数：（1）主轴转速级数z=12；（2）主轴转速范围r/min；（3）公比=1.41；（4）电机功率为7.5kw；（5）电机转速为1440r/min。4、主要参考文献资料：1金属切削机床 .大连理工大学 戴曙主编.机械工业出版社 2机械原理（第七版）.孙恒、陈作模主编.高等教育出版社3工程力学.刘申全、黄璟主编.兵器工业出版社4 数控编程技术.张超英、谢富春主编.化学工业出版社5 夹具工程师手册.刘文剑.科学技术出版社 系主任签发： 指导教师签名：时间： 年 月 日 时间： 年 月 日 目 录 普通车床传动系统的设计参6 参数拟定 6 传动设计 6 传动件的估算 8 动力的设计 16 结构设计及说明 22 参考文献 24 总结25一、普通车床传动系统的设计参数1.1普通车床传动系统设计的设计参数： （a）主轴转速级数z=12； （b）主轴转速范围r/min； （c）公比=1.41； （d）电机功率为7.5kw； （e）电机转速为1440r/min。二、参数的拟定2.1限制转速 因为 , , =1.41 所以 =44.64 , 取=45 所以 r/min ,取标准转速1440r/min 2.2 电机的选择 已知异步电动机的转速有3000 、1500 、1000、750 ，已知=4kw，根据车床设计手册附录表2选y132s-4，额定功率5.5,满载转速为1440 ，。 三、传动设计3.1 主传动方案拟定 此次设计中，我们采用集中传动型式的主轴变速箱。3.2 传动结构式、结构网的选择 确定传动组及各传动组中传动副的数目级数为z的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有、个传动副。即 传动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： ，可以有3种方案：12=322；12=232；12=223 传动式的拟定 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，选传动式为12=322。 结构式的拟定 对于12=322传动式，有6种结构式和对应的结构网。分别为： 12=32212612=312326 12=342221 12=34212212=312623 12=322621 根据主变速传动系统设计的一般原则3.3传动系图和转速图的拟定四 、传动件的估算4.1 三角带传动的计算三角带传动中，轴间距a可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定比传动。(1)选择三角带的型号 根据公式：式中p-电动机额定功率，-工作情况系数 因此选择a型带。(2)确定带轮的计算直径， 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小，即。查机械设计表8-3，8-7取主动轮基准直径=125mm。 由公式： 式中：-小带轮转速，-大带轮转速，所，取整为250mm。(3)确定三角带速度按公式： 因为5m/minv25 m/min,所以选择合适。 (4)初步初定中心距带轮的中心距，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： 根据经验公式即：262.5mm 750mm取=600mm.(5)三角带的计算基准长度 由机械设计表8-2，圆整到标准的计算长度 (6)验算三角带的挠曲次数 符合要求。 (7)确定实际中心距(8) 验算小带轮包角，轮上包角合适(9)确定三角带根数得: 传动比: 查表得= 0.40kw,= 3.16kw；=0.97；，=0.95 所以取 根(10)计算预紧力查机械设计表8-4，q=0.18kg/m(11)计算压轴力4.2 带轮结构设计当。d是轴承外径，查机械零件手册确定选用深沟球轴承6211，d=55mm,d=100mm。带轮内孔尺寸是轴承外径尺寸100mm。齿机械设计表8-10确定参数得： 带轮宽度： 分度圆直径：， 4.3传动轴的估算传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大变形。因此疲劳强度一般不失是主要矛盾，除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变形。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。 主轴的计算转速 主轴 计算转速为主轴从最低转速算起，第一个转速范围内的最高级转速，即为。同理有公式可以得出各轴的计算速度：n=180rmin、n=335rmin、n=710rmin。 各轴直径的估算 其中：p-电动机额定功率 k-键槽系数 a-系数-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；-该传动轴的计算转速。计算转速是传动件能传递全部功率的最低转速。各传动件的计算转速可以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。轴：k=1.05，a=110 所以 ， 取40mm轴：k=1.05，a=110 , 取45mm轴：k=1.05，a=92 , 取45mm轴：k=1.05，a=92, 取54mm此轴径为平均轴径，设计时可相应调整。44齿轮齿数的确定和模数的计算 齿轮齿数的确定当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和及小齿轮的齿数可以从表3-6（机械制造装备设计）中选取。一般在主传动中，最小齿数应在1721。采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于4，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。第一组齿轮：传动比：, ， 齿数和取72=24，=30，=36，=48，=42，=36；第二组齿轮：传动比：,， 齿数和取84：=22，=42，=62，=42；第三组齿轮：传动比：,齿数和取90：=18，=60，=72，=30；各齿轮齿数表：2430364842362242624218607230 齿轮模数的计算(1) 弯曲疲劳（根据齿轮最多的齿轮进行计算与计算）齿轮弯曲疲劳的估算z4：z9：z13：（2）齿面点蚀估算z4：z9：z13：齿数模数：第一变速组第二变速组第三变速组mw2.433.173.36mj2.843.453.59取m444(3)标准齿轮：从机械原理 表10-2查得以下公式齿顶圆 齿根圆 分度圆 齿顶高 齿根高 齿轮的具体值见表齿轮尺寸表：齿轮齿数z模数m分度圆d齿顶圆12449610423041201283364144152448419220054241681766364144152722488968424168176962424825610424168176111847280126042402481372428829614304120128齿轮齿根圆齿顶高齿根高110645213045315445420245517845615445798458178459258451017845118245122504513298451413045 齿宽确定 由公式得： 第一套啮合齿轮 第二套啮合齿轮 第三套啮合齿轮 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，应主动轮比小齿轮齿宽大所以；， 齿轮结构设计 当时，可做成腹板式结构，再考虑到加工问题，现敲定把齿轮14做成腹板式结构。其余做成实心结构。齿轮14计算如下： ， ， 4.5 传动轴间的中心距4.6轴承的选择轴： 6208 d=80 b=18 深沟球轴承轴： 7207c d=72 b=17 圆锥滚子轴承轴： 7207c d=72 b=17 圆锥滚子轴承轴： 7208c d=80 b=18 圆锥滚子轴承五、动力设计5.1传动轴的验算 由于变速箱各轴的应力都比较小，验算时，通常都是用复合应力公式进行计算： （mpa）为复合应力（mpa）为许用应力（mpa）w为轴危险断面的抗弯断面模数 实心轴： 空心轴： 花键轴：d为空心轴直径，花键轴内径d为空心轴外径，花键轴外径d0为空心轴内径b为花键轴的键宽z为花键轴的键数m为在危险断面的最大弯矩 nmmt为在危险断面的最大扭矩n为该轴传递的最大功率nj为该轴的计算转速齿轮的圆周力：齿轮的径向力： 轴的强度计算轴： 作用在齿轮上的力的计算 已知大齿轮的分度圆直径：d=mz=484=192mm圆角力： 径向力：轴向力：方向如图所示：由受力平衡：=1759.2n=n所以=（1759.2+）=2148.41n以a点为参考点，由弯矩平衡得：105+（105+40）（300+40+105）=0所以：=1635.65n =512.76n在v面内的受力情况和弯矩图如下：受力平衡：即：1759.2+778.420以a点为参考点，由弯矩平衡：105（105+40）+（30010540）=0所以=2989.32n =451.7n 主轴抗震性的验算（1）支撑刚度，包括轴承的弹性变形和坐圈接触变形。向心推力球轴承：=（0.70.002）d圆锥孔双列向力短圆柱滚子轴承：=（mm）前轴承处d=100，r=5400kgf，所以：=0.0108mm =0.0251mm坐圆外变形：对于向心球轴承：d=150，d=100，b=60，取k=0.01所以：对于短圆柱滚子轴承：d=150，d=100，b=37，取k=0.01，r=12500kgf所以：所以轴承的径向变形：=+=0.05+0.053=0.103mm支撑径向刚度：k=（2）量主要支撑的刚度折算到切削点的变形其中l=419mm，ka=121359.2kg/mm所以：（3）主轴本身引起的切削点的变形其中：p=2940n，a=125mm，l=419mm，e=2107n/cm，d=91mmi=0.05（d4-d4）=0.05（914-464）=3163377.25mm2所以：（4） 主轴部件刚度（5） 验算抗振性则：所以：所以主轴抗振性满足要求。5.2齿轮校验在验算算速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进接触 应力和弯曲应力的验算。这里要验算的是齿轮2，齿轮7，齿轮12这三个齿轮。（1）接触应力公式： u-大齿轮齿数与小齿轮齿数之比； -齿向载荷分布系数；-动载荷系数；-工况系数；-寿命系数查机械装备设计表10-4及图10-8及表10-2分布得假定齿轮工作寿命是48000h，故应力循环次数为查机械装备设计图10-18得，所以：（2）弯曲应力： 查金属切削手册有y=0.378，代入公式求得： =158.5mpa 查机械设计图10-21e,齿轮的材产选，大齿轮、小齿轮的硬度为60hrc，故有，从图10-21e读出。因为：，故满足要求，另外两齿轮计算方法如上，均符合要求。5.3轴承的校验轴选用的是角接触轴承7206 其基本额定负荷为30.5kn 由于该轴的转速是定值所以齿轮越小越靠近轴承，对轴承的要求越高。根据设计要求，应该对轴未端的滚子轴承进行校核。 齿轮的直径 轴传递的转矩 nm 齿轮受力 n 根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为 n n 因轴承在运转中有中等冲击载荷，又由于不受轴向力，按机械设计表10-5查得为1.2到1.8，取，则有： n n轴承的寿命 因为，所以按轴承1的受力大小计算： h故该轴承能满足要求。六、结构设计及说明6.1结构设计的内容、技术要求和方案设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮和齿轮等）、主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其联结件的结构设计与布置，用一张展开图和若干张横截面图表示。课程设计由于时间的限制，一般只画展开图。主轴变速箱是机床的重要部件。设计时除考虑一般机械传动的有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题。精度方面的要求，刚度和抗震性的要求，传动效率要求，主轴前轴承处温度和温升的控制，结构工艺性，操作方便、安全、可靠原则，遵循标准化和通用化的原则。主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点，由于结构复杂，设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在正式画图前应该先画草图。目的是： 布置传动件及选择结构方案。 检验传动设计的结果中有无干涉、碰撞或其他不合理的情况，以便及时正。 确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置，以确定各轴的受力点和受力方向，为轴和轴承的验算提供必要的数据。6.2 i轴（输入轴）的设计将运动带入变速箱的带轮一般都安装在轴端，轴变形较大，结构上应注意加强轴的刚度或使轴部受带的拉力（采用卸荷装置）。我们采用的卸荷装置一般是把轴承装载法兰盘上，通过法兰盘将带轮的拉力传递到箱壁上。齿轮与轴之间的轴承可以用滚动轴承也可以用滑动轴承。滑动轴承在一些性能和维修上不如滚动轴承，但它的径向尺寸小。空套齿轮需要有轴向定位，轴承需要润滑。6.3齿轮块设计齿轮是变速箱中的重要元件。齿轮同时啮合的齿数是周期性变化的。也就是说，作用在一个齿轮上的载荷是变化的。同时由于齿轮制造及安装误差等，不可避免要产生动载荷而引起振动和噪音，常成为变速箱的主要噪声源，并影响主轴回转均匀性。在齿轮块设计时，应充分考虑这些问题。齿轮块的结构形式很多，取决于下列有关因素： 是固定齿轮还是滑移齿轮。 移动滑移齿轮的方法。 齿轮精度和加工方法。6.4传动轴的设计机床传动轴，广泛采用滚动轴承作支撑。轴上要安装齿轮、离合器和制动器等。传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作。 首先传动轴应有足够的强度、刚度。如挠度和倾角过大，将使齿轮啮合不良，轴承工作条件恶化，使振动、噪声、空载功率、磨损和发热增大；两轴中心距误差和轴芯线间的平行度等装配及加工误差也会引起上述问题。传动轴可以是光轴也可以是花键轴。成批生产中，有专门加工花键的铣床和磨床，工艺上并无困难。所以装滑移齿轮的轴都采用花键轴，不装滑移齿轮的轴也常采用花键轴。花键轴承载能力高，加工和装配也比带单键的光轴方便。轴的部分长度上的花键，在终端有一段不是全高，不能和花键空配合。这是加工时的过滤部分。一般尺寸花键的滚刀直径为6585。机床传动轴常采用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升、空载功率