机械制造装备设计大作业设计

1、B压邑大学机床主传动系统设计专业：机械工程及自动化姓名：姓绍赞学号：3112003184指导老师：崔敏2015年5月设计题目：无丝杠车床主传动系统运动和动力设计设计要求：（三相4极异步电机，同步转速1500rpm）题目公比中最低转速级数Z功率N(Kvy车床最大加工直径6400mm无丝杠车床主传动系统设计1.2635.5124设计任务：（1）运动设计根据给定的机床用途、规格、极限速度、转速数列公比（或转速级数），分析、比较、拟定传动结构方案（包括结构式、转速图和传动系统图），确定传动副的传动比及齿轮的齿数，并计算主轴的实际转速与标准转速的相对误差。（2）动力参数和结构参数设计根据给定的电动机功率

2、和传动件的计算转速，初步计算传动轴直径、齿轮模数；确定机床主轴结构尺寸。一、运动设计41、确定极限转速42、确定公比j43、求出主轴转速级数Z44、确定结构式45、绘制转速图56、绘制传动系统图87、确定变速组齿轮传动副的齿数98、校核主轴转速误差11二、动力设计121、传动轴的直径的确定122、齿轮模数的初步计算133、确定机床主轴结构尺寸16参考文献17工运动设计1、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。根据机械制造装备设计表2-5标准数列知：4因为1.26=1.06,首先找到最小极限转速35.5,再每跳过3个数(1.26=1.06

3、4)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、450n450r=_mx=12.68nmin35.52、确定公比小根据设计数据，公比4=1.263、求出主轴转速级数Z根据设计数据，转速级数Z=124、确定结构式按照传动副前多后少原则，选用12=3父2M2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，则必有一个变速组的级数比为1,则基本组X0=1,第一扩大组的级比指数一般为X1=R=3,第二扩大组的级比指数一般是X2=P1P0=3黑2=6其中最后扩大组的变速范围R2=

4、中X2(P2")=1.266(2")=4<8(主传动各变速组的最大变速范围810)符合要求。因为最后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：5、绘制转速图选定电动机根据设计要求，选择的电机型号：Y112依4,鼠笼式三相4极异步电机，同步转速1500rpm,转速为1440rpm。型号敏崎解豳端就拒sms演1缎州Arfmin%COS®怡信倍咽A)mm/s阳Y112M44|居|144。乱5|。成22|Z31681Ml1.8|47分配总降速传动比U总降速传动比为U=-=竺走=0.02465,若每个变速组的最小传动比均取四Nd1

5、440分之一（为避免从动齿轮尺寸过大而增大箱体的径向尺寸，一般限制降速最小传动比u主占1/4）,则三个变速组总的降速比可达/1,看来似乎无须增14）64加降速定比传动，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。确定传动轴的轴数轴数=变速组数+定比传动副数+1=3+1+1=5合理分配传动比主轴共有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。一般，降速传动遵循“前慢后快”原则。因为确定中间各轴转速时，通常往

6、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主之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umaxW/=2。max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比可以初步确定为Xci,升速传动比Xc2=1.261。1.265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。确定II轴转速第一扩大组的级比指数X1=3。于是，II轴的最低转速可能是140r/min2111.Umax=*，Umin)

7、、180r/min(Umax/，Umin=")、224l7min(Umax=1,1、，11、Umin=TT)、280r/min(umax=T,Umin=不")，为使II轴转速不土于过低，回11.一成II轴的转矩较大，又避免了升速，取Umax=4,Umin=R,这样，II轴的最4<P低转速为280r/min,三级转速分别为280,355,450r/min。确定I轴转速I轴级比指数为X。=1,又因为带传动的传动比为u=,带传动比可能比较1.26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

8、450r/min其结构式：12=312226其降速比分配：111111=XXX14401.26161.2651.2621.2641.26535.5其中：传送带的降速比：,一级齿轮降速比：/,二级齿轮降速比:11.264三级齿轮降速比:11.265根据以上计算，绘制转速图如下:图1.转速图6、绘制传动系统图31图2.传动系统图7、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，传动比分别是必=1,Ua2=,Ua2=4=3:1.2621.262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28查得：在合适的齿数和Sz范围内

9、，查出存在上述三个传动比的分别有：由Zmin之(1820),为了方便表达只列出5070之间的&Ua1=1时：Sz=50、52、5456、58、60、62、64、66、687050、52、5456、5961、6&6566、6870UO2二oa2:12*1.262时:Sz=52、54、57、59、6062、6567、7011r，一Ua2=不=7"时：S=1.26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Sz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

10、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：出1=35/35,出2=31/393=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:1111变速组b有两个传动副，传动比分别是Ub1=-1=,Ub2=4=。11.26于是可得轴II上两联齿轮的齿数分别是：25、16由Zmin至(1820),齿数

11、过小的齿轮传动平稳性差。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：11ub1=1=时Sz=50、52、5456、59、61、6365、6668、70，.中1.26'方案2:选取Sz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：11变速组c有两个传动副，传动比分别是出=邛=1.26,比2=5=5。:1.26一个传动均比小于1,取其倒数，即按u=1.26(1.25),和3.17(3.16)查表得：uc1=中=1.26时：Sz=66、6&70、72、74

12、、7577、79、81、82、8384.11uc2Sz=666、770、717579、80838c2-.55z1.26可取Sz为83。1 1Uc2=5为降速传动，取轴III齿轮齿数为20;41=邛=1.26为升速传动，(p51265c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。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±邛10十1=)%x10-(1下装射岫瞰速%差与规定6%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r/min实际转速r/min主轴转速误差在标准值

13、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%V:、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_KA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。一一从电机到所计算轴的传动效率因为一般传动轴的每米长允许扭转角吩=(0.51.0),则这里不妨取e=1.

14、0,由表210可知，A=92,K=1.041.05,WJAK=95.6896.6,这里取AK=96,则有：(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29中所述，Znj=nmin3=35.51.26=71.0171(2)各个传动轴的计算转速由转速图知轴田有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，故轴出的140r/min转速也能传递全部功率，则轴出计算转速为140r/min。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。各传动轴直径经过网上查阅资

15、料，知一般情况下，V带传动效率J=0.97,滚动轴承的效率7=0.98,齿轮副的效率E=0.95。WJ:I轴:d1_9644=96440,970.98：29,11450n轴:40,970,9820.95:32,19280出轴:IV轴:43,77:37.60d2>964；=96x4综上，可取di=30,d2=35,d3=40,d4=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

16、=20,使出轴获得6级转速，140r/min是出轴的计算转速，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)模数的计算原则：要求每个变速组的模数相同。87)进行齿轮尺寸的初步确定，即:变速组a:1)由机械设计中设计计算公式(d1-766试选荷载系数Kt=2.0。I轴上小齿轮传递的转矩T1：9550-=9550%40,970,98450=80.69Nm齿宽系数*d由表83选取%=1应力循环次数为：9N1=60nljLh=6045012825010)=1.08109N2

17、N11.081091.262=6.8108接触疲劳寿命系数Khn,由Ni、N2查附图86,得：Khni=0.92,Khn2=0.94接触疲劳强度极限:-Hlm,由附图87,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crHlim1=720N/mm2;大齿轮仃川im2=580N/mm2接触疲劳许用应力Lh】，由表84,取安全系数Sh=1.00（一般可靠度）则:-CH1=Khni二H"m192720=662N/mm2SH1.00-CH2="2二H"m294580=545N/mm2SH1.002）试算d1,取许用接触疲劳强度kH】=kH!=545N/m

18、m2,为计算许用应力,则:d1-7663KT1u-1二76632.080.691.262-11(545)21.262u44.88mm在此选d1=50mm3）计算齿轮模数m,则:d150m=1.85427根据附表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：PT2=9550=9550235540.970.980.95,二95.23Nm齿宽系数*d由表83选取%=1应力循环次数为:N1=60n2jLh=6035512825010=8.52108N2N18.521081.264=3.38108接触疲劳寿命系数Khn,由Ni、N2查附图86,得：

19、Khni=0.93,Khn2=0.95接触疲劳强度极限:-Hlm,由附图87,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crHlim1=720N/mm2;大齿轮仃川im2=580N/mm2接触疲劳许用应力Lh】，由表84,取安全系数Sh=1.00（一般可靠度）则:-CH1=Khni二Hlim1尸93720=670N/mm2SH1.00-CH2=KHN2;Hlim2=0.95580=551N/mm2SH1.002）试算a,取许用接触疲劳强度kH】=kH!=551N/mM,为计算许用应力,则:d1-7663KT1u-1二76632.095.231.262-12215511.26

20、=50.85mm在此选d1=55mm3）计算齿轮模数m,则:d1Z255=2.7520根据附表88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：PT3=9550=95503240.970.980.95=140.51Nm224齿宽系数*d由表8-3选取%=1应力循环次数为:N1=60n3jLh=6022412825010=5.38108N2Ni5.381081.265=1.69108接触疲劳寿命系数Khn,由N1、N2查附图86,得：Khn1=0.95,Khn2=0.97接触疲劳强度极限0Hiim,由附图87,分别按合金MQ线和调质

21、碳钢MQ线的延长线及齿面硬度查得：小齿轮crH1ml=720N/mm2;大齿轮仃Hlim2=580N/mm2接触疲劳许用应力Lh】，由表84,取安全系数Sh=1.00（一般可靠度）则:-CH1=KHN1'-Hlim10.95720SH1.00_.2=684N/mm-CH2=KHN2、Hlim2SH0.975801.00.2=563N/mm2）试算a,取许用接触疲劳强度kH】=kH!=563N/mm2,为计算许用应力,则:d1>7663-KT12U'=7663d1-hI2u2.0140.511.26-12215561.26=53.27mm在此选d1=58mm3）计算齿轮模数m,则:d158c八Z320m=2.9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Di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Lo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D1的选取口一般按机床类型、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3.75.5,则本车床的前轴颈直径Di=70105,在此选为D=80则车床后轴颈的直径D2=(0.70.85)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