CA6136卧式车床主运动变速系统

PAGEPAGE41CA6136卧式车床主运动变速系统目录第一章机床主要技术参数的确定§1-1机床的主要参数…………§1-2主运动参数的确定…………主轴极限转速的确定………标准公比和标准转速数列………………§1-3主电动机的选择………………第二章机床主运动系统的运动设计§2-1确定转速图和传动系统图………………§2-2传动方案的确定………第三章传动装置的总体设计§3-1各轴转速…………§3-2各轴功率…………§3-3各轴转矩…………第四章三角带传动设计第五章直齿圆柱齿轮传动的计算§5-1Ⅰ-Ⅱ轴齿轮的计算………………§5-2Ⅱ-Ⅲ轴齿轮的计算………………§5-3Ⅲ-Ⅳ轴齿轮的计算………………§5-4齿轮齿宽及结构设计………………§5-5齿轮的基本参数………………第六章主传动中各轴的设计§6-1Ⅰ轴的设计…………§6-2Ⅱ轴的设计…………§6-3Ⅲ轴的设计…………§6-4Ⅳ轴的设计…………参考文献…………第一章机床主要技术参数的确定§1.2主运动参数的确定1.主轴极限转速的确定确定主轴的最高转速和最低转速，应该在分析所设计机床几种典型加工方式的切屑用量和参考现有同类型机床的技术性能的基础上，并按照“技术上先进，经济上合理”的原则进行。由于通用性机床加工对象很广，不同工序所采用的切削用量相差悬殊，而且加工零件的尺寸变换也很多，所以要合理地确定其极限转速是一个复杂的任务，必须对有关加工工序和切削用量进行分析，在分析切削用量的过程中，应特别注意下列几点：1.考虑先进加工方法，但所选的切削用量不应该是个别记录，而应该具有普遍性。2.应考虑刀具材料的发展趋势。例如普通车到在大多数情况下已经采用硬质合金，目前陶瓷刀具也已开始应用等情况。3.最高和最低转速不能仅用计算方法来确定。还应该和先进的同类机床比较，因为过大的转速范围不仅不能充分发挥其性能，而且还可能使结构无法实现。在传动系统拟定好以后，验算各主要传动件的最大圆周速度应不超过允许值。普通车床采用最大速度的典型工序一般为用硬质合金车刀精车或半精车钢质轴类工件的外圆，取采用最小速度的典型工序又以下几种情况：1.在低速光车，要求获得粗糙度小于2.精铰孔3.加工各种螺纹及多头螺纹；4.用高速钢车刀，对铸铁材料的盘类工件进行粗车端面工作，取一般取计算直径：式中D为最大工件回转直径，即主参数当典型工具为铰孔或加工螺纹时，应按在车床上常用最大铰孔直径或经常加工的的最大螺纹直径作为最大计算直径，根据调研可推荐：，（为刀架最大工件回转直径）由设计任务书可知：主轴最高和最低转速和，可按下式计算=由取由因为=与本次设计给定的参数相差不大，取计算值。2.主动参数的拟定2.1确定传动公比根据《机械制造装备设计》公式（3-2）因为已知由得普通车床查表知查表Z为18级根据《金属切削机床手册》标准公比。对于通用机床，为了转速损失不大，机床结构不过于复杂，一般或根据此设计要求故选根据《金属切削机床》表10-2标准数列，即可得到公比为1.26的数列为31.5，40，50，63，80，100，125，160，200，250，315，400，500，600，800，1000，1250其变速方案为综合上述可得：主传动部件的运动参数二.电动机的选择合理的确定电动机功率P，使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。电动机功率取太大，则机床零部件的尺寸也随之不必要的增大，不反浪费材料而且使电动机经常处于低负情况下工作。功率因素：如果电动机功率取太小则机床的技术能达不到要求，则电动机经常处于超负荷状态工作容易烧坏电机和电器元件。由设计任务书知电动机额定功率P=5.5Kw，满载转速根据《机械课程设计手册》Y系列电动机的技术数据，Y系列电动机为一般用途全封闭自扇冷式笼型异步电动机，具有防尘埃，铁削或其他杂物侵入电动机内部的特点，B级绝缘，工业环境温度不超过+40相对温度不超过95%，海拔高不过1000m，额定电压380V，频率50Hz，适用于五特殊要求的机械上。根据以上要求：选择Y132S-4型三相异步电动机，额定功率5.5Kw满载转速1450r/min.根据以上的计算和设计任务书可得设计车床的基本参数。四．转速图的拟定拟定变速方案，包括变速型式的选择以及开停、换向、制动、操纵整个变速系统的确定。变速型式则指变速和变速的元件，机构以及组成，安排不同特点的变速型式，变速类型。变速方案和型式与结构的复杂程度密切相关，和工作的性能也有关系。因此确定变速方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。变速方案有多种，变速型式却更是众多，比如：变速型式上有集中变速，分离变速：扩大变速范围可用增加变速组数，也可采用背轮结构，分支变速等型式：变速箱上即可用多速电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。1.1．确定变速组及个变速组中变速副的数目机床主参数：机床的主轴转速范围为3.15V1400r/mm.转速级数Z=18、公比=1.26、电动机的转速no=1450r/mm。由于机床传动系统采用双联或三联滑移齿轮进行变速，变速副中由于结构限制以2和3为适合，即变速级数Z应为2和3的因子：所以采用下列方案时需要3+3+2=8对齿轮，如下方案；18=3×３×２EQ根据《金属切削机床设计基础》电动机的转速一般比主轴大部分的转速要高，从电动机到主轴之间，总趋势是降速运动。当转速一定时转速时，达到节省材料，减小机床的重量的目的，设计传动系统时应使较多的传动件在高速下进行工作，应尽可能地使靠近电动机的变速组中的传动副数多一些，而靠近主轴的变速组中传动副少一些，即“前多后少”原则选择方案18=3×３×２EQ。1.2．结构式基本组和扩大组的拟定对于18=3×３×２EQ传动式，有1种结构式和对应的结构网。为根据主变速系统设计的一般原则：根据副前多后少的原则主变速传动系从电动机到主轴，通常为降速运动，接近电动机的传动转速较高，传动的转矩较小，尺寸小一些，反之，靠近主轴的传动件转速较低，传递的转矩较大，尺寸就较大。因此在拟定主变速传动系时，应尽可能将传动副较多的变速组安排在前面，传动副数少的变速组放在后面，使主变速传动系中更多的传动件在高速范围内工作，尺寸小一些，以节省变速箱的造价，减小变速箱的外形尺寸。变速组的降速要“前紧后松”，中间轴的速度不易超过电动机的转速；根据以上的原则最终确定的传动方案是1.3．结构网的拟定和结构式结构网和结构式可以用来分析和比较机床系统的方案。结构网与速图的主要差别是：结构网只表示传动比的相对关系，而不表示传动比和转速的绝对值，而且结构网上代表传动比的射线对成分布。结构网可表示成结构式：

式中18表示转速级数：3和2分别表示各转速组的传动副数，角标中1，3，9则分别表示各转速组中相邻转速比的比值关系，即变速组级比指数。4.5．绘制转速图4.6确定各变速组变速副齿数齿轮齿数的确定，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及小齿的齿数可以从《金属切削机床》表10-3中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于18-20.根据《金属切削机床》，查表10-3各种常用变速比的使用齿数的确定。Ⅰ-ⅡEQEQⅡ-ⅢⅢ-Ⅳ4.7绘制系统变速图5传动带的设计三角带传动中，轴间距A可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，易可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。带结构简单，但尺寸大，机床中常用作电动机输出轴的定比传动。电动机转速1450，传递功率P=5.5KW，传动比i=1.26,两班制，一天运转16小时，工作年数10年。确定计算功率P由表6-8查得由式（6-11）得(2)选取普通V带型号根据Pc=86.05Kw=1450r/min由图6-7选用A型普通V带（3）确定两带轮的基准直径,根据表6-2选取大带轮基准直径为：按表6-2选取标准值；则实际传动比I从动轮的实际转速分别为；（4）验算带速带速在5~25m/s范围内（5）确定带基准长度和实际中心距a初定中心距为+≦≦++≦≦+≦≦取由式（6-14）得+++=+++由表6-3选取基准长度由式（6-15）得实际中心距为++取A=510mm考虑安装，调整和补偿张紧力的需要，中心距应有一定的调节范围。中心距a的变动范围为：++（6）校验小带轮包角由式（6-16）得≧，合适。（7）确定V带根数Z由式（6-17）得：≧根据查表65，用线性插值法得由表6-6查得功率增量为由表6-3查得带长度修正系数由表6-7查得包角系数故而得普通V带的根数为：≧圆整得：Z=4(8)求单根V带的出拉力及带轮轴上的压力.由表6-1查得A型普通V带的每米长质量q=0.10kg/m根据式（6-18）得单根V带的初拉力为；由式（6-19）得作用在带轮轴上的压力为；带轮的材料由根据《机械设计基础》知因带的速度≤时所以可用HT1500V带轮按轮幅结构应选腹板式带轮宽度6.各变速组齿轮模数的确定和校验1.选择齿轮材料及精度等级小齿选择45钢调制，硬度为217-255HBS,大齿轮选用45钢正火，硬度为170-210HBS,因为是普通减速器，由表7-7选择8级精度，要求齿面粗糙度≤3.2～6.3mm按齿面接触疲劳强度设计各轴速度iⅠiⅡiⅢ(2)各轴功率由《机械设计课程设计手册》知各轴转矩Ⅰ-Ⅱ1选择齿轮材料及精度等级小齿轮选用45钢调质硬度为220～250HBS,因为是普通减速器，由表7-7选择7级精度，要求齿面粗糙度≤3.2～6.3um2按齿面接触疲劳强度设计因两齿轮均为钢制齿轮，可应用式7-20求出的值，确定有关参数与系数。①转矩②载荷系数K及材料的弹性系数查表7-10K=1.1查表7-11取③齿数Z和齿宽系数取小齿轮的齿数，则大齿轮齿数，因为单级齿轮传动对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，故由表7-14选取④许用接触应力[]由图7-25查得由图7-24查得由表7-9查得由式（7-15）可得故≥=由表7-2取标准模数m=2.5mm(3)主要尺寸计算经圆整后取（4）按齿根弯曲疲劳强度校核由式（7-21）求出,如≤[]则校核合格确定有关系数与参数①齿形系数由表7-12查得②应力修正系数由表7-13查得③许用弯曲应力[]由图7-26查得由表7-9查得由图7-23查得由式（7-16）得故＜＜齿根弯曲疲劳强度校核合格④验算齿轮的圆周整速度V7-7可知选8级精度是合适的Ⅱ-Ⅲ1.选择齿轮材料及精度等级小齿轮选用45钢调制，硬度为220～250HBS，大齿轮45钢正火，硬度为170～210HBS，因为是普通减速器由表7-7选择8级精度，要求齿面粗糙度≤3.2～6.3mm2.按齿面接触疲劳强度设计故两齿轮均为钢制齿轮，可应用式（7-20）求出值，确定有关参数与系数转矩:载荷系数K及材料的弹性系数查表7-10K=1.1查表7-11取齿数Z和齿宽系数取小齿轮的齿数，则大齿轮齿数,因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面。故由表7-14选取许用接触应力由图7-25查得由图7-24查得ZZ由表7-9查得由式（7-15）可得故≥=由表7-2取标准模数m=34.主要尺寸计算b=4d经圆整后取4.按齿根弯曲疲劳强度校核由式（7-2）求出如,则校核合格确定有关系数与参数齿数系数由表7-12查得应力修正系数由表7-13查得许用弯曲应力图7-26查得由图7-23查得由式（7-16）得故齿根弯曲疲劳强度校核合格（5）验算齿轮的圆周速度V由表7-7可知选8级精度是合适的Ⅲ-Ⅳ按齿面接触疲劳强度计算转矩(2)查表7-10查表7-11取(3)齿数Z和齿宽系数取小齿大齿查表7-14选取（4）许用接触应力由图7-25查得由图7-24查得ZZ由表7-9查得故d≥=由表7-2取标准模数m=44.主要尺寸计算b=4d经圆整后取4.按齿根弯曲疲劳强度校核由式（7-2）求出如,则校核合格确定有关系数与参数齿数系数由表7-12查得应力修正系数由表7-13查得许用弯曲应力图7-26查得由表7-9查得由图7-23查得由式（7-16）得故齿根弯曲疲劳强度校核合格④验算齿轮的圆周整速度V7-7可知选8级精度是合适的齿轮的设计由公式（1）Ⅰ轴主动轮齿数（2）Ⅱ轴主动轮齿数（3）Ⅲ轴主动轮齿数齿轮尺寸表如下表齿轮尺寸表齿轮齿数Z模数m/mn分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿顶高齿根高1382.59510088.752.53.1252332.582.587.576.252.53.1253442.5110115703.752.53.1254612.5152.5157.5146.252.53.1255662.5165170158.752.53.1256552.5137.5142.5131.252.53.1257203606652.533.758373111117103.533.7593239610588.533.7510633189195181.533.7511463258144130.533.7512513153159145.533.751333413214012245142048088704515664264272254451679431632430445Ⅰ轴的设计选择材料因无特殊要求，故选45钢正火，查表11-1得取A=115（2）估算轴的最小直径固最小直径与带轮连接，故有一键槽，可将轴径加大5%，即d=23.36105%=24.29mm，选花键，取其标准内孔径d=26mm（3）轴的结构设计如图所示，齿轮由轴环，套筒固定，左端轴承采用端盖和套筒固定，右端轴承采用轴肩和端盖固定，齿轮和左端轴承从左侧装拆，右端轴承从右侧装拆，因为右端轴承与齿轮距离较远，所以，轴环布置在齿轮的右侧，以免套筒过长。第二台阶的轴与轴承配合，所以查《机械设计课程设计手册》2尺寸系列得滚动轴承6207D=72B=17第三台阶轴的直径为花键轴，与多片式离合器配合，所以查《机械设计课程设计手册》选取花键（）第四台阶轴的与轴承配合，所以由第二阶梯的相同Ⅰ轴刚度的验算因为最小直径为花键轴查《机床课程设计指导书》查《机械设计》页查得=30~40MPa所以合格多片式摩擦离合器的计算设计多片式摩擦离合器时，首先可根据机床结构确定离合器的尺寸（内，外摩擦片的径向尺寸），并尽可能采用现有标准然后选择摩擦片材料（同时也确定了摩擦系数和许用压强）确定轴向压紧力，最后根据传递的扭矩确定摩擦片的总数。摩擦面对数式中：T——多片式摩擦离合器的传递扭矩K—安全系数：一般取K=1.3~1.5查《机械课程设计指导书》表5-31查得取f=0.3--摩擦片的平均直径D—内片的外径d—外片的内经3[p]—许用压强--基本许用压强--修正系数--主动摩擦片数的修正系数--每小时结合次数的修正系数摩擦片总数为i+1（片）i<25~30片数过多，则动作不灵活d=查《机床课程设计指导书》表2-16得查表2-18f查表2-17查表2-15取Z=10Ⅱ轴设计（1）因无特殊要求，故选45钢调质，查表11-1得取A=115估算轴的最小直径因为Ⅱ轴的直径是与轴承相配合，而轴承是标准件，所以由轴承的内径来确定的直径由《机械设计课程设计手册》页查表得02尺寸系列圆锥滚子轴承30206第一阶梯轴的直径为花键轴，与齿轮接触，相互运动，查《机械设计课程设计手册》页得花键规格第二阶梯轴与轴承配合（3）最小轴的验算查《工程力学》式7-7得因为是实心轴--许用应力，查《机械设计》查11-1得校验合格（4）花键齿侧压溃应力的验算因为花键上有移动物，所以要按动联轴验算齿面经过热处理，查《机床课程设计指导书》页表5-24得所以花键轴齿侧压潰应力符合要求（5）轴承寿命的验算①确定轴的额定寿命L=()[L]n轴承转速，r/minc基本额定动载荷f温度系数（见表12-9）f=1.00为轴承寿命指数对于滚子轴承=[L]查表12-10得[L]=当动载荷EQ查表12-11得因是圆锥滚子轴承，所以既有轴向力又有径向力查《机械设计》8-5得由《机械设计》表12-12得X=1Y=0EQC—基本额定动载荷查《机械设计课程设计手册》表6-7得C=43.2KNL=()所以圆锥滚子轴承符合要求。Ⅲ轴的设计(1)选材料：因无特殊要求，故选45钢调质，查表11-1得取A=110估算轴的最小直径因为轴的直径是与轴承配合，而轴承是标准件，所以由轴承的内径来确定的直径《机械设计课程设计手册》表6-7得02尺寸系列圆锥滚子轴承30207T=18.25D=72B=17C=15因为第一阶段轴的直径与轴承配合，查《机械设计手册》表6-7得d=35mm第二阶段直径为花键轴的最大直径D=32+5=37mm第三阶段轴为键轴故查表4-3取d=32mm(1)最小轴径的验算对于最小直径查《机械课程设计》因为是实心轴查《工程力学》式7-7得--许用应力，查《机械设计》查11-1得所以验算合格（2）花键齿侧压溃应力的验算因为花键上有移动物，所以要按动联轴验算齿面经过热处理，查《机床课程设计指导书》页表5-24得所以花键轴齿侧压潰应力符合要求（5）轴承寿命的验算①确定轴的额定寿命L=()[L]n轴承转速，r/minc基本额定动载荷f温度系数（见表12-9）f=1.00为轴承寿命指数对于滚子轴承=[L]查表12-10得[L]=当动载荷EQ查表12-11得因是圆锥滚子轴承，所以既有轴向力又有径向力查《机械设计》8-5得由《机械设计》表12-12得X=1Y=0C—基本额定动载荷查《机械设计课程设计手册》表6-7得C=43.2KNL=()所以圆锥滚子轴承符合要求。主轴组件设计1主轴主要结构参数的确定参考《机械制造装备设计》表3-1主轴的主要结构参数有主轴前、后劲直径和，以及主轴内经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刚度。（1）主轴前轴劲直径的选取主轴前劲直径的选取，一般按机床类型，主轴传递的功率4.6KW最大加工直径360mm参考《机械制造装备设计》表3-1选取取车床轴劲的直径取（2）主轴内经直径的确定，很多机床的主轴是空心的，内经直径与其用途有关。例如，车床主轴内孔用来通过棒料或安装夹紧结构；铣床主轴内经可通过拉杆来拉紧刀杆等。为了保证主轴刚度，卧式车床的主轴孔径d通常不小于主轴平均直径的；铣床主轴孔径d可比刀具拉杆直径大。（3）主轴前端悬伸量a的确定，主轴前端悬伸量a是指主轴前端面到前轴承径向反作用中心（或前径向支撑中心）的距离。它主要取决于主轴前端部的结构、前支撑轴承配置和密封装置的形式和尺寸，由结构设计确定。由于前端短悬伸量对主轴部件的刚度、抗振性的影响很大，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。（4）主轴主要支撑间跨距L的确定合理确定主轴主要支撑间跨距L，是获得主轴部件最大静刚度的重要条件之一。支撑跨距过小，主轴的弯曲变形固然较小，但因支撑变形引起主轴前端的位移量尽管减小了，但主轴的弯曲变形增大，也会引起主轴前端较大的位移。因此，存在一个最佳跨距，在该跨距时，因主轴弯曲变形和支撑变形引起主轴前端的位移量为最小。一般取。但是实际结构设计时，由于结构上的原因，一级支撑刚度因磨损会不断降低，主轴主要支撑间的实际跨距L往往大于上述最佳跨距估算主轴的内孔直径查《工程力学》页7-7得根据《机床课程设计手册》表6-15得d=30mm主轴刚度部件的分析主轴部件受外力作用时，主轴及其支撑都会发生弹性变形，使主轴前端部发生位移，所以主轴部件多的刚度是主轴本身的刚度及其支撑的刚度所决定的，为使于分析，先假设支撑为刚性体，它在外力作用下产生弯曲变形，其前端的挠度为式中E—主轴材料的弹性模量J—主轴截面的平均惯性矩，对于外径为，内孔直径为d的空心主轴，，对于实心轴a主轴前端的悬伸量长度-主轴两支撑间的跨距再假设主轴为刚性体，而前、后支撑为弹性体，它们在外力F作用下分别产生弹性变形和，为使主轴端产生挠度由于轴承的变化不大，可近似的认为轴承的变形与作用力成线性关系式中--分别为前后支撑的刚度--分别为前后支撑的支承力因故事实上，由于主轴受力时主轴及其本身支承都发生变形，故主轴端部的总挠度为：上式中的第一项是主轴前端悬伸量部分变形结果第二项是支承跨距为l的两支点两梁变形的结果第三.四项分别为前后支撑变形的结果由上式=6\*GB3⑥可知，影响主轴部件刚度的主要因素是主轴的结构尺寸和前后支承的刚度，现进一步分析其影响；（一）平均的直径；平均的直径对刚度的影响极大，因为主轴惯性距,如增大主轴直径，主轴本身的变形将于的四次方成反比的减小；另一方面，轴承刚度也随着直径的增大而提高，固支承变形所引起的主轴前段位移也相应的减小。（二）内孔直径d；对于空心主轴，其惯性距，d增的时，J减小，主轴变形加大。但当d与的比值在一定范围内时，其影响并不显著。空心主轴与实心主轴惯性距、的比值为；时计算挠度：床身上的最大加工直径约为最大回转的60%，即360mm。故半径为0.18m。由公式—主轴最大输出扭矩=T=1.8×N．m=响是相反的。当载荷、支承结构以及主轴其他尺寸参数一定时，和主轴端总位移与之间的关系，有图B可见，随着L的增大，y是先减小而后增加。因此，存在着一个有利的支承跨距，当由图A表示空心主轴惯性距与内孔直径的关系。由图可知，当时，所以对主轴的影响很大。（三）悬伸长度a；由式6可知，悬伸长度a增加时，主轴端位移以二次或三次方的关系增大，所以对刚度影响很大。（四）支承跨距；由式126可知，支承跨距对刚度的影响比较复杂。由主轴弯曲变形引起的主轴端位移，随增大而增大，两者成线性关系，而由前后支承弹性变形引起的主轴前端位移，则与的平方成反比的减小。也就是说，对和的影响是相反的。当载荷、支承结构以及主轴其他尺寸参数一定时，和主轴端总位移与之间的关系，有图B可见，随着L的增大，y是先减小而后增加。因此，存在着一个有利的支承跨距，当时计算挠度：床身上的最大加工直径约为最大回转的60%，即360mm。故半径为0.18m。由公式—主轴最大输出扭矩=T=4.8×N．m=故总切削力为由公式EQ得，如果a为定值，则存在着一个最佳跨距。通常，～3.5。所以，在估算是取值／=3,即暂取的初值为3×180=540mm。前后支承力分别为由公式得代入①式中得由公式得查《金属切削机床设计》式3-3得式中--径向力K—系数，根据过盈与直径d之比求得，查《金属切削机床设计》图3-6得。当轴承内圈与主轴轴劲配合时，K=0.05,零间隙时K=0.25.b、d—配合面的宽度和直径（mm）代入上式的将式3-3得到的值代入（3）式得前、后支承的刚度为求最佳跨距由公式得