无丝杠车床主传动系统运动和动力设计.

1、五邑大学机床主传动系统设计专 业： 机械工程及自动化姓 名：学 号：指导老师：2014年6月目录、运动设计 31 确定公比 32 求出主轴转速级数 33 确定极限转速 34 确定结构式 35 绘制转速图 46 确定齿轮传动副的齿数及带轮直径 87 绘制传动系统图 118 校核主轴转速误差 11二、动力设计 121 传动轴的直径确定122 齿轮模数的初步计算133 确定机床主轴结构尺寸 174 确定皮带类型及根数 18参考文献19设计题目：无丝杠车床主传动系统运动和动力设计设计要求：题目公比申最低转速级数Z功率N (K0车床最大加工直径 ©400mm 无丝杠车床主传动系统设计1.263

2、5.5124（三相4极异步电机，同步转速1500rpm）一、运动设计1、确定公比根据设计数据，公比=1.26。2、求出主轴转速级数Z根据设计数据，转速级数Z=12。3、确定极限转速根据设计参数，主轴最低转速为35.5r/min，级数为12,且公比 =1.26。则变速范围：尺二皿八"=1.2612 12.7080nmin根据机械制造装备设计表2-5标准数列知：首先找到最小极限转速35.5,再每跳过3个数（1.26二1.064）取一个转速，即可得到公比为1.26的数列：35.5、45、56、71、90、112、140、180、224、280、355、450.4、确定结构式 按照传动副前多

3、后少原则（应尽可能将传动副较多的变带组安排在前面，传动副较少的变速组放在后面，使得主变速传动系中更多的传动件在高速范围内3-工作，尺寸小一些，以便节省变速箱的造价，减小变速箱的外形尺寸）选用12=3 2 2的传动方案。 由前密后疏原则（传动顺序与扩大顺序相一致），由设计时要使主轴的转 速为连续的等比数列，贝U必有一个变速组的级数比为1,则基本组X°=1，第一扩大组的级比指数一般为Xi = =3 ,第二扩大组的级比指数一般是 X2 = RP。= 3x2 = 6其中最后扩大组的变速范围 R2 =X2尺=1.266（2= 4c 8 （主 传动各变速组的最大变速范围810）符合要求。因为最后

4、扩大组的变速范围满足 要求，则其它变速组的变速范围也一定符合要求。即最终结构式为： 12=3 22 265、绘制转速图（1）选定电动机根据设计要求，选择的电机型号：丫112叶4,鼠笼式三相4极异步电机，同步 转速 1500rpm,转速为 1440rpm。理 号1玺kWAnrrm in%COSO?倍倍居imn/sY112M43 9144034.50.322.27.02.3741 SA?（2）分配总降速传动比U总降速传动比为U =山皿二空，若每个变速组的最小传动比均取Nd 144040.56四分之一（为避免从动齿轮尺寸过大而增大箱体的径向尺寸，一般限制降速最小 （1、3 1传动比u主兰1/4 ），

5、则三个变速组总的降速比可达I1=丄，看来似乎无须增加14 丿 64降速定比传动，但是为了中间两个变速组做到降速缓慢以利于减少变速箱的径向 尺寸，可大电机轴与I轴之间增加一降速比传动，用齿轮和皮带均可，为了便于 安装，维护方便，在此选用的是皮带。（3）合理分配传动比，拟定转速图由所确定的结构式知：共有三个传动组，变速机构共需要4根轴，加上电机轴共5根轴。故转速图需要5条竖线。主轴共有12级转速，注明主轴各级转速，电动机轴转速也应在电动机轴上注明，如下图，转速图中的小圆圈表示该轴具有的转速，即时转速点般，降速传动遵循“前慢后快”原则电 I II III IV转速图的拟走因为确定中间各轴转速时，通常

6、往前推比较方便，所以首先定III轴的转速。 为避免从动齿轮尺寸过大而增大箱体的径向尺寸，一般限制降速最小传动比 u主一1/ 4，又为避免扩大传动误差，减少振动噪声，限制最大升速比Umax岂 2。确定III轴的转速由于第二扩大组的变速范围为4,级比指数是6,故这两对传动副的降速传动1比可以初步确定为Xci 5，升速传动比Xc2 =1.261。1.26于是可以确定III轴的六级转速是：112，140，180，224，280，355r/min， 可见III 轴的最低转速为112r/min 。 如下图所示：IIIIV?J SXb人月FTJbAih占/s144(>r/miri450 r min35

7、5280224ISO1401129071564535.5转速图的拟定确定II轴转速第一扩大组的级比指数X3。于是，II轴的最低转速可能是140r/min1 1（Umax'2，Umin =石）、180"mi n （ Umax 出1，Umin =样）、224伽鬥（Umax"，1 1 1Umin =頁）、280r/min （ Umax=$， Umin =頁），为使II轴转速不至于过低，造成1 1II轴的转矩较大，又避免了升速，取Umax = 1，Umin二一7，这样，II轴的最低转速为280r/min ，三级转速分别为280,355,450r/min 。如下图所示：电 I

8、 II III rv450 r/min35528022418014011290715645转速图的拟定 确定I轴转速I轴级比指数为X。"，又因为带传动的传动比为u二斗，带传动比可能1.265比较大，因为设计参数给出的电机转速和和主轴的转速相差很大， 如果在不换电 机的情况下，适当的增加降速比就可以满足条件。最终确定I轴的转速为450r/mi n。其结构式：12 = 3, 22 26其降速比分配：111 1 1 11440 - 1.2616 - 1.265 1.262 1.264 1.26535.5其中：传送带的降速比：，一级齿轮降速比：，二级齿轮降速比：1.2651.2621.264

9、三级齿轮降速比：51.265根据以上计算，绘制转速图如下:9-IIIII1440r/min224180140112)9071转速图110901301f£450 r rain280566、确定变速组齿轮传动副的齿数变速组a：变速组a有三个传动副，传动比分别是宀从2斗盘虫彳2任2后两个传动比小于1,取其倒数，即按u=1,1.26(1.25),和1.58 (1.60 )查表。由机械制造装备设计表2-8查得:在合适的齿数和Sz范围内，查出存在上述三个传动比的分别有:由Zmin -(1820),为了方便表达只列出5070之间的Sz41 =1 时：Sz =50、52、54 56、58、60、62

10、、64、66、6 8 7011-Ua2 二一11.26时:Sz 二50、52、54、56、59、61、6365、6668、70Ua21.262 时:52、54、57、59、60 62、5、7、7012-#-如变速组内所有齿轮的模数相同，并是标准齿轮，则三对传动副的齿数和Sz 应该是相同的。符合上述条件的是，Sz = 54或70 ,方案1:选取S为54查表可得轴I主动齿轮齿数分别为：27, 24, 21。则可算出三个传动副的齿轮齿数为：ua1 =27/27, ua2 =24/30因为变速组a要采用三联滑移齿轮，(三联滑移齿轮的最大和次大齿轮之间的 齿数差应大于或等于4)经检验：最大和次大齿轮之间

11、的齿数差 33-30= 3,故方案1无法实现变速。 方案2:选取Sz为70同理，查表可得轴I主动齿轮齿数分别为：35, 31, 27。则可算出三个传动副的齿轮齿数为：ua1 =35/35 , ua2 =31/39 ua3 =27/43经检验：最大和次大齿轮之间的齿数差 43-39 = 4,满足变速要求。变速组b：变速组b有两个传动副，传动比分别是ub1 =丄 ,ub24 °®1.26铲 1.264两个传动均比小于1,取其倒数，即按u=1.26 (1.25 ),和2.52 (2.51 ) 同理，查表得：1 1ub1时，Sz 二50、52、54、5659、61、6365、6、6

12、8 70 1.261 1ub244 时， Sz =5356、9、606366、67、70"：甲 1.26符合上述条件的是，Sz = 56或70方案1:选取S.为56于是可得轴II上两联齿轮的齿数分别是：25、16。由Zmin _（1820）,齿数过小的齿轮传动平稳性差。方案2：选取S为70于是可得轴II上两联齿轮的齿数分别是：31, 20。则可算出三个传动副的齿轮齿数分别为：39, 50。 变速组c：变速组c有两个传动副，传动比分别是uc1 = =1.26， uC2=A。c1c2 <P51.265一个传动均比小于1,取其倒数，即按u=1.26 （ 1.25）,和3.17（ 3.

13、16） 查表得：uc1 = =1.26 时： Sz 二6668、7072、74、7577、7981、82、83、841 1uc2 =冇=5Sz=6 6 6、7 7 0、7 1 7、5 7 9、80一83一85 1.265可取Sz为83。11.265为降速传动，取轴III齿轮齿数为20； U1二=1.26为升速传14-动，取轴IV齿轮齿数为37。由对应传动比，得轴III上两联动齿轮的齿数分别是 20,46 ;轴IV两齿轮的齿数分别是63,37。 确定带轮直径1） 确定计算功率，由机械设计附表6-6查得工作情况系数 巳=1.2巳*卩=1.2 4=4.8KW2）选取带型。根据 巳及n，由图6 8选用

14、A型带3）确定带轮的基准直径。根据表6 1推荐的最小基准直径，由附表6 7可选小带轮的基准直径dd1 = 100mm，则大带轮的基准直径dd2 = idd1=100 3.2=320mm根据附表6 7，取dd2 = 315mm4）验证带速，即二 ddE60 1000二 100 144060 1000=7.54m / s#-5m/s<v<25m/s,故符合要求。15-7、绘制传动系统图8校核主轴转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差，要求不超过(n' - n) /n -10(1 )%1 0( 1。下表为主轴转速误差与规定%值之间的比较：表1主轴转速误差与规定值之间的比较标准转速

15、r/mi n实际转速r/min主轴转速误差在标准值范围之内35.535.680.51%V4544.96-0.09%V5656.651.16%V7171.370.52%V9089.93-0.08%V112113.311.16%V140142.781.98%V180179.90-0.05%V224226.671.19%V280285.612.0%V355359.861.37%V450453.430.76%V1、动力设计1、传动轴的直径的确定由机械制造装备设计按抗扭刚度估算轴的直径：d _ KM P式中 d传动轴直径P电动机的额定功率nj传动轴的计算转速从电机到所计算轴的传动效率因为一般传动轴的每米

16、长允许扭转角卜(0.51.0),则这里不妨取 =1.0 ,由表2- 10可知，A = 92, K = 1.041.05,则 AK = 95.6896.6,这里取 AK =96,则有：d -96(1) 主轴的计算转速因为设计的是等公比传动，由机械制造装备设计表2-9中所述，nj 二 nmin 3 =35.5 1.263 =71.01 ： 71(2) 各个传动轴的计算转速由转速图知轴川有6级转速，其最低转速为112r/min,通过双联齿轮使主轴获得两极转速：140, 35.5。140比主轴的计算转速高，需传递全部功率，故轴 川的 140r/min转速也能传递全部功率，则轴 川计算转速为140r/m

17、in。同理，根据转速 图和主轴的计算转速可以确定轴II、轴I的计算转速分别为：280, 450。(3) 各传动轴直径经过网上查阅资料，知一般情况下，V带传动效率 0.97，滚动轴承的效率2 =0.98，齿轮畐寸的效率 3 =0.95。贝I轴:di _ 964 4969山4 4 0.97 0.98450:29.1120-#-.“莎“4 汉 0.97 汉 0.982 汉 0.95“ “n 轴：d2 _96496 4： 32.19Y rij、280厂"4 4 0.97 0.983 0.952川轴：d3 -96496 4： 37.60"轴:4 4 0.97 0.984 0.953斗

18、71,V140:43.77综上，可取 4 =30，d2 =35，d 40，d 452、齿轮模数的初步计算(1) 齿轮计算转速的确定只需计算变速组内最小的也是强度最弱的齿轮即可。a变速组内最小齿轮齿数是z=27,使n轴获得3级转速，n轴计算转速为280, 故z=27在r/min传递全部功率，450r/min是计算转速。b变速组内最小齿轮齿数是z=20,使川轴获得6级转速，140r/min是川轴的计 算转速，所以该齿轮的计算转速为355r/min。c变速组内的最小齿轮齿数是z=20,使主轴获得12级转速，71r/min是主轴的 计算转速，所以该齿轮的计算转速为224r/min。(2) 模数的计算原

19、则：要求每个变速组的模数相同变速组a:21-1）由机械设计中设计计算公式（8-7）进行齿轮尺寸的初步确定，即:22-#- 试选荷载系数Kt =2.0。 I轴上小齿轮传递的转矩T,:=9550比= 9550ni4 0.97 0.98450-80.69N#-#- 齿宽系数'd由表8-3选取；=1 应力循环次数为：N60n1jL60 450 1 2 8 250 10 =1.08 109N1 1.08X1098N2126.8 10u 1.26 接触疲劳寿命系数Khn，由N1、N2查附图8-6,得：Khn1 =0.92,Khn2 =0.94 接触疲劳强度极限-Hlim，由附图8-7,分别按合金M

20、Q线和调质碳钢MQ线的延长线及齿面硬度查得：小齿轮二H iim1 =720N / mm2 ;大齿轮二Hlim2 =580N/mm2 接触疲劳许用应力 kH丨，由表8-4,取安全系数SH =1.00 （一般可靠度）贝HN C H lim1SH0.92 7201.002= 662N / mmKHN2H Iim2Sh0.94 5801.002二 545N / mm2）试算d1，取许用接触疲劳强度 A 2 =545N/mm2，为计算许用应力,则:a _7663KT1u 12.0 80.691.2611（545）21.262=44.88mm在此选d1 = 50mm 3）计算齿轮模数m,则:-1.85根据

21、附表8- 8,确定变速级a齿轮模数为m = 2 变速组b: 试选荷载系数Kt = 2.0。 II轴上小齿轮传递的转矩T2:355T2 =9550虫=95504 0.97 0.98 0.95 = 95.23N m 齿宽系数；由表8-3选取；=1 应力循环次数为：汕=60n2jLh =60 355 12 8 250 10 =8.52 108N18.52 1081.2648= 3.38 10 接触疲劳寿命系数Khn，由N1、N2查附图8-6,得：Khn1 =0.93,Khn2 =0.95 接触疲劳强度极限二Hlim，由附图8-7,分别按合金MQ线和调质碳钢MQ线的延长线及齿面硬度查得：小齿轮二 H

22、lim1 二 720N / mm2 ;大齿轮二屮呢二 580N / mm223- 接触疲劳许用应力I.Ch 1,由表8-4,取安全系数Sh =1.00 （一般可靠度）则:I'-" H 1 口KHN 1；H limlSH0.93 72°=670N/mm21.00hK HN2；- H lim2Sh0.95 580 =55仆/口口21.0024-#-2）试算4，取许用接触疲劳强度I；-h 2 =551N/mm2，为计算许用应力,则：d1 _ 7663KT1u _1=12 u76632.0 95.231.261仆（551$1.262=50.85mm#-#-在此选d1 = 5

23、5mm3）计算齿轮模数m,则:m =虫二55 =2.75z220根据附表8- 8第二系列，确定变速级b齿轮模数为m=2.75变速组c 试选荷载系数Kt =2.0。 III轴上小齿轮传递的转矩T3:pHT3 =9550丄=955032=140.51N m4 0.97 0.980.95224 齿宽系数d由表8 3选取d =1 应力循环次数为：N60n3jL60 224 12 8 250 10产5.38 1088KlN15.38x10仆° “8N?51.69 10u1.265接触疲劳寿命系数Khn，由 N1、N2 查附图 8 6,得：Khn1 =0.95,Khn2 =0.97 接触疲劳强度

24、极限二Hlim，由附图8-7,分别按合金MQ线和调质碳钢MQ线的 延长线及齿面硬度查得：小齿轮匚H limi二720N / mm2 ;大齿轮二屮呢二580N / mm2 接触疲劳许用应力l<H丨，由表8-4,取安全系数Sh =1.00 （一般可靠度）贝!>hKHN 1- H limiSH0.95 7201.00=684 N / mm2KhN2 H Iim2SH0.97 5801.002=563N / mm26-#-2）试算d1，取许用接触疲劳强度 =卜H 2 = 563N /mm2，为计算许用应力,则：KT1u -122.0 140.511.26 -1d 766J2=7663，2沁

25、（S】）u仆（556）1.262=53.27mm在此选d1 = 58mm 3）计算齿轮模数m,则:m=2.9Z320根据附表8 8，确定变速级c齿轮模数为m = 3 综上：变带组a,b, c的模数分别是2, 2.75，3.3、确定机床主轴结构尺寸主轴的主要结构参数有：主轴前、后轴颈D1和D2，主轴内孔直径d,主轴前端 悬伸量a和主轴主要支撑间的跨距L。这些参数直接影响主轴旋转精度和主轴的刚度 主轴前轴颈直径U的选取Di 一般按机床类型、主轴传递的功率或最大加工直径，由表3- 1选取：由功率范围在3.7 5.5，贝U本车床的前轴颈直径 D70105，在此选为D 80。则车床后轴颈的直径D2 =0

26、.70.85 Di，考虑到主轴最小轴颈为 45,要保 证轴的强度满足要求(因为主轴是空心的)，在此选后轴颈的直径为D2=65。 主轴内孔直径的确定因为车床内孔用来通过棒料或安装夹紧机构，卧式机床的内孔d通常不小于主轴平均直径的55% 60%，则知d =33 36，于是选取d =35 主轴前端悬伸量a的确定轴前端悬伸量a是指主轴前端面到前轴承径向支反力作用中点 (或前径向支承 中点)的距离。它主要取决于主轴端部结构、前支承轴承和密封装置的形式和尺 寸，由结构设计确定。由于前端悬伸量对主轴部件的刚度、抗振性影响很大，因此在满足结构要求的前提下，设计时应尽量缩短该悬伸量。综上：初选a =100mm 主轴主要支承间跨距L的确定合理确定主轴主要支承间的跨距L,是获得主轴部件最大静刚度的重要条件之一。支承跨距过小，主轴的弯曲变形固然较小，但因支承变形引起主轴前轴端的 位移量增大；反之，支承跨距过大，支承变形引起主轴前轴端的位移量尽管减小 了，但主轴的弯