机床主传动系统设计说明

1、机械工程学院课程设计说明书专业机械设计制造及其自动化班级XXXXXXXXXXX姓名XXXXXXXX学号XXXXXXXXXXXX课题普通车床主传动系统设计指导教师 XXXXXXXXXX普通车床主传动系统设计说明书设计题目：设计一台普通车床的主传动系统 ，设计参数：序号加工最大直径主轴转速系列（ r/min ）驱动电动机功率 与同步转速1400mm1000,710,500,355,250,180,125,904.5kw,1500r/min2400mm1000,500,355,250,180,125,90,454kw,1500r/min3320mm2000,1420,1000,710,500,360

2、,250,180,125,90,63,454kw,1500r/min4320mm2000,1000,710,500,360,250,180,125,90,63,45,223kw,1500r/min5320mm2000,1260,1000,800,630,500400,320,250,200,160,1004kw,1500r/min6320mm2000,1250,800,630,500,400,320,250,200,160,100,633kw,1500r/min（ 选择第三组参数作为设计数据 ）、运动设计1）传动方案设计选择集中传动方案）2）转速调速围 Rnnmax 2000 44.44nmi

3、n453）根据机械制造装备设计P78公式（ 3-2 ）因为已知Rnlg Rnz Z= lg +1(Z1) Rn=1144.4=1.411根据机械制造装备设计 P77 表 3-5标准公比 。这里我们取标准公比系列=1.41 ，因为 =1.41=1.06 ，根据机械制造装备设计 P77 表 3-6 标准数列。首 先找到最小极限转速 25，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： 45、63、90、 125、180、250、355、500、710、1000、1400、 2000。（4）结构式采用 ： 12 31 23 261）确定系数 x0x0

4、ln Rn Z 1 11 12 1 0ln2）确定结构网和结构式：确定基本组传动副数，一般取 P0 2 ，在这里取 P0 33）基型传动系统的结构式应为 ：12 21g32g264）变型传动系统的结构式 ，应在原结构式的基础上，将元基本组基比指数 加上 x0而成，应为 x0为 0，故不发生改变。根据“前多后少” ，“前密后疏”的原则，取 12 31 23 265）验算原基本组变形后的变速围R2 x2 P2 1 1.413 （2 1） 1.413 2.8 86）验算最末变速的组变速围R3x3 P3 1 1.416 （2 1） 1.416 7.858 8根据中间变速轴变速围小的原则选择结构网。从而

5、确定结构网如下：传动系的结构网5）绘制转速图：1）分配总降速比11450 1 1 1 u45 32.2 32若每一个变速组最小降速比取 1 则三个变速组为 1 ，则需增加定比传动副，故选 4 64用三角带传动来降低速比可以满足要求。2）确定传动轴数变速轴轴数 =变速组数 +定比变速副数 +1=3+1+1=5。如下图所示（6）确定变速组齿轮齿数1）先计算基本组的齿轮的齿数基本组的降速比分别为： ua1 1，ua2 11.41 ， ua2 121 故齿数最小的齿轮在降速比为ua1 1 之中，查表取最小齿轮数z1 zmin 22 ，Szmin 66 ， 找出可能采用的齿数和诸数值ua1=1Sz60、

6、62S ua2 =1.41z=60、63ua3 =2Sz60、63SS 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u=2 ，找出 z1=24，z1Sz- z1=72-24=48；u=1.41S，找出 z2 =30， z2 = z- z2 =42；u=1，找出 z3 =36，z3 =36；2）第一扩大组的齿数确定 ：ub1 =1 ub2 =1/3=1/2.82zmin =22，3故变速组中最小齿轮必在 1/ 的齿轮副中，假设最小齿数为szmin =84，S 同上，去 z =84，查得 z1=22， z2 =42； z1 =62， z2 =42。3）第二扩大

7、组的齿数确定同上可得 z1=30， z2 =18， z1 60，z2 =72。7）传动系统图如下：8）带轮设计1）确定计算功率 :P=4kw,K 为工作情况系数，可取工作 8 小时，取 K=1.0Pj KP 1.0 4.0 4.0kw2）选择三角带的型号 :由 Pj 4.0kw 和 n 额 1450r/min 查表选择 B 型带3）取 D1 125mm ，则 D2 n1 D1 1450 D1 181.25mm ，取 D2 180mm n210004）核算胶带速度 Vv 6001010 9.49m/ s 5,255)初定中心矩根据机械设计P189经验公式( 11.20 )0.55( D1 D2)

8、 hA0 2(D1 D2 )根据机械设计P179表( 11.4 )的 h 11mm0.55(125 180) 11A0 2(125 180)178.75 A0 610取 A0 400mm.6)计算胶带的长度机械设计P182公式( 11.2 )计算带轮的基准长度L02A0 2 D1D22D2 D1 24A0600 2(140200)(200 140)2 1405mm4 600机械设计P179图11.4 ，圆整到标准的计算长度 L1400mm7)核算胶带的弯曲次数U 1000mvs 1 1000 2 9.49s 1 13.55s 1 40s 1 L 14008)计算实际中心距L L0A0 2400

9、 1405 1400 402.5mm9)核算小带轮的包角o o D2 D1 1801180120o 180o180 125 180 172o402.5120o10)确定胶带的根数 ZpcaZ(p0p0)k kL由机械设计 P191 P194中的表 11.8 到 11.12 得p0p0 2.20 0.36 2.56， kakL 0.90 0.98 0.882Zpca4 1.77 ，取二根带。(p0 p0)kakL 2.56 0.88211）大带轮结构如下图所示12）计算带的紧力 F0 作用在轴上的压轴力 FQF0 500 pca (2.5 k ) qv 2 0 vZ kpca -带的传动功率 ,

10、KW；v-带速,m/s ； 每米带的质量， kg/m；取 q=0.17kg/m 。v = 1450r/min = 9.49m/s 。4 2.5 0.9 2F0 500( ) 0.17 9.492 109N9.49 4 0.9172FQ 2ZF0 sin 1 2 4 109 sin 869.9 N22三、动力设计（1）传动件的计算转速1主轴的计算转速： n nmin 3 45 1.413 126r /min ，取主轴的计算转速为 125r/min 。各轴的计算转速如下：轴序号电23主计算转速 （r/min ）14501000500177125最小齿轮的计算转如下：轴序号及最小齿轮齿数1（24）2

11、(22)3(18)主(30)计算转速（ r/min ）1000500500125核算主轴转速误差n实 1450n标2000r / min(n实 n标 )100%n标(2000 2014)2000100% 0.7% 5%125/ 180 36/36 42/42 60/30 2014r /min所以合适。（2）计算各传动轴的输出功率p1p额nb nr4.00.960.993.80(kw)p2p1ng nr3.800.970.993.65( kw)p3p2ng nr3.650.970.993.51(kw)p主p3ngnr3.510.970.993.37( kw)（3）计算各传动轴的扭矩T1 9550

12、 P1 36290 (n.mm)1 n1jT2 9550 P2 69715 (n.mm)2 n2jT3 9550 P3 189381 (n.mm)3 n3jPT主 9550 主 257468（ n.mm） n主j4）轴径设计及键的选取 （查机械设计 P321公式 16.9 和表 16.4 得）轴一：p1 3.80kw ， n1j 1000r / min ，取【 】 0.9。带入公式：d 91nj轴二p2 3.65kw ， n2j500r /min ，取【 】 0.9。带入公式：PP 有， d 23.2mm , 圆整取 d 24mm 选花键： 6 26 30 6d 91njP有， d 27.3m

13、m, 圆整取 d 30mm 轴三：选花键： 8 32 36 6p3 3.51kw ， n3j 177r /min ，取【 】 0.9。带入公式：d 91 P 有， d 34.7mm , 圆整取 d 35mm nj 取 D 2 65mm ，则平均直径 D 77.5mm 。对于普通车床，主轴孔直径 d （0.55 0.6）D , 故本例之中，主轴孔直径取 为d 45mm支承形式选择两支撑，初取主轴前端的悬伸量 a 90mm，支撑跨距L0 (2 3.5)a实际取 L (5 6.5)D1取L 520mm。选择平键连接， b h 22 14,l 100mm5) 计算齿轮模数45 号钢整体淬火， j 11

14、00MP按接触疲劳计算齿轮模数 m,查表计算可得 k1 1.04, k2 1.3,k3 1.31-2 轴 取 m 8，Z1 24，i 2，nj 1000， pj 3.803由公式 mj 16300 (i 12)k1k2k3 p2j 可得 mj 1.98 ， m=2mmmZ1 in j j 2-3 轴 取 m 10，Z1 22，i 2.82， nj 500， pj 3.653 (i 1)kk k p由公式 mj 16300 (i 12)k1k2k3 p2j 可得 mj 2.43 ， m=2.5mmjmZ12inj j 2j3-主轴 取 m 8， Z1 18， i 4.0，nj 500， pj 3

15、.51由公式 mj 16300 (i 12)k1k2k3 p2j 可得 mj 2.77 ， m=3.0mmm Z12in j j 26) 齿轮校核表 6.1 齿轮尺寸表 (单位： mm)齿轮齿数 z模数 mmn分度圆直 径d齿顶圆直径da齿根圆直径df齿顶高 ha齿根高 hf24248524322.530260645522.536272766722.5482961009122.542284887922.536272766722.5222.5556048.752.53.125422.510511098.752.53.125422.510511098.752.53.125622.515516014

16、8.752.53.125183546046.533.75603180172.533.75723216222208.533.75303909682.533.751）一轴到二轴 的小齿轮从上表可知为齿数为 24查设计手册可得以下数据：Z 24,u2,m 2,B 8 216,nj 1000r /min, K11.04, K 2 1.3,K3 1.3T TS/ P18000 / 2 9000接触应力：KTm60n1TC060 1000 90001073.782088Kn 0.83, K N0.58, K q 0.64， KSKTKnKNKq1.161000 (u 1)K1K2K3KsNZmuBnj（M

17、Pa） N为传递的额定功率（ KW） N3.8将以上数据代入公式可得 j 1088.5Mpa 1100Mpa弯曲应力： KTKn 0.83, K N 0.78, K q 0.77， KS KTKnKNKq 1.27 ，Y 0.3955191 105 K1K2K3KSN2Zm2 BYnj(MPa)将以上数据代入公式可得 w 243.9Mpa 320Mpa （符合要求，合适）2）二轴到三轴 的小齿轮从上表可知为齿数为 22查设计手册可得以下数据：Z 22,u 2.82, m 2.5,B 10 2.5 25,nj 500r / min, K1 1.04, K 2 1.3, K 3 1.3T TS/

18、P 18000 / 2 9000接触应力： KTKn 0.85, K N 0.58, K q 0.60， KS KTKnKNKq 0.893.652088 1000 (u 1)K1K2K3KsN(MPa) N为传递的额定功率(KW) N Zm uBn j将以上数据代入公式可得 j 946Mpa 1100Mpa弯曲应力： KT60n1TC060 500 90002 1062.26Kn 0.85, K N 0.78, K q 0.75， KS KTKnKNKq 1.125191 105 K1K2K3KSNZm2Bnj(MPa)将以上数据代入公式可得 w 197Mpa 320Mpa （符合要求，合适

19、）3）三轴到主轴 的小齿轮从上表可知为齿数为 18 查设计手册可得以下数据：Z 18,u 4,m 3,B 8 3 24,nj 500r /min, K1 1.04, K2 1.3, K 3 1.3T TS/ P 18000 / 2 9000m接触应力： KTKn 0.95, K N 0.58, K q 0.60， KS KTKnKNKq 0.993.512088Zm1000 (u 1)Ku1BKn2jK3KsN(MPa) N为传递的额定功率(KW) N将以上数据代入公式可得991Mpa 1100Mpa弯曲应力： KT60n1TC0660 25001069000 2.26Kn 0.95, K N

20、0.78, K q 0.75， KS KTKnKNKq 1.26191 105 K1K2K3KSNZm2Bnj(MPa)将以上数据代入公式可得197Mpa 320Mpa （符合要求，合适）7）主轴校核a）主轴的前端部挠度 ysy 0.0002 525 0.105b）主轴在前轴承处的倾角容许值 轴承 0.001radc）在安装齿轮处的倾角容许值 齿 0.001radDiliD平均 1.07 Dili 65 16 7078 75 50 80 236 85 160 90 150 87mm690E取为 E 2.1 105 MPa ， I6d44 (1 dd0)4 45 4(1 8475) 135690

21、4(mm4)87 4564Fz2 955 104 p 主 0.9953d件 n计2 955 104 3.37 0.9953 158(5 N)320 125Fy0.4Fz 634( N ) ，Fx 0.25Fz 396( N )由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算2 955 104 P主 2 955 104 3.37FQm主z主n计主9535.（6 N）3 18 125将其分解为垂直分力和水平分力由公式 FQy FQy tan nFQ, FQz FQy tan n可得 FQz 2105( N ), FQy6477( N )MZMy23FZl件23Fyl 件2 158532 634 160

22、 67626.7(Ngmm)3160 169066.7(N gmm)Mx 1Fxd件 1 396 130 25740（Ngmm） 主轴载荷图如下所示：由上图可知如下数据：a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm1）计算（在垂直平面）FQZ abc (la),yFZc2 (c) , y3M zc(2l 3c)y1y2(6EIl3EIl6EIyszy1 y2 y30.00192FQZabFZMZ齿1QZ (ba) ，Z齿2(2l 3c)， 齿 3M Z (l 3c)3EIl齿2 6EI3EI齿Z齿1齿2齿37.67 105FQZab(la)Fzcl ，MZl轴承 1轴承2轴承36EIl3EI3EI轴承 Z轴承 1 轴承 2轴承 3 3.21052)计算(在水平面