无丝杠车床主传动系统运动和动力设计docWord文档下载推荐.docx

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根据设计参数，主轴最低转速为35.5r/min，级数为12,且公比=1.26。

则

变速范围：

尺二皿八"

=1.2612—12.7080

nmin

根据《机械制造装备设计》表2-5标准数列知：

首先找到最小极限转速35.5,再每跳过3个数（1.26二1.064）取一个转速，

即可得到公比为1.26的数列：

35.5、45、56、71、90、112、140、180、224、280、355、450.

4、确定结构式

1按照传动副前多后少原则（应尽可能将传动副较多的变带组安排在前面，

传动副较少的变速组放在后面，使得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，以便节省变速箱的造价，减小变速箱的外形尺寸）选用

12=322的传动方案。

2由前密后疏原则（传动顺序与扩大顺序相一致），由设计时要使主轴的转速为连续的等比数列，贝U必有一个变速组的级数比为1,则基本组X°

=1，第一

扩大组的级比指数一般为Xi=^=3,第二扩大组的级比指数一般是X2=RP。

=3x2=6其中最后扩大组的变速范围R2=^X2尺=1.266（2=4c8（主传动各变速组的最大变速范围8~10）符合要求。

因为最后扩大组的变速范围满足要求，则其它变速组的变速范围也一定符合要求。

即最终结构式为：

12=32226

5、绘制转速图

（1）选定电动机

根据设计要求，选择的电机型号：

丫112叶4,鼠笼式三相4极异步电机，同步转速1500rpm,转速为1440rpm。

理号

1玺

kW

A

nrrmin

%

COSO?

倍

居

imn/s

Y112M4

39

1440

34.5

0.32

2.2

7.0

2.3

74

1S

A?

（2）分配总降速传动比U

总降速传动比为U=山皿二空—，若每个变速组的最小传动比均取

Nd144040.56

四分之一（为避免从动齿轮尺寸过大而增大箱体的径向尺寸，一般限制降速最小（1、31

传动比u主兰1/4），则三个变速组总的降速比可达I1=丄，看来似乎无须增加

14丿64

降速定比传动，但是为了中间两个变速组做到降速缓慢以利于减少变速箱的径向尺寸，可大电机轴与I轴之间增加一降速比传动，用齿轮和皮带均可，为了便于安装，维护方便，在此选用的是皮带。

（3）合理分配传动比，拟定转速图

由所确定的结构式知：

共有三个传动组，变速机构共需要4根轴，加上电机

轴共5根轴。

故转速图需要5条竖线。

主轴共有12级转速，注明主轴各级转速，电动机轴转速也应在电动机轴上注

明，如下图，转速图中的小圆圈表示该轴具有的转速，即时转速点

般，降速传动遵循“前慢后快”原则

因为确定中间各轴转速时，通常往前推比较方便，所以首先定III轴的转速。

为避免从动齿轮尺寸过大而增大箱体的径向尺寸，一般限制降速最小传动比u主一1/4，又为避免扩大传动误差，减少振动噪声，限制最大升速比Umax岂—2。

①确定III轴的转速

由于第二扩大组的变速范围为4,级比指数是6,故这两对传动副的降速传动

1

比可以初步确定为Xci5，升速传动比Xc2=1.261。

于是可以确定III轴的六级转速是：

112，140，180，224，280，355r/min，可见III轴的最低转速为112r/min。

如下图所示：

转速图的拟定

②确定II轴转速

第一扩大组的级比指数X^3。

于是，II轴的最低转速可能是140r/min

11

（Umax'

2，Umin=石）、180"

min（Umax出1，Umin=样）、224伽鬥（Umax"

，

111

Umin=頁）、280r/min（Umax=$，Umin=頁），为使II轴转速不至于过低，造成

II轴的转矩较大，又避免了升速，取Umax=1，Umin二一7，这样，II轴的最低转

速为280r/min，三级转速分别为280,355,450r/min。

如下图所示：

电IIIIIIrv

450r/min

355

280

224

180

140

112

90

71

56

45

3确定I轴转速

I轴级比指数为X。

"

，又因为带传动的传动比为u二斗，带传动比可能

1.265

比较大，因为设计参数给出的电机转速和和主轴的转速相差很大，如果在不换电机的情况下，适当的增加降速比就可以满足条件。

最终确定I轴的转速为

450r/min。

其结构式：

12=3,2226

其降速比分配：

111111

1440-1.2616-1.2651.2621.2641.265

其中：

传送带的降速比：

，一级齿轮降速比：

」，二级齿轮降速比：

」

1.2651.2621.264

三级齿轮降速比：

5

根据以上计算，绘制转速图如下:

II

III

1440r/min

）90

转速图11090130

f

£

\\

450rrain

6、确定变速组齿轮传动副的齿数

①变速组a：

变速组a有三个传动副，传动比分别是宀从2斗盘虫彳「2任2

后两个传动比小于1,取其倒数，即按u=1,1.26（1.25）,和1.58（1.60）查

表。

由《机械制造装备设计》表2-8查得:

在合适的齿数和Sz范围内，查出存在上述三个传动比的分别有:

由Zmin-（18~20）,为了方便表达只列出50~70之间的Sz

41=1时：

Sz=

50、52、5456、58、60、62、64、66、6870

Ua2二一

时:

Sz二

50、52、54、56、59、61、6365、6668、70

Ua2

1.262时:

52、54、57、59、6062、5、7、70

如变速组内所有齿轮的模数相同，并是标准齿轮，则三对传动副的齿数和Sz应该是相同的。

符合上述条件的是，Sz=54或70,

方案1:

选取S为54

查表可得轴I主动齿轮齿数分别为：

27,24,21。

则可算出三个传动副的齿轮齿数为：

ua1=27/27,ua2=24/30

因为变速组a要采用三联滑移齿轮，（三联滑移齿轮的最大和次大齿轮之间的齿数差应大于或等于4）

经检验：

最大和次大齿轮之间的齿数差33-30=3,故方案1无法实现变速。

方案2:

选取Sz为70

同理，查表可得轴I主动齿轮齿数分别为：

35,31,27。

ua1=35/35,ua2=31/39ua3=27/43

最大和次大齿轮之间的齿数差43-39=4,满足变速要求。

②变速组b：

变速组b有两个传动副，传动比分别是ub1=丄—,ub2~4°

®

1.26铲1.264

两个传动均比小于1,取其倒数，即按u=1.26（1.25）,和2.52（2.51）同理，查表得：

ub1时，Sz二50、52、54、5659、61、6365、6、6870

•1.26

ub244时，Sz=5356、9、606366、67、70"

：

甲1.26

符合上述条件的是，Sz=56或70

选取S.为56

于是可得轴II上两联齿轮的齿数分别是：

25、16。

由Zmin_（18~20）,齿数过小的齿轮传动平稳性差。

方案2：

选取S为70

31,20。

则可算出三个传动副的齿轮齿数分别为：

39,50。

③变速组c：

变速组c有两个传动副，传动比分别是uc1==1.26，uC2=A。

c1c2<

P51.265

一个传动均比小于1,取其倒数，即按u=1.26（1.25）,和3.17（3.16）查表得：

uc1==1.26时：

Sz二6668、7072、74、7577、7981、82、83、84

uc2=冇=——5Sz=666、770、717、579、80一83一8

51.265

可取Sz为83。

动，取轴IV齿轮齿数为37。

由对应传动比，得轴III上两联动齿轮的齿数分别是20,46;

轴IV两齿轮的齿数分别是63,37。

4确定带轮直径

1）确定计算功率，由《机械设计》附表6-6查得工作情况系数巳=1.2

巳*卩=1.24=4.8KW

2）选取带型。

根据巳及n，由图6—8选用A型带

3）确定带轮的基准直径。

根据表6—1推荐的最小基准直径，由附表6—7可选小

带轮的基准直径dd1=100mm，则大带轮的基准直径dd2=idd1=1003.2=320mm

根据附表6—7，取dd2=315mm

4）验证带速，即

5m/s<

v<

25m/s,故符合要求。

7、绘制传动系统图

8校核主轴转速误差

实际传动比所造成的主轴转速误差，要求不超过

（n'

-n）/n-10（1^）%10（1。

下表为主轴转速误差与规定%

值之间的比较：

表1主轴转速误差与规定值之间的比较

标准转速r/min

实际转速r/min

主轴转速误差

在标准值范围之内

35.68

0.51%

V

44.96

-0.09%

56.65

1.16%

71.37

0.52%

89.93

-0.08%

113.31

142.78

1.98%

179.90

-0.05%

226.67

1.19%

285.61

2.0%

359.86

1.37%

450

453.43

0.76%

1、动力设计

1、传动轴的直径的确定

由《机械制造装备设计》按抗扭刚度估算轴的直径：

d_KMP

式中d——传动轴直径

P――电动机的额定功率

nj传动轴的计算转速

――从电机到所计算轴的传动效率

因为一般传动轴的每米长允许扭转角「卜（0.5~1.0）,则这里不妨取=1.0,

由表2-10可知，A=92,K=1.04~1.05,则AK=95.68~96.6,这里取AK=

96,则有：

d-96

（1）主轴的计算转速

因为设计的是等公比传动，由《机械制造装备设计》表2-9中所述，

nj二nmin3=35.51.263=71.01：

71

（2）各个传动轴的计算转速

由转速图知轴川有6级转速，其最低转速为112r/min,通过双联齿轮使主轴获

得两极转速：

140,35.5。

140比主轴的计算转速高，需传递全部功率，故轴川的140r/min转速也能传递全部功率，则轴川计算转速为140r/min。

同理，根据转速图和主轴的计算转速可以确定轴II、轴I的计算转速分别为：

280,450。

（3）各传动轴直径

经过网上查阅资料，知一般情况下，V带传动效率—0.97，滚动轴承的效

率2=0.98，齿轮畐寸的效率3=0.95。

贝

….“莎“」4汉0.97汉0.982汉0.95““

n轴：

d2_964964：

32.19

Yrij、280

厂"

440.970.9830.952

川轴：

d3-964964：

37.60

V140

:

43.77

综上，可取4=30，d2=35，d^40，d^45

2、齿轮模数的初步计算

（1）齿轮计算转速的确定

只需计算变速组内最小的也是强度最弱的齿轮即可。

a变速组内最小齿轮齿数是z=27,使n轴获得3级转速，n轴计算转速为280,故z=27在r/min传递全部功率，450r/min是计算转速。

b变速组内最小齿轮齿数是z=20,使川轴获得6级转速，140r/min是川轴的计算转速，所以该齿轮的计算转速为355r/min。

c变速组内的最小齿轮齿数是z=20,使主轴获得12级转速，71r/min是主轴的计算转速，所以该齿轮的计算转速为224r/min。

（2）模数的计算

原则：

要求每个变速组的模数相同

变速组a:

1）由《机械设计》中设计计算公式（8-7）进行齿轮尺寸的初步确定，即:

1试选荷载系数Kt=2.0。

2I轴上小齿轮传递的转矩T,:

3齿宽系数'

d由表8-3选取；

=1

4应力循环次数为：

N^60n1jL^6045012825010=1.08109

N11.08X1098

N2126.810

u1.26

5接触疲劳寿命系数Khn，由N1、N2查附图8-6,得：

Khn1=0.92,Khn2=0.94

6接触疲劳强度极限-Hlim，由附图8-7,分别按合金MQ线和调质碳钢MQ线的

延长线及齿面硬度查得：

小齿轮二Hiim1=720N/mm2;

大齿轮二Hlim2=580N/mm2

7接触疲劳许用应力kH丨，由表8-4,取安全系数SH=1.00（一般可靠度）贝

8

在此选d1=50mm3）计算齿轮模数m,则:

-1.85

根据附表8-8,确定变速级a齿轮模数为m=2变速组b:

1试选荷载系数Kt=2.0。

2II轴上小齿轮传递的转矩T2:

T2=9550虫=955040.970.980.95=95.23Nm

3齿宽系数；

由表8-3选取；

汕=60n2jLh=6035512825010=8.52108

5

接触疲劳寿命系数Khn，由N1、N2查附图8-6,得：

Khn1=0.93,Khn2=0.95

6接触疲劳强度极限二Hlim，由附图8-7,分别按合金MQ线和调质碳钢MQ线的

小齿轮二Hlim1二720N/mm2;

大齿轮二屮呢二580N/mm2

7接触疲劳许用应力I.Ch1,由表8-4,取安全系数Sh=1.00（一般可靠度）则:

2）试算4，取许用接触疲劳强度I；

-h2=551N/mm2，为计算许用应力,

则：

在此选d1=55mm

3）计算齿轮模数m,则:

m=虫二55=2.75

z220

根据附表8-8第二系列，确定变速级b齿轮模数为m=2.75

变速组c

2III轴上小齿轮传递的转矩T3:

32

40.970.980.95

3齿宽系数d由表8—3选取d=1

N^60n3jL^6022412825010产5.38108

KlN15.38x10仆°

“8

N?

51.6910

u1.265

⑤接触疲劳寿命系数

Khn，由N1、N2查附图8—6,得：

Khn1=0.95,Khn2=0.97

6接触疲劳强度极限二Hlim，由附图8-7,分别按合金MQ线和调质碳钢MQ线的延长线及齿面硬度查得：

小齿轮匚Hlimi二720N/mm2;

大齿轮二屮呢二580N/mm2

7接触疲劳许用应力l<

H丨，由表8-4,取安全系数Sh=1.00（一般可靠度）贝

2）试算d1，取许用接触疲劳强度=卜「H2=563N/mm2，为计算许用应力,

在此选d1=58mm3）计算齿轮模数m,则:

m』=^=2.9

Z320

根据附表8—8，确定变速级c齿轮模数为m=3综上：

变带组a,b,c的模数分别是2,2.75，3.

3、确定机床主轴结构尺寸

主轴的主要结构参数有：

主轴前、后轴颈D1和D2，主轴内孔直径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的刚

度•

1主轴前轴颈直径U的选取

Di一般按机床类型、主轴传递的功率或最大加工直径，由表3-1选取：

由

功率范围在3.7~5.5，贝U本车床的前轴颈直径D^70~105，在此选为D^80。

则车床后轴颈的直径D2=[0.7~0.85Di，考虑到主轴最小轴颈为45,要保证轴的强度满足要求（因为主轴是空心的），在此选后轴颈的直径为D2=65。

2主轴内孔直径的确定

因为车床内孔用来通过棒料或安装夹紧机构，卧式机床的内孔d通常不小于

主轴平均直径的55%~60%，则知d=33~36，于是选取d=35

3主轴前端悬伸量a的确定

轴前端悬伸量a是指主轴前端面到前轴承径向支反力作用中点（或前径向支承中点）的距离。

它主要取决于主轴端部结构、前支承轴承和密封装置的形式和尺寸，由结构设计确定。

由于前端悬伸量对主轴部件的刚度、抗振性影响很大，，

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。

综上：

初选a=100mm

4主轴主要支承间跨距L的确定

合理确定主轴主要支承间的跨距L,是获得主轴部件最大静刚度的重要条件之

一。

支承跨距过小，主轴的弯曲变形固然较小，但因支承变形引起主轴前轴端的位移量增大；

反之，支承跨距过大，支承变形引起主轴前轴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L0,在该跨距时，因主轴弯曲变形和支承变形引起主轴前轴端的总位移量为最小。

一般取L02~3.5a，本文所设计的主轴暂取L=2.5a=250。

但是实际结构设计时，由于结构上的原因，以及支承刚度因磨损会不断降低，主轴主要支承间的实际跨距L往往大于最佳跨距L。

4、确定皮带类型及根数

由前面带轮直径计算知：

小带轮的基准直径dd1=100mm，大带轮的基准直径

为dd2=315mm。

并且已确定为V带传动，选的是A型带。

①确定V带基准长度和中心距。

根据0.7（dd1•dd2）乞a。

乞2（dd1dd2）初步确定中

心距为：

0.7（100315）=290.5辽a°

辽2（100315）=830

考虑到设计要求结构紧凑，故选a0=350mm

=2350才（100315）100一315

由附表6-2选V带的基准长度为1400,按式（6-25）计算出实际的中心距a

②验算主动轮上的包角。

由式（6-27）可得:

十：

180_dd2_dd157.3=180

a

故主动轮的包角合适。

3计算V带的根数。

由附表6-2查得Kl=0.96,由附表6-5查得K..,=0.89,由附

表6-4查得也P=0.17KW，由附表6-3查得R=1.32KW。

根据式（6-20）,在

此条件下，单根V带所传递的功率为：

P=（F0：

P）K：

.Kl=（1.320.17）0.960.89=1.27KW

由式（6-28）可得V带的根数Z:

誤器需"

78（式中仏由前面带轮直径计算时算出）

参考文献

[1]关慧贞冯辛安主编.机械制造装备设计第3版.机械工业出版社

[2]陈东主编机械设计电子工业出版社