車床主傳動系統(tǒng)設(shè)計

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1、- 目錄 目錄I 1，工程背景分析1 2，研究方案要點與執(zhí)行情況1 3，工程關(guān)鍵技術(shù)1 4，具體研究容與技術(shù)實現(xiàn)1 4.1 機床的規(guī)格及用途1 4.2 運動設(shè)計1 4.2.1 確定極限轉(zhuǎn)速1 4.2.2 確定公比1 4.2.3 主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)1 4.2.4 確定構(gòu)造式1 4.2.5 繪制轉(zhuǎn)速圖1 4.2.6 繪制傳動系統(tǒng)圖1 4.3 傳動零件的初步計算1 4.3.1 傳動軸直徑初定1 4.3.2 主軸軸徑直徑確實定1 4.3.3 齒輪模數(shù)的初步計算1 4.3.4 限制級討論1 4.4 關(guān)鍵零部件校核1 4.4.1 主軸靜剛度驗算1 4.4.2 傳動軸Ⅱ

2、的彎曲剛度驗算1 4.4.3 直齒圓柱齒輪的應(yīng)力計算1 5，技術(shù)指標分析1 5.1 傳動系統(tǒng)圖的設(shè)計1 5.2 齒輪齒數(shù)、模數(shù)的選擇1 5.3 軸徑、孔徑的選擇1 5.4 其他零部件、細節(jié)1 6，存在的問題與建議1 參考文獻1 . z - 1，工程背景分析 本工程旨在設(shè)計一款無絲杠車床。車床主要用于加工軸、盤、套和其他具有回轉(zhuǎn)外表的工件，以圓柱體為主。 在機械制造及其自動化專業(yè)的整體教學(xué)方案中，綜合課程設(shè)計II是一個及其重要的實踐教學(xué)環(huán)節(jié)，目的是為

3、了鍛煉學(xué)生機械構(gòu)造的設(shè)計能力，這是機械類學(xué)生最重要的設(shè)計能力；同時，機床位制造工業(yè)“母機〞構(gòu)造典型，適合作為作為課程設(shè)計容。 2，研究方案要點與執(zhí)行情況 機械制造及其自動化專業(yè)的綜合課程設(shè)計2，是以車床主傳動系統(tǒng)為設(shè)計容，完成展開圖和截面圖各一及相關(guān)計算，并撰寫報告。 設(shè)計容要求 圖紙工作量：畫兩圖 展開圖〔A0〕：軸系展開圖。其中摩擦離合器、制動和潤滑不要求畫，但要求掌握，操縱機構(gòu)只畫一個變速手柄。 截面圖〔A1〕：畫剖面軸系布置示意圖〔包括截面外形及尺寸，車床標中心〕。 標注：中心距、配合尺寸、定位尺寸、中心高〔車床〕、外形尺寸。 標題欄和明細欄 主軸端部構(gòu)造按標準畫

4、編寫課程設(shè)計報告。 3，工程關(guān)鍵技術(shù) 減速箱各級減速比分配、轉(zhuǎn)速圖的選取，傳動系統(tǒng)齒輪的分布。齒輪模數(shù)齒數(shù)齒寬的選取為本次設(shè)計應(yīng)首要解決的容，解決以上問題可以使機床主軸箱大體分布得到解決。主軸箱傳動件的空間布置是極其重要的問題，變速箱各傳動軸的空間布置首先要滿足機床總體布局對變速箱的形狀和尺寸的限制，還要考慮各軸受力情況，裝配調(diào)整和操縱維修的方便。其中齒輪的布置與排列是否合理將直接影響主軸箱的尺寸大小、構(gòu)造實現(xiàn)的可能性，以及變速操縱的方便性。主軸傳動中的合理布置也很重要。合理布置傳動件在主軸上的軸向位置，可以改善主軸的受力情況，減小主軸變形，提高主軸的抗振性。 4，具體研究容與技術(shù)實現(xiàn)

5、 4.1 機床的規(guī)格及用途 本設(shè)計機床為臥式機床，其級數(shù)Z=11，最小轉(zhuǎn)數(shù)nmin=26.5r/min，轉(zhuǎn)速公比φ=1.41，驅(qū)動電動機功率P=4Kw。主要用于加工鋼以及鑄鐵有色金屬，采用高速鋼、硬質(zhì)合金、瓷材料做成的刀具。 4.2 運動設(shè)計 確定極限轉(zhuǎn)速 根據(jù)設(shè)計參數(shù)，主軸最低轉(zhuǎn)速為26.5r/min，級數(shù)為11，且公比φ=1.41于是可以得到主軸的轉(zhuǎn)速分別為：26.5，37.5，53，75，106，150，212，300，425，600，850r/min，則轉(zhuǎn)速的調(diào)整圍 〔4-1〕 確定公比 根據(jù)設(shè)計數(shù)據(jù)，公比φ=1.41。 4.2.3 主軸轉(zhuǎn)速級數(shù) 根據(jù)設(shè)計數(shù)據(jù)，轉(zhuǎn)速級

6、數(shù)Z=11。 4.2.4 確定構(gòu)造式 按照主變速傳動系設(shè)計的一般原則，選用構(gòu)造式 11=31×23×25 〔4-2〕 其最后擴大組的變速圍 〔4-3〕 符合要求。初定其最大傳動比uma*=1.41；最小傳動比umin=1/4，在要求圍。 4.2.5 繪制轉(zhuǎn)速圖 〔1〕選定電動機 根據(jù)設(shè)計要求，機床功率為4KW，最高轉(zhuǎn)速為1000r/min，可以選用Y132M2-8，其同步轉(zhuǎn)速為1000r/min，滿載轉(zhuǎn)速為960r/min，額定功率5.5KW。 〔2〕確定傳動軸軸數(shù) 傳動軸數(shù)=變速組數(shù)+定必傳動副數(shù)+1=3+1+1=5 〔3〕繪制轉(zhuǎn)速圖 選取傳動組c的兩個傳動比分別為

7、Uc1=1/4，Uc2=1.41；傳動組b級比指數(shù)為3，為了防止升速，又不使傳動比太小，取Ub1=2.82，Ub2=1；傳動組a可取Ua1=1/2，Ua2=1/1.41，Ua3=1。 轉(zhuǎn)速圖見圖4-1。 4.2.6 繪制傳動系統(tǒng)圖 〔1〕確定變速組齒輪傳動副的齒數(shù) 變速組a有三個傳動副，其傳動比分別為Ua1=1/2，Ua2=1/1.41，Ua3=1，取其倒數(shù)，分別按U=1，1.41，2查常用傳動比適用齒數(shù)表，取Sz=72，則主動輪齒數(shù)分別為36，30，24，則三個傳動副齒輪齒數(shù)為36:36，30:42，24:48。 同理，變速組b，Sz=80，齒數(shù)40:40，21:59；變速組c，S

8、z=94，齒數(shù)55:39，19:75。 圖4-1 轉(zhuǎn)速圖詳細DWG圖紙請加：三二③1爸爸五四0六 〔2〕核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 實際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差，一般不超過±10〔φ-1〕%，即4.1%。帶傳動的傳動比為125/200=0.625。 對于第一級轉(zhuǎn)速n1=26.5r/min，其實際轉(zhuǎn)速 〔4-4〕 轉(zhuǎn)速誤差為 〔4-5〕 在標準圍，依次計算各級轉(zhuǎn)速誤差，結(jié)果如表4-1。 表4-1 轉(zhuǎn)速誤差表 標準轉(zhuǎn)速r/min 實際轉(zhuǎn)速r/min 主軸轉(zhuǎn)速誤差 是否在標準值圍之 26.5 27.05 2.08% √ 37.5 38.25 1.88% √ 5

9、3 54.28 0.42% √ 75 79.17 1.00% √ 106 107.44 1.36% √ 150 151.5 1.00% √ 212 212.88 0.42% √ 300 300 0% √ 425 425.76 0.18% √ 600 600 0% √ 850 849.52 0.056% √ 〔2〕核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 實際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差，一般不超過±10〔φ-1〕%，即4.1%。帶傳動的傳動比為125/200=0.625。 對于第一級轉(zhuǎn)速n1=26.5r/min，其實際轉(zhuǎn)速 轉(zhuǎn)速誤差為

10、 在標準圍，依次計算各級轉(zhuǎn)速誤差，結(jié)果如表4-1。 〔3〕傳動系統(tǒng)圖〔圖4-2〕 圖4-2傳動系統(tǒng)圖 4.3 傳動零件的初步計算 4.3.1 傳動軸直徑初定 由參考文獻[2]，傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度進展計算 〔4-6〕 其中d——傳動軸直徑 N——該軸傳遞的功率 nj——該軸的計算轉(zhuǎn)速 由轉(zhuǎn)速圖可知，各軸的計算轉(zhuǎn)速： 初算各軸軸徑 4.3.2 主軸軸徑直徑確實定 主軸尺寸參數(shù)多由構(gòu)造上的需要而定，由參考文獻[3]，功率為4KW的臥式車床選用前軸徑為70~105mm，選定為100mm，后軸徑D2=〔0.7~0.85〕D1，取80mm。 4.3.3 齒輪模數(shù)的初步計算

11、 同一變速組中的齒輪取同一模數(shù)，選擇負荷量最重的小齒輪，按減緩的接觸疲勞強度公式進展計算 〔4-7〕 式中mj——按接觸疲勞強度計算的齒輪模數(shù)〔mm〕； Nd——驅(qū)動電動機的功功率〔Kw〕； φm——齒寬系數(shù)，φm=B/m〔B為齒寬，m為模數(shù)〕，φm=6~10； μ——大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比，μ≥1，外嚙合取“+〞，嚙合取“-〞； nj——齒輪的計算轉(zhuǎn)速，見表4-2； [σj]——許用接觸應(yīng)力〔MPa〕，齒輪材料為調(diào)質(zhì)45鋼外表淬火，許用接觸應(yīng)力[σj]=1370MPa。 表4-2齒輪計算轉(zhuǎn)速 齒輪 Z36 Z24 Z48 Z42 Z30 Z40 計算轉(zhuǎn)速

12、 600 600 300 425 425 300 齒輪 Z21 Z59 Z55 Z19 Z39 Z75 計算轉(zhuǎn)速 300 106 106 78 106 75 初算各傳動組齒輪模數(shù) ；取m=2.5mm； ；取m=3mm； ；取m=4.5mm； 4.3.4 限制級討論 對于第二擴大組，主軸軸徑較大，前軸徑為100mm，后軸徑為80mm。故安裝齒輪處軸外徑約為90mm。由參考文獻[3]，軸上的小齒輪還要考慮到齒根和到它的鍵槽深處的最小尺寸應(yīng)大于基圓齒厚，以防止斷裂，即其最小齒數(shù)應(yīng)滿足Zmin≥1.03D/m+5.6。 對于主軸，選用單鍵槽，查得D

13、=100.8mm，假設(shè)m=4.5mm，Zmin=28.7＜39，滿足要求?？紤]到花鍵滑動與定位較容易，除主軸和電動機軸外，其余軸均選用花鍵連接。第二擴大變速組在軸III上最小齒輪齒數(shù)Z=19，選用花鍵6×46×50×8；將D=46mm代入，m=4.5mm，Zmin=16.2＜19，滿足要求。故第二擴大變速組的模數(shù)取m=4.5mm 對于第一擴大變速組，在軸II上的最小齒數(shù)Z=21，選用花鍵6×36×40×8，將D=36mm代入，m=3mm，Zmin=19.33＜21，滿足要求。第一擴大變速組在軸III上最小齒數(shù)Z=40，m=3mm，Zmin=21.4＜40，滿足要求。故第一擴大變速組的模數(shù)取m

14、=3mm。 對于根本組，在軸II上的最小齒數(shù)Z=36，將D=36代入，m=3mm，Zmin=18.0＜36，滿足要求。軸I為單鍵槽，查得D=20mm，其最小齒數(shù)Z=24，則Dmin=13.9＜24，滿足要求。故根本組模數(shù)取m=2.5mm。 機床主傳動系統(tǒng)最小齒數(shù)Zmin=19，符合17＜Zmin＜20，滿足條件。 機床主傳動系統(tǒng)最小極限傳動比umin≥1/4，最大傳動比uma*≤2，中型機床最大齒數(shù)和Sma*=94，滿足要求。 4.4 關(guān)鍵零部件校核 4.4.1 主軸靜剛度驗算 〔1〕主軸支撐跨距確實定 前端懸伸量：主軸前端的懸伸長度，即從主軸外側(cè)前支撐中點〔滾錐軸承及向心推力軸

15、承則是接觸角法線與軸線的交點處〕到主軸前端的距離。這里選定C=108mm。 一般最正確跨距，考慮到構(gòu)造以及支承剛度會因磨損而不斷降低，應(yīng)取跨距比最正確支承跨距大一些，一般是的倍，再綜合考慮構(gòu)造的需要，本設(shè)計取。 〔2〕最大切削合力P確實定 最大圓周切削力須按主軸輸出全功率和最大扭矩確定 〔4-8〕 其中： ——電動機額定功率()，； ——主傳動系統(tǒng)的總效率，，為各傳動副、軸承的效率，?。? ——主軸的計算轉(zhuǎn)速，由前文計算結(jié)果，主軸的計算轉(zhuǎn)速為； ——計算直徑，對于臥式車床，為溜板上最大加工直徑，，取。 可以得到， 驗算主軸組件剛度時，須求出作用在垂直于主軸軸線的平面的最

16、大切削合力。對于臥式升降臺銑床的銑削力，一般按端銑計算。 對于普通車床切削力合力，總切削力。則各切削分力比例關(guān)系大致為： 則，。 〔3〕切削力作用點確實定 設(shè)切削力的作用點到主軸前支撐的距離為 〔4-9〕 其中： ——主軸前端的懸伸長度，； ——對于普通車床，。 可以得到， 〔4〕齒輪驅(qū)動力Q確實定 齒輪傳動軸受輸入扭矩的齒輪驅(qū)動力的作用而產(chǎn)生彎曲變形，當齒輪為直齒圓柱齒輪時，其嚙合角，齒面摩 擦角時，其彎曲載荷 〔4-10〕 其中： ——齒輪傳遞的全功率()，N=4KW； ——該齒輪的模數(shù)、齒數(shù)； ——該傳動軸的計算工況轉(zhuǎn)速。 可以得到， 〔5〕

17、變形量允許值確實定 變形量允許值：對普通機床前端撓度的允許值，目前廣泛使用的經(jīng)歷數(shù)據(jù) 〔4-11〕 其中： ——主軸兩支撐間的距離，。 可以得到 〔6〕滾動軸承徑向剛度計算 僅以滾動軸承的游隙為零時，承受徑向載荷來計算軸承的徑向剛度，圓錐滾子軸承的徑向剛度 〔4-12〕 其中： ——滾動體列數(shù)； ——每列中滾動體數(shù)； ——滾子有效長度； ——軸承的徑向負荷； ——軸承的接觸角。 可以得到， 〔7〕主軸組件前段撓度 1)計算切削力P作用在S點引起主軸前端c點的撓度 (4-13) 式中 E——抗拉彈性模量，鋼的； ——為BC段慣性轉(zhuǎn)矩，對于主軸前端

18、 ； ——為AB段慣性轉(zhuǎn)矩，對于主軸前端 ； 雙支撐主軸徑向力計算簡圖: 圖4-3 主軸負載簡化模型 圖4-4主軸組件的計算簡圖 ，計算得 其余各參數(shù)定義與之前保持一致。代入計算，得： 其方向如圖4-4所示，沿方向， 其余各參數(shù)代入，得 2〕計算力偶矩M作用在主軸前端C產(chǎn)生的撓度 (4-14) 代入數(shù)據(jù)得詳細DWG圖紙請加：三二③1爸爸五四0六 3〕計算驅(qū)動力Q作用在兩支承之間時，主軸前端c點的撓度 (4-15) 代入式〔4-15〕，得mm 4〕主軸前端c點的綜合撓度 水平坐標軸H上的分量代數(shù)和為： 垂直坐標軸V上的分量代數(shù)和為： 綜合撓度為： (4-

19、16) 代入 由綜合撓度，可見，故主軸通過校核。 4.4.2 傳動軸Ⅱ的彎曲剛度驗算 〔1〕齒輪驅(qū)動力Q確實定 齒輪傳動軸同時受輸入扭矩的齒輪驅(qū)動力和輸出扭矩的齒輪驅(qū)動阻力的作用而產(chǎn)生彎曲變形，當齒輪為直齒圓柱齒輪，其嚙合角，齒面摩擦角時，其彎曲載荷 〔4-17〕 其中： ——該齒輪傳遞的全功率，取； ——該齒輪的模數(shù)和齒數(shù)； ——該傳動軸的計算工況轉(zhuǎn)速，〔或〕； ——該軸輸入扭矩的齒輪計算轉(zhuǎn)速； ——該軸輸出扭矩的齒輪計算轉(zhuǎn)速。 〔2〕變形量允許值確實定 齒輪傳動軸的抗彎剛度驗算，包括軸的最大撓度，滾動軸承處及齒輪安裝處的傾角驗算。其值均應(yīng)小于允許變形量及。

20、 允許變形量可由參考文獻[3]表3.10-7查得： ，取，。 〔3〕傳動軸Ⅱ的載荷分析 圖4-5傳動軸II載荷分布 從齒輪實現(xiàn)變速的傳動軸上，每個齒輪在軸上的工作位置不同，使軸產(chǎn)生的最大撓度點不同，為了計算上的簡便，可以近似地以該軸的中點撓度代替最大撓度，其最大誤差不超過3%。 兩支承的齒輪傳動軸，其中點撓度為 〔4-18〕 其中： ——兩支承間的跨距，； ——該軸的平均直徑，； 〔4-19〕 ——齒輪的工作位置至較近支撐點的距離； ——輸入扭矩的齒輪在軸的中點引起的撓度； ——輸出扭矩的齒輪在軸的中點引起的撓度； 其余各符號定義與前文一致。 可以得到，

21、 可以得到 故、引起的中點撓度最大，在計算合成撓度時使用，進展計算。此時軸Ⅱ轉(zhuǎn)速為。 由參考文獻[2]，中點的合成撓度 〔4-20〕 其中： ——被驗算軸的中點合成撓度； ——在橫截面上，被驗算的軸與其前、后傳動軸連心線的夾角； ——驅(qū)動力和阻力在橫截面上，兩向量合成時的夾角。 〔4-21〕 可以得到 可以得到 mm 由綜合撓度，可見，滿足要求。 由參考文獻[2]，傳動軸在支承點A、B處的傾角、 〔4-22〕 可以得到， 可見，滿足要求，故不用計算傳動軸在齒輪處的傾角。綜上，傳動軸Ⅱ通過校核。 4.4.3 直齒圓柱齒輪的應(yīng)力計算 在驗算變速箱中的

22、齒輪應(yīng)力時，選一樣模數(shù)中承受載荷最大的，齒數(shù)最小的齒輪進展接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力驗算。一般對高速傳動齒輪主要驗算接觸應(yīng)力，對低速傳動齒輪主要驗算彎曲應(yīng)力。此處驗算選擇19×4.5，75×4.5組齒輪。 由參考文獻[2]式〔9〕和式〔10〕，齒面接觸應(yīng)力 〔4-23〕 齒根彎曲應(yīng)力 〔4-24〕 其中： ——初算得到的齒輪模數(shù)，取； ——傳遞的額定功率，N=4kW； ——齒輪的計算轉(zhuǎn)速，小齒輪取，大齒輪??； ——大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比，，外嚙合取“＋〞號，嚙合取“－〞號，此處； ——小齒輪的齒數(shù),； ——齒寬，； ——許用接觸應(yīng)力，由參考文獻[3]表3.4-41，

23、齒輪材料選用45鋼，高頻淬火，可得； ——許用彎曲應(yīng)力，由參考文獻[3]表3.4-41,； ——壽命系數(shù)； 〔4-25〕 ——工作期限系數(shù)； 〔4-26〕 ——齒輪在機床工作期限的總工作時間，對于中型機床的齒輪，，取，同一變速組的齒輪總工作時間可近似地認為，為該變速組的傳動副數(shù)，取p=2，則： ——齒輪的最低轉(zhuǎn)速，小齒輪取，大齒輪取， ——基準循環(huán)次數(shù)，對于鋼和鑄鐵件，接觸載荷取，彎曲載荷?。? ——疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取，彎曲載荷對正火、調(diào)質(zhì)及整體淬硬件取，對外表淬硬〔高頻、滲碳、氮化等〕件?。? ——轉(zhuǎn)速變化系數(shù)； ——功率利用系數(shù)，79； ——材料強化系數(shù)，

24、75； Y——齒形系數(shù)，z=19，Y=0.386； ——齒向載荷分布系數(shù)，； ——動載荷系數(shù)，； ——工作狀況系數(shù)，。 可以得到: 壽命系數(shù): 應(yīng)力計算結(jié)果： 因此滿足要求。 5，技術(shù)指標分析 5.1 傳動系統(tǒng)圖的設(shè)計 主軸高轉(zhuǎn)速圍的傳動比排列，可采用先降速后升速的傳動，使總轉(zhuǎn)速和減小，以期降低噪聲。這種高速傳動采用先降后升，可使同一變速組的傳動比有升速有降速，有利于減小齒數(shù)和，齒輪線速度及中心距； 主軸高速傳動時，應(yīng)縮短傳動鏈，以減小傳動副數(shù)； 不采用噪聲大的錐齒輪傳動副； 前邊的變速組中的降速傳動比不宜采用極限值，以防止增加徑向尺寸。最末變速組中可采用最小傳動比

25、，特別是銑床以增加主軸的飛輪效應(yīng)。 5.2 齒輪齒數(shù)、模數(shù)的選擇 中型機床一般取，，機床主傳動系統(tǒng)齒數(shù)； 變速組所有齒輪的模數(shù)一樣，并是標準齒輪，初算齒輪模數(shù)時應(yīng)選擇各組負荷最重的小齒輪進展設(shè)計； 同時應(yīng)該考慮齒根到它的鍵槽深處的最小尺寸應(yīng)大于基圓齒厚。 5.3 軸徑、孔徑的選擇 軸徑的設(shè)計需要在考慮扭矩的根底上，綜合考慮軸用擋圈、軸承的選用，花鍵的加工和過度，齒輪、軸承、套筒等其他軸系部件的安裝等。同時應(yīng)該根據(jù)實際情況適當?shù)靥砑舆^度軸段，增大軸肩高度等； 孔的大小需要在能夠安裝軸承的根底上，綜合考慮鏜刀加工路線，鉆孔時鉆頭能否順利進展加工等問題。 5.4 其他零部件、細節(jié)

26、其他零部件的設(shè)計則需要在圖冊、手冊的參考之下綜合考慮實際應(yīng)用情況。例如墊圈、擋圈的使用，螺母的選擇，甩油環(huán)、油溝的設(shè)計，轉(zhuǎn)動體及非轉(zhuǎn)動體之間的間隙； 此外，需要考慮實際的配合關(guān)系，確定配合方式和配合對象； 同時，需要考慮實際加工所產(chǎn)生的空刀槽、越程槽、月牙槽等。 6，存在的問題與建議 實踐是最好的教師，希望在日常的教學(xué)當中能夠理論與實踐綜合學(xué)詳細DWG圖紙請加：三二③1爸爸五四0六 指導(dǎo)書能夠減少錯誤，給學(xué)生給多的幫助。 參考文獻 [1]機械制造裝備設(shè)計：工業(yè)大學(xué)，2021 .3 [2]金屬切削機床課設(shè)指導(dǎo)書，工業(yè)大學(xué). [3]實用機床設(shè)計手冊，洪，科學(xué)技術(shù). [4]宋寶玉，王黎欽. 機械設(shè)計：高等教育，2021.5 [5]云漲，兆年. 金屬切削機床設(shè)計簡明手冊：機械工業(yè)，1993 [6]隋秀凜，高安邦. 實用機床設(shè)計手冊：機械工業(yè)，2021. . z