400mm轻型车床主传动系统解析

1、蚌埠学院课程设计第1页目录1、 设计要求及用途.3.1.1要求.3.1.2用途.3.2、 设计意义.3.3、 设计内容.3.3.1传动设计.3.3.2拟定结构式.4.3.3绘制转速图.4.3.4确定齿轮齿数.5.3.5确定带轮直径.5.3.6验算主轴转速误差.6.3.7绘制传动系统图.7.4估算传动件参数，确定其结构尺寸 .84.1确定传动件计算转速 .8.4.2确定主轴支承轴颈尺寸.8.4.3估算传动轴直径 .8.4.4估算传动齿轮模数.9.4.5普通V带的选择与计算.105.结构设计.125.1带轮设计.125.2主轴换向与制动机构设计.125.3齿轮块设计.1.25.4轴承的选择.1.3

2、5.5主轴组件.135.6润滑系统设计.1.35.7密封装置设计.1.35.8主轴箱箱体设计 .146.传动件验算.146.1轴的强度验算.1.46.2验算花键键侧压应力.166.3滚动轴承验算 .1.66.4直齿圆柱齿轮的强度计算 .1.76.5技术要求及注意事项.19致谢.20参考文献.21.蚌埠学院课程设计第2页12 级机床变速箱设计摘要：传动系统是指将动力机的运动和动力传递给执行机构或执行末端件的中间装置。组成传动系统的一系列传动件称为传动链， 所有传动链及它 们之间的相互联系组成传动系统。而机床传动系统的现状及发展趋势由 整体机床表现出来，我国现今企业机械加工机床大多数还是以普通车床

3、 为主，但数控机床占有率逐年上升，且在大中企业已有较多的使用， 在 中小企业甚至个体企业中也使用。但除少量机床以FMS模式集成使用夕卜，大都处于单机运行状态，并且有相当的一部分使用效率并不高。 而 世界上许多国家机床的发展正向着高速、 精密、复合、智能和绿色的数 控机床发展。本课题是以普通车床传动系统为研究目标，从其主传动系 统结构入手，对其系统结构设计、结构组成分析、分级变速分析、传动 件的计算分析等几个方面进行研究。为优化传动系统结构和改善传动系 统的精度及稳定特性提供必要的理论依据。 通过本课题的研究，使机床 结构更加紧凑，性能更加优越，生产加工更加精密。关键词：传动链；传动系统；数控机

4、床；FMS蚌埠学院课程设计第3页1、设计要求及用途1.1 要求级数12,最低转速n爲=10 r / min，最高转速nma1000r / min本课题主要的参考机床：CA61401.2 用途普通车床适用于各套筒类、轴类以及盘类零件上的回转体表面的加工。 也可 用于车削端面、内外圆锥面、外圆柱面，孔类加工（钻孔、扩孔、铰孔、镗孔） ， 各种常用的螺纹以及滚花等，加工范围较广。由于机床结构复杂，自动化程度不 高，故常用于单件、小批量生产。2、 设计意义通过对普通车床主轴变速系统的优化设计，从而更加深入的了解了机床的结构，以及国内外机床的发展趋势。基本了解机床的设计构思、方案分析、工艺性 分析，巩固

5、了AutoCAD软件，并且学会了编写技术文件、查阅相关技术资料， 为以后的学习工作打下了坚实的基础。3、 设计内容3.1 传动设计3.1.1已知条件1转速范围：nmin=10 r / min，nmax=1000 r/min2转速级数：123确定公比及最终极限转速：蚌埠学院课程设计第4页3.2 拟定结构式3.2.1确定变速组传动副数目实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合：1)12=3X42)12=4X33)12=3X2X24)12=2X3X2 5)12=2X2X3方案1)2)可节省一根传动轴。但是，其中一个传动组内有四个变速传动 副，增大了该轴的轴向尺寸。这种方案不宜采用。根据

6、传动副数目分配应“前多后少”的原则，因此选择方案3)3.1.2确定变速组扩大顺序当变速传动系中各变速组顺序确定后，还有多种不同的扩大顺序方案。如本题:12=3X2X2方案，有下列六种扩大方案：1)12=3X22X212)12=31X26X2a3)12=31X2aX264)12=34X21X225)12=3X21X226)12=3X2X21根据级比指数分配要“前密后疏”的原则，应选用第三个方案。3.3 绘制转速图3.3.1验算传动组变速范围第二扩大组的变速范围是r2=p0p1(p2-1)=1.413X2(2-1)=1.416=8符合设计原则要求。3.3.2分配降速比该车床主传动系统共设有四个传动

7、组，其中有一个是带传动。根据降速比 分配应“前慢后快”的原则，确定各传动组最小传动比。u总二口门/nE=33.5/1500=1/44.810.951.952341/ =1/ +1/ +1/ +1/蚌埠学院课程设计第5页3.3.3绘制转速图蚌埠学院课程设计第6页3.4 确定齿轮齿数利用查表法由机械制造装备设计一书中表2-8求出传动齿轮齿数表3.1各传动组齿轮齿数变速组第一变速组第二变速组第三变速组齿数和728089齿轮Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14齿数24483042363621594040187159303.5 确定带轮直径3.5.1确定计算功率根据公式垢门

8、药，查表8-7知K=1.2，求得：PCa=1.2X4=4.8kW3.5.2选择V带的带型根据计算功率PCa和小带轮转速ni,从图8-11选取普通V带的带型3.5.3确定带轮的基准直径dd并验算带速v3IIIII电机图一转速度蚌埠学院课程设计第7页1)初选小带轮的基准直径ddi根据V带的带型，参考表8-6和表8-8确定小带轮的基准直径ddi,应使dd1(dd)min,求得：ddi=100mm(ddi)min=20mm2)验算带速v根据公式 .一，计算带的速度，带速不宜过高，一般应使v=515m/s,最高不超过30m/s，求得：、二*100*144060*1000=7.54m/s符合要求。3)计算

9、带轮的基准直径由_计算，并根据表8-8加以适当调整，求得：dd2=1.411.95X100X(1-0.02)=192mm3.6 验算主轴转速误差主轴各级实际转速值用下式计算:d1n= nEX- (1-)u1u2u3d2式中U1U2U3分别为第一、第二、第三变速组齿轮传动比，&取0.05转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示：/n = |1齿 宽系 数传递功率P载荷系数K系 数AH系数AF许 用接 触应 力0HP许用齿根应力CHF计算转速nc系 数YFS模数mH模数mF选取模数m按齿面接触疲劳强度第一Z1273.81611110517504.31.81.623速变组4086

10、79H=267AH/ 册（罗）24第二Z2 2.873.71611110513754.42.52.23速变2608703组21第三Z3 473.61611110511324.63.73.14按轮齿弯曲疲劳强度速变50886叫如KPJS组18蚌埠学院课程设计第11页4.5 普通 V 带的选择与计算电动机转速n=1440r/min，传递功率P=4K0传动比i= ni/n2=ck/ddi=1440/750=1.92 ,两班制，一天运转16小时，工作年数10年。4.5.1确定计算功率取KA=1.1，贝U Pca=KAP=1.1 4=4.4KW4.5.2选取V带型根据小带轮的转速和计算功率，选v型带。4

11、.5.3确定带轮直径和验算带速小带轮基准直径d1=100mm,d=d1i=100 1.92=192mm验算带速成v =罚小160如000其中n小带轮转速，r/min;d1-小带轮直径，mm4.5.4确定带传动的中心距和带的基准长度设中心距为ao,则0.7(d1d2)a0-2(d1d2)于是204.4乞a辽584，初取中心距为a0= 400mmr丫-rTE带长L0=2a (d1d2)2 400节(100 192)J，1279v14 100 144060 1000=7.54m/s (5,30)，合适。.(d2-dj24a。蚌埠学院课程设计第12页查表取相近的基准长度Ld,Ld= 1250mm。带传

12、动实际中心距a=aLd-L0= 376.5mm2取a=385mm4.5.5验算小带轮的包角一般小带轮的包角不应小于120057 3：1=180-(dd2-ddjg=166。_900a4.5.6确定带的根数PeaZ (Po：Po)k：.kL由dd1=100mn和m=1440r/min,查机械设计表8-4a得P0=1.32kw根据m=1440r/min,i=1.92和A型带，查表8-4b得厶P0=0.15KW查表8-5的Ka=0.964.查表8-2得KL=1.11，于是Pr=(&+P0)Ka忆=(1.32+0.15)0.9641.11=1.57kw计算V带的根数乙Z=Pca/Pr=4.4/

13、1.57=2.80取3根4.5.7计算带单根V带的初拉力的最小值（F0）min由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m(2.5 Ka)Pca2蚌埠学院课程设计第13页(F)min=500qvKaZV其中:Pca-带的传动功率KW蚌埠学院课程设计第14页v-带速，m/s;q-每米带的质量，kg/m；取q=0.1kg/m。v =1440r/min = 9.42m/s。带入得(Fo)min= 133N应使带的实际初拉力Fo(Fo)min4.5.8计算作用在轴上的压轴力ai166Fp)min=2z(Fo)minSin-1=2 3 133 sin792N2 25.结构设计5.1 带轮设计根据V

14、带计算，选用3根A型V带。为了改善它们的工作条件，保证加工 精度，采用卸荷带轮结构。5.2 主轴换向与制动机构设计本机床属于万能性的轻型车床，适用于机械加工车间和维修车间。由于电 机换向不是很频繁，为简化结构、节约成本，电机的正反转由电路控制实现，而 制动器采用闸带式制动器，并根据制动器设计原则，将其放在靠近主轴的较高转 速的川轴上。5.3 齿轮块设计机床的变速系统采用了滑移齿轮变速机构。 根据各传动轴的工作特点，基本 组、第一扩大组以及第二扩大组的滑移齿轮均采用了整体式滑移齿轮。 所有滑移 齿轮与传动轴间均采用花键联接。从工艺角度考虑，其他固定齿轮（主轴上的齿轮除外）也采用花键联接。由于主轴

15、直径较大，为了降低加工成本而采用了单键联接。蚌埠学院课程设计第15页各轴采用的花键分别为：1轴：6X26X30X6U轴：6X32X36X6川轴：8X42X46X8I川轴间传动齿轮精度为8级，川W轴间齿轮精度为7级。5.4 轴承的选择为了装配方便，1轴上传动件的外径均小于箱体左侧支承孔直径，并采用 深沟球轴承,查机械设计课程设计一书表211,选择深沟球轴承型号为6205。为了便于装配和轴承间隙调整，U、川轴均采用了圆锥滚子轴承查机械 设计课程设计一书表213，H轴选择圆锥滚子轴承型号为30206,川轴型号 为30208。W轴为主传动轴，承受载荷比较大，前支承采用双列圆柱滚子轴承型号3182121

16、，后支承采用角接触球轴承型号为7315AC传动轴轴承均采用7级精度。主轴轴承采用6级精度。5.5 主轴组件本车床为普通精度级的轻型机床，为了简化结构，主轴采用了轴向后端定位 的两支承主轴组件，前支承采用双列圆锥滚子轴承，后支撑采用角接触球轴承。 为了保证主轴的回转精度，主轴前后轴承均采用压块式防松螺母调整轴承的间 隙。5.6 润滑系统设计主轴箱内采用飞溅润滑。油面高度为65mm左右，甩油轮浸油深度为10mm左右。润滑油型号为：HJ3O卸荷皮带轮轴承采用脂润滑方式。润滑脂型号为：钙质润滑脂。5.7 密封装置设计I轴轴颈较小，线速度较低，为了保证密封效果，采用皮碗式接触密封蚌埠学院课程设计第16页

17、而主轴直径大、线速度高，则采用了非接触式密封。卸荷皮带轮的润滑采用毛毡 式密封，以防止外界杂物进入。5.8 主轴箱箱体设计箱体材料采用HT2O0经过铸造加工而成。外形采取了各面间直角连接方 式，使箱体线条简单、明快。主轴箱采用了箱体底面和两个导向块为定位安装面, 并用螺钉和压板固定。安装简单、定位可靠。6.传动件验算6.1 轴的强度验算1）由于机床主轴箱中传动轴的应力都比较小，验算时，通常用复合应力公式进行计算：122.M20.5T2W%a许用应力，考虑应力集中和载荷循环特性等因素。W轴的危险断面的抗弯断面系数；ca花键轴的抗弯断面系数兀d4+zb(D -d)(d + D)232D32D蚌埠学

18、院课程设计第17页其中d花键轴内径；D花键轴外径；b花键轴键宽；z花键轴的键数。T在危险断面上的最大扭矩T = 955X104njN该轴传递的最大功率；nj该轴的计算转速；M该轴上的主动被动轮的圆周力、径向力所引起的最大弯矩蚌埠学院课程设计第18页齿轮的圆周力：Pt= 2T/D，D为齿轮节圆直径。直齿圆柱齿轮的径向力：Pr= 0.5 Pt.求得齿轮的作用力，即可计算轴承处的支承反力，由此得到最大弯矩对于轴I、U,由表得=70MPa;对于轴川,；=70MPa由上述计算公式可计算出：轴I:%a=50.2MPa-;轴U:%a=51.3MPa 二;轴川：%a=61.1MPa-。故传动轴的强度校验符合设

19、计要求2）由于主动轴所受的载荷比较大，在载荷的作用下，将产生弯曲或者扭曲变形, 若变形量超过允许的限度，就会影响轴上零件的正常工作，甚至会丧失机器应有 的工作性能，所以需要进行刚度校核。查机械设计得公式：式中：T轴所受的扭矩，Nmm；G-轴的材料的剪切弹性模量，MPa,对于钢材，G=8.1 104MPa；闵4/1 p _IP轴截面的极惯性矩，mm对于圆轴，32;GIp代入数据得;= 5.73 104= 5.73 1095500003*61908.1 1044二4232= 0.887( )/m蚌埠学院课程设计第19页为轴每米长的允许扭转角，与轴的使用场合有关。对于一般的传动轴，可取蚌埠学院课程设

20、计第20页；=0.51()/m；所以本轴满足条件6.2 验算花键键侧压应力花键键侧工作表面的挤压应力为:式中：Tmax-花键传递的最大扭矩;D、d花键的外径和内径；z-花键的齿数；l -工作长度70mrp：载荷分布不均匀系数，通常取为0.75;-jy =30MPa225.54MPa(30 -26 ) 70 6 0.75轴U; ；r=8.95MPa轴川；y=14.29MPa使用上述公式对三传动轴上的花键校核，结果符合设计要求6.3 滚动轴承验算机床的一般传动轴用的滚动轴承，主要是由于疲劳破坏而失效，故应对轴承 进行疲劳寿命验算。下面对按轴颈尺寸及工作状况选定的滚动轴承型号进行寿命 验算，参考机床

21、课程设计指导书：CfLh=500(n厂T(h/ffKsQP式中，Lh额定寿命 (h/;轴承许用寿命，查表3-19可知为1000030000 h/;jy8Tmax2 2(D -d )lz:W% MPa8 9550000鬻轴I;蚌埠学院课程设计第21页Ks寿命系数，不考虑交变载荷对材料的强化影响时：= KNK.；KN功率利用系数，查表3-20为0.58；Kn 转速变化系数；查表3-22得0.81；K 齿轮轮换工作系数，可由表3-32查得0.75；P当量动载荷N ；使用上述公式对主轴轴承进行寿命校核，所选轴承符合设计要求6.4 直齿圆柱齿轮的强度计算在验算主轴箱中的齿轮强度时，选择相同模数中承受载荷

22、最大的、 齿数最小 的齿轮进行接触和弯曲疲劳强度验算。一般对高速传动齿轮主要验算接触疲劳强 度，对低速传动齿轮主要验算弯曲疲劳强度。根据以上分析，现在对I轴上齿数为24的齿轮验算接触疲劳强度，对W轴 上齿数为30的齿轮验算弯曲疲劳强度。6.4.1对于齿数为24的齿轮按接触疲劳强度计算齿轮模数mn: =10/3;轴承额定动负荷，查有滚动轴承的手册，单位10:3 m3100.3 90= 0.74工作情况系数；由表3-30可取为1.1；N；寿命系数，对于球轴承：= 3;对于滚子轴承:=16338x3(i -1)KdKcKbKsN：mZ1*j2mm速度系数,蚌埠学院课程设计第22页式中：N传递的额定功

23、率KW（此处忽略齿轮的传递效率）；nj计算转速;蚌埠学院课程设计第23页nw= 2673KdKcKbKsN爲乙njY:m齿宽系数，此处值为6；Z1为齿轮齿数；i大齿轮与小齿轮齿数之比，“+”用于外啮合，“一”用于内啮合，此处为外啮合，故取“+”；Ks-寿命系数：Ks= KKKK；KT工作期限系数:T齿轮在机床工作期限内的总工作时间，查表取10000h;n1 齿轮的最低转速，此处为750r/min；c0基准循环次数，由表3-20得C0= 107；m-疲劳曲线指数，由表3-20得m = 3；Kn 转速变化系数，由表3-22得Kn= 0.71；KN功率利用系数，由表3-21得恳=0.58；Kq 材料

24、强化系数，由表3-23得Kq= 0.7；Kc-工作状况系数，考虑载荷冲击的影响，取匕取1.2；Kd 动载荷系数，由表3-27得=1.2；Kb齿向载荷分布系数，由表3-26得& = 1； 许用接触应力，由表3-29得；= 1100MPa；代入以上各数据计算得= 163383(2 1)匕1*2 121.03彳84V241100750mj= 2.87mm ,故所选模数2 mm不符合设计要求。所以调整模数为3mm6.4.2对于齿数为30的齿轮按弯曲疲劳强度计算齿轮模数mKT“6niT Co=360 750 10000*56io7mj= 2.87蚌埠学院课程设计第24页其中丫一一齿形系数，从表3

25、-28查得0.444上w】一一 许用弯曲应力，由表3-29得二w= 320MPa；其余各参数意义同上，代入数据计算;=26731.2 1.2 1 1.03W 6x30 x320 x95x0.444mw=2.27mm所选模数为4mm符合设计要求6.5 技术要求及注意事项1）装配齿轮时，注意齿轮的位置及其端面方向；键槽与键对准；有垫片时, 注意其位置。2）按照要求，先把零件装成组件，再进行装配。3）装配轴承座或轴承盖时，注意削边方向及螺钉孔是否与螺纹孔对准。装 调整圆螺母时，注意其基准面方向。4）在装配过程中，如遇到阻力很大或敲击声音异常，应停止装配，检查原 因，不能盲目蛮干。5）装配每根轴后，应对其进行检查，若有轴向窜动或运转过紧现象，应进 行调整。6）装配各操纵手柄轴时，应保证旋转灵活自如，各换挡位置定位可靠，各 对啮合齿轮轴向错位不得大于1 mm注意手柄上定位调整螺钉的松