无丝杠车床主传动系统运动和动力设计(共19页).doc

精选优质文档-倾情为你奉上五邑大学机床主传动系统设计 专 业： 机械工程及自动化 姓 名： 学 号： 指导老师： 2014年6月目 录一、 运动设计3 1 确定公比 3 2 求出主轴转速级数 3 3 确定极限转速 3 4 确定结构式3 5 绘制转速图4 6 确定齿轮传动副的齿数及带轮直径8 7 绘制传动系统图 11 8 校核主轴转速误差 11二、 动力设计12 1 传动轴的直径确定122 齿轮模数的初步计算133 确定机床主轴结构尺寸 174 确定皮带类型及根数 18 参考文献19 设计题目： 无丝杠车床主传动系统运动和动力设计 设计要求：题目公比最低转速级数Z功率N（KW）车床最大加工直径400mm无丝杠车床主传动系统设计1.2635.5124（三相4极异步电机，同步转速1500rpm）一、 运动设计 1、 确定公比 根据设计数据，公比=1.26。2、 求出主轴转速级数Z根据设计数据，转速级数Z=12。3、 确定极限转速 根据设计参数，主轴最低转速为35.5r/min，级数为12，且公比=1.26。则变速范围: 根据机械制造装备设计表2-5标准数列知：首先找到最小极限转速35.5，再每跳过3个数（1.26）取一个转速，即可得到公比为1.26的数列：35.5、45、56、71、90、112、140、180、224、280、355、450.4、 确定结构式 按照传动副前多后少原则（应尽可能将传动副较多的变带组安排在前面，传动副较少的变速组放在后面，使得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，以便节省变速箱的造价，减小变速箱的外形尺寸）选用的传动方案。 由前密后疏原则（传动顺序与扩大顺序相一致），由设计时要使主轴的转速为连续的等比数列，则必有一个变速组的级数比为1，则基本组，第一扩大组的级比指数一般为，第二扩大组的级比指数一般是其中最后扩大组的变速范围（主传动各变速组的最大变速范围810）符合要求。因为最后扩大组的变速范围满足要求，则其它变速组的变速范围也一定符合要求。即最终结构式为：5、 绘制转速图（1） 选定电动机根据设计要求，选择的电机型号：Y112M4，鼠笼式三相4极异步电机，同步转速1500rpm，转速为1440rpm。（2） 分配总降速传动比总降速传动比为，若每个变速组的最小传动比均取四分之一（为避免从动齿轮尺寸过大而增大箱体的径向尺寸，一般限制降速最小传动比），则三个变速组总的降速比可达，看来似乎无须增加降速定比传动，但是为了中间两个变速组做到降速缓慢以利于减少变速箱的径向尺寸，可大电机轴与I轴之间增加一降速比传动，用齿轮和皮带均可，为了便于安装，维护方便，在此选用的是皮带。（3） 合理分配传动比，拟定转速图由所确定的结构式知：共有三个传动组，变速机构共需要4根轴，加上电机轴共5根轴。故转速图需要5条竖线。主轴共有12级转速，注明主轴各级转速，电动机轴转速也应在电动机轴上注明，如下图，转速图中的小圆圈表示该轴具有的转速，即时转速点。一般，降速传动遵循“前慢后快”原则。因为确定中间各轴转速时，通常往前推比较方便，所以首先定III轴的转速。为避免从动齿轮尺寸过大而增大箱体的径向尺寸，一般限制降速最小传动比，又为避免扩大传动误差，减少振动噪声，限制最大升速比。确定III轴的转速由于第二扩大组的变速范围为4，级比指数是6，故这两对传动副的降速传动比可以初步确定为，升速传动比。于是可以确定III轴的六级转速是：112，140，180，224，280，355r/min，可见III轴的最低转速为112r/min。如下图所示：确定II轴转速第一扩大组的级比指数。于是，II轴的最低转速可能是140r/min（，）、180r/min（，）、224r/min（，）、280r/min（，），为使II轴转速不至于过低，造成II轴的转矩较大，又避免了升速，取，这样，II轴的最低转速为280r/min，三级转速分别为280,355,450r/min。如下图所示：确定I轴转速I轴级比指数为，又因为带传动的传动比为，带传动比可能比较大，因为设计参数给出的电机转速和和主轴的转速相差很大，如果在不换电机的情况下，适当的增加降速比就可以满足条件。最终确定I轴的转速为450r/min。其结构式：其降速比分配：其中：传送带的降速比：，一级齿轮降速比：，二级齿轮降速比：三级齿轮降速比：根据以上计算，绘制转速图如下：6、 确定变速组齿轮传动副的齿数变速组a：变速组a有三个传动副，传动比分别是, 后两个传动比小于1，取其倒数，即按 u=1,1.26（1.25）,和1.58（1.60）查表。由机械制造装备设计表28查得：在合适的齿数和范围内，查出存在上述三个传动比的分别有：由，为了方便表达只列出之间的时： 时： 时： 如变速组内所有齿轮的模数相同，并是标准齿轮，则三对传动副的齿数和应该是相同的。符合上述条件的是，54，方案1：选取为54查表可得轴I主动齿轮齿数分别为：27，24，21。则可算出三个传动副的齿轮齿数为：，因为变速组a要采用三联滑移齿轮，（三联滑移齿轮的最大和次大齿轮之间的齿数差应大于或等于4）经检验：最大和次大齿轮之间的齿数差33303，故方案1无法实现变速。方案2：选取为70同理，查表可得轴I主动齿轮齿数分别为：35，31，27。则可算出三个传动副的齿轮齿数为：，经检验：最大和次大齿轮之间的齿数差43394，满足变速要求。变速组b：变速组b有两个传动副，传动比分别是，。两个传动均比小于1，取其倒数，即按 u=1.26（1.25）,和2.52（2.51）同理，查表得：时， 时， 符合上述条件的是，56方案1：选取为56于是可得轴II上两联齿轮的齿数分别是：25、16。由，齿数过小的齿轮传动平稳性差。方案2：选取为70于是可得轴II上两联齿轮的齿数分别是：31，20。则可算出三个传动副的齿轮齿数分别为：39，50。 变速组c：变速组c有两个传动副，传动比分别是，。一个传动均比小于1，取其倒数，即按 u=1.26（1.25）,和3.17（3.16）查表得：时： 可取为83。为降速传动，取轴III齿轮齿数为20；为升速传动，取轴IV齿轮齿数为37。由对应传动比，得轴III上两联动齿轮的齿数分别是20,46；轴IV两齿轮的齿数分别是63,37。确定带轮直径1）确定计算功率，由机械设计附表66查得工作情况系数2）选取带型。根据及，由图68选用A型带3）确定带轮的基准直径。根据表61推荐的最小基准直径，由附表67可选小带轮的基准直径，则大带轮的基准直径根据附表67，取4）验证带速，即5m/s<v<25m/s,故符合要求。7、 绘制传动系统图 8、 校核主轴转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差，要求不超过。下表为主轴转速误差与规定值之间的比较：表1 主轴转速误差与规定值之间的比较标准转速r/min实际转速r/min主轴转速误差在标准值范围之内35.535.680.51%4544.96-0.09%5656.651.16%7171.370.52%9089.93-0.08%112113.311.16%140142.781.98%180179.90-0.05%224226.671.19%280285.612.0%355359.861.37%450453.430.76%二、 动力设计1、 传动轴的直径的确定由机械制造装备设计 按抗扭刚度估算轴的直径：式中 传动轴直径 电动机的额定功率 传动轴的计算转速从电机到所计算轴的传动效率因为一般传动轴的每米长允许扭转角，则这里不妨取，由表210可知，A92，K1.041.05，则AK95.6896.6，这里取AK96，则有：（1）主轴的计算转速因为设计的是等公比传动，由机械制造装备设计表29中所述，（2）各个传动轴的计算转速由转速图知轴有6级转速，其最低转速为112r/min,通过双联齿轮使主轴获得两极转速：140，35.5。140比主轴的计算转速高，需传递全部功率，故轴的140r/min转速也能传递全部功率，则轴计算转速为140r/min。同理，根据转速图和主轴的计算转速可以确定轴II、轴I的计算转速分别为：280，450。（3） 各传动轴直径经过网上查阅资料，知一般情况下，V带传动效率，滚动轴承的效率，齿轮副的效率。则：I轴：轴：轴：轴：综上，可取，2、 齿轮模数的初步计算（1）齿轮计算转速的确定只需计算变速组内最小的也是强度最弱的齿轮即可。a变速组内最小齿轮齿数是z=27，使轴获得3级转速，轴计算转速为280，故z=27在r/min传递全部功率，450r/min是计算转速。b变速组内最小齿轮齿数是z=20，使轴获得6级转速，140r/min是轴的计算转速，所以该齿轮的计算转速为355r/min。c变速组内的最小齿轮齿数是z=20，使主轴获得12级转速，71r/min是主轴的计算转速，所以该齿轮的计算转速为224r/min。（2）模数的计算原则：要求每个变速组的模数相同。变速组a:1）由机械设计中设计计算公式（87）进行齿轮尺寸的初步确定，即：试选荷载系数。I轴上小齿轮传递的转矩：齿宽系数 由表83选取应力循环次数为：接触疲劳寿命系数，由、查附图86，得：接触疲劳强度极限，由附图87，分别按合金MQ线和调质碳钢MQ线的延长线及齿面硬度查得：小齿轮；大齿轮接触疲劳许用应力，由表84，取安全系数（一般可靠度）则：2）试算，取许用接触疲劳强度，为计算许用应力，则：在此选50mm3)计算齿轮模数,则：根据附表88，确定变速级a齿轮模数为变速组b:试选荷载系数。II轴上小齿轮传递的转矩：齿宽系数 由表83选取应力循环次数为：接触疲劳寿命系数，由、查附图86，得：接触疲劳强度极限，由附图87，分别按合金MQ线和调质碳钢MQ线的延长线及齿面硬度查得：小齿轮；大齿轮接触疲劳许用应力，由表84，取安全系数（一般可靠度）则：2）试算，取许用接触疲劳强度，为计算许用应力，则：在此选55mm3)计算齿轮模数,则：根据附表88第二系列，确定变速级b齿轮模数为变速组c试选荷载系数。III轴上小齿轮传递的转矩：齿宽系数 由表83选取应力循环次数为：接触疲劳寿命系数，由、查附图86，得：接触疲劳强度极限，由附图87，分别按合金MQ线和调质碳钢MQ线的延长线及齿面硬度查得：小齿轮；大齿轮接触疲劳许用应力，由表84，取安全系数（一般可靠度）则：2）试算，取许用接触疲劳强度，为计算许用应力，则：在此选58mm3)计算齿轮模数,则：根据附表88，确定变速级c齿轮模数为综上：变带组 a,b, c 的模数分别是2，2.75，3.3、确定机床主轴结构尺寸主轴的主要结构参数有：主轴前、后轴颈和，主轴内孔直径d，主轴前端悬伸量a和主轴主要支撑间的跨距L。这些参数直接影响主轴旋转精度和主轴的刚度.主轴前轴颈直径的选取一般按机床类型、主轴传递的功率或最大加工直径，由表31选取：由功率范围在，则本车床的前轴颈直径，在此选为。则车床后轴颈的直径，考虑到主轴最小轴颈为45，要保证轴的强度满足要求（因为主轴是空心的），在此选后轴颈的直径为。主轴内孔直径的确定因为车床内孔用来通过棒料或安装夹紧机构，卧式机床的内孔d通常不小于主轴平均直径的 ，则知，于是选取主轴前端悬伸量的确定轴前端悬伸量是指主轴前端面到前轴承径向支反力作用中点（或前径向支承中点）的距离。它主要取决于主轴端部结构、前支承轴承和密封装置的形式和尺寸，由结构设计确定。由于前端悬伸量对主轴部件的刚度、抗振性影响很大，因此在满足结构要求的前提下，设计时应尽量缩短该悬伸量。综上：初选主轴主要支承间跨距L的确定 合理确定主轴主要支承间的跨距L，是获得主轴部件最大静刚度的重要条件之一。支承跨距过小，主轴的弯曲变形固然较小，但因支承变形引起主轴前轴端的位移量增大；反之，支承跨距过大，支承变形引起主轴前轴端的位移量尽管减小了，但主轴的弯曲变形增大，也会引起主轴前端较大的位移。因此存在一个最佳跨距L0，在该跨距时，因主轴弯曲变形和支承变形引起主轴前轴端的总位移量为最小。一般取，本文所设计的主轴暂取。但是实际结构设计时，由于结构上的原因，以及支承刚度因磨损会不断降低，主轴主要支承间的实际跨距往往大于最佳跨距4、确定皮带类型及根数由前面带轮直径计算知：小带轮的基准直径，大带轮的基准直径为。并且已确定为V带传动，选的是A型带。确定V带基准长度和中心距。根据初步确定中心距为：考虑到设计要求结构紧凑，故选由附表62选V带的基准长度为1400，按式（625）计算出实际的中心距验算主动轮上的包角。由式（627）可得：故主动轮的包角合适。计算V带的根数。由附表62查得，由附表65查得，由附表64查得，由附表63查得。根据式（620），在此条件下，单根V带所传递的功率为：由式（628）可得V带的根数Z：（式中由前面带轮直径计算时算出）则取Z4根参考文献1 关慧贞 冯辛安主编. 机械制造装备设计 第3版. 机械工业出版社2 陈东主编 机械设计 电子工业出版社专心-专注-专业