车床主传动系统三维设计及装配运动仿真论文.doc

1、车床主传动系统三维设计及装配运动仿真学 院机电工程学院专 业机械制造及自动化班 级学 号姓 名指导教师负责教师沈阳航空航天大学2014年6月沈阳航空航天大学毕业设计（论文）摘 要本设计主要是对车床主轴箱的传动系统按设计要求进行合理设计，绘制二维图纸，建立三维模型，并根据参考文献的方法对主轴箱传动系统参数进行优化设计。通过运用Solidworks对主轴箱部分进行三维建模，加深对主轴箱工作原理的理解。通过查阅有关资料，了解了国标的改动史，增进了对国标的认识。在对主轴箱传动系统进行优化设计以传动链中传动齿轮的体积和最小为优化目标，进行主轴箱传动系统优化设计。利用机械优化设计方法对此机床的主传动系统进

2、行改造设计，其体积明显减小，结构更加紧凑，技术经济性进一步提高。关键词： 主轴箱；三维建模；传动；优化设计Three dimensional design andassembly motionlathe main drivesystem simulationAbstractThe design of the maintransmission systemoflathe headstockwasdesigned according to the requirement of design,2Ddrawing,3D model is established, and according tothe

3、 method for referenceon the transmissionsystem parametersto optimize the design ofspindlebox.Through the use of Solidworksthree-dimensional modelingof the spindle boxpart,deepen the under standing of the working principlesof the spindle box.Through access to relevant information.In this process,the

4、national standerchanginghistory,enhance the understandingof GB.Thespindlebox drive systemoptimized design to the transmissionchaingearvolume and minimumas the optimization objectives, optimizationdesign of spindlebox drive system.The use of mechanical optimizationdesignof main drive systemdesign met

5、hodof thismachine,its volume is reduced obviously,more compact structure,technology and economyto further improveKeywords: Spindle box;3D modeling;transmission;optimization design目 录1 绪论11.1 课题意义和目的11.2 软件介绍11.3 车床简介22 机床总体设计及传动件结构尺寸计算32.1 机床总体设计32.1.1 机床参数32.1.2 机床布局42.1.3 拟定结构式42.1.4 绘制转速图62.2 确定传

6、动路径及传动图72.2.1 确定齿轮齿数72.2.2 确定带轮直径72.2.3 验算主轴转速误差82.2.4 绘制传动系统图92.3 估算传动件参数，确定其结构尺寸102.3.1 确定传动件计算转速102.3.2 确定主轴支承轴颈尺寸102.3.3 估算传动轴直径102.3.4 估算传动齿轮模数102.3.5 离合器选择与计算122.3.6 普通V带的选择与计算123 结构设计143.1 带轮设计143.2 主轴换向与制动机构设计143.3 齿轮块设计143.4 轴承的选择143.5 主轴组件153.6 操纵机构153.7 润滑系统设计153.8 密封装置设计153.9 主轴箱箱体设计154

7、传动件验算164.1 验算轴的弯曲刚度165 绘制正式装配图236 三维建模及装配、运动仿真256.1 软件界面介绍256.2 零件及箱体建模286.3 装配示例346.4 主传动箱的装配376.5 建模装配总结406.6 爆炸及仿真运动407 总结与体会43参考文献44致 谢45附录 论文所用公式46附录新旧标准的对照更新47IV沈阳航空航天大学毕业设计（论文）1 绪论1.1 课题意义和目的本课题名称是：车床主轴箱传动系统进行三维建模及优化设计，通过建立三维模型可以更加充分了解机床的工作原理并加深对机械设计、制造及工艺的理解，锻炼理论联系实际能力。通过对标注的更新，加深了对公差与配合的理解及

8、实际应用。通过对主轴传动系统的优化，将所得结果与原参数进行比较，可知，理论上的优化是可行的。将结果对比，分析计算可以看出, 利用机械优化设计方法对此机床的主传动系统进行改造设计, 将所得的结果与常规设计方法的设计结果相比较, 可以看出其体积明显减小, 结构更加紧凑, 技术经济性进一步提高。充分了解机床的工作原理，建立三维模型。加深对机械设计、制造及工艺的理解，锻炼理论联系实际能力。优化设计,加深对机械优化设计的理解和实际应用能力。通过本次毕设，将更加深入地了解车床主轴箱的工作原理。本次毕设，大量地运用了SolidWorks软件进行三维建模，通过对主轴箱里面的零件的建模和最后的组装，更加熟练地掌

9、握SolidWorks。通过毕设所指定的参考资料，对传动系统参数进行优化设计，以达到效益最佳化。本次毕设，所选研究对象是车床主轴箱。通过查阅资料，对比和更深入理解其工作原理，对专业知识起到一个温故知新的作用。除了三维建模，还要绘制二维图纸，更加熟练掌握绘图技术。1.2 软件介绍本课题对车床主轴箱的传动部分进行三维建模，运用的软件是Solidworks。Solidworks软件功能强大，组件繁多。 Solidworks有功能强大、易学易用和技术创新三大特点，这使得SolidWorks 成为领先的、主流的三维CAD解决方案。SolidWorks 能够提供不同的设计方案、减少设计过程中的错误以及提高

10、产品质量。SolidWorks 不仅提供如此强大的功能，而且对每个工程师和设计者来说，操作简单方便、易学易用。对于熟悉微软的Windows系统的用户，基本上就可以用SolidWorks 来搞设计了。SolidWorks独有的拖拽功能使用户在比较短的时间内完成大型装配设计。SolidWorks资源管理器是同Windows资源管理器一样的CAD文件管理器，用它可以方便地管理CAD文件。1.3 车床简介普通车床是车床中应用最广泛的一种，约占车床类总数的65%，因其主轴以水平方式放置故称为卧式车床。普通车床的主要组成部件有：主轴箱、进给箱、溜板箱、刀架、尾架、光杆、丝杠和床身。主轴箱：又称床头箱，它的

11、主要任务是将主电机传来的旋转运动经过一系列的变速机构使主轴得到所需的正反两种转向的不同转速，同时主轴箱分出部分动力将运动传给进给箱。主轴箱中等主轴是车床的关键零件。主轴在轴承上运转的平稳性直接影响工件的加工质量。一旦主轴的旋转精度降低，则机床的使用价值就会降低。进给箱：又称走刀箱，进给箱中装有进给运动的变速机构，调整其变速机构，可得到所需的进给量或螺距，通过光杠或丝杠将运动传至刀架以进行切削。丝杠与光杠：用以联接进给箱与溜板箱，并把进给箱的运动和动力传给溜板箱，使溜板箱获得纵向直线运动。丝杠是专门用来车削各种螺纹而设置的。在进行工件的其他表面车削时，只用光杠，不用丝杆。溜板箱：是车床进给运动操

12、纵箱，内装有将光杠和丝杠的旋转运动变成刀架直线运动的机构，通过光杠传动实现刀架的纵向进给运动、横向进给运动和快速移动，通过丝杠带动刀架作纵向直线运动，以便车削螺纹。机床组成如图1.1所示尾座卡盘主轴箱刀架挂轮箱进给箱左床腿床身右床腿溜板箱图1.1 CA6140机床2 机床总体设计及传动件结构尺寸计算2.1 机床总体设计2.1.1 机床参数(1) 尺寸参数机床最大回转直径：400mm刀架最大回转直径：210mm主轴通口直径：50mm（由1表2.2-1查得）主轴前锥孔：莫氏6号（由1附表2.4-12查得）最大加工工件长度：1000mm(2) 运动参数车削速度范围： Vmax = 1400 rpm，

13、Vmin = 31.5 rpm转速公比： = 1.41 转速级数：Z=+1=+1=12(3) 动力参数电机额定转速n：n=1440r/min电动机功率P：P=4kW选择电动及型号:Y112M-4；P=4kW；n=1440r/min2.1.2 机床布局(1) 确定结构方案1）主轴传动系统采用普通V带、齿轮传动。2）传动形式采用集中传动。3）主轴换向、制动采用双向片式摩擦离合器和带式制动器。4）变速系统采用多联滑移齿轮变速。5）润滑系统采用飞溅油润滑。(2) 布局采用卧式车床常规布局型式。机床主要由主轴箱、床鞍、刀架，尾架，进给箱，溜板箱，床身等6个部件组成。主轴箱进给箱床鞍 床身尾座刀架溜板箱图

14、2.1 机床布局2.1.3 拟定结构式(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=3 4 2）12=4 33）12=3 2 2 4）12=2 3 25）12=2 2 3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。根据传动副数目分配应“钱多后少”的原则，方案3）是可取的。但是，由于主轴换向采用双向片式摩擦离合器结构，致使轴尺寸加大、此方案也不宜采用，而应选用方案4）。(2) 确定变速组扩大顺序12=2 3 2的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可有以下六种形式：1）12=2 3 2

15、2）12=2 3 23）12=2 3 2 4）12=2 3 25）12=2 3 2 6）12=2 3 2根据级比指数分配要“前密后疏”的原则，应选用第一种方案。然而，对于我们所设计的结构，将会出现两个问题： a) b) c)图2.2 方案比较 第一变速组采用降速传动（图2.1a）时，由于摩擦离合器径向结构尺寸限制，使得轴上的齿轮直径不能太小，轴上的齿轮则会成倍增大。这样，不仅使-轴间的中心距也会加大，从而使整个传动系统结构尺寸增大。这种传动不宜采用。 如果第一变速组采用升速传动（图2.1b）,则轴至主轴间的降速传动只能由后两个变速组承担。为了避免出现降速比小于允许的极限值，常常需要增加一个定比

16、降速传动组，是系统结构复杂。这种传动也不是理想的。如果采用方案3）即12=2 3 2，则可解决了上述存在的问题（见图2.1c）。其结构网如图2.3所示。 2 3 2图2.3 结构网2.1.4 绘制转速图(1) 验算传动组变速范围第二扩大组的变速范围是 r=1.41=8符合设计原则要求(2) 分配将速比该车床主轴传动系统共设有四个传动组其中有一个是带传动。根据降速比分配应“前慢后快”的原则及摩擦离合器的工作速度要求，确定各传动组最小传动比。 u总= =45.7 x=11.12 =*(3) 绘制转速图(r/min)1440r/min图2.4 转 速 图2.2 确定传动路径及传动图2.2.1 确定齿

17、轮齿数利用查表法由1表（2.3-3）求出个传动组齿轮齿数（表2.1）表2.4 各传动组齿轮齿数2.2.2 确定带轮直径由1表2.4-3，图2.4-1中，查取小带轮基准直径： d=100mm大带轮直径由公式d= d u (1-)求得： d=100 1.41 0.95=196.8mm2.2.3 验算主轴转速误差主轴各级实际转速值用下式计算： n实=n (1-) u u u=695.06 u u u式中u，u，u分别为第一、二、三变速组齿轮传动比。装素误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示： =10（-1）%=4.1%表2.5 转 速 误 差 表转速误差满足要求。2.2.4 绘制传动系统图

18、图2.5 传动系统图2.3 估算传动件参数，确定其结构尺寸2.3.1 确定传动件计算转速表2.7 传动件计算转速2.3.2 确定主轴支承轴颈尺寸参照1表2.3-2选取前支承轴颈直径： D= 90 mm后支承轴直径： D=（0.70.85）D=6376.5mm 选取 D= 75 mm2.3.3 估算传动轴直径表2.8 估算传动轴直径2.3.4 估算传动齿轮模数根据1表2.4-17计算各传动组最小齿轮的模数：表2.9 估算齿轮模数2.3.5 离合器选择与计算根据轻型车床工作特点，选择片式摩擦离合器。通过查1表2.4-34、表2.4-35、表2.4-36、表2.4-37和计算得：表2.10 摩擦离合

19、器片数计算 轴向压紧力Q=p bk=1.133.1454181.35=4656N2.3.6 普通V带的选择与计算表2.11 普通V带的传动计算（所用图表出自1）3 结构设计3.1 带轮设计根据V带计算，选用4根A型V带。由于轴安装摩擦离合器及传动齿轮，为了适应他们的工作条件，保证加工精度，采用了1图2.5-4所示的卸荷带轮结构。3.2 主轴换向与制动机构设计本机床属于万能型的轻型机床，适用于机械加工车间和维修车间。主轴换向比较频繁，采用双向片式摩擦离合器。这种离合器结构简单。工作原理是，移动滑套，钢球沿斜面向中心移动并使滑块，螺母左移或（反向滑块螺母右移），压紧摩擦片，实现离合器啮合。摩擦片间

20、间隙可通过防松销，螺母来进行调整。制动器采用1表2.5-1所示的带式制动器，并根据制动器设计原则，将其放置在靠近主轴较高转速的轴上。为了保证离合器与制动器的联锁运动，采用一个操作手柄控制。3.3 齿轮块设计机床的变速系统采用了滑移齿轮变速机构。根据各传动组的工作特点，第一扩大组的滑移齿轮采用了1表2.5-4c所示的销钉连接装配式结构。基本组采用了1表2.5-3所示的整体式滑移齿轮。第二扩大组，由于传递转矩较大，则采用了1表2.5-4a所示的键连接装配式齿轮。所有滑移齿轮与传动轴件均采用花键连接。从工艺角度考虑，其他固定齿轮（主轴上的齿轮除外）也采用花键连接。由于主轴直径交大，为了降低加工陈本而

21、采用了单键连接。轴间传动齿轮精度为877-8b，轴间齿轮精度为766-7b。3.4 轴承的选择为了装配方便，轴上的传动件（齿轮、摩擦离合器等）的外径均小于箱体左侧支撑孔直径，并采用0000型向心球轴承。为了便于装配和轴承间隙调整，、轴均采用了27000E型圆锥滚子轴承。轴上的齿轮受力小，线速度较低，采用了衬套式滑动轴承。3.5 主轴组件本车床位普通精度级的轻型车床，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3182000型双列圆柱滚子轴承和8000型单向推力球轴承，后支承采用3182000型双列圆柱滚子轴承。为了保证主轴的回转精度，主轴前后轴承均用压块式防松螺母调整轴承的

22、间隙。主轴前端采用短圆锥定心结构形式。前轴承为C级精度，后轴承为D级精度。3.6 操纵机构为了适应不同的加工状态，主轴的转速经常需要调整。根据各滑移齿轮变速传动组的特点，分别采用了集中变速操纵机构和单独操纵机构。对于变速频率较高的基本组和第一扩大组采用了1图2.5-16b、图2.5-17所示的变速机构。其中：R=e=L=30；e=42.7。而第二扩大组及轴间滑移齿轮则采用1图3.5-12所示的摆移式操纵机构。3.7 润滑系统设计主轴箱内采用飞溅式润滑。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：HJ30。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。3.8 密

23、封装置设计轴轴颈较小，线速度较低，为了保证密封效果，采用皮碗式接触密封。而主轴直径大，线速度较高，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。3.9 主轴箱箱体设计箱体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。4 传动件验算验算轴的弯曲刚度、花键的挤压应力、齿轮模数及轴承寿命。4.1 验算轴的弯曲刚度(1) 受力分析通常，选择主轴处于计算转速时，齿轮的啮合位置为计算时的位置。图6、7、8、9、10分别是、轴齿轮轴向位置示图。图4.1 轴齿轮轴向位置图4.2 轴齿轮轴向位

24、置图4.3 轴齿轮轴向位置图4.4 轴齿轮轴向位置图4.5 轴齿轮轴向位置图4.6 轴各传动力角度关系图4.6中，F1为齿轮Z4上所受的切向力Ft1，径向力Fr1的和向力。F2为齿轮Z7上受的切向力Ft，径向力Fr2的合力。各传动力空间角度如图4.6所示。根据表4.1公式计算齿轮受力。表4.2 齿轮受力计算T=Ft=F=d=zm传递功率PkW转速nr/min传动转矩TN.mm齿轮压力角齿面摩擦角齿轮Z4齿轮Z7切向力Ft1N合力F1NF1在X轴投影Fx1NF1在Z轴投影Fz1N分度圆直径d1mm分度圆直径d2mm切向力Ft2N合力F2NF2在X轴投影Fx2NF2在Z轴投影Fz2N3.82118

25、030916.1206772.9859.9117851.98084754.5839.5-464.6-699.2(2) 计算挠度、倾角从表4.1计算结果看出，轴在X、Z两个平面上均受到两个方向相反力的作用。根据轴向位置图，分别计算出各平面挠度、倾角，然后进行合成。根据1表2.4-14，表2.4-15计算结果如下：表4.3 挠度、倾角计算计算简图计算内容计算公式计算过程许用值结论a=68b=202c=102.5f=167.5l=270E=2.1n=l-x=151.25I=公式见附录Xoy平面内挠度公式y=151.255.71011768(270-151.25-68)-464.6102.5(270-

26、151.25-102.5)=-0.0131zoy平面内挠度公式y=151.255.710851.968(270-151.25-68)-699.2102.5(270-151.25-102.5)=-0.00175挠度合成公式y=0.03合格左支撑Xoy平面力作用下倾角公式=6.710151.2568202(270+202)-464.6102.5(270+167.5)=-1.4310zoy平面力作用下倾角公式=5.710851.968202(270+202)-699.2102.5167.5(270+167.5)=1.5310倾角合成公式=1.29100.0006合格右支撑Xoy平面力作用下倾角公式=

27、-5.710151.2568202(270+68)-464.6102.5167.5(270+102.5)=1.2910zoy平面力作用下倾角公式=-5.710851.968202(270+68)-699.2102.5167.5(270+102.5)=2.9410倾角合成公式=1.75100.0006合格(3) 验算花键键侧挤压应力表4.4 键侧挤压应力计算计算公式最大转矩TN.mm花键轴小径dmm花键轴大径Dmm花键数N载荷系数k工作长度l许用挤压应力MPa计算挤压应力MPa结论T=85837.6323880.870303.65合格(4) 验算齿轮模数表4.5 齿轮模数验算验算公式按齿面接触疲劳强度m=267按轮齿弯曲疲劳强度m=267序号计算内容计算用表或公式计算过程结果名称符号单位1齿数z1表6272使用系数