车床主传动系统设计

车床主传动系统设计本项目旨在设计一款无丝杠车床。车床主要用于加工轴、盘、套和其他具有回转表面的工件，以圆柱体为主。在机械制造及其自动化专业的整体教学计划中，综合课程设计II是一个及其重要的实践教学环节，目的是为了锻炼学生机械结构的设计能力，这是机械类学生最重要的设计能力；同时，机系统为设计内容，完成展开图和截面图各一张及相关计算，并撰设计内容要求图纸工作量：画两张图展开图（A0）：轴系展开图。其中摩擦离合器、制动和润滑截面图（A1）：画剖面轴系布置示意图（包括截面外形及尺标注：中心距、配合尺寸、定位尺寸、中心高（车床）、外形尺寸。标题栏和明细栏主轴端部结构按标准画编写课程设计报告。减速箱内各级减速比分配、转速图的选取，传动系统齿轮的分布。齿轮模数齿数齿宽的选取为本次设计应首要解决的内容，解决以上问题可以使机床主轴箱大体分布得到解决。主轴箱内传动件的空间布置是极其重要的问题，变速箱内各传动轴的空间布置首先要满足机床总体布局对变速箱的形状和尺寸的限制，还要考虑各轴受力情况，装配调整和操纵维修的方便。其中齿轮的布置与排列是否合理将直接影响主轴箱的尺寸大小、结构实现的可能性，以及变速操纵的方便性。主轴传动中的合理布置也很重要。合理布置传动件在主轴上的轴向位置，可以改善主轴的受力情况，减小主轴变形，提高主轴的抗振性。机床的规格及用途运动设计R=Nmax=850=32.08（4-1）nminN26.5nmin按照主变速传动系设计的一般原则，选用结构式RR=φ5=1.415=5.57<8根据设计要求，机床功率为4KW，最高转速可以选用Y132M2-8，其同步转速为1000r/min，满载转速为级比指数为3，为了避免升速，又不使传动比太小，取Ub1=，六实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不超过±10(φ-n’=n·uuuu=960×125×24×21×19=27.05r/minmin带abc200485975标准转速标准转速实际转速主轴转速是否在标准r/minr/min%%值范围之内√√%√%√%√%√%√√%√√850%850%√实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不超过±10(φ-nmin’=n·u带uaubuc=960×××--=27.05r/min传动零件的初步计算d=91n=75r⁄min；j主n=106r⁄min；jⅢjⅡjⅠ=914=914=26.00mmdⅡ=914=914=30.92mmdⅢ=914=914=40.11mm主轴尺寸参数多由结构上的需要而定，由参考文献[3]，功率同一变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷量最重的小齿轮，按减缓的接触疲劳强度公式进行计算Nd——驱动电动机的功功率（Kw），计算转速Z19计算转速=1.71=2.28=2.37;取m=；;取m=3mm；;取m=；的小齿轮还要考虑到齿根和到它的键槽深处的最小尺寸应大于基圆齿厚，以防止断裂，即其最小齿数应满足Zmin≥m+。要求。考虑到花键滑动与定位较容易，除主轴和电动机轴外，其余轴均选用花键连接。第二扩大变速组在轴III上最小齿轮齿数其最小齿数Z=24，则Dmin=＜24，满足要求。故基本组模数取机床主传动系统最小极限传动比umin≥1/4，最大传动比关键零部件校核（1）主轴支撑跨距l的确定前端悬伸量C：主轴前端的悬伸长度，即从主轴外侧前支撑中点（滚锥轴承及向心推力轴承则是接触角法线与轴线的交点处）到主轴前端的距离。这里选=108mm。一般最佳跨距ᵅ0=(2~3)ᵃ=216~325ᵅᵅ,考虑到结构以及支承刚度会因磨损而不断降低，应取跨距l比最佳支承跨距l大一00=350ᵅᵅ。最大圆周切削力P须按主轴输出全功率和最大扭矩确定t4Nd(N)tDnjjⅡn——主轴的计算转速(r/min)，j，ᵃᵅ=(0.5~0.6)ᵃᵅ=(200~240)ᵅᵅ,取jᵃᵅ=240ᵅᵅ。ᵄᵆ=2×955×104×1×5.5=5.8×103ᵄ验算主轴组件刚度时，须求出作用在垂直于主轴轴线的平面 √++。则各切削分力比例关系大致为：ᵄᵆ=0.58ᵄᵆ=3.36×103ᵄᵄᵆ=0.27ᵄᵆ=1.57×103ᵄ则P=√+=6.7×103ᵄ,PΣ=√++=7.66103ᵄ。设切削力P的作用点到主轴前支撑的距离为ss=188mm齿轮传动轴受输入扭矩的齿轮驱动力Q的作用而产生弯曲变7N——齿轮传递的全功率(KW)，N=4KW；4Q=2.12×107×=2673ᵄ4.5×94×75变形量允许值：对普通机床前端挠度的允许值[y]，目前广泛00[ᵆ0]<0.13ᵅᵅ仅以滚动轴承的游隙为零时，承受径向载荷来计算轴承的径向刚度，圆锥滚子轴承的径向刚度0.9z0.9l0.8R0.1cos1.9C0l——滚子有效长度(mm)；0R——轴承的径向负荷(N)；a——轴承的接触角(deg)。c2-c3+c46NI——为AB段惯性转矩，对于主轴前端44)6N；2-c32-6622代入式（4-15），得ycmQ=2.64x103mm传动轴Ⅱ的弯曲刚度验算齿轮传动轴同时受输入扭矩的齿轮驱动力Q和输出扭矩的齿a轮驱动阻力Q的作用而产生弯曲变形，当齿轮为直齿圆柱齿轮，b7N(N)n——该传动轴的计算工况转速(r/min)n=n之n或n——该轴输入扭矩的齿轮计算转速(r/min)；ajn——该轴输出扭矩的齿轮计算转速(r/min)。bj齿轮传动轴的抗弯刚度验算，包括轴的最大挠度，滚动轴承处及齿轮安装处的倾角验算。其值均应小于允许变形量[y]及0[θ]。[y]=(0.01~0.05)m=(0.01~0.05)×3=0.03~0.15ᵅᵅ,取[y]=0.15ᵅᵅ,[θ]=0.005rad。从齿轮实现变速的传动轴上，每个齿轮在轴上的工作位置不同，使轴产生的最大挠度点不同，为了计算上的简便，可以近似地以该轴的中点挠度代替最大挠度，其最大误差不超过3%。两支承的齿轮传动轴，其中点挠度为iiiabᵆ36=ᵆ48=ᵆ42=ᵆ40=ᵆ21==0.207=0.307=0.380=0.318=0.2353583×4×(0.75×0.2072−0.2073)ᵆ36ᵄ=171.39×404×2.5×36×300=2.9×10−53583×4×(0.75×0.3072−0.3073)ᵆ48ᵄ=171.39×404×2.5×36×300=1.1×10−43583×4×(0.75×0.3802−0.3803)ᵆ42ᵄ=171.39×404×2.5×36×300=2.2×10−33583×4×(0.75×0.3182−0.3183)ᵆ40ᵄ=171.39×404×2.5×36×300=1.2×10−43583×4×(0.75×0.2352−0.2353)ᵆ21ᵄ=171.39×404×2.5×36×300=3.9×10−5故ᵄ42、ᵄ40引起的中点挠度最大，在计算合成挠度时使用y=y，y=y进行计算。此时轴Ⅱ转速为300ᵅ/ᵅᵅᵅ。ᵆℎ=√ᵆ+ᵆ−2ᵆᵄᵆᵄᵅᵅᵆᵯhδ——在横截面上，被验算的轴与其前、后传动轴连心线的β——驱动力Q和阻力Q在横截面上，两向量合成时的夹角ᵆℎ=√(2.2×103)2+(1.2×104)22×2.2×103×1.2×104×ᵅᵅᵆ128.56°=AθBAB=hlᵰᵃ==38=4.1×107ᵅᵄᵅ可见θ<[θ]，满足要求，故不用计算传动轴在齿轮处的倾角。综上，传动轴Ⅱ通过校核。在验算变速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大的，齿数最小的齿轮进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动齿轮主要验算接触应力，对低速传动齿轮主要验算弯曲应），3K2K3KsN(Mpa)<[σ]jσσwwwjN——传递的额定功率(KW)，N=4kW；n——齿轮的计算转速(r/min)，小齿轮取j大齿轮取2=75/；1=300/,u——大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，u1，外啮合取“+ℽZ——小齿轮的齿数,Z=19；[]——许用接触应力(Mpa)，由参考文献[3]表，齿轮材料jjwwsKKKKTKK=1C0ssT内的齿轮总工作时间可近似地认为T=s，p为该变速组的传动Tpn——齿轮的最低转速(r/min)，小齿轮取1大齿轮取2=26.5/，1=106/,0K——转速变化系数ᵃ=0.92；nᵅqᵅ可以得到:ᵃᵄ=ᵅ√61ᵄ=9√60×=1.46寿命系数:ᵃ=ᵃᵃᵃᵃ=1.469×0.92×0.79×0.75=0.8ᵆᵄᵅᵄᵅ×√(+1)×131.3×0.8×4=285ᵄᵄᵄ≤ᵅᵰ=1370MPaᵅᵰᵱ=191×ᵃ3ᵃᵆᵄᵅ191×105×1.05×1.05×1.3×0.8×4=19×4.52×36×0.386×3