1 普通車床的主動傳動系統(tǒng)設(shè)計 書 一、專用鏜床 1：原始數(shù)據(jù) 主電動機(jī)功率 P/電動機(jī))1電 1n 24450 140 180 350 450 2. 工藝要求 1. 加工工件材料為鑄鐵，粗加工、可加工通孔、沉孔、倒角。 50，要求正反轉(zhuǎn)。 軸箱安置在主柱上，可作上、下移動。 二、設(shè)計內(nèi)容 1）運(yùn)動設(shè)計：根據(jù)給定的轉(zhuǎn)速確定主傳動的結(jié)構(gòu)網(wǎng)、轉(zhuǎn)速圖、傳動系統(tǒng)圖、計算齒輪齒數(shù)。 2）動力計算：選擇電動機(jī)型號，對主要零件（如帶、齒輪、主軸、傳動軸、軸承等）進(jìn)行計算（出算和驗算）。 3）繪制下列圖紙： 機(jī) 床主傳動系統(tǒng)圖（畫在說明書上）。 操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計、主軸箱上、下移動機(jī)構(gòu)設(shè)計（以原理圖形式畫在說明書上）。 主軸箱部件展開圖及主要剖面圖。 主軸零件圖。 4)編寫設(shè)計說明書一份。 2 一、概述 床課程設(shè)計的目的 課程設(shè)計是在學(xué)生學(xué)完相應(yīng)課程及先行課程之后進(jìn)行的實習(xí)性教學(xué)環(huán)節(jié)，是大學(xué)生的必修環(huán)節(jié)，其目的在于通過機(jī)床運(yùn)動機(jī)械變速傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計，使學(xué)生在擬定傳動和變速的結(jié)構(gòu)的結(jié)構(gòu)方案過程中，得到設(shè)計構(gòu)思，方案分析，結(jié)構(gòu)工藝性，機(jī)械制圖，零件計算，編寫技術(shù)文件和查閱 技術(shù)資料等方面的綜合訓(xùn)練，樹立正確的設(shè)計思想，掌握基本的設(shè)計方法，并培養(yǎng)學(xué)生具有初步的結(jié)構(gòu)分析，結(jié)構(gòu)設(shè)計和計算能力。 二、參數(shù)擬定 定轉(zhuǎn)速范圍 確定轉(zhuǎn)速范圍：主軸最小轉(zhuǎn)速 r/=140r/r/=1800r/機(jī)械制造裝備設(shè)計書表 2： 140r/180r/224r/80r/355r/450r/560r/710r/900r/1120r/400r/ 1800r/ 電機(jī)的選擇 合理的確定電機(jī)功率，使機(jī)床既能充分發(fā)揮其使用性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機(jī)經(jīng)常輕載而降低功率因素。 已知電動機(jī)的功率是 3據(jù)機(jī)械設(shè)計手冊第 3版，選 定功率 3載轉(zhuǎn)速 1450r/轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩 /額定轉(zhuǎn)矩 =大轉(zhuǎn)矩 /額定轉(zhuǎn)矩 =床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)表 最高轉(zhuǎn)速 最低轉(zhuǎn)速 電機(jī)功率 P（ 公比 轉(zhuǎn)速級數(shù)Z 1800 140 3 2 三、傳動設(shè)計 傳動方案擬定 擬定傳動方案，包括傳動形式的選擇以及開停、換向、制動、操作等整個傳動系統(tǒng)的確定。傳動形式指傳動和變速的元件、機(jī)構(gòu)以及組成、安排不同特點(diǎn)的傳動形式、變速類型。 傳動方案和形式與結(jié)構(gòu)的復(fù)雜程度密切相關(guān)，和工作性能也有關(guān)系。因此，確定傳動方案和形式，要從結(jié)構(gòu)、工藝、性能及經(jīng) 濟(jì)等方面統(tǒng)一考慮。 傳動方案有多種，傳動形式更是眾多，比如：傳動形式上有集中傳動、分離傳動；擴(kuò)大變速范圍可用增加傳動組數(shù)，也可用背輪結(jié)構(gòu)、分支傳動等形式；變 3 速箱上既可用多速電機(jī)，也可用交換齒輪、滑移齒輪、公用齒輪等。 顯然，可能的方案有很多，優(yōu)化的方案也因條件而異。此次設(shè)計中，我們采用集中傳動形式的主軸變速箱。 動結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選擇 結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)對于分析和選擇簡單的串聯(lián)式的傳動不失為有用的方法，但對于分析復(fù)雜的傳動并想由此導(dǎo)出實際的方案，就并非十分有效。 定傳動組及各傳動組中 傳動副的數(shù)目 級數(shù)為 Z 的傳動系統(tǒng)由若干個順序的傳動組組成，各傳動組分別有 Z 、Z 、 個傳動副。 傳動副中由于結(jié)構(gòu)的限制以 2 或 3 為合適，即變速級數(shù) Z 應(yīng)為 2 和 3 的因子： 有以下三種方案： 12=3 2 2. 動式的擬定 12級轉(zhuǎn)速傳動系統(tǒng)的傳動組，選擇傳動組安排方式時，考慮到機(jī)床主軸變速箱的具體結(jié)構(gòu)、裝置和性能。 主軸對加工精度、表面粗糙度的影響很大，因此主軸 上的齒輪少些為好。最后一個傳動組的傳動副常選用 2。 綜上所述，傳動式為 12=3 2 2。 構(gòu)式的擬定 傳動副應(yīng)前多后少的原則，故 12=3 2 2傳動式，有 6種結(jié)構(gòu)式和對應(yīng)的結(jié)構(gòu)網(wǎng)。又因為傳動順序應(yīng)前密后疏，變速組的降速要前慢后快，所以結(jié) 構(gòu)式為： 12=31 23 26 4 速圖的擬定 圖 1正轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速圖 5確定各變速組傳動副齒數(shù) 傳動組 a: 查表 82/1/1 21 1/13 ： 57、 60、 63、 66、 69、 72、 75、 78 ： 58、 60、 63、 65、 67、 68、 70、 72、 73、 77 1/13 ： 58、 60、 62、 64、 66、 68、 70、 72、 74、 76 可取 2,于是可得軸齒輪齒數(shù)分別為： 24、 30、 36。 于是 48/241 42/302 36/363 的三聯(lián)齒輪齒數(shù)分別為： 48、 42、 36。 傳動 組 b: 查表 8 1/12 ： 69、 72、 73、 76、 77、 80、 81、 84、 87 1/12 ： 70、 72、 74、 76、 78、 80、 82、 84、 86 可取 4，于是可得軸上兩聯(lián)齒 輪的齒數(shù)分別為： 22、 42。 于是 62/221 42/422 軸上兩齒輪的齒數(shù)分別為： 62、 42。 傳動組 c: 查表 84/11 22 1 ： 84、 85、 89、 90、 94、 95 22 ： 72、 75、 78、 81、 84、 87、 89、 90 可取 0. 4/11 降速傳動，取軸齒輪齒數(shù)為 18； 22 升速傳動，取軸齒輪齒數(shù)為 30。 于是得 72/181 30/602 聯(lián)動齒輪的齒數(shù)分別為 18， 60； 得軸兩齒輪齒數(shù)分別為 72， 30。 制傳動系統(tǒng)圖 根據(jù)軸 數(shù)，齒輪副，電動機(jī)等已知條件可有如下系統(tǒng)圖： 6 定各軸轉(zhuǎn)速 確定主軸計算轉(zhuǎn)速：主軸的計算轉(zhuǎn)速為 m 0 . 031213zm 各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速： 軸可從主軸 90r/ 72/18的傳動副找上去，軸的計算轉(zhuǎn)速 125r/的計算轉(zhuǎn)速為 355r/的計算轉(zhuǎn)速為 710r/ 3各齒輪的計算轉(zhuǎn)速 傳動組 18/72 只需計算 z = 18 的齒輪，計算轉(zhuǎn) 速為 355r/60/30只需計算 z = 30的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為 250r/動組 z = 22 的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為 355r/動組 z = 24 的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為 710r/ 4核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 m 1 730/6042/4236/362 5 6/1 2 61 4 5 0 實400 標(biāo)%5%001 4 0 0 )1 4 0 1 7(%100)( 標(biāo)標(biāo)實所以合適。 帶傳動設(shè)計 電動機(jī)轉(zhuǎn)速 n=1450r/遞功率 P=3動比 i=班制， 一天運(yùn)轉(zhuǎn) 作年數(shù) 10年。 確定計算功率 取 4 選取 根據(jù)小帶輪的轉(zhuǎn)速和計算功率，選 確定帶輪直徑和驗算帶速 查表小帶輪基準(zhǔn)直徑 251 , 5 51 2 52 驗算帶速成100060 11 其中 1n r/ 1d 25,5/ 0060 1 4 適。 7 4確定帶傳動的中心距和帶的基準(zhǔn)長度 設(shè)中心距為0a,則 0 55（ 21 ） a 2（ 21 ） 于是 a 758,初取中心距為 0 帶長02122100 4)()(22 0 54 0 04 )1 2 52 5 4()2 5 41 2 5( 022 查表取相近的基準(zhǔn)長度400。 帶傳動實際中心距 d 0 5驗算小帶輪的包角 一般小帶輪的包角不應(yīng)小于 120 。 21 a 。合適。 6確定帶的根數(shù) ( 00 其中： 0p- 1i 時傳遞功率的增量； ，查得的包角系數(shù)； 長度系數(shù)； 為避免 制根數(shù)不大于 10。 Z7計算帶的張緊力0 0 0 8 其中： m/s； kg/m；取 q=m。 v = 1440r/ s。 (0 8計算作用在軸上的壓軸力 5 3 1s 3422s 0 各傳動組齒輪模數(shù)的確定和校核 模數(shù)的確定： 別計算各齒輪模數(shù) 先計算 24齒齒輪的模數(shù)： 3 221 )1(16338m 其中 : ； = 2； 4 m ， 取 = 600全系數(shù) S = 1。 由應(yīng)力循環(huán)次數(shù)選取 K ，取 S=1， M P N 5 4 01 6 0 。 2(1 6 3 3 8 3221 取 m = 4 9 按齒數(shù) 30的計算， ，可取 m = 4 按齒數(shù) 36的計算， , 可取 m = 4 于是傳動組 m = 4b = 32 軸上齒輪的直徑： 62441 2 03041 4 4364 321 ；。 軸上三聯(lián)齒輪的直徑分別為： 9 24841 6 84241 4 4364 3 2 1 ； 確定軸上另兩聯(lián)齒輪的模數(shù)。 3 22 )1(16338m 按 22齒數(shù)的齒輪計算： m 558.2 ，可得 m = 取 m = 5 按 42齒數(shù)的齒輪計算： 可得 m = 于是軸兩聯(lián)齒輪的模數(shù)統(tǒng)一取為 m = 5 于是軸兩聯(lián)齒輪的直徑分別為： 10425110225 21 ；軸上與軸兩聯(lián)齒輪嚙合的兩齒輪直徑分別為： 10425310625 2 1 ； 取 m = 5 軸上兩聯(lián)動齒輪的直徑分別為： 0060590185 21 ；軸四上兩齒輪的直徑分別為： 。； 5 03053 6 0725 2 1 10 3. 齒輪強(qiáng)度校核 ： 計算公式2核 校核齒數(shù)為 24的即可，確定各項參數(shù) P=n=710r/ 566 確定動載系數(shù)： 0060 710961 0 0060 齒輪精度為 7級，由機(jī)械設(shè)計查得使用系數(shù) 05.1248 確定齒向載荷分配系數(shù) :取齒寬系數(shù) 1d非對稱 2 2 31 . 1 2 0 . 1 8 1 0 . 6 0 . 2 3 1 0H d 4)24/(32/ 查機(jī)械設(shè)計得 確定齒間載荷分配系數(shù) : t 2 2 9 096 K 2 9 由機(jī)械設(shè)計查得 1 確定動載系數(shù) : 表 10 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。 圖 10K,S = 1.3 4 11 74 ， 2 9 t 故合適。 校核 校核齒數(shù)為 22的即可，確 定各項參數(shù) P=n=355r/ 566 確定動載系數(shù)： 55110100060 齒輪精度為 7級，由機(jī)械設(shè)計查得使用系數(shù) 0.1058 確定齒向載荷分配系數(shù) :取齒寬系數(shù) 1d非對稱 2 2 31 . 1 2 0 . 1 8 1 0 . 6 0 . 2 3 1 0H d 40/ 查機(jī)械設(shè)計得 確定齒間載荷分配系數(shù) : t 4 0 4 01 1 0 K 10010140 由機(jī)械設(shè)計查得 K 確定動載系數(shù) : 表 10 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。 圖 10K,S = 12 4 74 ， 0 4 03 9 t 故合適。 核 校核齒數(shù)為 18的即可，確定各項參數(shù) P=n=355r/ 566 確定動載系數(shù)： 0060 355901 0 0060 齒輪精度為 7級，由機(jī)械設(shè)計查得使用系數(shù) 9.0058 確定齒向載荷分配系數(shù) :取齒寬系數(shù) 1d非對稱 2 2 31 . 1 2 0 . 1 8 1 0 . 6 0 . 2 3 1 0H d 2)45/(40/ 查機(jī)械設(shè)計得 確定齒間載荷分配系數(shù) : t 4 9 3 090 K 10012340 4 9 3 由機(jī)械設(shè)計查得 K 確定動載系數(shù) : 2 5 7 表 10 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。 13 圖 10K,S = 1.3 4 74 ， 9 3 02 5 7 t 故合適。 4. 主軸撓度的校核 定各軸最小直徑 1軸的直徑： m 10,1 9710 2軸的直徑： m 55,12 4355 3軸的直徑： m 2 5, 4125 4主軸的直徑： m 的校核 軸的校核：通過受力分析，在一軸的三對嚙合齒輪副中，中間的兩對齒輪對軸中點(diǎn)處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來進(jìn)行校核 017)1096/( 14 ,228,33010200,36:2852922已知 所以合格, 。 軸、軸的校核同上。 5. 主軸最佳跨距的確定 320P=4擇軸頸直徑 ,軸承型號和最佳跨距 前軸頸應(yīng)為 75選 1d =100軸頸 12 ) 取 02 ,前軸承為 軸承為 據(jù)結(jié)構(gòu) ,定懸伸長度 51 求軸承剛度 考慮機(jī)械效率 主軸最大輸出轉(zhuǎn)距 7690 床身上最大加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的 60%,取 50%即 200 切削力 背向力 3 8 06 7 6 故總的作用力 55822 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 7792/ 先假設(shè) 25753,3/ 前后支撐 別為 15 根據(jù) 01.0 co s)(39.3 30,2,1,17,039 0 70c o 6 0 90c o 3 36113464425375,3/0 與原假設(shè)相符查線圖 。 6. 各傳動軸支承處軸承的選擇 主軸 前支承： 支承： 支承