普通车床主传动系统设计.doc

课程设计说明书 专 业 机械制造与其自动化 班 级 自动化2班 姓 名 蒙飞斌 学 号 2012036z0227 课 题 普通车床主传动系统设计 指导教师 吕勇 年 月 日 目录一、设计目的-1-二、设计步骤-1-1.运动设计-1-1.1已知条件-1-1.2结构分析式-1-1.3 绘制转速图-2-1.4 绘制传动系统图-5-2.动力设计-5-2.1 确定各轴转速-5-2.2 带传动设计-6-2.3 各传动组齿轮模数的确定和校核-7-3. 齿轮强度校核-9-3.1校核a传动组齿轮-9-3.2 校核b传动组齿轮-10-3.3校核c传动组齿轮-11-4. 主轴挠度的校核-13-4.1 确定各轴最小直径-13-4.2轴的校核-13-5. 主轴最佳跨距的确定-14-5.1 选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距-14-5.2 求轴承刚度-14-6. 各传动轴支承处轴承的选择-15-7. 主轴刚度的校核-15-7.1 主轴图-15-7.2 计算跨距-16-三、总结-17-四、参考文献-18-一、机床设计目的和要求 通过机床主运动机械变速传动系统得结构设计，在拟定传动和变速的结构方案过程中，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，并具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。机床设计是在学生学完基础技术和专业课，特别是机床设计课程之后进行的一个重要的实践性教学环节。其目的在于：1.培养学生综合运用和巩固过扩大已学过的知识，以提高理论联系实际的设计与计算能力。2.培养学生收集、阅读、分析和运用资料的能力，以提高能够独立工作的综合素质能力。3.使学生初步掌握机床设计的步骤与方法，以提高结构设计和编制技术文件的能力。4使学生熟练掌握计算机辅助设计、主轴组件优化设计和主轴刚度的校核等，以提高运用现代设计方法的能力。二、设计步骤 1.运动设计1.1已知条件1确定转速范围：主轴最小转速。2确定公比： 13转速级数： Z=124电动机功率：P=4kw1.2结构分析式 3 从电动机到主轴主要为降速传动，若使传动副较多的传动组放在较接近电动机处可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，节省材料，也就是满足传动副前多后少的原则，因此取方案。在降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比 ；在升速时为防止产生过大的噪音和震动常限制最大转速比。在主传动链任一传动组的最大变速范围。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小， 根据中间传动轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下：检查传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组： 其中1， 所以 ，合适。1.3 绘制转速图选择电动机一般车床若无特殊要求，多采用Y系列封闭式三相异步电动机，根据原则条件选择Y-132M-4型Y系列笼式三相异步电动机。分配总降速传动比 总降速传动比 又电动机转速不符合转速数列标准，因而增加一定比传动副。3确定传动轴轴数 传动轴轴数 = 变速组数 + 定比传动副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。确定各级转速并绘制转速图 由 z = 12确定各级转速： 2000、1400、1000、710、500、355、250、180、125、90、63、45r/min。在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按传动顺序依次设为、。与、与、与轴之间的传动组分别设为a、b、c。现由（主轴）开始，确定、轴的转速： 先来确定轴的转速传动组c 的变速范围为，结合结构式，轴的转速只有一种可能：180、250、355、500、710、1000、r/min。 确定轴的转速传动组b的级比指数为3，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致传动比太小，可取 ，轴的转速确定为：、500、710、1000r/min。确定轴的转速对于轴，其级比指数为1,可取 ，确定轴转速为1000r/min。由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比。下面画出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）。 5确定各变速组传动副齿数 传动组a:查表8-1, ，时：57、60、63、66、69、72、75、78时：58、60、63、65、67、68、70、72、73、77时：58、60、62、64、66、68、70、72、74、76可取72,于是可得轴齿轮齿数分别为：24、30、36。于是，可得轴上的三联齿轮齿数分别为：48、42、36。传动组b:查表8-1, ，时：69、72、73、76、77、80、81、84、87时：70、72、74、76、78、80、82、84、86可取 84，于是可得轴上两联齿轮的齿数分别为：22、42。于是 ，得轴上两齿轮的齿数分别为：62、42。传动组c:查表8-1,时：84、85、89、90、94、95时： 72、75、78、81、84、87、89、90可取 90.为降速传动，取轴齿轮齿数为18；为升速传动，取轴齿轮齿数为30。于是得,得轴两联动齿轮的齿数分别为18，60；得轴两齿轮齿数分别为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 确定主轴计算转速：主轴的计算转速为各传动轴的计算转速： 轴可从主轴252/r/min按72/18的传动副找上去，轴的计算转速 180r/min；轴的计算转速为500r/min；轴的计算转速为r/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710r/min；60/30只需计算z = 30的齿轮，计算转速为500r/min；传动组b计算z = 22的齿轮，计算转速为710r/min；传动组a应计算z = 24的齿轮，计算转速为1400r/min。4核算主轴转速误差 所以合适。2.2 带传动设计电动机转速n=1440r/min,传递功率P=4KW,传动比i=1.44，两班制，一天运转16.1小时，工作年数10年。确定计算功率 取1.1，则选取V带型 根据小带轮的转速和计算功率，选B型带。确定带轮直径和验算带速 查表小带轮基准直径, 验算带速成 其中 -小带轮转速，r/min； -小带轮直径，mm； ，合适。4确定带传动的中心距和带的基准长度 设中心距为,则 055（）a2（） 于是 167.75a610,初取中心距为400mm。 带长 查表取相近的基准长度，。 带传动实际中心距5验算小带轮的包角 一般小带轮的包角不应小于。 。合适。6确定带的根数 其中： -时传递功率的增量； -按小轮包角，查得的包角系数； -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10。 .266 7计算带的张紧力 其中： -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。 8计算作用在轴上的压轴力 2.3 各传动组齿轮模数的确定和校核模数的确定：a传动组：分别计算各齿轮模数先计算24齿齿轮的模数：其中: -公比 ； = 2； -电动机功率； = 4KW； -齿宽系数； -齿轮传动许允应力; -计算齿轮计算转速。 ， 取= 600MPa,安全系数S = 1。 由应力循环次数选取 ，取S=1，。 取m = 3mm。 按齿数30的计算，可取m = 4mm； 按齿数36的计算，, 可取m = 4mm。 于是传动组a的齿轮模数取m = 4mm，b = 32mm。 轴上齿轮的直径： 。 轴上三联齿轮的直径分别为： b传动组： 确定轴上另两联齿轮的模数。 按22齿数的齿轮计算： 可得m = 4.8mm； 取m = 5mm。 按42齿数的齿轮计算： 可得m = 3.55mm； 于是轴两联齿轮的模数统一取为m = 5mm。于是轴两联齿轮的直径分别为： 轴上与轴两联齿轮啮合的两齿轮直径分别为： c传动组： 取m = 5mm。轴上两联动齿轮的直径分别为： 轴四上两齿轮的直径分别为： 3. 齿轮强度校核：计算公式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 P=4.4KW,n=1000r/min,确定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称 ,查机械设计得确定齿间载荷分配系数: 由机械设计查得确定动载系数: 查表 10-5 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 ,S = 1.3 ， 故合适。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 P=4.4KW,n=500r/min,确定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称 ,查机械设计得确定齿间载荷分配系数: 由机械设计查得确定动载系数: 查表 10-5 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 ,S = 1.3 ， 故合适。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 P=4.4KW,n=180r/min,确定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称,查机械设计得确定齿间载荷分配系数: 由机械设计查得确定动载系数: 查表 10-5 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 ,S = 1.3 ， 故合适。4. 主轴挠度的校核4.1 确定各轴最小直径1轴的直径：2轴的直径：3轴的直径：4主轴的直径：4.2轴的校核轴的校核：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 。轴、轴的校核同上。5. 主轴最佳跨距的确定400mm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=100mm,后轴颈取,前轴承为NN3020K,后轴承为NN3016K,根据结构,定悬伸长度5.2 求轴承刚度考虑机械效率主轴最大输出转距床身上最大加工直径约为最大回转直径的60%,取50%即200,故半径为0.1.切削力 背向力 故总的作用力 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 先假设 前后支撑分别为根据 。6. 各传动轴支承处轴承的选择 主轴 前支承：NN3020K;中支承：N219E;后支承：NN3016K 轴 前支承：30207;后支承：30207 轴 前支承：30207;中支承：NN3009;后支承：30207 轴 前支承：30208;后支承：302087. 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当量外径主轴刚度：由于故根据式（10-8）对于机床的刚度要求，取阻尼比当v=50m/min,s=0.1mm/r时,取 计算 可以看出，该机床主轴是合格的.三、总结课程设计是机械设计当中的一个非常重要的一环，本次课程设计时间；两周略显得仓促一些。但是通过本次很充实的课程设计，从中得到的收获还是非常多的。这次的课程设计对于我来说有着深刻的意义。这种意义不光是我们组能够完成设计任务，更重要的是在这段时间内使我们深刻感受到设计工作的那份艰难。而这份艰难不仅仅体现在设计内容与过程中为了精益求精所付出的艰辛，更重要的是为每一个精细数字的付出。在设计过程中，整个过程培养了我们综合运用机械设计课程及其他课程理论知识和利用生产时间知识来解决实际问题的能力，真正做到了学以致用。在此期间我们同学之间的那些辛酸，那些执着，那些付出。一路走来，我们伴着风雨，携手欢笑，共同面对机械设计课程设计当中遇到的困难。在这些过程当中我充分的认识到自己在知识理解和接受应用方面的不足，特别是自己对系统的自我学习能力的欠缺，将来一定要进一步加强。而今后的学习要更加的努力。总之，本次课程设计不仅仅是对自己所学的知识的一次系统的总结与应用，还算是对自己体质的一次检验吧。四、参考文献1工程学院机械制造教研室 主编.金属切削机床指导书.2濮良贵 纪名刚主编.机械设计(第七版).北京:高等教育出版社,2001年6月 3毛谦德 李振清主编.袖珍机械设计师手册第二版.机械工业出版社,2002年5月4减速器实用技术手册编辑委员会编.减速器实用技术手册.北京:机械工业出版社,1992年5戴曙 主编.金属切削机床.北京:机械工业出版社,2005年1月6机床设计手册编写组 主编.机床设计手册.北京:机械工业出版社,1980年8月7华东纺织工学院 哈尔滨工业大学 天津大学主编.机床设计图册.上海:上海科学技术出版社,1979年6月