0539-車床主軸箱傳動系統(tǒng)設計,車床,主軸,傳動系統(tǒng),設計 車床主軸箱設計說明書 目 錄 一、設計目的 -1- 二、設計步驟 -1- 1.運動設計 -1- 1.1已知條件 -1- 1.2結構分析式 -1- 1.3 繪制轉速圖 -2- 1.4 繪制傳動系統(tǒng)圖 -5- 2.動力設計 -5- 2.1 確定各軸轉速 -5- 2.2 帶傳動設計 -6- 2.3 各傳動組齒輪模數(shù)的確定和校核 -7- 3. 齒輪強度校核 -9- 3.1校核a傳動組齒輪 -9- 3.2 校核b傳動組齒輪 -10- 3.3校核c傳動組齒輪 -11- 4. 主軸撓度的校核 -13- 4.1 確定各軸最小直徑 -13- 4.2軸的校核 -13- 5. 主軸最佳跨距的確定 -14- 5.1 選擇軸頸直徑,軸承型號和最佳跨距 -14- 5.2 求軸承剛度 -14- 6. 各傳動軸支承處軸承的選擇 -15- 7. 主軸剛度的校核 -15- 7.1 主軸圖 -15- 7.2 計算跨距 -16- 三、總結 -17- 四、參考文獻 -18- 一、設計目的 通過機床主運動機械變速傳動系統(tǒng)得結構設計，在擬定傳動和變速的結構方案過程中，得到設計構思、方案分析、結構工藝性、機械制圖、零件計算、編寫技術文件和查閱技術資料等方面的綜合訓練，樹立正確的設計思想，掌握基本的設計方法，并具有初步的結構分析、結構設計和計算能力。 二、設計步驟 1.運動設計 1.1已知條件 [1]確定轉速范圍：主軸最小轉速。 [2]確定公比： [3]轉速級數(shù)： 1.2結構分析式 ⑴ ⑵ [3] 從電動機到主軸主要為降速傳動，若使傳動副較多的傳動組放在較接近電動機處可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，節(jié)省材料，也就是滿足傳動副前多后少的原則，因此取方案。在降速傳動中，防止齒輪直徑過大而使徑向尺寸常限制最小傳動比 ；在升速時為防止產生過大的噪音和震動常限制最大轉速比。在主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍。在設計時必須保證中間傳動軸的變速范圍最小， 根據(jù)中間傳動軸變速范圍小的原則選擇結構網(wǎng)。從而確定結構網(wǎng)如下： 檢查傳動組的變速范圍時，只檢查最后一個擴大組： 其中，， 所以 ，合適。 1.3 繪制轉速圖 ⑴選擇電動機 一般車床若無特殊要求，多采用Y系列封閉式三相異步電動機，根據(jù)原則條件選擇Y-132M-4型Y系列籠式三相異步電動機。 ⑵分配總降速傳動比 總降速傳動比 又電動機轉速不符合轉速數(shù)列標準，因而增加一定比傳動副。 [3]確定傳動軸軸數(shù) 傳動軸軸數(shù) = 變速組數(shù) + 定比傳動副數(shù) + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。 ⑷確定各級轉速并繪制轉速圖 由 　　z = 12確定各級轉速： 1400、1000、710、500、355、250、180、125、90、63、45、31.5r/min。 在五根軸中，除去電動機軸，其余四軸按傳動順序依次設為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ。Ⅰ與Ⅱ、Ⅱ與Ⅲ、Ⅲ與Ⅳ軸之間的傳動組分別設為a、b、c?，F(xiàn)由Ⅳ（主軸）開始，確定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸的轉速： ① 先來確定Ⅲ軸的轉速 傳動組c 的變速范圍為，結合結構式， Ⅲ軸的轉速只有一和可能： 125、180、250、355、500、710r/min。 ② 確定軸Ⅱ的轉速 傳動組b的級比指數(shù)為3，希望中間軸轉速較小，因而為了避免升速，又不致傳動比太小，可取 ， 軸Ⅱ的轉速確定為：355、500、710r/min。 ③確定軸Ⅰ的轉速 對于軸Ⅰ，其級比指數(shù)為1,可取 ，， 確定軸Ⅰ轉速為710r/min。 由此也可確定加在電動機與主軸之間的定傳動比。下面畫出轉速圖（電動機轉速與主軸最高轉速相近）。 [5]確定各變速組傳動副齒數(shù) ①傳動組a: 查表8-1, ，， 時：……57、60、63、66、69、72、75、78…… 時：……58、60、63、65、67、68、70、72、73、77…… 時：……58、60、62、64、66、68、70、72、74、76…… 可取72,于是可得軸Ⅰ齒輪齒數(shù)分別為：24、30、36。 于是，， 可得軸Ⅱ上的三聯(lián)齒輪齒數(shù)分別為：48、42、36。 ②傳動組b: 查表8-1, ， 時：……69、72、73、76、77、80、81、84、87…… 時：……70、72、74、76、78、80、82、84、86…… 可取 84，于是可得軸Ⅱ上兩聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別為：22、42。 于是 ，，得軸Ⅲ上兩齒輪的齒數(shù)分別為：62、42。 ③傳動組c: 查表8-1,, 時：……84、85、89、90、94、95…… 時： ……72、75、78、81、84、87、89、90…… 可取 90. 為降速傳動，取軸Ⅲ齒輪齒數(shù)為18； 為升速傳動，取軸Ⅳ齒輪齒數(shù)為30。 于是得, 得軸Ⅲ兩聯(lián)動齒輪的齒數(shù)分別為18，60； 得軸Ⅳ兩齒輪齒數(shù)分別為72，30。 1.4 繪制傳動系統(tǒng)圖 根據(jù)軸數(shù)，齒輪副，電動機等已知條件可有如下系統(tǒng)圖： 2.動力設計 2.1 確定各軸轉速 ⑴確定主軸計算轉速：主軸的計算轉速為 ⑵各傳動軸的計算轉速： 軸Ⅲ可從主軸90r/min按72/18的傳動副找上去，軸Ⅲ的計算轉速 125r/min；軸Ⅱ的計算轉速為355r/min；軸Ⅰ的計算轉速為710r/min。 [3]各齒輪的計算轉速 傳動組c中，18/72只需計算z = 18 的齒輪，計算轉速為355r/min；60/30只需計算z = 30的齒輪，計算轉速為250r/min；傳動組b計算z = 22的齒輪，計算轉速為355r/min；傳動組a應計算z = 24的齒輪，計算轉速為710r/min。 [4]核算主軸轉速誤差 所以合適。 2.2 帶傳動設計 電動機轉速n=1440r/min,傳遞功率P=7.5KW,傳動比i=2.03，兩班制， 一天運轉16.1小時，工作年數(shù)10年。 ⑴確定計算功率 取1.1，則 ⑵選取V帶型 根據(jù)小帶輪的轉速和計算功率，選B型帶。 ⑶確定帶輪直徑和驗算帶速 查表小帶輪基準直徑, 驗算帶速成 其中 -小帶輪轉速，r/min； -小帶輪直徑，mm； ，合適。 [4]確定帶傳動的中心距和帶的基準長度 設中心距為,則 0．55（）a2（） 于是 208.45a758,初取中心距為400mm。 帶長 查表取相近的基準長度，。 帶傳動實際中心距 [5]驗算小帶輪的包角 一般小帶輪的包角不應小于。 。合適。 [6]確定帶的根數(shù) 其中： -時傳遞功率的增量； -按小輪包角，查得的包角系數(shù)； -長度系數(shù)； 為避免V型帶工作時各根帶受力嚴重不均勻，限制根數(shù)不大于10。 [7]計算帶的張緊力 其中： -帶的傳動功率,KW； v-帶速,m/s； q-每米帶的質量，kg/m；取q=0.17kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。 [8]計算作用在軸上的壓軸力 2.3 各傳動組齒輪模數(shù)的確定和校核 ⑴模數(shù)的確定： a傳動組：分別計算各齒輪模數(shù) 先計算24齒齒輪的模數(shù)： 其中: -公比 ； = 2； -電動機功率； = 7.5KW； -齒寬系數(shù)； -齒輪傳動許允應力; -計算齒輪計算轉速。 ， 取= 600MPa,安全系數(shù)S = 1。 由應力循環(huán)次數(shù)選取 ，取S=1，。 取m = 4mm。 按齒數(shù)30的計算，，可取m = 4mm； 按齒數(shù)36的計算，, 可取m = 4mm。 于是傳動組a的齒輪模數(shù)取m = 4mm，b = 32mm。 軸Ⅰ上齒輪的直徑： 。 軸Ⅱ上三聯(lián)齒輪的直徑分別為： b傳動組： 確定軸Ⅱ上另兩聯(lián)齒輪的模數(shù)。 按22齒數(shù)的齒輪計算： 可得m = 4.8mm； 取m = 5mm。 按42齒數(shù)的齒輪計算： 可得m = 3.55mm； 于是軸Ⅱ兩聯(lián)齒輪的模數(shù)統(tǒng)一取為m = 5mm。 于是軸Ⅱ兩聯(lián)齒輪的直徑分別為： 軸Ⅲ上與軸Ⅱ兩聯(lián)齒輪嚙合的兩齒輪直徑分別為： c傳動組： 取m = 5mm。 軸Ⅲ上兩聯(lián)動齒輪的直徑分別為： 軸四上兩齒輪的直徑分別為： 3. 齒輪強度校核：計算公式 3.1校核a傳動組齒輪 校核齒數(shù)為24的即可，確定各項參數(shù) ⑴ P=8.25KW,n=710r/min, ⑵確定動載系數(shù)： 齒輪精度為7級，由《機械設計》查得使用系數(shù) ⑶ ⑷確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù) 非對稱 ,查《機械設計》得 ⑸確定齒間載荷分配系數(shù): 由《機械設計》查得 ⑹確定動載系數(shù): ⑺查表 10-5 ⑻計算彎曲疲勞許用應力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 圖10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合適。 3.2 校核b傳動組齒輪 校核齒數(shù)為22的即可，確定各項參數(shù) ⑴ P=8.25KW,n=355r/min, ⑵確定動載系數(shù)： 齒輪精度為7級，由《機械設計》查得使用系數(shù) ⑶ ⑷確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù) 非對稱 ,查《機械設計》得 ⑸確定齒間載荷分配系數(shù): 由《機械設計》查得 ⑹確定動載系數(shù): ⑺查表 10-5 ⑻計算彎曲疲勞許用應力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 圖10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合適。 3.3校核c傳動組齒輪 校核齒數(shù)為18的即可，確定各項參數(shù) ⑴ P=8.25KW,n=355r/min, ⑵確定動載系數(shù)： 齒輪精度為7級，由《機械設計》查得使用系數(shù) ⑶ ⑷確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù) 非對稱 ,查《機械設計》得 ⑸確定齒間載荷分配系數(shù): 由《機械設計》查得 ⑹確定動載系數(shù): ⑺查表 10-5 ⑻計算彎曲疲勞許用應力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 圖10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合適。 4. 主軸撓度的校核 4.1 確定各軸最小直徑 [1]Ⅰ軸的直徑： [2]Ⅱ軸的直徑： [3]Ⅲ軸的直徑： [4]主軸的直徑： 4.2軸的校核 Ⅰ軸的校核：通過受力分析，在一軸的三對嚙合齒輪副中，中間的兩對齒輪對Ⅰ軸中點處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來進行校核 。 Ⅱ軸、Ⅲ軸的校核同上。 5. 主軸最佳跨距的確定 400mm車床，P=7.5KW. 5.1 選擇軸頸直徑,軸承型號和最佳跨距 前軸頸應為75-100mm,初選=100mm,后軸頸取,前軸承為NN3020K,后軸承為NN3016K,根據(jù)結構,定懸伸長度 5.2 求軸承剛度 考慮機械效率 主軸最大輸出轉距 床身上最大加工直徑約為最大回轉直徑的60%,取50%即200,故半徑為0.1. 切削力 背向力 故總的作用力 次力作用于頂在頂尖間的工件上主軸尾架各承受一半, 故主軸軸端受力為 先假設 前后支撐分別為 根據(jù) 。 6. 各傳動軸支承處軸承的選擇 主軸 前支承：NN3020K;中支承：N219E;后支承：NN3016K Ⅰ軸 前支承：30207;后支承：30207 Ⅱ軸 前支承：30207;中支承：NN3009;后支承：30207 Ⅲ軸 前支承：30208;后支承：30208 7. 主軸剛度的校核 7.1 主軸圖: 7.2 計算跨距 前支承為雙列圓柱滾子軸承，后支承為雙列圓柱滾子軸承 當量外徑 主軸剛度：由于 故根據(jù)式（10-8） 對于機床的剛度要求，取阻尼比 當v=50m/min,s=0.1mm/r時,, 取 計算 可以看出，該機床主軸是合格的. 三、總結 金屬切削機床的課程設計任務完成了，雖然設計的過程比較繁瑣，而且剛開始還有些不知所措，但是在同學們的共同努力下，再加上老師的悉心指導，我終于順利地完成了這次設計任務。本次設計鞏固和深化了課堂理論教學的內容，鍛煉和培養(yǎng)了我綜合運用所學過的知識和理論的能力，是我獨立分析、解決問題的能力得到了強化. 四、參考文獻 ［1］工程學院機械制造教研室 主編.金屬切削機床指導書. ［2］濮良貴 紀名剛主編.機械設計(第七版).北京:高等教育出版社,2001年6月 [3］毛謙德 李振清主編.《袖珍機械設計師手冊》第二版.機械工業(yè)出版社,2002年5月 ［4］《減速器實用技術手冊》編輯委員會編.減速器實用技術手冊.北京:機械工業(yè)出版社,1992年 ［5］戴曙 主編.金屬切削機床.北京:機械工業(yè)出版社,2005年1月 [6]《機床設計手冊》編寫組 主編.機床設計手冊.北京:機械工業(yè)出版社,1980年8月 ［7］華東紡織工學院 哈爾濱工業(yè)大學 天津大學主編.機床設計圖冊.上海:上海科學技術出版社,1979年6月