普通车床的主动传动系统设计书.docx

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普通车床的主动传动系统设计书

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一、专用镗床I型的主轴箱部件设计

1:

原始数据

主电动机

功率P/Kw

主电动机

n电/（rmin1）

n1

n2

n3

n4

3

1450

140

180

350

450

2.工艺要求

1.加工工件材料为铸铁，粗加工、可加工通孔、沉孔、倒角

2.加工零件的孔径为①150,要求正反转。

3.设备装备型式：

主轴箱安置在主柱上，可作上、下移动。

二、设计内容

1）运动设计：

根据给定的转速确定主传动的结构网、转速图、传动系统图、计算齿轮齿数。

2）动力计算：

选择电动机型号，对主要零件（如带、齿轮、主轴、传动轴、轴承等）进行计算（出算和验算）。

3）绘制下列图纸：

1机床主传动系统图（画在说明书上）。

2操纵机构设计、主轴箱上、下移动机构设计（以原理图形式画在说明书上）。

3主轴箱部件展开图及主要剖面图。

4主轴零件图。

4）编写设计说明书一份

一、概述

1.1机床课程设计的目的

课程设计是在学生学完相应课程及先行课程之后进行的实习性教学环节，是

大学生的必修环节，其目的在于通过机床运动机械变速传动系统的结构设计，使

学生在拟定传动和变速的结构的结构方案过程中，得到设计构思，方案分析，结

构工艺性，机械制图，零件计算，编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并培养学生具有初步的结构分析，结构设计和计算能力。

二、参数拟定

2.1确定转速范围

确定转速范围：

主轴最小转速nnm（r/min）=140r/min、nmax（r/min）=1800r/min查机械制造装备设计书表2-5得：

140r/min，180r/min，224r/min，

280r/min，355r/min，450r/min，560r/min，710r/min，900r/min，1120r/min，1400r/min，1800r/min。

2.2主电机的选择

合理的确定电机功率，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。

已知电动机的功率是3KVy根据《机械设计手册》第3版，选Y100L2-4,额定功率3KVy满载转速1450r/min，堵转转矩/额定转矩=2.2

最大转矩/额定转矩=2.3

镗床的主参数（规格尺寸）和基本参数表

最咼转速

nmax（r/min）

最低转速

nmin（rjmin）

电机功率

P（kw）

公比

转速级数

Z

1800

140

3

1.26

12

三、传动设计

3.1主传动方案拟定

拟定传动方案，包括传动形式的选择以及开停、换向、制动、操作等整个传动系统的确定。

传动形式指传动和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的传动形式、变速类型。

传动方案和形式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。

因此，确定传动方案和形式，要从结构、工艺、性能及经济等方面统一考虑。

传动方案有多种，传动形式更是众多，比如：

传动形式上有集中传动、分离传动；扩大变速范围可用增加传动组数，也可用背轮结构、分支传动等形式；变

速箱上既可用多速电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。

显然，可能的方案有很多，优化的方案也因条件而异。

此次设计中，我们采用集中传动形式的主轴变速箱。

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Z、

Z、……个传动副。

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：

Zab有以下三种方案：

12=3X2X2.

3.2.2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，因此主轴上的齿轮少些为好。

最后一个传动组的传动副常选用2。

综上所述，传动式为12=3X22。

3.2.3结构式的拟定

传动副应前多后少的原则，故12=322传动式，有6种结构式和对应的结构网。

又因为传动顺序应前密后疏，变速组的降速要前慢后快，所以结构式为：

12=312326

3.3转速图的拟定

电1II111TV

ai31/1时：

Sz

bii1/31/2.8时：

Sz

69、72、73、76、77、80、81、84、87

bi21/1时：

Sz……70、72、74、76、78、80、82、84、86……

可取Sz84,于是可得轴U上两联齿轮的齿数分别为：

22、42。

于是bi122/62，bi242/42，得轴川上两齿轮的齿数分别为：

62、42

3传动组C：

查表8-1,ci11/4,ic22

ci11/4时：

Sz……84、85、89、90、94、95……

ic22时：

Sz……72、75、78、81、84、87、89、90……

可取Sz90.

s1/4为降速传动，取轴川齿轮齿数为18;

ic22为升速传动，取轴W齿轮齿数为30

于是得ci118/72,ic260/30

得轴川两联动齿轮的齿数分别为18,60;

得轴W两齿轮齿数分别为72,30。

1.4绘制传动系统图

根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图:

2.动力设计

2.1确定各轴转速

⑴确定主轴计算转速：

主轴的计算转速为

⑵各传动轴的计算转速:

轴川可从主轴90r/min按72/18的传动副找上去，轴川的计算转速

125r/min;轴儿的计算转速为355r/min;轴1的计算转速为710r/min。

[3]各齿轮的计算转速

传动组c中，18/72只需计算z=18的齿轮，计算转速为355r/min;60/30只需计算z=30的齿轮，计算转速为250r/min;传动组b计算z=22的齿轮,计算转速为355r/min;传动组a应计算z=24的齿轮，计算转速为710r/min。

[4]核算主轴转速误差

n实1450

126/25636/3642/4260/301417.5r/min

电动机转速n=1450r/min,传递功率P=3KW传动比i=2.03，两班制,天运转16.1小时，工作年数10年。

⑴确定计算功率取KA1.1，贝UPeaKAP1.144.4KW

⑵选取V带型

根据小带轮的转速和计算功率，选B型带。

⑶确定带轮直径和验算带速

查表小带轮基准直径d1125mm,d2125i1252.03254mm

验算带速成v

601000

其中n^小带轮转速，r/min;

d1-小带轮直径，mm

601000

9.42m/s[5,25]，合适。

[4]确定带传动的中心距和带的基准长度

设中心距为a0,则

0.55（d1d2）a2（d1d2）

于是208.45a758,初取中心距为a0400mm

2

带长L。

2a。

一©d2）型业

24a°

查表取相近的基准长度Ld，Ld1400mm

带传动实际中心距aa0鼻土397.5mm

2

⑸验算小带轮的包角

一般小带轮的包角不应小于120。

-J

1180」——157.3161.4120。

合适。

a

[6]确定带的根数

Pea

（P0P0）kkL

k-按小轮包角，查得的包角系数;

kL-长度系数;

为避免V型带工作时各根带受力严重不均匀，限制根数不大于

3.3

（2.190.46）0.950.90

[7]计算带的张紧力F0

F0

Pea2.5k

500存——）

qv

其中：

Pea-带的传动功率,KW；

v-带速,m/s;

q-每米带的质量，kg/m；取q=0.17kg/m。

v=1440r/min=9.42m/s。

193.7N

F050033（2.50，9）OH?

9.42

9.4240.95

[8]计算作用在轴上的压轴力

1161.4..

Fq2ZF0Sin24193.7sin1530N

22

2.3各传动组齿轮模数的确定和校核

⑴模数的确定：

a传动组：

分别计算各齿轮模数

先计算24齿齿轮的模数：

（1）Nd

22

mZ[]nj

Nd-电动机功率；肌=4KW；

m-齿宽系数；

[]-齿轮传动许允应力；

nj-计算齿轮计算转速。

K

[]T'取-=600MPa，安全系数

由应力循环次数选取Kn0.9

0.9600

540MPa

Kn0.90，取S=1,

KnHlim10.90600MPaS1

540MPao

取m=4mm

16338彳22°"5

V8242540710

3.72mm

按齿数36的计算，m33.39mm,可取m=4mm

于是传动组a的齿轮模数取m=4mmb=32mm。

轴I上齿轮的直径：

轴U上三联齿轮的直径分别为:

b传动组:

确定轴U上另两联齿轮的模数

按22齿数的齿轮计算:

2.8,nj355r/min

可得m=4.8mm；

取m=5mm

按42齿数的齿轮计算：

可得m=3.55mm；

m=5mm

于是轴U两联齿轮的模数统一取为于是轴U两联齿轮的直径分别为：

db1522110mm；db2542210mm

轴川上与轴U两联齿轮啮合的两齿轮直径分别为:

db1562310mm；db2542210mm

c传动组：

取m=5mm

轴川上两联动齿轮的直径分别为：

dc151890mm；dc2560300mm

轴四上两齿轮的直径分别为：

d“572360mm；d；2530150mm。

3.齿轮强度校核：

计算公式

2KTMaYsa

bm

3.1校核a传动组齿轮

校核齿数为24的即可，确定各项参数

⑴P=4.4KW,n=710r/min,

665

T9.5510P/n9.55108.25/7101.110Nmm

⑵确定动载系数：

vdn967103.57m/s

601000601000

齿轮精度为7级，由《机械设计》查得使用系数Kv1.05

⑶bmm8432mm

⑷确定齿向载荷分配系数：

取齿宽系数d1

非对称Kh1.120.1810.6d2d20.23103b

1.120.18（10.6）0.23103321.42

b/h32/（42）4,查《机械设计》得心1.27

5

⑸确定齿间载荷分配系数：

Ft空21.1102290N

d96

KhKf1.2

⑹确定动载系数：

KKAKvKFKh1.01.051.21.271.6

⑺查表10-5

YFa2.65Fsa1.58

⑻计算弯曲疲劳许用应力

由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE540MPa。

图10-18查得Kn0.9,S=1.3

0.9540

险「6229028.689.3故合适。

bm324

3.2校核b传动组齿轮

校核齿数为22的即可，确定各项参数

⑴P=8.25KW,n=355r/min.

6

T9.5510P/n

65

9.55108.25/3552.2210Nmm

⑵确定动载系数：

dn110355o/

v2.04m/s

601000601000

齿轮精度为7级，

由《机械设计》查得使用系数Kv1.0

⑶bmm8540mm

⑷确定齿向载荷分配系数：

取齿宽系数d1

非对称Kh1.12

0.1810.6d2d20.23103b

1.12

0.18（10.6）0.23103401.42

b/h40/（52.8）

2.9,查《机械设计》得Kf1.27

KfKh1.1

⑹确定动载系数：

KKaKvKfKh1.01.01.11.271.397

⑺查表10-5

YFa2.72Fsa1.57

⑻计算弯曲疲劳许用应力

由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE540Mpa。

3.3校核c传动组齿轮

校核齿数为18的即可，确定各项参数

⑴P=8.25KW,n=355r/min,

66c

T9.5510P/n9.55108.25/3552.2210Nmm

⑵确定动载系数：

vdn903551.67m/s

01000601000

齿轮精度为7级，由《机械设计》查得使用系数Kv0.9

⑶bmm8540mm

⑷确定齿向载荷分配系数：

取齿宽系数d1

非对称Kh1.120.1810.6dd0.2310b

3

1.120.18（10.6）0.23103401.42

b/h40/（54）2,查《机械设计》得心1.27

5

⑸确定齿间载荷分配系数：

Ft空22.22104930N

d90

KfKh1.1

⑹确定动载系数：

KKAKvKFKh1.00.91.11.271.2573

⑺查表10-5

YFa2.91

Fsa1.53

⑻计算弯曲疲劳许用应力

由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限

图10-18查得Kn0.9,S=1.3

[4]

y0.0340.12mm

PF、.Ft2Ft22852N

已知：

d36mm,E200109Pa

330mm,b228mm,

222

Yb

Fbxlxb

28522283306852228233021034

0.98103mm

Yby,所以合格。

U轴、川轴的校核同上。

5.主轴最佳跨距的确定

320mr车床，P=4KW.

5.1选择轴颈直径，轴承型号和最佳跨距

前轴颈应为75-100mm初选d1=100mm后轴颈d2（0.70.9）d1取d270mm,

前轴承为NN3020K后轴承为NN3016K根据结构，定悬伸长度引75mm

5.2求轴承刚度

考虑机械效率

主轴最大输出转距T9550P0.85676N

90

床身上最大加工直径约为最大回转直径的60%取50%!

卩200mm,故半径为

0.1m.

切削力

Fc

676

6760N

0.1

背向力

Fp

0.5Fc

0.56760

3380N

故总的作用力

F

；Fp2Fc2

7558N

次力作用于顶在顶尖间的工件上主轴尾架各承受一半

故主轴轴端受力为F/23779N

先假设l/a3,l375225mm

前后支撑RaRb分别为

f

l

a22575

Ra

3779-

5039N

2

l

225

f

a

75

Rb

3779-

1260N

2

l

225

根据

Kv

dFr

3.39Fr0.1la）8

0.91.9

（iz）cos

dr

Fva5039N,Fvb1260N

Ka

3.39

5O390.1

8.8O.8

0.91.9小

230cosO

1809N

Kb

3.39

126O0.1

1O.8O.8

0.91.9、

217cos0

1107N

laA8.8mm,laB10.8,Zb17」b

Ka

/Kb

1809

1.63

1107

de

1OO

70/2

85mm

I

O.O5

O.O854

O.O464

2.39

64

10m

EI

2.110

112.39

106

O.658

3

©a

1809

3

0.075

1O6

1,iA2,ZA30

查线图lo/a3,与原假设相符l753225mm

6.各传动轴支承处轴承的选择

主轴前支承:

I轴前支承:

U轴前支承:

川轴前支承:

NN3020K中支承：

N219E;后支承：

NN3016K

30207;后支承：

30207

30207;中支承：

NN3009后支承：

30207

30208;后支承：

30208

7.主轴刚度的校核

7.1主轴图:

7.2计算跨距

前支承为双列圆柱滚子轴承，后支承为双列圆柱滚子轴承

I33237412.531.5687mm0.687m

当量外径

4684227245480475610043510448“厂

de480.56mm

887

故根据式（10-8）

对于机床的刚度要求，取阻尼比0.035

取blim0.02Dmax0.0268750%6.87mm

计算Ka

L0.3Dmax206.1mm,加上悬伸量共长281・1mm

2

3b

KaKb0.6弋

aA

1

0.4—

1

2

aB

l

2

£a

l

84.36

281.12

°F

0.4

2

281.1

687

2

75

687

76.5N/

Ks1.66KA

1.6676.5127.0N/m152.3N/m

可以看出，该机床主轴是合格的

图1正转转速图

[5]确定各变速组传动副齿数

1传动组a:

查表8-1,ai11/*21/2,ai21/1/1.26,ai31/1

2

3i11/1/2时：

Sz……57、60、63、66、69、72、75、78……

ai21/1/1.26时：

Sz……58、60、63、65、67、68、70、72、73、77

58、60、62、64、66、68、70、72、74、76

可取Sz72,于是可得轴I齿轮齿数分别为：

24、30、36

于是ia124/48,ia230/42,ia336/36

可得轴U上的三联齿轮齿数分别为：

48、42、36

2传动组b:

查表8-1,bi11/31/2.8,b21/1

主轴的直径：

430.990.980.980.85,n431.5r/min

4

〜7.50.85

91.

V31.5

4.2轴的校核

I轴的校核：

通过受力分析，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对I轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核

T9.55106P/n9.551067.50.96/71096.8Nm

Ft2T/d296.8/（96103）2017N