普通车床12级主传动系统与X.docx

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普通车床12级主传动系统与X

第一部分普通车床主传动系统设计

一、此次课程设计的目的及主要设计参数

1、机械制造装备课程设计是在学生学完《机械制造装备设计》课及其它先行课程之后进行的实践性教学环节，是学生进行设计工作的基本训练。

目的在于：

（a）通过机床主传动系统的机械变速机构设计，使学生树立正确的设计思想和掌握机床设计的基本方法；

（b）巩固和加深所学理论知识，扩大知识面，并运用所学理论分析和解决设计工作中的具体问题；

（c）通过机械制造装备课程设计，使学生在拟订机床主传动机构、机床的构造设计、各种方案的设计、零件的计算、编写技术文件和设计思想的表达等方面，得到综合性的基本训练；

（d）熟悉有关标准、手册和参考资料的运用，以培养具有初步的结构分析和结构设计计算的能力。

2、主要设计参数

普通车床传动系统设计的设计参数：

（a）主轴转速级数Z=12；

（b）主轴转速范围n=31.5~1400r/min；

（c）公比©=1.41；

（d）电机功率为4K0

（e）电机转速为1440r/min。

二、运动设计

1传动方案设计（选择集中传动方案）。

2转速调速范围^=1400/31.5=44.44。

3确定各级转速

由©=1.41，依据《机械制造装备设计》中的标准转速表取各级转速如下：

31.545639012518025035550071010001400（单位

r/min）

4、确定机床传动结构式

12312326

根据主变速传动系统设计的一般原则，取结构式：

5、绘制转速图：

（1）分配总降速比

u=31.5/1440=1/45.7

若每一个变速组最小降速比取1/4则三个变速组为1/64，则需增加定比传

动副，故选用三角带传动来降低速比可以满足要求。

（2）确定传动轴数

变速轴轴数=变速组数+定比变速副数+仁3+1+仁5

（3）绘制转速图

6、确定变速组齿轮齿数

（1）电动机与I轴间的传动比

电动机与I轴之间采用带传动，定比传动取小带轮直径①126mm因为所获

转速为710r/min，故大带轮直径为①256mm

传动比u=126/256=1/2=1/1.412=710/1440

⑵轴I-II间的传动比及齿数

依据转速图及©=1.41，变速组a有三个传动副，其传动比为

ua1=710/710，ua2=500/710，ua3=355/710,查《机械零件设计手册》得ua仁Z2/Z7=36/36=1/1

ua2=Z3/Z8=30/42=1/1.41

ua3=Zi/Z4=24/48=1/2Sz=72

⑶轴II-III间的传动比及齿轮齿数

依据转速图及©=1.41，变速组b有两个传动副，其传动比为

ub仁710/710,ub2=250/710,查《机械零件设计手册》得

ub仁Z5/Z9=42/42=1/1

ub2=Z6/Z10=22/62=1/2.82Sz=84

⑷轴III-IV间的传动比及齿轮齿数

依据转速图及©=1.41，变速组c有两个传动副，其传动比为uc1=1400/710,uc2=180/710,查《机械零件设计手册》得

uc1=乙1/Z13=60/30=2/1

uc2=乙2/Z1418/72=1/4Sz=90

（5）转速的验算过程

根据公式（n'实-n标）/n标三10（©-1）%列表如下:

序号

n'实

n标

误差（%

误差允许值

（%

结论

1

31.73

31.5

0.73

2.6

合格

2

45.17

45

0.43

2.6

合格

3

63.53

63

1.06

2.6

合格

4

89.52

90

-2.34

2.6

合格

5

123

125

-2.15

2.6

合格

6

177.97

180

-2.03

2.6

合格

7

252.97

250

2.37

2.6

合格

8

358.27

355

2.04

2.6

合格

9

505.17

500

2.58

2.6

合格

10

710.06

710

0.02

2.6

合格

11

1001.56

1000

0.49

2.6

合格

12

1380.2

1400

-0.45

2.6

合格

（6）确定计算转速

a、各轴的计算中转速

-13

主轴的计算转速由公式nnmin3451.41126r/min确定为90r/min

I轴的计算转速为710r/min

II轴的计算转速为355r/min

III轴的计算转速为125r/min

b、各齿轮的计算转速

Z1、Z2、Z3的计算转速为710r/min;

Z4、Z5、Z6、Z7、Z8的计算转速为355r/min;

Z9、Zio、Z11、Z12的计算转速为125r/min;

Z13、Z14的计算转速为90r/min.

7、传动系统图

X

X

a

/

36

匕

48

3624

30

fl

m

1440

1440

r/mir

r/mir

42

Pl

22

18

1440r/mjn

-y

30

30/

72

72

&带轮设计

（1）确定计算功率

P=4KW,I为工作情况系数，两班制，取K=1.2

Pj=4X1.2=4.8KW

（2）选择三角带型号

由P=4.8KW,n额=1440r/min查表选择B型带

（3）确定带轮直径

D=126m命Dmin=125mm

D2=n1/n2XDi=1440/710X126=255.5，取256mm

（4）确定皮带速度

60000

9.49m/s[5,25]

（5）初定中心距

根据《机械设计》中的经验公式

0.55（DiD2）hAo2（DiD2）取h=11mm

0.55（126+256）三Ao三2（126+256）

221.1三A0三764取A0=500mm

（6）

计算带的长度

D2

4A0

代入数据并经圆整得L=1600mm

（7）核算带的弯曲次数

U=1000mv/L=1000<2X9.49/1600=11.9

（8）计算实际中心距'

=500+（1608.2-1600）/2=504.1mm

（9）核算小带轮的包角

a1.:

.---」一：

=165.2°>120°

（10）确定带的根数Z

（11）计算带的张紧力F0作用在轴上的压轴力FQ

带入相关数据得F0=240NFq=952.0N

三、动力设计

1、计算各传动轴的输出功率

P1=PXn带=4.8X0.9=4.608KW

P2=P1Xn轮=4.608X0.98=4.52KW

P3=F2Xn轮=4.52X0.98=4.43KW

P主=F3Xn轮=4.43X0.98=4.34Kw

2、计算各传动轴的扭矩

T1=9550P/n1j=9550X4.608/710=61980.8N•mm

T2=9550P2/nj2=9550X4.52/355=121584.4N•mm

T3=9550F3/nj3=9550X4.43/125=338452N•mm

T主=9550P主/nj主=9550X4034、90=460522N・mm

3、轴径设计及键的选取

I轴：

Pi=4.608KW,nij=710r/min,取【1=09，带入公式

4

d91

P，得d=26.5mm圆整取d=27mm

Jj[]

选花键：

6X26X30X6

II轴：

P2=4.52KW,n2=355r/min,取【1=0.9°，带入公式d91|―P—，得d=31.4mm圆整取d=32mm

如j[]

选花键:

8X32X36X6

III轴：

P3=4.34KW,nj3=125r/min,取【1=0.9°，带入公式

d

得d=40.3mm圆整取d=41mm

选花键:

8X36X40X7

主轴：

查《机械制造装备设计》中表3-1选择主轴前端直径D190mm，

后端直径D2=（0.7-0.85）D1

取D265mm，则平均直径D77.5mm°

对于普通车床，主轴内孔直径d（0.550.6）D,故本例之中，主轴内孔直径

取为d45mm

支承形式选择两支撑，初取主轴前端的悬伸量a90mm，支撑跨距

L0（2〜3.5）a实际取L（5~6.5）D1，取L=580mm

选择平键连接，bh2214,1100mm

1r

1

4、计算齿轮模数

45#整体淬火，[j]1100MPa

按接触疲劳计算齿轮模数m,查表计算可得k11.04,k21.3,k31.3

I-11轴，取m8，Z124，i2，nj=710,Pj=4.608KW

3

由公式mj16300_V""3号可得nji=2.37mm取m=3mm

VmZ1inj[j]

II-III轴，取m10，Z122，i2.82，nj=355,Pj=4.52KW

3p

由公式mj16300I_严咏3号可得m=2.82mm取m=3mmymZ1inj[j]

III-主轴，取10，Z118，i4.0，nj=125，P=4.43KW

3

由公式mj16300]―严咏3号可得m=3.9mm取m=4mm

Vm乙inj[j]

选择7级精度齿轮

高速传动齿轮v=nmzn/60000=4.01<10，合格。

5、齿宽设计

由公式b=©m-m（©m=5-10）得

I轴主动轮齿宽bi=8X3=24mm

II轴主动轮齿宽bII=8X3=24mm

III轴主动轮齿宽bm=8X4=32mm

一般一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合

齿宽减小而增大齿轮的载荷，设计上，应使主动轮比从动轮齿宽大（5〜10mm。

所以，b1=b2=b3=24mm,b=b5=b6=19mm,b=b8=24mm,b=b10=19mm

b1仁b12=32mm,b3=b14=27mm

齿轮的具体值见下表:

齿轮

齿数Z

模数m

分度圆直径d

齿顶圆

直径da

齿根圆

直径df

齿顶高

ha

齿根高

hf

齿宽b

1

24

3

72

78

64.5

3

3.75

24

2

30

3

90

96

82.5

3

3.75

24

3

36

3

108

114

100.5

3

3.75

24

4

48

3

144

150

136.5

3

3.75

19

5

42

3

126

132

118.5

3

3.75

19

6

36

3

108

114

100.5

3

3.75

19

7

22

3

66

72

58.5

3

3.75

24

8

42

3

126

132

118.5

3

3.75

24

9

42

3

126

132

118.5

3

3.75

19

10

62

3

186

192

178.5

3

3.75

19

11

18

4

72

80

62

4

5

32

12

60

4

240

248

230

4

5

32

13

72

4

288

296

278

4

5

27

14

30

4

120

128

110

4

5

27

附：

从《机械原理》表10-2查得一下公式：

齿顶圆直径da=（Zi+2ha*）m

齿根圆直径df=（Z-2ha*-2c*）m

分度圆直径d=mZ

齿顶高ha=ha*m

齿根高hf=（ha*+c*）m，其中标准齿轮参数a=20°,ha*=1.0,c*=0.256、齿轮校核

（1）I轴到II轴的小齿轮齿数为24

查《机械设计手册》得一下数据：

Z=24,u=2.0,m=3,B=8X3=24,nj=710,

K1=1.O4,K2=1.3,K3=1.3,T=Ts/P=18000/2=9000

Kn=0.83,Kn=0.58,Kq=0.64,Ks=KtKnKNKq=1.04,N=4.608

j

Kt=

（MPa）=789.7Mpa<1100Mpa

（MPa）=127.7Mpa<320Mpa合适。

Kn=0.83,Kn=0.78,Kq=0.77,Ks=KTKnKnKq=1.20,Y=0.395191105K1K2K3KsN

Zm2BYnj

w

（2）从II轴到III轴的小齿轮齿数为22查《机械设计手册》可得一些数据：

Z=22,u=2.82,m=3,B=10x3=30,nj=355rr/min,

2.68--

K1=1.04,K2=1.3,K3=1.3,T=Ts/P=18000/2=9000

接触应力:

n=0.85,KN=0.58,Kq=0.60,Ks=KTKnKnKq=0.80,N=4.52

弯曲应力:

Kt=

n=0.85,Kn=0.78,Kq=0.75,Ks=KTKnKnKq=1.06

5

Zm2BYnj

w191£'KKKsN（MPa）=76.3Mpa<320Mpa合适。

（3）III轴到主轴的小齿数为18

查《机械设计手册》可得一些数据:

Z=18,u=4,m=4,B=10X4=40,nj=125r/min

K1=1.04,K2=1.3,K3=1.3,T=Ts/P=18000/2=9000

C

Kn=0.95,KN=0.58,Kq=0.60,Ks=KTKnKnKq=0.62,N=4.43

弯曲应力:

Kt=

彳ahI.OU

n=0.95，KN=0.78，Kq0.75，Ks=KTKnKnKq=1.0

7、主轴校核

5

Zm2BYrij

w19110（Mpa）=103.3Mpa<320Mpa合适。

Fy

0.4Fz634（N），Fx0.25Fz396（N）

由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算

厂2955104P主29551043.37

Fq-9535.&N）

Q318125

将其分解为垂直分力和水平分力

尺Ay

⑹水平平面内

FQzab

轴承i

轴承1轴承2

b、计算（在水平面）

7.67105

轴承3

ysyy1y2w0.021

FQyab

齿1

3EII

（ba），

Fy

齿2

6EI

⑵3c），齿3

（MyMx）（l3c）

3EI

齿y齿1

齿2

iHo

齿3

17.33105

FQy

ab（l

a）

?

轴承2

FyCl

（MyMx）l

轴承1

6EIl

轴承3

3EI

3EI

轴承y轴承1轴承2

轴承341

105

C、合成

ys：

|：

ysz

2ysy

0.0210.105

轴承

I22

齿齿y齿y0.000190.001

8轴承的选取

（1）带轮：

因于带轮不承受轴向力，故选用深沟球轴承，型号：

210。

（2）一轴：

一轴的前后端与箱体外壁配合，配合处传动轴的轴径是25mm同时

一轴也不会承受轴向力故也选用深沟球轴承，型号：

206。

（3）二轴：

二轴与一轴相似，但是由于工作过程之中传动可能右误差，二轴会

承受轴向力，因此二轴与外壁配合处采用圆锥滚子轴承，型号：

7206E。

（4）三轴：

三轴与外壁配合处采用圆锥滚子轴承，型号：

7207巳

（5）主轴：

主轴是传动系统之中最为关键的部分，因此应该合理的选择轴承。

从主轴末端到前端依次选择轴承为圆锥滚子轴承，型号：

7214E;推力球轴

承，型号：

38215；圆柱滚子轴承，型号：

3182113

四、本设计的优缺点分析及改进意见

由于时间有限，故设计中存在许多不合理之处，但设计方法和计算步骤、公式均合乎要求。

本设计有点在于级数少，便于计算和绘图，缺点是与实际应用中设计数据有部分出入。

我们会在设计中不断完善和改进，让设计数据更接近实际应用数据。

五、参考资料

1、《机械制造装备设计》（第3版）•机械工业出版社

2、《金属切削机床设计》•机械工业出版社

3、《机床设计图册》•上海科学技术出版社

4、《机械设计》•高等教育出版社

5、《机械零件设计手册》•机械工业出版社

6《机械原理》•高等教育出版社

第二部分X-Y双坐标联动数控工作台

一、设计任务

1、设计一个数控X-Y工作台及其控制系统。

该工作台可安装在铣床上，用于铣削加工。

设计要求：

（1）工作台进给运动采用滚珠丝杠螺旋传动。

（2）滚珠丝杠支承方式：

双推一简支型。

（3）驱动电机为反应式步进电机。

（4）步进电机与滚珠丝杠间采用齿轮降速，要求消除齿轮传动间隙。

2、设计参数

主轴转速级数：

正转12级，反转6级

主轴转速范围：

n=31.5~1400r/min

公比①=1.41

电机功率：

4kw

电机转速：

1440r/min

二、总体结构

为保证一定的传动精度和平稳性以及结构的紧凑，采用滚珠丝杠螺母传动副。

为提高传动刚度和消除间隙，采用有预加载荷的结构。

由于工作台的运动部件重量和工作载荷不大，故选用滚动直线导轨副，从而

减小工作台的摩擦系数，提高运动平稳性。

考虑电机步距角和丝杠导程只能按标准选取，为达到分辨率的要求，以及考虑步进电机负载匹配，采用齿轮减速传动。

系统总体框图如下：

X向工作台

功率放大

V

——

光电隔离

功率放大

丫向工作台

下托板、滚珠丝杠等组成。

其中下托板与床身固联，它上面固定X象导轨，中托板在下托板的导轨上横向运动，其上固定丫向导轨，上托板与工作台固联，在丫向导轨上移动。

X、丫导轨方向互相垂直。

三、工作台基本外形

根据给定的有效行程，画出工作台简图如下:

四、丝杠的选取

1、计算载荷：

Fc=KFxKhXKAXKa

查《机电一体化设计基础》表2-6取Kf=1.3

表2-7取Kh=1.1，查表2-4取D级精度

查表2-8取KA=1.0,贝U

Fc=1.3x1.1x1.1x280=400.4kg

2、计算额定动载荷计算值C'

n=100

L=60n/1000000=60X100X15000/1000000=90h

Ca=3l•Fc=4.48x400.4=1794kg

3、根据Q，选择滚珠丝杠副

根据《机电一体化设计基础》表2-9汉江机床TC1型滚珠丝杠，选取FC1型无密封圈滚珠丝杠，滚珠丝杠副诶（xi）定动载荷C。

等于或者大于C。

’的原则，选用Fci-2505-3,C=1794公斤的丝杠副数据：

公称直径：

（中径d2）DD=25mm

导程：

P=5mm

螺旋角：

入=3°38'

滚珠直径：

d0=3.175mm

根据《机电一体化设计基础》表2-1中公式得：

螺纹滚道半径：

R=0.52d0=0.52X3,175=1.651mm

偏心距:

e=0.07（R-d0/2）=0.07（1.651-3.175/2）=0.5286

则电机空在启动时，工作速度：

V0=0.75X1500/360°X?

P

而j为0.5，传动系统传动比P=导程

故V0=0.75X1500/360°X0.5X5=7.813m/s

4、稳定性计算，空载运行时工作台的速度：

V=0.75X7000/360°X1/2X5=36.46m/s，由a=360°X§i/P得

S=PX360°Xi=6X0.75/360°X2=0.0208

（1）计算临界转速nk

nk=9910fc2di/（卩l）2（r/mm）

fc----临界运转系数fc=3.93

卩----长度系数卩=0.67

di----丝杠直径（m）

l----丝杠工作长度

nk=9910X3.932X48.8/（0.67X83）2=2415.3（r/mim）

L=61+100=161mm

nmax=0.75x7000/360°x1/2=437.5（r/min）因为nk>nmax,所以丝杠工作时不会发生共振。

（2）压杆稳定性验算

丝杠不会发生失稳的最大载荷----临界载荷Fk

Fk=n2EIa/（卩|）2

式中Fk----临界载荷

E--材料弹性模量对于钢E=2.06x1011Pa

Ia----丝杠危险界面惯性矩（mi）

114212

Fk=n2X2.06x10nX48.4/64x（0.67x83）=3.8x10N

129

S=Fk/Fm=3.8x10/2800=1.4x10查表2-10取[S]=2.5~3.3

S>[S]，则丝杠是安全的，不会失稳。

（3）滚珠丝杠副还要受D0.n的值的限制，通常要求

4

D0.n<7x10mmr/min

54

D0.n=25x100x75=1.8x10mmr/mi*7x10mm.r/min

所以，丝杠副工作稳定。

五、导轨选取

1、计算形成长度寿命Ts

Ts=2Lsn60Th/100（km）

式中：

Ls----工作单行程长度（m）

n----径复系数（次/min）

Th----工作时间系数

n=60v/2Ls=60x36.46/（2x83）=13.2次

Th=8小时/天x300天/年=2400小时

工作时间寿命Ts=2x0.1x11x60x2400/100=3168km

2、计算动载荷

作用在滑座个数m=4

寿命个数

温度系数

接触温度

硬度系数

负载系数

Cj=Ffw（Ts/k）1/3/mfTfcfH=2800x2（3168/50）1/3/（4x1x0.81x1）=13780.9公斤其中：

F----一般取K=50km

查表5fT=1工作温度V100C

查表6fc=0.81每根导轨上2个滑块

w----

查表7fh=1导轨表面硬度HRC=60

见表8fw=2较小冲击震动＜60m/mi