机床主传动系统设计

第一章概述1.1机床主轴箱课程设计的目的（1）通过机床主传动系统的机械变速机构设计，使学生树立正确的设计思想和掌握机床设计的基本方法；（2）巩固和加深所学理论知识，扩大知识面，并运用所学理论分析和解决设计工作中的具体问题；（2）通过机械制造装备课程设计，使学生在拟订机床主传动机构、机床的构造设计、各种方案的设计、零件的计算、编写技术文件和设计思想的表达等方面，得到综合性的基本训练；（3）熟悉有关标准、手册和参考资料的运用，以培养具有初步的结构分析和结构设计计算的能力。1.2设计参数普通车床传动系统设计的设计参数：（a）主轴转速级数Z=12；（b）主轴转速范围r/min；（c）公比φ=1.41；（d）电机功率为7.5KW；（e）电机转速为1440r/min。第二章参数的拟定2.1确定极限转速由因为=1.41∴得=44.64取=45∴r/min取标准转速1440r/min2.2主电机选择已知异步电动机的转速有3000、1500、1000、750，已知是4KW，根据《车床设计手册》附录表2选Y132S-4，额定功率5.5，满载转速1440，。第三章传动设计3.1主传动方案拟定可能的方案有很多，优化的方案也因条件而异。此次设计中，我们采用集中传动型式的主轴变速箱。3.2传动结构式、结构网的选择结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的传动不失为有用的方法，但对于分析复杂的传动并想由此导出实际的方案，就并非十分有效。3.2.1确定传动组及各传动组中传动副的数目级数为Z的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有、、……个传动副。即传动副中由于结构的限制以2或3为合适，即变速级数Z应为2和3的因子：，可以有3种方案：12=3×2×2；12=2×3×2；12=2×2×33.2.2传动式的拟定12级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，最后一个传动组的传动副常选用2。综上所述，传动式为12=3×2×2。3.2.3结构式的拟定对于12=2×3×2传动式，有6种结构式和对应的结构网。分别为： 根据主变速传动系统设计的一般原则3.3 转速图的拟定第四章传动件的估算4.1三角带传动的计算三角带传动中，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。(1)选择三角带的型号根据公式式中P---电动机额定功率，--工作情况系数因此选择A型带。(2)确定带轮的计算直径，带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径不宜过小，即。查《机械设计》表8-3，8-7取主动轮基准直径=125mm。由公式式中：-小带轮转速，-大带轮转速，所以，取整为250mm。(3)确定三角带速度按公式因为5m/min<V<25m/min,所以选择合适。(4)初步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：根据经验公式即：262.5mm<<750mm取=600mm.(5)三角带的计算基准长度由《机械设计》表8-2，圆整到标准的计算长度(6)验算三角带的挠曲次数符合要求。(7)确定实际中心距验算小带轮包角，轮上包角合适(9)确定三角带根数得:传动比:查表得=0.40KW,=3.16KW；=0.97；，=0.95所以取根(10)计算预紧力查《机械设计》表8-4，q=0.18kg/m(11)计算压轴力4.2传动轴的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。4.2.1主轴的计算转速主轴的计算转速是低速第一个三分之一变速范围的最高一级转速：4.2.2各传动轴的计算转速轴Ⅳ：有12级转速，其中80r/min通过齿轮获得63r/min，刚好能传递全部功率：所以：nV=80r/min同理可得：nⅣ=250r/min，nⅢ=630r/min，nⅡ=630r/min,nⅠ=800r/min4.2.3各轴直径的估算其中：P-电动机额定功率K-键槽系数A-系数-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；-该传动轴的计算转速。计算转速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。Ⅰ轴：K=1.06，A=120所以，取28mmⅡ轴：K=1.06，A=120,取30mmⅢ轴：K=1.06，A=110,取40mmⅣ轴：K=1.06，A=100,取30mm此轴径为平均轴径，设计时可相应调整。4.3齿轮齿数的确定和模数的计算4.3.1齿轮齿数的确定当各变速组的传动比确定以后，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及小齿轮的齿数可以从表3-6（机械制造装备设计）中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于18～20。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。第一组齿轮：传动比：,齿数和取84=42，=42，=35，=49；第二组齿轮：传动比：,，齿数和取90：=45，=45，=18，=72，=30，=60；第三组齿轮：传动比：,齿数和取110：=73，=37，=22，=88，4.3.2齿轮模数的计算(1)Ⅰ-Ⅱ齿轮弯曲疲劳的计算：机床主轴变速箱设计指导P36，为大齿轮的计算转速，可根据转速图确定）齿面点蚀的计算：取A=90，由中心距A及齿数计算出模数：根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。取所以取(2)Ⅱ-Ⅲ齿轮弯曲疲劳的计算：齿面点蚀的计算：取A=121，由中心距A及齿数计算出模数：根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。取所以取(3)Ⅲ-Ⅳ齿轮弯曲疲劳的计算：齿面点蚀的计算：，取A=162，由中心距A及齿数计算出模数：根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。取所以取(4)标准齿轮：从机械原理表10-2查得以下公式齿顶圆齿根圆分度圆齿顶高齿根高齿轮的具体值见表齿轮尺寸表齿轮齿数z模数m分度圆d齿顶圆1423126132242312613233531051114493147153545354606453216222718313514187231351419303909610603180186117332192251237311111713223667214883264270158831051111688369751788399105齿轮齿根圆齿顶高齿根高1118.533.752118.533.75397.533.754139.533.75546.533.756198.533.757127.533.758127.533.75982.533.7510172.533.7511211.533.7512103.533.751358.533.7514256.533.751597.533.751661.533.751791.533.754.3.4齿宽确定由公式得：第一套啮合齿轮第二套啮合齿轮第三套啮合齿轮一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应主动轮比小齿轮齿宽大所以；，，4.3.5齿轮结构设计当时，可做成腹板式结构，再考虑到加工问题，现敲定把齿轮14做成腹板式结构。其余做成实心结构。齿轮14计算如下：，，，4.4带轮结构设计当。D是轴承外径，查《机械零件手册》确定选用深沟球轴承6211，d=55mm,D=100mm。带轮内孔尺寸是轴承外径尺寸100mm。齿《机械设计》表8-10确定参数得： 带轮宽度：分度圆直径：，4.5传动轴间的中心距4.6轴承的选择Ⅰ轴：6208D=80B=18深沟球轴承Ⅱ轴：7207CD=72B=17圆锥滚子轴承Ⅲ轴：7207CD=72B=17圆锥滚子轴承Ⅳ轴：7208CD=80B=18圆锥滚子轴承第五章动力设计5.1传动轴的验算由于变速箱各轴的应力都比较小，验算时，通常都是用复合应力公式进行计算：（MPa）——为复合应力（MPa）——[]为许用应力（MPa）——W为轴危险断面的抗弯断面模数实心轴：空心轴：花键轴：——d为空心轴直径，花键轴内径——D为空心轴外径，花键轴外径——d0为空心轴内径——b为花键轴的键宽——Z为花键轴的键数M为在危险断面的最大弯矩N·mmT为在危险断面的最大扭矩——N为该轴传递的最大功率——Nj为该轴的计算转速齿轮的圆周力：齿轮的径向力：5.1.1Ⅰ轴的强度计算Ⅰ轴：5.1.2作用在齿轮上的力的计算已知大齿轮的分度圆直径：d=mz=2.5×39=97.5mm圆角力：径向力：EMBEDEquation.3轴向力：方向如图所示：由受力平衡：=1759.2N=766.45N所以=－（1759.2+766.45）=－2525.65N以a点为参考点，由弯矩平衡得：105+（105+40）－（300+40+105）=0所以：=2245.5N=280.1N在V面内的受力情况如下：受力平衡：即：1759.2+1532.90以a点为参考点，由弯矩平衡：×105－×（105+40）+（300＋105＋40）=0所以=－3629N=3653N在V面的弯矩图如下：5.1.3主轴抗震性的验算（1）支撑刚度，包括轴承的弹性变形和坐圈接触变形。向心推力球轴承：=（0.7~0.002）d圆锥孔双列向力短圆柱滚子轴承：=（mm）前轴承处d=100，，R=5400kgf，所以：=0.0108mm=0.0251mm坐圆外变形：对于向心球轴承：D=150，d=100，b=60，取k=0.01所以：对于短圆柱滚子轴承：D=150，d=100，b=37，取k=0.01，R=12500kgf所以：所以轴承的径向变形：==+=0.05+0.053=0.103mm支撑径向刚度：k=（2）量主要支撑的刚度折算到切削点的变形其中L=419mm，KA=121359.2kg/mm所以：（3）主轴本身引起的切削点的变形其中：P=2940N，a=125mm，L=419mm，E=2×107N/cm，D=91mmI=0.05·（D4-d4）=0.05×（914-464）=3163377.25mm2所以：（4）主轴部件刚度（5）验算抗振性则：所以：所以主轴抗振性满足要求。5.2齿轮校验在验算算速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进接触应力和弯曲应力的验算。这里要验算的是齿轮2，齿轮7，齿轮12这三个齿轮。（1）接触应力公式：u----大齿轮齿数与小齿轮齿数之比；---齿向载荷分布系数；----动载荷系数；----工况系数；----寿命系数查《机械装备设计》表10-4及图10-8及表10-2分布得假定齿轮工作寿命是48000h，故应力循环次数为 查《机械装备设计》图10-18得，所以： （2）弯曲应力：查《金属切削手册》有Y=0.378，代入公式求得：=158.5Mpa查《机械设计》图10-21e,齿轮的材产选，大齿轮、小齿轮的硬度为60HRC，故有，从图10-21e读出。因为：，故满足要求，另外两齿轮计算方法如上，均符合要求。5.3轴承的校验Ⅰ轴选用的是角接触轴承7206其基本额定负荷为30.5KN由于该轴的转速是定值所以齿轮越小越靠近轴承，对轴承的要求越高。根据设计要求，应该对Ⅰ轴未端的滚子轴承进行校核。齿轮的直径Ⅰ轴传递的转矩Nm齿轮受力N根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为NN因轴承在运转中有中等冲击载荷，又由于不受轴向力，按《机械设计》表10-5查得为1.2到1.8，取，则有：NN轴承的寿命因为，所以按轴承1的受力大小计算：h故该轴承能满足要求。第六章结构设计及说明6.1结构设计的内容、技术要求和方案设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器和制动器等）、主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其联结件的结构设计与布置，用一张展开图和若干张横截面图表示。课程设计由于时间的限制，一般只画展开图。主轴变速箱是机床的重要部件。设计时除考虑一般机械传动的有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题。精度方面的要求，刚度和抗震性的要求，传动效率要求，主轴前轴承处温度和温升的控制，结构工艺性，操作方便、安全、可靠原则，遵循标准化和通用化的原则。主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点，由于结构复杂，设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在正式画图前应该先画草图。目的是：布置传动件及选择结构方案。检验传动设计的结果中有无干涉、碰撞或其他不合理的情况，以便及时改正。确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置，以确定各轴的受力点和受力方向，为轴和轴承的验算提供必要的数据。6.2=1\*ROMANI轴（输入轴）的设计将运动带入变速箱的带轮一般都安装在轴端，轴变形较大，结构上应注意加强轴的刚度或使轴部受带的拉力（采用卸荷装置）。=1\*ROMANI轴上装有摩擦离合器，由于组成离合器的零件很多，装配很不方便，一般都是在箱外组装好=1\*ROMANI轴在整体装入箱内。我们采用的卸荷装置一般是把轴承装载法兰盘上，通过法兰盘将带轮的拉力传递到箱壁上。车床上的反转一般用于加工螺纹时退刀。车螺纹时，换向频率较高。实现政反转的变换方案很多，我们采用正反向离合器。正反向的转换在不停车的状态下进行，常采用片式摩擦离合器。由于装在箱内，一般采用湿式。在确定轴向尺寸时，摩擦片不压紧时，应留有0.2～0.4的间隙，间隙应能调整。离合器及其压紧装置中有三点值得注意：摩擦片的轴向定位：由两个带花键孔的圆盘实现。其中一个圆盘装在花键上，另一个装在花键轴上的一个环形沟槽里，并转过一个花键齿，和轴上的花键对正，然后用螺钉把错开的两个圆盘连接在一起。这样就限制了轴向和周向德两个自由度，起了定位作用。摩擦片的压紧由加力环的轴向移动实现，在轴系上形成了弹性力的封闭系统，不增加轴承轴向复合。结构设计时应使加力环推动摆杆和钢球的运动是不可逆的，即操纵力撤消后，有自锁作用。=1\*ROMANI轴上装有摩擦离合器，两端的齿轮是空套在轴上，当离合器接通时才和轴一起转动。但脱开的另一端齿轮，与轴回转方向是相反的，二者的相对转速很高（约为两倍左右）。结构设计时应考虑这点。齿轮与轴之间的轴承可以用滚动轴承也可以用滑动轴承。滑动轴承在一些性能和维修上不如滚动轴承，但它的径向尺寸小。空套齿轮需要有轴向定位，轴承需要润滑。6.3齿轮块设计齿轮是变速箱中的重要元件。齿轮同时啮合的齿数是周期性变化的。也就是说，作用在一个齿轮上的载荷是变化的。同时由于齿轮制造及安装误差等，不可避免要产生动载荷而引起振动和噪音，常成为变速箱的主要噪声源，并影响主轴回转均匀性。在齿轮块设计时，应充分考虑这些问题。齿轮块的结构形式很多，取决于下列有关