0123-CA6140机床主轴箱传动系统设计
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金属切削机床课程设计 - 1 - 目录 目录 .- 1 - 一、设计目的 .- 2 - 二、设计步骤 .- 2 - 1.运动设计 .- 2 - 1.1 已知条件 - 2 - 1.2 结构分析式 - 2 - 1.3 绘制转速图 .- 3 - 1.4 绘制传动系统图 .- 6 - 2.动力设计 .- 6 - 2.1 确定各轴转速 .- 6 - 2.2 带传动设计 .- 7 - 2.3 各传动组齿轮模数的确定和校核 .- 9 - 3. 齿轮强度校核 - 10 - 3.1 校核 a 传动组齿轮 - 11 - 3.2 校核 b 传动组齿轮 - 12 - 3.3 校核 c 传动组齿轮 - 13 - 4. 主轴挠度的校核 - 14 - 4.1 确定各轴最小直径 .- 14 - 4.2 轴的校核 - 15 - 5. 主轴最佳跨距的确定 - 15 - 5.1 选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距 - 15 - 5.2 求轴承刚度 .- 15 - 6. 各传动轴支承处轴承的选择 - 17 - 7. 主轴刚度的校核 - 17 - 7.1 主轴图 - 17 - 7.2 计算跨距 - 17 - 金属切削机床课程设计 - 2 - 三、总结 .- 19 - 四、参考文献 .- 20 - 附录:主轴箱展开图 A0,主轴组件图 A1 金属切削机床课程设计 - 3 - 一、设计目的 通过机床主运动机械变速传动系统得结构设计,在拟定传动和变速的结构 方案过程中,得到设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、 编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练,树立正确的设计思想,掌握 基本的设计方法,并具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。 二、设计步骤 1.运动设计 1.1 已知条件 1确定转速范围:主轴最小转速 。min/5.31minr 2确定公比: 41. 3转速级数: 2z 1.2 结构分析式 3 231321231 从电动机到主轴主要为降速传动,若使传动副较多的传动组放在较接近电 动机处可使小尺寸零件多些,大尺寸零件少些,节省材料,也就是满足传动副 前多后少的原则,因此取 方案。在降速传动中,防止齿轮直径过大 而使径向尺寸常限制最小传动比 ;在升速时为防止产生过大的噪音和41min 震动常限制最大转速比 。在主传动链任一传动组的最大变速范围2axi 。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小, 108minaxaR 根据中间传动轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下: 金属切削机床课程设计 - 4 - 检查传动组的变速范围时,只检查最后一个扩大组: 122PXR 其中 4. , , 622 所以 ,合适。1086.1.R 1.3 绘制转速图 选择电动机 一般车床若无特殊要求,多采用 Y 系列封闭式三相异步电动机,根据原则 条件选择 Y-132M-4 型 Y 系列笼式三相异步电动机。 分配总降速传动比 总降速传动比 02.14/5.3/mind 又电动机转速 i140rd 不符合转速数列标准,因而增加一定比传动副。 3确定传动轴轴数 传动轴轴数 = 变速组数 + 定比传动副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。 金属切削机床课程设计 - 5 - 确定各级转速并绘制转速图 由 min/5.31rnmi z = 12 确定各级转速:4. 1400、1000、710、500、355、250、180、125、90、63、45、31.5r/min。 在五根轴中,除去电动机轴,其余四轴按传动顺序依次设为 、。与、与、与轴之间的传动组分别设为 a、b、c。现由(主轴)开始,确定、轴的转速: 先来确定轴的转速 传动组 c 的变速范围为 10,841.max66R ,结合结构式, 轴的转速只有一和可能: 125、180、250、355、500、710r/min。 确定轴的转速 传动组 b 的级比指数为 3,希望中间轴转速较小,因而为了避免升速,又 不致传动比太小,可取 8.2/1/31i , /2ib 轴的转速确定为:355、500、710r/min。 确定轴的转速 对于轴,其级比指数为 1,可取 , ,2/1/1ia41./ia/3ia 确定轴转速为 710r/min。 由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比 71/40/i 。下面画出转速图(电动机转速与主轴最高转速相近) 。传 动 系 统 的 转 速 图电 动 机 5确定各变速组传动副齿数 传动组 a: 查表 8-1, , ,2/1/1ia41./ia/3ia 时: 57、60、63、66、69、72、75、78/21i zS 时:4.2ia 金属切削机床课程设计 - 6 - 58、60、63、65、67、68、70、72、73、77zS 时: 58、60、62、64、66、68、70、72、74、761/3iazS 可取 72,于是可得轴齿轮齿数分别为:24、30、36。z 于是 , ,48/21ai 42/302ai 36/ai 可得轴上的三联齿轮齿数分别为:48、42、36。 传动组 b: 查表 8-1, ,8.2/1/31ib1/2ib 时:./31i 69、72、73、76、77、80、81、84、87zS 时: 70、72、74、76、78、80、82、84、86/2ibzS 可取 84,于是可得轴上两联齿轮的齿数分别为:22、42。z 于是 , ,得轴上两齿轮的齿数分别为:62、42。62/1i 42/ib 传动组 c: 查表 8-1, ,/1ic2ci 时: 84、85、89、90、94、954/1i zS 时: 72、75、78、81、84、87、89、902cz 可取 90.z 为降速传动,取轴齿轮齿数为 18;4/1ic 为升速传动,取轴齿轮齿数为 30。2c 于是得 ,7/81i 30/62ci 得轴两联动齿轮的齿数分别为 18,60; 得轴两齿轮齿数分别为 72,30。 金属切削机床课程设计 - 7 - 1.4 绘制传动系统图 根据轴数,齿轮副,电动机等已知条件可有如下系统图: 2.动力设计 2.1 确定各轴转速 确定主轴计算转速:主轴的计算转速为 min/90r41.35n321zmi IV 图表 1 各传动轴的计算转速: 轴可从主轴 90r/min 按 72/18 的传动副找上去,轴的计算转速 125r/min;轴的计算转速为 355r/min;轴的计算转速为 710r/min。 3各齿轮的计算转速 传动组 c 中,18/72 只需计算 z = 18 的齿轮,计算转速为 355r/min;60/30 只需计算 z = 30 的齿轮,计算转速为 250r/min;传动组 b 计 算 z = 22 的齿轮,计算转速为 355r/min;传动组 a 应计算 z = 24 的齿轮,计 算转速为 710r/min。 4核算主轴转速误差 min/5.14730/642/3/625/140 rn 实 金属切削机床课程设计 - 8 - min/140rn标 %52.10)145.7(%)( 标 标实 所以合适。 2.2 带传动设计 电动机转速 n=1440r/min,传递功率 P=7.5KW,传动比 i=2.03,两班制, 一天运转 16.1 小时,工作年数 10 年。 确定计算功率 取 1.1,则AK25KW.871.PKAca 选取 V 带型 根据小带轮的转速和计算功率,选 B 型带。 确定带轮直径和验算带速 查表小带轮基准直径 md125 , id403.2152 验算带速成 61nv 其中 -小带轮转速,r/min;1 -小带轮直径,mm;d ,合适。25,/4.9106254.3smv 4确定带传动的中心距和带的基准长度 设中心距为 ,则0a 055( ) a 2( )21d21d 于是 208.45 a 758,初取中心距为 400mm。0a 带长 0 212104)()(2dL 金属切削机床课程设计 - 9 - m14054)25()21(4.302 查表取相近的基准长度 , 。dL 带传动实际中心距 a5.397200 5验算小带轮的包角 一般小带轮的包角不应小于 。1 。合适。 1204.63.571802ad 6确定带的根数 LcakpZ)(0 其中: - 时传递功率的增量;1i -按小轮包角 ,查得的包角系数;k -长度系数;L 为避免 V 型带工作时各根带受力严重不均匀,限制根数不大于 10。 490.5)46.019.2(8Z 7计算带的张紧力 F 20).(5qvkvZpFca 其中: -带的传动功率,KW;ca v-带速,m/s; q-每米带的质量,kg/m;取 q=0.17kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。 NF 7.19342.70)95.2(4.9850 8计算作用在轴上的压轴力 金属切削机床课程设计 - 10 - NZFQ 153024.6sin7.19342sin210 2.3 各传动组齿轮模数的确定和校核 模数的确定: a 传动组:分别计算各齿轮模数 先计算 24 齿齿轮的模数: 321)1(68jmdnzN 其中: -公比 ; = 2; -电动机功率; = 7.5KW;dNd -齿宽系数;m -齿轮传动许允应力; -计算齿轮计算转速。jn , 取 = 600MPa,安全系数 S = 1。SKNlimlim 由应力循环次数选取 9.0 ,取 S=1,MPa5416.90.NK 。SKHN090.1lim m72.315428.7)(631 取 m = 4mm。 按齿数 30 的计算, ,可取 m = 4mm;1.2 按齿数 36 的计算, , 可取 m = 4mm。39 于是传动组 a 的齿轮模数取 m = 4mm,b = 32mm。 轴上齿轮的直径: 。mddd aaa 9624120341436321 ; 金属切削机床课程设计 - 11 - 轴上三联齿轮的直径分别为: mdmdmd aaa 19248168421436321 ; b 传动组: 确定轴上另两联齿轮的模数。 32)1(168jmdnzN 按 22 齿数的齿轮计算: i/5.2rnj, 可得 m = 4.8mm; 取 m = 5mm。 按 42 齿数的齿轮计算: 可得 m = 3.55mm; 于是轴两联齿轮的模数统一取为 m = 5mm。 于是轴两联齿轮的直径分别为: ddbb 21045102521 ; 轴上与轴两联齿轮啮合的两齿轮直径分别为: mmbb3621; c 传动组: 取 m = 5mm。 轴上两联动齿轮的直径分别为: ddcc 3065901852; 轴四上两齿轮的直径分别为: 。; mmcc 1367221 3. 齿轮强度校核:计算公式 bYKTSaFF12 3.1 校核 a 传动组齿轮 校核齿数为 24 的即可,确定各项参数 P=8.25KW,n=710r/min, 金属切削机床课程设计 - 12 - mNnPT 566 10.7/25.810.9/105.9 确定动载系数: sdv /739 齿轮精度为 7 级,由机械设计查得使用系数 5.vK mbm3248 确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数 1d 非对称 231.0.60.HdKb 42.3.)(8.2. ,查机械设计得4)/(3/hb 71FK 确定齿间载荷分配系数: NdTt 2906.2 5 由机械设计查得mNbFKtA /1056.73290.1.HF 确定动载系数: 6.127.05.1HFvAK 查表 10-5 65.2FaY58.1Sa 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 。 aFEMp540 图 10-18 查得 ,S = 1.39.0NK aFMp374.1590 , .89.62SaFY 故合适。3430.1bmKt 金属切削机床课程设计 - 13 - 3.2 校核 b 传动组齿轮 校核齿数为 22 的即可,确定各项参数 P=8.25KW,n=355r/min, mNnPT 566 102.35/.8105.9/105.9 确定动载系数: sdv /4. 齿轮精度为 7 级,由机械设计查得使用系数 01vK mbm4058 确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数 d 非对称 231.2.60.1HdKb 42)(8.0. ,查机械设计得9)5/(4/hb 7FK 确定齿间载荷分配系数: NdTFt 401.25mNbFKtA /1040.1 由机械设计查得 .1HF 确定动载系数: 397.12.0.1HFvAK 查表 10-5 72.FaY57.1Sa 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 。 aFEMp540 金属切削机床课程设计 - 14 - 图 10-18 查得 ,S = 1.39.0NKaFMp374.1590 , 5.87.2SaFY 故合适。.2.4039.1bmKt 3.3 校核 c 传动组齿轮 校核齿数为 18 的即可,确定各项参数 P=8.25KW,n=355r/min, mNnPT 566 102.35/.8105.9/105.9 确定动载系数: sdv /679 齿轮精度为 7 级,由机械设计查得使用系数 9.vK mbm4058 确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数 1d 非对称 231.2.60.HdKb42)(8.0. ,查机械设计得)45/(/hb 71FK 确定齿间载荷分配系数: NdTt 4930.25mNbFKtA /1023409.1 由机械设计查得 .1HF 金属切削机床课程设计 - 15 - 确定动载系数: 2573.1.9.01HFvAK 查表 10-5 91.2FaY53.1Sa 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 。 aFEMp540 图 10-18 查得 ,S = 1.39.0NK aFMp374.1590 , 8.2SaFY 故合适。49.305407.1bmKt 4. 主轴挠度的校核 4.1 确定各轴最小直径 1轴的直径: min/710,96.1rnnd2.5.79144 2轴的直径: min/35,92.0.908.12 rnmnd345.795.144 3轴的直径: in/125,89.0.0323 rnnd41589.795.144 4主轴的直径: min/5.31,8.09.0. 434 rn 金属切削机床课程设计 - 16 - mnd615.3807915.44 4.2 轴的校核 轴的校核:通过受力分析,在一轴的三对啮合齿轮副中,中间的两对齿 轮对轴中点处的挠度影响最大,所以,选择中间齿轮啮合来进行校核 NdTF mnPt 2017)96/(8.2/ 8.96/.5105.936 ,28,30106:59mbxaEPtt已 知 y2.4.mlIbxFYB3 34349 4221098. 106851062655 。所 以 合 格,yYB 轴、轴的校核同上。 5. 主轴最佳跨距的确定 400mm 车床,P=7.5KW. 5.1 选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距 前轴颈应为 75-100mm,初选 =100mm,后轴颈1d12)9.07(dd 取 ,前轴承为 NN3020K,后轴承为 NN3016K,根据结构,定悬伸长度md702a51 5.2 求轴承刚度 考虑机械效率 金属切削机床课程设计 - 17 - 主轴最大输出转距 NPT679085. 床身上最大加工直径约为最大回转直径的 60%,取 50%即 200 ,故半径为m 0.1 .m 切削力 FC6701. 背向力 NP3805. 故总的作用力 FCP2 次力作用于顶在顶尖间的工件上主轴尾架各承受一半, 故主轴轴端受力为 379/ 先假设 mlal25,3/ 前后支撑 分别为BARNlaFlB12605739239 根据 9.1.08.10cos)(.izldKarrv 30,2,7,.,8.265039ABaBaAvv zizlmlFN NKB 17cos18.012639. 89390. .1. 658.01075.18932. 94.05./7/3 4aKEI mdAeA 。ll 23,/0与 原 假 设 相 符查 线 图 金属切削机床课程设计 - 18 - 6. 各传动轴支承处轴承的选择 主轴 前支承:NN3020K;中支承:N219E;后支承:NN3016K 轴 前支承:30207;后支承:30207 轴 前支承:30207;中支承:NN3009;后支承:30207 轴 前支承:30208;后支承:30208 7. 主轴刚度的校核 7.1 主轴图: 7.2 计算跨距 前支承为双列圆柱滚子轴承,后支承为双列圆柱滚子轴承 ml 687.05.312743 当量外径 mde 56.801435684 444 主轴刚度:由于 .086.5.0/ eid 故根据式(10-8) mNalkAies /3.14907584.13103 9224244 金属切削机床课程设计 - 19 - 对于机床的刚度要求,取阻尼比 035. 当 v=50m/min,s=0.1mm/r 时, ,8.6,/462mNkcb 取 Db87.%6020maxli KB 36.4.cos35.1.2874 计算 A mNlaKmmDLABABA /5.7681.24.075286.3.8414.06. 1.,.3.022ax 加 上 悬 伸 量 共 长 mNAs /3.52/0.275.6.6. 可以看出,该机床主轴是合格的. 金属切削机床课程设计 - 20 - 三、总结 金属切削机床的课程设计任务完成了,虽然设计的过程比较繁琐,而且刚 开始还有些不知所措,但是在同学们的共同努力下,再加上老师的悉心指导, 我终于顺利地完成了这次设计任务。本次设计巩固和深化了课堂理论教学的内 容,锻炼和培养了我综合运用所学过的知识和理论的能力,是我独立分析、解 决问题的能力得到了强化. 金属切削机床课程设计 - 21 - 四、参考文献 1工程学院机械制造教研室 主编.金属切削机床指导书. 2濮良贵 纪名刚主编.机械设计(第七版).北京:高等教育出版社,2001 年 6 月 3毛谦德 李振清主编.袖珍机械设计师手册第二版.机械工业出版社, 2002 年 5 月 4 减速器实用技术手册编辑委员会编.减速器实用技术手册.北京:机械 工业出版社,1992 年 5戴曙 主编.金属切削机床.北京:机械工业出版社 ,2005 年 1 月 6机床设计手册 编写组 主编.机床设计手册.北京:机械工业出版社,1980 年 8 月 7华东纺织工学院 哈尔滨工业大学 天津大学主编.机床设计图册.上海: 上海科学技术出版社,1979 年 6 月
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