车床主传动系统三维设计及装配运动仿真论文.doc
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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
Threedimensionaldesignand assemblymotion lathemaindrive systemsimulation
Abstract
Thedesignofthemain transmissionsystem of latheheadstock was designedaccordingtotherequirementofdesign, 2D drawing, 3Dmodelisestablished,andaccordingto themethodforreference onthetransmission systemparameters tooptimizethedesignof spindle box. ThroughtheuseofSolidworks three-dimensionalmodeling ofthespindlebox part, deepentheunderstandingoftheworkingprinciples ofthespindlebox. Throughaccesstorelevantinformation. Inthisprocess, thenationalstander changing history, enhancetheunderstanding ofGB. The spindle boxdrivesystem optimizeddesigntothetransmission chain gear volumeandminimum astheoptimizationobjectives,optimization designofspindle boxdrivesystem. Theuseofmechanicaloptimization design ofmaindrivesystem designmethod ofthis machine, itsvolumeisreducedobviously, morecompactstructure, technologyandeconomy tofurtherimprove
Keywords:
Spindlebox; 3Dmodeling; transmission; optimizationdesign
目录
1绪论 1
1.1课题意义和目的 1
1.2软件介绍 1
1.3车床简介 2
2机床总体设计及传动件结构尺寸计算 3
2.1机床总体设计 3
2.1.1机床参数 3
2.1.2机床布局 4
2.1.3拟定结构式 4
2.1.4绘制转速图 6
2.2确定传动路径及传动图 7
2.2.1确定齿轮齿数 7
2.2.2确定带轮直径 7
2.2.3验算主轴转速误差 8
2.2.4绘制传动系统图 9
2.3估算传动件参数，确定其结构尺寸 10
2.3.1确定传动件计算转速 10
2.3.2确定主轴支承轴颈尺寸 10
2.3.3估算传动轴直径 10
2.3.4估算传动齿轮模数 10
2.3.5离合器选择与计算 12
2.3.6普通V带的选择与计算 12
3结构设计 14
3.1带轮设计 14
3.2主轴换向与制动机构设计 14
3.3齿轮块设计 14
3.4轴承的选择 14
3.5主轴组件 15
3.6操纵机构 15
3.7润滑系统设计 15
3.8密封装置设计 15
3.9主轴箱箱体设计 15
4传动件验算 16
4.1验算轴的弯曲刚度 16
5绘制正式装配图 23
6三维建模及装配、运动仿真 25
6.1软件界面介绍 25
6.2零件及箱体建模 28
6.3装配示例 34
6.4主传动箱的装配 37
6.5建模装配总结 40
6.6爆炸及仿真运动 40
7总结与体会 43
参考文献 44
致谢 45
附录Ⅰ论文所用公式 46
附录Ⅱ新旧标准的对照更新 47
IV
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1.1CA6140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=1400rpm，Vmin=31.5rpm
转速公比：
φ=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/min
2.1.2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=3×42）12=4×3
3）12=3×2×24）12=2×3×2
5）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Ⅰ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=2×3×22）12=2×3×2
3）12=2×3×24）12=2×3×2
5）12=2×3×26）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
①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Ⅰ轴上的齿轮直径不能太小，Ⅱ轴上的齿轮则会成倍增大。
这样，不仅使Ⅰ-Ⅱ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。
②如果第一变速组采用升速传动（图2.1b）,则Ⅰ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。
232
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===
=45.7x=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=196.8mm
2.2.3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
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=90mm
后支承轴直径：
D=（0.7～0.85）D=63～76.5mm选取D=75mm
2.3.3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摩擦离合器片数计算
轴向压紧力Q=[p]bk=1.133.1454181.35=4656N
2.3.6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Ⅰ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Ⅲ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采用了单键连接。
Ⅰ～Ⅲ轴间传动齿轮精度为877-8b，Ⅲ～Ⅳ轴间齿轮精度为766-7b。
3.4轴承的选择
为了装配方便，Ⅰ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，Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ轴均采用了27000E型圆锥滚子轴承。
Ⅴ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Ⅳ～Ⅵ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密封装置设计
Ⅰ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Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ轴齿轮轴向位置示图。
图4.1Ⅱ轴齿轮轴向位置
图4.2Ⅲ轴齿轮轴向位置
图4.3Ⅳ轴齿轮轴向位置
图4.4Ⅴ轴齿轮轴向位置
图4.5Ⅵ轴齿轮轴向位置
图4.6Ⅱ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
P
kW
转
速
n
r/
min
传
动
转
矩
T
N.mm
齿
轮
压
力
角
α
°
齿
面
摩
擦
角
γ
°
齿轮Z4
齿轮Z7
切
向
力
Ft1
N
合
力
F1
N
F1
在
X
轴
投
影
Fx1
N
F1
在
Z
轴
投
影
Fz1
N
分
度
圆
直
径
d1
mm
分
度
圆
直
径
d2
mm
切
向
力
Ft2
N
合
力
F2
N
F2
在
X
轴
投
影
Fx2
N
F2
在
Z
轴
投
影
Fz2
N
3.82
1180
30916.1
20
6
772.9
859.9
117
851.9
80
84
754.5
839.5
-464.6
-699.2
（2）计算挠度、倾角
从表4.1计算结果看出，Ⅱ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=68
b=202
c=102.5
f=167.5
l=270
E=2.1
n=l-x=151.25
I=
公式①~⑨见附录Ⅰ
Xoy平面
内挠度
公式①
y=151.255.710
[11768（270-151.25
-68）-464.6102.5
（270-151.25-102.5）]
=-0.0131
zoy平面
内挠度
公式②
y=151.255.710
[851.968（270-151.25
-68）-699.2102.5
（270-151.25-102.5）]
=-0.00175
挠度合成
公式③
y=
0.03
合格
左
支
撑
Xoy平面
力作用
下倾角
公式④
=6.710[151.2568
202（270+202）-464.6102.5
（270+167.5）]=-1.4310
zoy平面
力作用
下倾角
公式⑤
=5.710[851.968
202（270+202）-699.2102.5
167.5（270+167.5）]
=1.5310
倾角合成
公式⑥
=
=1.2910
0.0006
合格
右
支
撑
Xoy平面
力作用
下倾角
公式⑦
=-5.710[151.2568
202（270+68）-464.6102.5
167.5（270+102.5）]
=1.2910
zoy平面
力作用
下倾角
公式⑧
=-5.710[851.968
202（270+68）-699.2102.5
167.5（270+102.5）]=2.9410
倾角合成
公式⑨
=
=1.7510
0.0006
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
T
N.mm
花
键
轴
小
径
d
mm
花
键
轴
大
径
D
mm
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=
=[]
85837.6
32
38
8
0.8
70
30
3.65
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
z
[1]表6
27
2
使用系数
升级会员 