普通车床主传动系统设计.docx

普通车床主传动系统设计 目录 绪论. 2 1.主轴极限转速的确定 . 2 2.主动参数的拟定 . 3 2.1确定传动公比j . 3 2.2主电动机的选择 . 4 3.普通车床的规格 . 5 4.变速结构的设计 . 5 4.1确定变速组及各变速组中变速副的数目 . 6 4.2结构式的拟定 . 6 4.3各变速组的变速范围及极限传动比 . 7 4.4确定各轴的转速 . 7 4.5绘制转速图 . 9 4.6确定各变速组变速副齿数 . 9 4.7绘制变速系统图 . 11 5.传动件的设计. 12 5.1带轮的设计 . 12 5.2传动轴的直径估算 . 16 5.3确定各轴转速 . 16 5.4传动轴直径的估算：确定各轴最小直径 . 17 5.5键的选择、传动轴、键的校核 . 18 6.各变速组齿轮模数的确定和校核. 19 6.1齿轮模数的确定： . 19 6.2齿轮的设计 . 24 7.齿轮校验. 26 7.1齿轮强度校核 . 26 7.1.1校核a组齿轮 . 26 7.1.2 校核b组齿轮 . 27 7.1.3 校核c组齿轮 . 29 8.主轴组件设计. 30 8.1主轴的基本尺寸确定 . 31 8.1.1外径尺寸D. 31 8.1.2主轴孔径d . 31 8.1.3主轴悬伸量a. 32 8.1.4支撑跨距L . 32 8.1.5主轴最佳跨距L0的确定. 33 8.2主轴刚度验算 . 35 8.3主轴刚度验算 . 35 8.4各轴轴承的选用的型号 . 37 谢辞. 39 小结. 40 参考文献. 41 1 绪论 机床主传动系统因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同，应满足的要求也不一样。设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。在设计时应结合具体机床进行具体分析，一般应满足的基本要求有：满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性，如机床主轴油足够的转速范围和转速级数；满足机床传递动力的要求。 本文设计的为普通车床的传动系统，根据不同的加工条件，对传动系统的要求也不尽相同，依据某些典型工艺和加工对象，兼顾其他的可能工艺加工的要求，拟定机床技术参数，拟定参数时，要考虑机床发展趋势和同国内外同类机床的对比，从而获得最优的参数，使机床设计的最为合理。 1.主轴极限转速的确定 确定主轴的最高转速和最低转速，应该在分析所设计机床几种典型加工方式的切削用量和参考现有同类型机床的技术性能的基础上，并按照“技术上先进，经济上合理”的原则进行。 由于通用性机床加工对象很广，不同工序所采用的切削用量相差悬殊，而且加工零件的尺寸变换也很大，所以要合理地确定其极限转速是一个复杂的任务，必须对有关加工工序和切削用量进行分析，在分析切削用量的过程中，应特别注意下列几点： 1.考虑先进加工方法，但所选的切削用量不应该是个别记录，而应该具有普遍性。 2.应考虑刀具材料的发展趋势。例如普通车到在大多数情况下已经采用硬质合金，目前陶瓷刀具也已开始应用等情况。 3.最高和最低转速不能仅用计算方法来确定。还应该和先进的同类机床比较，因为过大的转速范围不仅不能充分发挥其性能，而且还可能使结构无法实现。在传动系统拟定好以后，验算各主要传动件的最大圆周速度应不超过允许值。 主轴最高和最低转速可按下列计算： 1000vmax nmax= (rpm) pdmin 2 nm其中： in=1000vminpdmax (rpm) nmax、nmin主轴最高、最低转速； vmax、vmin典型工序的最大、最小切削速度； dmax 、dmin最大、最小计算直径。 普通车床采用最大速度vmax的典型工序一般为用硬质合金车刀精车或半精车钢质轴类工件的外圆，取vmax=225r/min。 采用最小速度vmin的典型工序又以下几种情况： 1.在低速光车，要求获得粗糙度小于R3.2m； 2.精铰孔 3.加工各种螺纹及多头螺纹； 4.用高速钢车刀，对铸铁材料的盘类工件进行粗车端面工作，取vmin=25r/min。 一般取计算直径： dmax=0.5D dmin=(0.20.25)dmax 式中D为最大工件回转直径，即主参数(mm)。 当典型工序为铰孔或加工螺纹时，应按在车床上常用最大铰孔直径或经常加工的最大螺纹直径作为最大计算直径dmax，根据调研可推荐：dmax0.2D1 ,(D1为刀架上最大工件回转直径） 1000vmax1000´225 故 nmax=1800 r/min，取nmax=1800 r/min； pdminp´321000vmin1000´25 nmin=40 r/min， 取nmin=40 r/min； pdmaxp´200 与本次设计给定的参数相差不大，取计算值。 2.主动参数的拟定 2.1确定传动公比j 根据机械制造装备设计P83公式因为已知 3 Rn=jz-1+1 Z=lgRnlgjj=(Z-1)Rn=列j=1.41. 45=1.41 根据机械制造装备设计p83表2-4 标准公比j。这里我们取标准公比系因为j=1.41=1.066，根据机械制造装备设计P83表2-5标准数列。首先找到最小极限转速40，再每跳过5个数取一个转速，即可得到公比为1.41的数列：40、56、80、112、160、224、315、450、630、900、1250、1800。 2.2主电动机的选择 合理的确定电机功率P，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。 现在以常见的中碳钢为工件材料，取45号钢，正火处理，车削外圆，表面粗糙度Ra=3.2mm。采用车刀具，可转位外圆车刀，刀杆尺寸：16mm´25mm。刀具几何参数：g0=15o，a0=6o，kr=75o，kr¢=15o，l=0o，g01=-10o，br1=0.3mm，re=1mm。 现以确定粗车是的切削用量为设计： 确定背吃刀量ap和进给量f，根据切削加工简明实用手册P444表8-50，ap 取4mm，f取1 mmr。 确定切削速度，参切削加工简明实用手册P448表8-57，取Vc=2ms。 机床功率的计算， P449-P450表8-59和表8-60，主切削力的计算 根据切削加工简明实用手册主切削力的计算公式及有关参数： FZ=9.81´60nFc´CFc´aZFc´f0.75ZFc´vZFc´KFc =9.81´60-0.15´270´4´1´2-0.15´0.92´0.95 =4495.4 切削功率的计算 Pc=Fc´vc´10-3=4495.4×2×10-3=9kw； 4 取机床的效率为0.85， PZ=pzh=90.85=10.57(kw) 根据机械设计课程设计手册P167表12-1 Y系列电动机的技术数据,Y系列电动机为一般用途全封闭自扇冷式笼型异步电动机，具有防尘埃、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点，B级绝缘，工业环境温度不超过+40，相对湿度不超过95%，海拔高度不超过1000m，额定电压380V，频率50Hz。适用于无特殊要求的机械上，如机床，泵，风机，搅拌机，运输机，农业机械等。 根据以上要求，选取Y160M-4型三相异步电动机，额定功率11kW,满载转速1460rmin，质量123kg。 3.普通车床的规格 根据以上的计算和设计任务书可得到本次设计车床的基本参数： 车床的主参数和基本参数表 工件最大回转直径 Dmax(mm) 最高转速 nmax(rmin) 最低转速 nmin(rmin) 电机功率 P 公比j 转速级数Z 400 1800 40 11 1.41 12 4.变速结构的设计 拟定变速方案，包括变速型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个变速系统的确定。变速型式则指变速和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的变速型式、变速类型。 5 变速方案和型式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此，确定变速方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。 变速方案有多种，变速型式更是众多，比如：变速型式上有集中变速，分离变速；扩大变速范围可用增加变速组数，也可采用背轮结构、分支变速等型式；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。 4.1确定变速组及各变速组中变速副的数目 级数为Z的变速系统由若干个顺序的变速组组成，各变速组分别有Z1、Z2个变速副。即Z=Z1Z2Z3LL 变速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：Z=2a´3b ，可以有三种方案： 12=3´2´212=2´3´212=2´2´34.2结构式的拟定 对于12=3×2×2传动式，有6种结构式和对应的结构网。分别为： 12=31´23´2612=31´26´2312=32´21´26 12=34´21´22 12=32´26´22 12=34´22´21 根据主变速系统设计的一般原则： 传动副前多后少的原则； 主变速传动系从电动机到主轴，通常为降速传动，接近电动机的传动转速较高， 传动的转矩较小，尺寸小一些，反之，靠近主轴的传动件转速较低，传递的转矩较大，尺寸就较大。因此在拟定主变速传动系时，应尽可能将传动副较多的变速组安排在前面，传动副数少的变速组放在后面，使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，以节省变速箱的造价，减小变速箱的外形尺寸； 传动顺序与扩大顺序相一致的原则； 6 比较两组变速方案 12=31´23´26 和 12=32´21´26 通过两种方案的比较，后一种方案因第一扩大组在最前面，轴的转速范围比前种方案大，如两种方案轴的最高转速一样，后一种方案轴的最低转速较低，在传递相等功率的情况下，受的转矩较大，传动件的尺寸也就比前种方案大。 变速组的降速要前慢后快，中间轴的速度不易超过电动机的转速； 根据以上的原则我们最终确定的传动方案是：12=31´23´26 4.3各变速组的变速范围及极限传动比 传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围：在降速传动时，为防止被动齿轮的直径过大而使进径向尺寸过大，常限制最小传动比，imin³1/4，升速传动时，为防止产生过大的振动和噪音，常限制最大传动比imax£2，斜齿轮比较平稳，可取imax£2.5，故变速组的最大变速范围为Rmax=imax/imin810。 主轴的变速范围应等于住变速传动系中各个变速组变速范围的乘积，即： Rn=R0R1R2KRi 检查变速组的变速范围是否超过极限值时，只需检查最后一个扩大组。因为其他变速组的变速范围都比最后扩大组的小，只要最后扩大组的变速范围不超过极限值，其他变速组就不会超过极限值。 R2=j´X2´(P2-1) 其中，j=1.41X2=6，P2=2 R2=1.41´6´1=8.46£(810)，符合要求 4.4确定各轴的转速 分配总降速变速比 7 总降速变速比i=nmin/ndd=40/1460=0.03 又电动机转速n=1460r/min不符合转速数列标准，因而增加一定比变速副。 确定变速轴轴数 变速轴轴数 = 变速组数 + 定比变速副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。 在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按变速顺序依次设为、。与、与、与轴之间的变速组分别设为a、b、c。现由开始，确定、轴的转速。 先来确定轴的转速 变速组c 的变速范围为j6=1.416=8=RmaxÎ8,10，故两个传动副的传 动比必然是两个极限值：IC1=14=1j4 、IC2=21=j21结合结构式， 轴的转速只有一种可能：160、224、315、450、630、900 确定轴的转速 变速组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，又不致变速比太小，可取 ib1=1j3=12.8 ib2= 11 轴的转速确定为：450、630、900。 定轴的转速 对于轴，其级比指数为1,可取： ia1=1j2=12 ia2=1j=11.41 ia3= 11 确定轴转速为900，电动机于轴的定变传动比为14 8 4.5绘制转速图 12=31´23´26 转速图 4.6确定各变速组变速副齿数 确定齿轮齿数的原则和要求： 齿轮的齿数和sz不应过大；齿轮的齿数和sz过大会加大两轴之间的中心距，使机床结构庞大，一般推荐sz100200. 最小齿轮的齿数要尽可能少；但同时要考虑： 最小齿轮不产生根切，机床变速箱中标准直圆柱齿轮，一般最小齿数zmin18； 受结构限制的最小齿轮最小齿数应大于1820； 9 齿轮齿数应符合转速图上传动比的要求：实际传动比与理论传动比之间又误差，但不能过大，确定齿轮数所造成的转速误差，一般不应超过±10%，即n理-要求的主轴转速； n实-齿轮传动实现的主轴转速； n理-n实n理% á±10齿轮齿数的确定，当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和Sz及小齿轮的齿数可以从机械制造装备设计表3-9中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于1820。采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于4，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。 根据机械制造装备设计P94,查表3-9各种常用变速比的使用齿数。 变速组a: ai1=1 ai2=1/j=1/1.41 ai3=1/2 确定最小齿轮的齿数zmin及最小齿数和szmin 该变速组内的最小齿轮必在i=1/2的齿轮副中，根据结构条件，假设最小齿数为zmin=22时，查表得到 szmin=66。 找出可能采用的齿数和诸数值 ua1=1 sz=60、62 ua2=1.41 sz=60、63 ua3=2 sz=60、63 在具体结构允许下，选用较小的 sz为宜，现确定sz=72， 确定各齿数副的齿数 i=2，找出z1=24，z1 =sz-z1=72-24=48； ' 10 i=1.41，找出z2=30，z2'=sz-z2=42； i=1 ，找出z3=36，z3'=36； 变速组b的齿数确定： bi1=1 bi2=1/j3=1/2.82 故变速组中最小齿轮必在1/j3的齿轮副中，假设最小齿数为zmin=22，szmin=84， 同上，去sz=84，查得z1=22，z2=42；z1'=62，z2'=42。 变速组c齿数确定 同上可得z1=30，z2=18，z1'60，z2'=72。 4.7绘制变速系统图 11 5.传动件的设计 5.1带轮的设计 三角带传动中，轴间距A可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定比传动。电动机转速n=1460r/min,传递功率P=11kW,传动比i=1.46，两班制，一天运转16小时，工作年数XX年。 (1)选择三角带的型号 由机械设计P156表8-7工作情况系数KA查的共况系数KA=1.2。 故根据机械设计P156公式 Pca=KAP=1.2´11=13.2(kW) 式中P-电动机额定功率， KA-工作情况系数 因此根据Pca、n1由机械设计P157 图8-11普通V带轮型图选用B型。 (2)确定带轮的基准直径D1，D2 带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径D1不宜过小，即D1³Dmin。查机械设计P157表8-8、图8-11和P155表8-6取主动小带轮基准直径D1=140mm。 由机械设计P150公式(8-15a)D2=式中： n1-小带轮转速，n2-大带轮转速，e-带的滑动系数，一般取0.02。 n1n2D1(1-e) 故 D2=14601000´140(1-0.02)=200.3mm， 由机械设计P157表8-8取圆整为200mm。 (3)验算带速度V， 按机械设计P150式验算带的速度 V=pD1n160´1000=3.14´140´146060´1000=10.6 所以5ms<v<30ms，故带速合适。 (4)初定中心距 带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选12 取： 根据机械设计P152经验公式 0.7(D1+D2)£A0£2(D1+D2)0.7A02 238A0680 取A0=600mm. (5)三角带的计算基准长度L0 由机械设计P158公式计算带轮的基准长度 L0=2A0+p2p2(D1+D2)+(D2-D1)24A02 2´600+由(140+200)+(200-140)4´600=1735.3 P146表8-2，圆整到标准的计算长度 L=1800mm (6)确定实际中心距A 按机械设计P158公式计算实际中心距 A=A0+(7)验算小带轮包角a1 根据机械设计P158公式 o a1»180-L-L02=600+1800-1735.32=632.35mm D2-D1A´57.3O=169>120，故主动轮上包角OO合适。 (8)确定三角带根数Z 根据机械设计P158式得 z=pcap0+Dp0kaklP153表8-4d由 i=1.46和n1=1460rmin得Dp0= 0.15KW 查表机械设计 查表机械设计表8-5，ka=0.98；查表机械设计表8-2，长度系数kl=0.92 Z=13.2(2.82+0.36)´0.98´0.92=4.6 13 所以取Z=5 根 (9)计算预紧力 查机械设计表8-3，q=0.1kg/m 由机械设计式 F0=500pcavZ(2.5-kaka)+qv 2其中： pca-带的变速功率,KW； v-带速,m/s； q-每米带的质量，kg/m；取q=0.1kg/m。 v = 1460r/min = 10.7m/s。 F0=500´(2.5-0.98)´13.210.7´5´0.98+0.1´10.72=202.8N计算作用在轴上的压轴力 FQ»2ZF0sin 带轮结构设计 带轮的材料 常用的V带轮材料为HT150或HT200，转速较高时可以采用铸钢或钢板冲压焊接而成，小功略时采用铸铝或塑料。 带轮结构形式 V带轮由轮缘、轮辐和轮毂组成，根据轮辐结构的不同可以分为实心式、腹板式、孔板式、椭圆轮辐式。V带轮的结构形式与基准直径有关，当带轮基准直径dd£2.5d时。可以采用实心式，当dd£300mm可以采用腹板式，dd£300mm,同时D1-d1³100mm时可以采用孔板式，当dd>300mm时，可以采用轮辐式。 14 a12»2´5´202.8´sin1692o=2018.7N 带轮宽度：B=(z-1)e+2f=(5-1)´19+2´12=100mm。 D=90mm是深沟球轴承6210轴承外径，其他尺寸见带轮零件图。 V带轮的论槽 V带轮的轮槽与所选的V带型号相对应，见机械制图表8-10. 槽型 B bd haminhfminefmindd 与dd相对应得j ooooj=32 j=34 j=36 j=38 11.5 £190 014.0 3.50 10.8 19±0.4 >190 0V带轮的轮槽与所选的V带型号 V带绕在带轮上以后发生弯曲变形，使V带工作面夹角发生变化。为了使V带的工作面与大论的轮槽工作面紧密贴合，将V带轮轮槽的工作面得夹角做成小于40o。 V带安装到轮槽中以后，一般不应该超出带轮外圆，也不应该与轮槽底部接触。为此规定了轮槽基准直径到带轮外圆和底部的最小高度hamin和hfmin。 轮槽工作表面的粗糙度为R1.6或R3.2。 V带轮的技术要求 铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有傻眼、裂缝、缩孔及气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面缺陷进行修补；转速高于极限转速的带轮要做静平衡，反之做动平衡。其他条件参见GBT13575.1-92中的规定。 15 5.2传动轴的直径估算 传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大变形。因此疲劳强度一般不失是主要矛盾，除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变形。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。 5.3确定各轴转速 确定主轴计算转速： 计算转速nj是传动件能传递全部功率的最低转速。各传动件的计算转速可以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。 根据机械制造装备设计表3-10，主轴的计算转速为 z12nj=nminj3-1=45´1.413-1=126.1r/min各变速轴的计算转速： 轴的计算转速可从主轴125r/min按72/18的变速副找上去，轴的计算转速nj3为 160r/min； 轴的计算转速nj2为450r/min； 轴的计算转速nj1为900r/min。 各齿轮的计算转速 各变速组内一般只计算组内最小齿轮，也是最薄弱的齿轮，故也只需确定最小齿轮的计算转速。 变速组c中，18/72只需计算z = 18 的齿轮，计算转速为500r/min； 变速组b计算z = 22的齿轮，计算转速为500r/min； 变速组a应计算z = 24的齿轮，计算转速为1000r/min。 核算主轴转速误差 n实=1440´f140/f200´36/36´42/42´60/30=2044r/min n标=2000r/min (n实-n标)n标´100%=(2000-2044)2000´100%=2.2%<5% 所以合适。 16 5.4传动轴直径的估算：确定各轴最小直径 根据机械设计手册p6-20表7-13，d³914床设计表7-13得到j取1. 轴的直径：取h1=0.96,n1j=800r/min d³91411hnjj4Pnjjmm，并查金属切削机=917.5´0.961000´1=29.17mm 轴的直径：取h2=h1´0.98´0.99´0.99=0.922,nj2=500r/min d³91411hnjj4=9111´0.922500´1=34.34mm 轴的直径：取h3=h2´0.98´0.99=0.89,nj3=180r/min d³91411hnjj4=9111´0.89180´1=43.95mm其中：P-电动机额定功率； h-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积； nj-该传动轴的计算转速； j-传动轴允许的扭转角。 当轴上有键槽时，