普通车床主动传动系统设计方案

1、课程设计说明书课程名称 :机械制造装备设计设计题目 :普通车床的主动传动系统设计专业 :机械设计制造及其自动化班级 : 机械 1004学生姓名 :李杰学 号 :1012110401起迄日期 :2013年11月25日 2013 年12月15日指导教师 :徐华湖南工业大学科技学院教务部制目录第一章 普通车床主动传动系统设计方案. 41.1拟定主动参数 .41.2运动设计 .41.3动力计算和结构图设计 .41.4轴和齿轮的验算 .41.5主轴变速箱装配设计 .4第二章 普通车床主动传动系统参数的拟定. 52.1车床参数和电动机的选择 .52.2确定级数 .52.3普通车床的规格 .5第三章 运动设

2、计 .63.1拟定传动方案 .63.2确定变速组及各变速组中变速副数目.63.3各级变速组的变速范围及极限传动比.63.4确定各轴的转速 .73.5绘制转速图 .73.6确定各变速组变速副齿数 .83.7绘制变速传动系统图 .9第四章 传动件的设计 .104.1带轮的设计 .104.2确定各轴的转速 .134.3传动轴的直径估算 .144.4键的选择、传动轴、键的校核.15第五章 各变速组齿轮模数的确定和校核. 175.1齿轮模数的确定 .175.2齿轮的设计 .20第六章 齿轮的校验 .236.1齿轮强度校核 .236.1.1校核 a 组齿轮 .236.1.2校核 b 组齿轮 .246.1.

3、3校核 c 组齿轮 .25第七章 主轴组件设计 .277.1主轴的基本尺寸确定.277.1.1外径尺寸 D .277.1.2主轴孔径 d .277.1.3主轴悬伸量 a .287.1.4支撑跨距 L .287.1.5主轴最佳跨距L0 的确定 .297.2主轴刚度验算 .307.3轴承的选用 .32参考文献 .33第一章普通车床主动传动系统设计方案1.1拟定主动参数机床设计的初始，首先需要确定有关参数，它们是传动设计和结构设计的依据，影响到产品是否能满足所需要的功能要求。根据拟定的参数、规格和其他特点，了解典型工艺的切削用量，了解极限转速 nmax 、 nmin 和级数 Z、主传动电机功率N。1

4、.2运动设计根据拟定的参数，通过结构网和转速图的分析，确定传动结构方案和传动系统图。传动方案有多种，传动型式更是式样众多，比如：传动型式上有集中传动的主轴变速箱。分离传动的主轴箱与变速箱；扩大变速范围可以用增加传动组数，也可用背轮机构、分支传动等型式；变速型式上既可用多速电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。然后计算各传动比及齿轮的齿数1.3动力计算和结构图设计估算齿轮模数 m和轴径 d，将各传动件及其它零件在展开图和剖面图上做初步的安排、 布置和设计。1.4轴和齿轮的验算在结构图的基础上，对传动轴和齿轮的刚度、强度进行校核。1.5主轴变速箱装配设计主轴变速箱装配图是以结构图为基础，进行

5、设计和绘制的。图上各零部件要表达清楚，并标明尺寸和配合。第二章普通车床主动传动系统参数的拟定2.1车床参数和电动机的选择此经济型数控车床根据任务书上提供的条件：车床最大加工直径为 250mm,主轴最高转速 nmax =1000r/min ，最低转速 nmin =63r/min 。主电动机的功率为 4KW,选择电动机的型号为 Y132M1-6，表一 电动机参数表电动机信号额定功率满载转速级数同步转速Y132M1-64KW960r/min4 级1000r/min2.2确定级数根据任务书提供的条件，可知传动公比=1.41 。根据机械制造装备设计由公式Rn =j z- 1 Z=lg Rn+1lg转速范

6、围nmax=1000=15.9 由上述综合可得lg Rn+1=lg15.9+1=9由此可知 机床主轴Rn =63Z=lg1.41nminlg共有 9级。因为=1.41=1.06 6 ，根据机械制造装备设计查表标准数列。首先找到最小极限转速63，再每跳过 5个数（ 1.26 1.06 6 ）取一个转速，即可得到公比为1.41 的数列：63,90,125,180,250,355,500,710,1000 r/min。2.3普通车床的规格根据以上的计算和设计任务书可得到本次设计车床的基本参数：车床的主参数（规格尺寸）和基本参数表机床最大加工直最高转速最低转速电机功公比转速级数径nmax ( r mi

7、n )nmin ( r min )率ZP（kW）D max (mm)25010006341.419第三章运动设计3.1拟定传动方案拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个传动系统的确定。传动型式则指传动和变速的元件、机构以及其组成、安排不同特点的传动型式、变速类型。传动方案和型式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。 因此，确定传动方案和型式， 要从结构、工艺、性能及经济性等多方面统一考虑。3.2确定变速组及各变速组中变速副数目级数为 Z 的变速系统由若干个顺序的变速组组成，各变速组分别有Z1 、 Z2 个变速副。即Z =Z1Z2 Z3变速副中由于结构的限制以2

8、 或 3 为合适，即变速级数Z 应为 2 和 3 的因子： Z = 2a ? 3b ，可以有一种方案：9=3 33.3各级变速组的变速范围及极限传动比传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围：在降速传动时，为防止被动齿轮的直径过大而使进径向尺寸过大，常限制最小传动比，i min 3 1/4 ，升速传动时，为防止产生过大的振动和噪音，常限制最大传动比 imax 2 ，斜齿轮比较平稳，可取imax 2.5 ，故变速组的最大变速范围为Rmax = i max / imin 810。主轴的变速范围应等于住变速传动系中各个变速组变速范围的乘积，即：Rn =R0 R1R2Ri检查变速组的变速范围是否超过极

9、限值时，只需检查最后一个扩大组。因为其他变速组的变速范围都比最后扩大组的小，只要最后扩大组的变速范围不超过极限值，其他变速组就不会超过极限值。R2 =j创X 2 (P2 - 1)其中， j=1.41 X2 =6 ， P2 =2 R2 =1.41创6 1 = 8.46 ? (8 10) ，符合要求3.4确定各轴的转速分配总降速变速比总降速变速比 i=nmin / nd =63/960=0.066又电动机转速 nd =1440r / min 不符合转速数列标准，因而增加一定比变速副。确定变速轴轴数变速轴轴数 = 变速组数 + 定比变速副数 +1=2+1+1=4。在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按

10、变速顺序依次设为、（主轴）。与、与轴之间的变速组分别设为a、 b。现由（主轴）开始，确定、轴的转速。1. 来确定轴的转速变速组 b：级比指数为 3，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速又不致变速比太小，取：j22、I b2=11、11结合结构式，I b1=I b3 =4=11j1.41j4轴的转速只有一种可能：250,355,500 。2. 定轴的转速对于轴，其级比指数为 1, 可取：ia1 =1= 1ia 2 = 1 = 1i a3=1j321.411确定轴转速为500，电动机于轴的定变传动比为960/500=1.923.5绘制转速图转速图3.6确定各变速组变速副齿数确定齿轮齿数的原则和要求

11、：齿轮的齿数和sz 不应过大；齿轮的齿数和 sz 过大会加大两轴之间的中心距， 使机床结构庞大，一般推荐 sz 100200.最小齿轮的齿数要尽可能少；但同时要考虑：最小齿轮不产生根切，机床变速箱中标准直圆柱齿轮，一般最小齿数zmin 18；受结构限制的最小齿轮最小齿数应大于1820；齿轮齿数应符合转速图上传动比的要求：实际传动比（齿数之比）与理论传动比（转速图上要求的传动比）之间又误差，但不能过大，确定齿轮数所造成的转速误差，一般不应超过 10%（-1 ）%，n 理 -n 实岜（- ）即10 j1 %n 理n理 - 要求的主轴转速；n实 - 齿轮传动实现的主轴转速；齿轮齿数的确定，当各变速组

12、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 Sz 及小齿轮的齿数可以从机械制造装备设计表 3-9 中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于 1820。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。根据机械制造装备设计, 查表各种常用变速比的使用齿数。变速组 a:ai 1 =1ai 2 =1/=1/1.41ai 3 =1/2确定最小齿轮的齿数zmin 及最小齿数和 sz min该变速组内的

13、最小齿轮必在i=1/2的齿轮副中，根据结构条件，假设最小齿数为zmin =22 时，查表得到sz min =66。找出可能采用的齿数和诸数值ua1 =1sz = 60、62ua 2 =1.41sz = 60、63ua3=2sz = 60、63在具体结构允许下，选用较小的sz 为宜，现确定 sz =72，确定各齿数副的齿数1si=2，找出，-；sz1 =24z =zz1 =72-24=48i=1.41 ，找出2-；，z2=z2z3=36；=30， zz=42 z3 =36bi 1 =2/1bi 2 =1/1.41bi 3 =1/4故变速组中最小齿轮必在 1/4的齿轮副中，假设最小齿数为zmin

14、=22， sz min =110，取 sz =111，查得 z1 =22， z2 =46， z3 =37； z1 =89， z2 =65， z3 =74 。3.7绘制变速传动系统图第四章传动件的设计4.1带轮的设计V 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。电动机转速 n=960r/min, 传递功率 P=4kW,传动比 i=2.03 ，两班制，一天运转 16 小时，工作年数 10 年。(1) 选择三角带的型号由机械设计P156 表 8-7工作情况系数K A 查的共况系数K

15、A=1.2。故根据机械设计P156 公式（ 8-21 ）Pca =K A P1.244.8(kW )式中 P- 电动机额定功率，因此根据 Pca 、 n1 由机械设计K A - 工作情况系数P图 8-11 普通 V 带轮选型图选用157A 型。(2) 确定带轮的基准直径 D ， D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D1 不宜过小，即D1 3 Dmin。查机械设计P157表8-8、图8-11和 155表8-6取主动小带轮基准直径D1 =125mm。P由机械设计公式 (8-15a)D2 =n1D1(1- e )P150n2式中：n1 - 小带轮转速， n2 - 大带轮转

16、速，- 带的滑动系数，一般取0.02 。故D 2 = 960 ? 125(1 0.02) = 254.02 mm ， 500由机械设计P157 表 8-8 取圆整为 250mm。(3) 验算带速度 V，按机械设计P150 式（ 8-13 ）验算带的速度p D1n1=3.14创125 960V=创60= 9.426010001000所以 5m sv30 m s ，故带速合适。(4) 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：根据机械设计 P152 经验公式（ 8-20 ）0.7(D1D2 )A02(D1D2 )0.7 （125+250） A0 2（125+2

17、50）238 A0 680取 A0 =600mm.(5) V 带的计算基准长度 L由机械设计 P158 公式（ 8-22 ）计算带轮的基准长度p2(D2 - D1)L0=2 A0 + 2 (D1 + D2)+4 A02? 600+ p (125 250) + (250 - 125) 2=1795.2524600由机械设计 P146 表 8-2 ，圆整到标准的计算长度L=1800mm(6) 确定实际中心距 A按机械设计 P158 公式（ 8-23 ）计算实际中心距A=A0+LL0 =600+1800 1795.25 =602.38mm22(7) 验算小带轮包角 1根据机械设计P158 公式（ 8

18、-25 ）1180o D 2 D157.3O168.1O120OA故主动轮上包角合适。(8) 确定三角带根数 Z根据机械设计P158 式（ 8-26 ）得z pcap0p0k kl查表机械设计 P153 表 8-4d由 i=2.03 和 n11440 r min 得 p0 = 0.03KW查表机械设计表 8-5 ， k=0.98 ；查表机械设计表 8-2 ，长度系数 kl =0.924.8= 2.465Z =1.92 + 0.03*0.98*0.92所以取3根(9) 计算预紧力查机械设计表8-3 ，q=0.1kg/m由机械设计式（ 8-27 ）F0500 pca ( 2.5 k ) qv2vZ

19、k其中：pca - 带的变速功率 ,KW；v-带速 ,m/s ；q-每米带的质量， kg/m；取 q=0.1kg/m 。v = 1440r/min = 9.73m/s。F0 500(2.50.98)4.80.19.732136.97N9.7330.98（10）计算作用在轴上的压轴力FQ2ZF0 sin12 3136.97sin 168.1817.39N22（11）带轮结构设计带轮的材料常用的 V 带轮材料为 HT150或 HT200，转速较高时可以采用铸钢或钢板冲压焊接而成，小功略时采用铸铝或塑料。带轮结构形式V 带轮由轮缘、轮辐和轮毂组成， 根据轮辐结构的不同可以分为实心式 （机械制图图 8

20、-14a ）、腹板式（机械制图图 8-14b ）、孔板式（机械制图图 8-14c ）、椭圆轮辐式（机械制图图 8-14d ）。V 带轮的结构形式与基准直径有关， 当带轮基准直径 dd2.5d （d为安装带轮的轴的直径，）时。mm可以采用实心式，当 dd300mm 可以采用腹板式， d d300mm,同时 D1 d1100mm时可以采用孔板式，当 d d 300mm 时，可以采用轮辐式。带轮宽度： B=( z1)e 2 f (3 1) 15 2 9 48mm 。D=90mm 是深沟球轴承6210 轴承外径，其他尺寸见带轮零件图。V 带轮的轮槽V 带轮的轮槽与所选的V 带型号相对应，见机械制图表8

21、-10.表 8-10d d槽ha min h f minf min与 d d 相对应得bd型e32 o34o36 o38oA11.0 2.75 8.7150.3911801180V 带轮的轮槽与所选的V 带型号V 带绕在带轮上以后发生弯曲变形，使 V带工作面夹角发生变化。为了使 V 带的工作面与大论的轮槽工作面紧密贴合，将V 带轮轮槽的工作面得夹角做成小于40 o 。V 带安装到轮槽中以后，一般不应该超出带轮外圆，也不应该与轮槽底部接触。为此规定了轮槽基准直径到带轮外圆和底部的最小高度ha min 和h f min 。轮槽工作表面的粗糙度为R1.6或 R3.2 。V 带轮的技术要求铸造、焊接或

22、烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有傻眼、裂缝、缩孔及气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面缺陷进行修补；转速高于极限转速的带轮要做静平衡，反之做动平衡。其他条件参见GB T 13575 .192 中的规定。4.2确定各轴的转速确定主轴计算转速：计算转速 n j 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。根据机械制造装备设计表3-10 ，主轴的计算转速为z9n j =n min113631.413126r / min各变速轴的计算转速：1. 轴的可从主轴 125r/min 按 89/22

23、 的变速副找上去，轴的计算转速n j 2 为 500r/min ；2. 轴的计算转速 n j1 为 500r/min 。各齿轮的计算转速各变速组内一般只计算组内最小齿轮， 也是最薄弱的齿轮， 故也只需确定最小齿轮的计算转速。1. 变速组 b 计算 z = 22 的齿轮，计算转速为 500r/min ；2. 变速组 a 应计算 z = 24 的齿轮，计算转速为 1000r/min 。核算主轴转速误差 n实 =960创j125/ j 25036 / 36创42 / 4260/ 30 = 960r / minn标 =960 r / min(n实 - n标 )(960 - 960)=0% 5%创100

24、%=100%n标960所以合适。4.3传动轴的直径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。根据机械设计手册p6 20 表 7-13 ， d 914P7-13 得mm ，并查金属切削机床设计表n j到 j取 1.轴的直径：取 h1 = 0.96,n1 j = 500r / min440.96d9191476.88mm45001n j轴的直

25、径：取 2 = 10.980.990.990.922,n j 2 500r / min4440.922d91=9170.97mm45001n j其中： P- 电动机额定功率（ kW）；- 从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；n j - 该传动轴的计算转速（r min ）；- 传动轴允许的扭转角（ o m ）。当轴上有键槽时， d 值应相应增大 4 5%;当轴为花键轴时， 可将估算的 d 值减小 7%为花键轴的小径 ; 空心轴时， d 需乘以计算系数 b，b 值见机械设计手册表 7-12。和为由键槽并且轴为空心轴，和为花键轴。根据以上原则各轴的直径取值：d25mm ， d=30mm， d

26、=40mm，轴采用光轴，轴和轴因为要安装滑移齿轮所以都采用花键轴。因为矩形花键定心精度高，定心稳定性好，能用磨削的方法消除热处理变形， 定心直径尺寸公差和位置公差都能获得较高的精度，故我采用矩形花键连接。按GB T1144 1987 规定，矩形花键的定心方式为小径定心。查机械设计手册p6 1 22的矩形花键的基本尺寸系列，轴花键轴的规格 Nd D B为8 3642 7；轴花键轴的规格N d D B为8 42 48 8 。各轴间的中心距的确定：d( z1z2 ) m(36 36)5；22180(mm)d(4242)5210(mm) ；2d(1872)5231.96() ；Vmm2 cos14.1

27、o4.4键的选择、传动轴、键的校核查机械设计手册表6-1 选择轴 上的键，根据轴的直径 d22 30 ，键的尺寸选择键宽 b 键高 h取 8 7 ，键的长度 L 取 22。主轴处键的选择同上， 键的尺寸为 键宽 b键高 h取 2816 ，键的长度 L 取 100。1） 传动轴的校核需要验算传动轴薄弱环节处的倾角荷挠度。验算倾角时，若支撑类型相同则只需验算支反力最大支撑处倾角；当此倾角小于安装齿轮处规定的许用值时，则齿轮处倾角不必验算。验算挠度时，要求验算受力最大的齿轮处，但通常可验算传动轴中点处挠度（误差%3）。当轴的各段直径相差不大，计算精度要求不高时，可看做等直径，采用平均直径d1 进行计

28、算，计算花键轴传动轴一般只验算弯曲刚度，花键轴还应进行键侧挤压验算。弯曲刚度验算；的刚度时可采用平均直径 d1 或当量直径 d 2 。一般将轴化为集中载荷下的简支梁，其挠度和倾角计算公式见金属切削机床设计表7-15. 分别求出各载荷作用下所产生的挠度和倾角，然后叠加，注意方向符号，在同一平面上进行代数叠加，不在同一平面上进行向量叠加。轴的校核：通过受力分析，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核T9.5510 6P / n 9.55 10 640.96 / 710 51.65 N mF r2T / d2 51.65 /(120 103 )860 .83 N最大挠度：Fb 3l 24b2max48 EI860.83440344024400210344821010930 43464103 m m56.0510式中；E材料弹性模量； E2.1 109 MPa;I轴的； Id 43.14 25419165.04mm4 ;6464查机械制造装备设计表3-12 许用挠度y 0.03 40.12mm ；YBy ,所以合格。轴、轴的校核同上。2） 键的校核键和轴的材料