机械制造装备设计..doc

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1、Four short words sum up what has lifted most successful individuals above the crowd: a little bit more.-author-date机械制造装备设计.机械制造装备设计.机床主传动系统设计 专 业： 机械工程 姓 名： 学 号： 指导老师： -一、 运动设计41 确定公比42 求出主轴转速级数Z43 确定极限转速44 确定结构式4（1） 按照传动副前多后少原则4（2） 传动顺序与扩大顺序相一致原则45 选定电动机46 分配总降速传动比57 确定传动轴数58 合理分配传动比，拟定转速图5（1） 确定I

2、II轴的转速5（2） 确定II轴转速5（3） 确定I轴转速59 确定变速组齿轮传动副的齿数6（1） 变速组a6（2） 变速组b7（3） 变速组c710 绘制传动系统图811 校核主轴转速误差8二、 动力设计101 传动轴的直径的确定102 主轴的计算转速103 各个传动轴的计算转速104 各传动轴直径115 齿轮模数的初步计算11（1） 齿轮计算转速的确定11（2） 模数的计算126 确定机床主轴主要结构参数16（1） 主轴前轴颈直径的选取16（2） 主轴内孔直径的确定16（3） 主轴前端悬伸量的确定17（4） 主轴主要支承间跨距L的确定177 确定皮带类型及根数17（1） 确定计算功率17（

3、2） 选取V带的带型。17（3） 确定带轮的基准直径并验证带速。17（4） 确定V带基准长度和中心距。18（5） 计算出实际的中心距18（6） 验算主动轮上的包角。18（7） 计算V带的根数z18参考文献18 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320mm无丝杠车床主传动系统设计1.4140124（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=1.41。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40r/min，级数为12

4、，且公比=1.41。于是可以得到主轴的转速有：40，56，80，112，160，224，315，450，630，900，1250，1800r/min。则变速范围: 4 确定结构式（1） 按照传动副前多后少原则（2） 传动顺序与扩大顺序相一致原则5 选定电动机根据设计要求，选择的电机型号：Y132S1-2，2极三相异步电机，同步转速3000rpm，满载转速为2900rpm。6 分配总降速传动比总降速传动比，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，为避免扩大传动误差，减少震动噪声，限制最大限速比。7 确定传动轴数轴数=变速组数+定比传动副数+1=3+1+1=5。8 合理

5、分配传动比，拟定转速图（1） 确定III轴的转速（2） 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223r/min（，）、315r/min（，）、450r/min（，）、630r/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315r/min，三级转速分别为315，450，630r/min。（3） 确定I轴转速I轴的级比系数为=1，由升2降4原则，则I轴转速有多种情况，取I轴的转速为900r/min。（4） 最后，确定电机轴与I轴的传动比，采用带传动，传动比为。（5） 根据以上计算，绘制转速图如下：9 确定变速组齿

6、轮传动副的齿数（1） 变速组a变速组a有三个传动副，传动比分别是, 。查表得：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：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，72等，取=72，从表中可查出三个传动副的主动齿轮数分别为19、24、30。根据相应的传动比，可算得轴II三个齿轮齿数分别为:53、48、42。（2） 变速组b变速组b有两个传动副，传动比分别是, 。查表得：在合适的齿数和范围内，查出存在上述两个传动比的分别有：时： 时： 符合上述条件的是，63、75等，取=75，从表中可查出传动副的一个主动齿轮数为2

7、5，一个从动齿轮的齿数为31。根据相应的传动比，可算得轴II上主动齿轮齿数分别为44，轴III上从动齿轮齿数为50。（3） 变速组c变速组c有两个传动副，传动比分别是, 。查表得：在合适的齿数和范围内，查出存在上述两个传动比的分别有：时： 时： 符合上述条件的是，81等，取=81，从表中可查出传动副的一个主动齿轮数为27，一个从动齿轮的齿数为16。根据相应的传动比，可算得轴III上主动齿轮齿数分别为54，轴IV上从动齿轮齿数为65。10 绘制传动系统图11 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：40，56，80，112，160，224

8、，315，450，630，900，1250，1800r/min。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4039.7-0.07%5655.38-0.11%8079.12-0.11%112112.720.65%16089.93-0.08%224224.600.27%315316.480.47%4504500630642.862.0%900915.891.77%12501277.422.19%18001824.881.38%二、 动力设计1 传动轴的直径的确定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

9、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，查表可知，A92，K1.041.05，则AK95.6896.6，这里取AK96，则有：2 主轴的计算转速查表得：3 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160r/min,通过双联齿轮使主轴获得两极转速：315，40。315比主轴的计算转速高，需传递全部功率，故轴的160r/min转速也能传递全部功率，则轴计算转速为160r/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：315，900。4 各传动轴直径查表可得，V带传动效率，滚动轴承的效率，齿轮副的效率。则：（1） I轴：（2）

10、轴：（3） 轴：（4） 轴：综上，可取，。5 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=19，900r/min是计算转速。 b变速组内最小齿轮齿数是z=25，使轴获得160，224，315r/min三个转速，而160r/min是轴的计算转速，所以该齿轮的计算转速为315r/min。 c变速组内的最小齿轮齿数是z=16，使主轴获得6级转速，112r/min是主轴的计算转速，所以该齿轮的计算转速为160r/min。（2） 模数的计算 变速组a1） 试算小齿轮分度圆直径：2） 试选荷载系数。3） I轴上小齿轮传递的转矩：4

11、） 齿宽系数 取。5） 应力循环次数为：6） 接触疲劳寿命系数，由、查表，得：7） 接触疲劳强度极限，查表得：小齿轮；大齿轮8） 接触疲劳许用应力。取安全系数，则：9） 试算，取许用接触疲劳强度，为计算许用应力，则：在此选95mm。10） 计算齿轮模数，则：查表，确定变速级a齿轮模数为。 变速组b1） 试选荷载系数。2） II轴上小齿轮传递的转矩：3） 齿宽系数 取。4） 应力循环次数为：5） 接触疲劳寿命系数，由、查表，得：6） 接触疲劳强度极限，查表得：小齿轮；大齿轮7） 接触疲劳许用应力。取安全系数，则：8） 试算，取许用接触疲劳强度，为计算许用应力，则：在此选135mm。9） 计算齿轮

12、模数，则：查表，确定变速级a齿轮模数为。 变速组c1） 试选荷载系数。2） III轴上小齿轮传递的转矩：3） 齿宽系数 取。4） 应力循环次数为：5） 接触疲劳寿命系数，由、查表，得：6） 接触疲劳强度极限，查表得：小齿轮；大齿轮7） 接触疲劳许用应力。取安全系数，则：8） 试算，取许用接触疲劳强度，为计算许用应力，则：在此选155mm。9） 计算齿轮模数，则：查表，确定变速级a齿轮模数为。综上：变带组 a,b, c 的模数分别是5，6，14。6 确定机床主轴主要结构参数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

13、度和主轴的刚度。（1） 主轴前轴颈直径的选取查表可知，由于机床功率为4KW处于功率范围，故本车床的前轴颈直径，在此选为。而车床后轴颈的直径，取后轴颈的直径为。（2） 主轴内孔直径的确定因为机床主轴通常是空心的，为不削弱主轴的刚度，卧式机床的主轴直径d通常不小于主轴平均直径的 。由此可知，于是选取。（3） 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。初选。（4） 主轴主要支承间跨距L的

14、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，此处取。7 确定皮带类型及根数（1） 确定计算功率查表，取，则。（2） 选取V带的带型。根据及，选用A型带。（3） 确定带轮的基准直径并验证带速。 查表，根据其推荐的最小基准直径，可选小带轮的基准直径，则大带轮的基准直径，取标准值。 验证带速，即5m/sv25m/s,故符合要求。（4） 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 计算带所需的基准长度查表，选V带的基准长度为1400。（5） 计算出实际的中心距（6） 验算主动轮上的包角。故主动轮的包角合适。（7） 计算V带的根数z 计算单根V带的额定功率查表得，。于是 计算V带的根数Z,则取Z4根。参考文献1关慧贞.机械制造装备设计.4版.机械工业出版社2濮良贵.机械设计.9版.高等教育出版社2王之栎.机械设计综合课程设计.2版.机械工业出版社