12级主轴箱-车床主运动机械变速传动系统设计N=18~800;公比1.41;Z=12;P=5.5KW含4张CAD图.zip
12级主轴箱-车床主运动机械变速传动系统设计N=18800;公比1.41;Z=12;P=5.5KW含4张CAD图.zip,12,主轴,车床,运动,机械,变速,传动系统,设计,18,800,公比,1.41,5.5,KW,CAD
目录一、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- 5 -2.动力设计- 6 -2.1 确定各轴转速- 6 -2.2 带传动设计- 6 -2.3 各传动组齿轮模数的确定和校核- 8 -3. 齿轮齿根弯曲疲劳强度校核- 11 -3.1校核a传动组齿轮- 11 -3.2 校核b传动组齿轮- 13 -3.3校核c传动组齿轮- 14 -4. 各轴的设计及主轴的校核- 16 -4.1 确定各轴最小直径- 16 -4.2主轴的计算及校核- 17 -4.3多片式摩擦离合器的设计计算- 18 -4.4各轴轴承选择- 20 -三、总结- 20 -四、参考文献- 21 -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公比:=1.412转速级数:Z=123确定转速范围:主轴最小转速:nmin=18r/min可得调速范围:Rn=Z-1=1.4112-1=43.8 最大转速:nmax=nmin*Rn=18*43.8=788.4r/min查表取标准转速nmax=800r/min4电动机功率:P=5.5KW 1.2结构分析式 3 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。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小, 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:检查传动组的变速范围时,只检查最后一个扩大组:R2=X2*(P2-1) 其中=1.41,X2=6,P2=2 所以R2=1.416*(2-1)=8 ,合适。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Y132S-4型Y系列笼式三相异步电动机。其同步转速1440r/min,额定功率5.5KW分配总降速传动比 总降速传动比 i=nminnd=181440=0.013 又电动机转速nd=1440r/min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。确定各级转速并绘制转速图 由nmin= 18r/min, =1.41,Z=12确定各级转速:800、560、400、280、200、140、100、71、50、35.5、25、18r/min。35.58005604002802001401007125501819:7625:7130:6037:5363:3248:4845:45由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比i=1440/400=3.60 。下面画出转速图(电动机转速与主轴最高转速相近)。 5确定各变速组传动副齿数传动组a:ai1=1/2=1/2, ai2=1/=1/1.41, ai3=1/1查实用机床设计手册表2.3-4, 可取SZ=90,于是可得轴齿轮齿数分别为:30、37、45。可得轴上的三联齿轮齿数分别为:60、53、45。传动组b:bi1=1/3=1/2.82, bi2=1/1查实用机床设计手册表2.3-4, 可取 SZ=96,于是可得轴上两联齿轮的齿数分别为:25、48。于是得轴上两齿轮的齿数分别为:71、48。传动组c:ci1=14=1/3.98, ci2=2=2查实用机床设计手册表2.3-4, 可取SZ=95,ci1=1/3.98为降速传动,取轴齿轮齿数为19;ci2=2为升速传动,取轴齿轮齿数为32。得轴两联动齿轮的齿数分别为19,63;得轴两齿轮齿数分别为76,32。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:45012548537632196371254845456030372.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 nIV=nminz3-1=18*1.41123-1=50 r/min各传动轴的计算转速: 轴可从主轴50 r/min按19/76的传动副找上去,轴的计算转速200 r/min;轴的计算转速为200r/min;轴的计算转速为400r/min。3各齿轮的计算转速传动组c中, 只需计算z =19的齿轮,计算转速为50 *76/19=200 r/min;传动组b计算z = 25的齿轮,计算转速为200r/min;传动组a应计算z = 30的齿轮,计算转速为400r/min。4核算主轴转速误差n实=1440*125450*4545*4848*6332=788 r/min n标=800r/min n实-n标n标=788 -800800=1.56%10-1=4.1% 所以合适。2.2 带传动设计电动机转速n=1440r/min,传递功率P=5.5KW,传动比i=1440/400=3.60 ,两班制,一天运转16.1小时,工作年数10年。1 定计算功率 取KA=1.1,则Pca=KAP=6.05KW选取V带型 根据小带轮的转速和计算功率,选A型带。确定带轮直径和验算带速 查表小带轮基准直径d1=125mm,d2=125*i=125*3.60 =450mm 验算带速成v=d1n160*1000 其中 -小带轮转速(r/min); -小带轮直径(mm); v=3.14*125*1440600*1000=9.42 m/s4,25,合适。4确定带传动的中心距和带的基准长度 设中心距为,则 0.55(d1+d2)a02(d1+d2) 于是 316.25 a01150 ,初取中心距为a0=400mm。 带长L0=2a0+2d1+d2+d2-d124a0 =2*400+3.142125+450+450-12524*400=1769 mm查表取相近的基准长度Ld,Ld=1800mm。 带传动实际中心距a=a0+Ld-L02=400+1800-1769 2=416 mm5验算小带轮的包角 一般小带轮的包角不应小于。 1180-d2-d1a*57.3=133 120, 合适6确定带的根数 Z=PcaP0+P0kkL其中: P0=1.93P0为1=180,载荷平稳,i=1,特定基准长度时单根V带的额定功率,由实用机床设计手册图3.2-3,3.2-4得:P0=0.09P0 为时传递功率的增量,由实用机床设计手册图3.2-3,3.2-4得: k=0.88k为按小轮包角;由实用机床设计手册表3.2-6查得 kL=1.01kL为长度系数;由实用机床设计手册表3.2-6查得 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。 Z=6.051.93+0.09*0.88*1.01 =3.37 取4 7计算带的张紧力 F0=500pcavZ2.5-kk+qv2其中: -带的传动功率,6.05KW; v-带速,9.42 m/s; q-每米带的质量,kg/m;取q=0.1kg/m。 由实用机床设计手册表3.2-1查得 F0=500*6.059.42 *4*2.5-0.880.88+0.1*9.42 2=156.66 N8计算作用在轴上的压轴力 FQ2ZF0sin122*4*156.66 *sin133 2 =1151.00 N 2.3 各传动组齿轮模数的确定和校核模数的确定(按齿面接触疲劳计算齿轮模数):a传动组:只需计算齿数最小齿轮模数计算30齿齿轮的模数:mj=163003(i+1)k1k2k3Pmz12i njj2其中: i-公比 ; i=2; k1-工况系数;取1.2 k2-动载荷系数;查金属切削机床设计指导表28 按精度等级7,HB350,取k2=1.4 k3-齿向载荷分布系数;查金属切削机床设计指导表29 取k3=1.12 P-齿轮所传递的额定功率;P =Pd=5.5*0.95=5.225Kw =带轴承=0.96*0.99=0.95 m-齿宽系数;取8 z1-小齿轮齿数;取30 nj-齿轮计算转速;400r/min j-齿轮许用接触应力; 按45#整体淬火j=1100MPa mj=1630032+1*1.2*1.4*1.12*5.2258*302*2*400*11002=2.64 取m =3 mm。 于是传动组a的齿轮模数取m =3 mm,b =24mm。 轴上齿轮的直径: da1=3 *45=135mm, da2=3 *37=111mm, da3=3 *30=90mm 轴上三联齿轮的直径分别为: da1=3 *45=135mm, da2=3 *53=159mm,da3=3 *60=180mm b传动组: 按最小齿数25的齿轮计算: mj=163003(i+1)k1k2k3Pmz12i njj2 其中: i-公比 ; i=2.82; k1-工况系数;取1.2 k2-动载荷系数;查金属切削机床设计指导表28 按精度等级7,HB350,取k2=1.4 k3-齿向载荷分布系数;查金属切削机床设计指导表29 取k3=1.12 P-齿轮所传递的额定功率;P =Pd=5.5*0.92=5.06Kw =带轴承轴承齿轮=0.96*0.99*0.99*0.98=0.92 m-齿宽系数;取8 z1-小齿轮齿数;取25 nj-齿轮计算转速;200 r/min j-齿轮许用接触应力; 按45#整体淬火j=1100MPa mj=1630032.82+1*1.2*1.4*1.12*5.068*252*2.82*200*11002=3.59 2.64 取m =4 mm。于是传动组b的齿轮模数取m =4 mm,b =32mm。 轴II上齿轮的直径: db1=4 *48=192mm, db2=4 *25=100mm 轴III上三联齿轮的直径分别为: db1=4 *48=192mm, db2=4 *71=284mm c传动组: 按最小齿数19的齿轮计算: mj=163003(i+1)k1k2k3Pmz12i njj2 其中: i-公比 ; i=3.98; k1-工况系数;取1.2 k2-动载荷系数;查金属切削机床设计指导表28 按精度等级7,HB350,取k2=1.4 k3-齿向载荷分布系数;查金属切削机床设计指导表29 取k3=1.12 P-齿轮所传递的额定功率;P =Pd=5.5*0.89=4.895Kw =带轴承3齿轮2=0.96*0.993*0.982=0.89 m-齿宽系数;取8 z1-小齿轮齿数;取19 nj-齿轮计算转速;200 r/min j-齿轮许用接触应力; 按45#整体淬火j=1100MPa mj=1630033.98+1*1.2*1.4*1.12*4.8958*192*3.98*200*11002=3.91 取m =4 mm。于是传动组c的齿轮模数取m =4 mm,b =32mm。 轴III上齿轮的直径: dc1=4 *63=252mm, dc2=4 *19=76mm 轴IV上三联齿轮的直径分别为: dc1=4 *32=128mm, dc2=4 *76=304mm3. 齿轮齿根弯曲疲劳强度校核:3.1校核a传动组齿轮校核最小齿轮齿数为30的即可,确定各项参数计算公式:mw=275K1K2K3KSPZ1Ymnjw mwm式中,k1-工况系数;取1.2 k2-动载荷系数;查金属切削机床设计指导表28 按精度等级7,HB350,取k2=1.4 k3-齿向载荷分布系数;查金属切削机床设计指导表29 取k3=1.12 ks-寿命系数;ks=kTknkpkq=2.04 *0.72*0.78*0.77=0.88 其中, kT=m60n1TC0=660*400*60002*106=2.04 n1-齿轮的最低转速;经前面计算,取400r/min T-齿轮的平均工作时间;T=TSN ,查金属切削机床设计指导表30,得T=18000/3=6000 C0-基准循环次数;查金属切削机床设计指导表31,得C0=2x106 m-疲劳曲线指数;查金属切削机床设计指导表31得m=6 kn-转速变化系数;查金属切削机床设计指导表31得,kn=0.72 kp-功率利用系数;查金属切削机床设计指导 表33得,kp=0.78 kq-材料强化系数;查金属切削机床设计指导 表34得,kq=0.77 P-齿轮所传递的额定功率;P =Pd=5.5*0.95=5.225 =带轴承=0.96*0.99=0.95a Z-小齿轮齿数;取最小齿轮齿数30 Y-齿形系数;查金属切削机床设计指导表27得Y=0.444 B-齿宽;经前面计算得B=24mm nj-齿轮计算转速;400r/min m-齿轮模数;经前面计算得m=3 w-齿轮齿根许用弯曲应力;查金属切削机床设计指导表37 得w=320MPamw=275K1K2K3KSPZ1Ymnjw=2751.2*1.4*1.12*0.88 *5.22530*0.444*8*400*320=0.22 mwm,故齿轮通过校核。3.2 校核b传动组齿轮 校核最小齿轮齿数为25的即可,确定各项参数计算公式:mw=275K1K2K3KSPZ1Ymnjw mwm式中,k1-工况系数;取1.2 k2-动载荷系数;查金属切削机床设计指导表28 按精度等级7,HB350,取k2=1.4 k3-齿向载荷分布系数;查金属切削机床设计指导表29 取k3=1.12 ks-寿命系数;ks=kTknkpkq=1.82 *0.72*0.78*0.77=0.79 其中, kT=m60n1TC0=660*355*60002*106=1.82 n1-齿轮的最低转速;经前面计算,取200r/min T-齿轮的平均工作时间;T=TSN ,查金属切削机床设计指导表30,得T=18000/3=6000 C0-基准循环次数;查金属切削机床设计指导表31,得C0=2x106 m-疲劳曲线指数;查金属切削机床设计指导表31得m=6 kn-转速变化系数;查金属切削机床设计指导表31得,kn=0.72 kp-功率利用系数;查金属切削机床设计指导 表33得,kp=0.78 kq-材料强化系数;查金属切削机床设计指导 表34得,kq=0.77 P-齿轮所传递的额定功率;P =Pd=5.5*0.92=5.06 =带轴承轴承齿轮=0.96*0.99*0.99*0.98=0.92 Z-小齿轮齿数;取最小齿轮齿数25 Y-齿形系数;查金属切削机床设计指导表27得Y=0.42 B-齿宽;经前面计算得B=32mm nj-齿轮计算转速;200r/min m-齿轮模数;经前面计算得m=4 w-齿轮齿根许用弯曲应力;查金属切削机床设计指导表37 得w=320MPamw=275K1K2K3KSPZ1Ymnjw=2751.2*1.4*1.12*0.79 *5.0625*0.42*8*200*320=0.32 mwm,故齿轮通过校核。3.3校核c传动组齿轮校核齿数为19的即可,确定各项参数计算公式:mw=275K1K2K3KSPZ1Ymnjw mwm式中,k1-工况系数;取1.2 k2-动载荷系数;查金属切削机床设计指导表28 按精度等级7,HB350,取k2=1.4 k3-齿向载荷分布系数;查金属切削机床设计指导表29 取k3=1.12 ks-寿命系数;ks=kTknkpkq=1.82 *0.72*0.78*0.77=0.79 其中, kT=m60n1TC0=660*355 *60002*106=1.82 n1-齿轮的最低转速;经前面计算,取200 r/min T-齿轮的平均工作时间;T=TSN ,查金属切削机床设计指导表30,得T=18000/3=6000 C0-基准循环次数;查金属切削机床设计指导表31,得C0=2x106 m-疲劳曲线指数;查金属切削机床设计指导表31得m=6 kn-转速变化系数;查金属切削机床设计指导表31得,kn=0.72 kp-功率利用系数;查金属切削机床设计指导 表33得,kp=0.78 kq-材料强化系数;查金属切削机床设计指导 表34得,kq=0.77 P-齿轮所传递的额定功率;P =Pd=5.5*0.89=4.895 =带轴承3齿轮2=0.96*0.993*0.982=0.89 Z-小齿轮齿数;取最小齿轮齿数19 Y-齿形系数;查金属切削机床设计指导表27得Y=0.386 B-齿宽;经前面计算得B=32mm nj-齿轮计算转速;200 r/min m-齿轮模数;经前面计算得m=4 w-齿轮齿根许用弯曲应力;查金属切削机床设计指导表37 得w=320MPamw=275K1K2K3KSPZ1Ymnjw=2751.2*1.4*1.12*0.79 *4.89519*0.42*8*200 *320=0.38 mwm,故齿轮通过校核。4. 各轴的设计及主轴的校核4.1 确定各轴最小直径 计算公式:d914Pnj 式中:d轴的危险断面处的直径(mm),当轴上有一个键槽时, d值应增大4%-5%;当同一断面上有两个键槽时,d值应增大7%-10%。当轴为花键时,则轴的内径可比 d值减小7%。 P该轴传递的额定功率(KW)。 nj该轴的计算转速(r/min)。 取传递效率,带=0.96,轴承=0.99,齿=0.98(1)I轴的直径: I轴传递功率PI=Pd带轴承=5.5*0.96*0.99=5.23 KW d914PInj=9145.23 400=30.77 mm,考虑键槽故增大5%并圆整取d=35mm(2)II轴的直径: II轴传递功率PII=PI齿轴承=5.23 *0.98*0.99=5.07 KW d914PIInj=9145.07 200=36.31 mm,考虑键槽故增大5%并圆整取d=40mm (3)III轴的直径: III轴传递功率PIII=PI齿轴承=5.07 *0.98*0.99=4.92 KW d914PIIInj=9144.92 200 =36.04 mm,考虑键槽故增大5%并圆整取d=40mm (4)IV轴(主轴)的直径: IV轴传递功率PIV=PIII齿轴承=4.92 *0.96*0.99=4.77 KW d914PIVnj=9144.77 50 =50.58 mm,圆整取d=56mm4.2主轴的计算及校核(1)选择主轴轴颈直径,轴承型号和最佳跨距最大加工直径400mm,P=5.5KW.经查实用机床设计手册表3.11-6:得:前轴颈应为70-105mm,初选D1=85mm,后轴颈D2=(0.7-0.85)D1,取D2=65mm,取主轴中空孔直径为0.5D2=32mm,前轴承为NN3017K,后轴承为NN3013K,根据结构,初定悬伸长度a1=75mm根据经验,主轴的跨距L=35a1,初定l=350mm(2)主轴前端位移验算:为了保证机床的加工精度,必须限制主轴悬伸端处的位移不能超过允许值,近似计算中可不计轴承变形的影响。通过计算和实验可知,主轴端部由主轴变形引起的位移占总位移的50%80%,一般可取60%。由轴承变形引起的位移占20%40%。主轴受力简图如下: 计算公式:KS1.66KA 其中 KS=300D4aA2(L+aA) ,KA=KB0.6aB2aA2+0.4(1+aBL)2(1+aAL)2 式中:D-主轴当量外径,简化计算为D=(D1+D2)/2=7.5mm aA=75mm aB=0.4Dmax=0.4*400=160mm L=350mm KB=Kcbblim2(1+)coscos 查表9-8取当V=50m/min,f=0.1mm/r时,Kcb=2.46N/m.mm,=68.8,blim=0.015Dmax=6mm。 查表9-9取=0.03 车削外圆式一般取=45故:KB=Kcbblim2(1+)coscos=2.46*62*0.025(1+0.025)cos68.8*cos45=55.98 N/mKS=300D4aA2(L+aA)=300*7.547.52*(35+7.5)=397.06 N/mKA=KB0.6aB2aA2+0.4(1+aBL)2(1+aAL)2=55.98 *0.6*1602752+0.4*1+16035021+753502=185.12 N/mKS1.66KA可以看出,主轴的刚度是合格的。4.3多片式摩擦离合器的设计计算查取教材10.6,选用材料为铜-铜基粉末冶金材料,并选择干式型离合器。(1)确定外离合器的直径D1 对于轴装式,D1=d+2-6mm=85+(2-6)=87-91 最终取D1=88mm(2)确定内摩擦片的外径D2 D2=D1 其中取0.57-0.75,此处取0.6 则D2=D10.6=880.6=117.33 mm 圆整取D2=118mm (3)计算摩擦面中径Dm及摩擦面平均线速度Vm Dm=D1+D22=88+1182=103mm v=nDm60000=3.14*400*10360000=2.16 m/s (4)计算摩擦片对数Z KZZ=12MnK103fp(D23-D13)KvKm 式中K-安全系数,取1.3-1.5,此处取1.4 f-摩擦系数,查表10.6,取0.28 p-材料的许用压强,查表10.6,取1Kv-速度修正系数,查表10.7得:1 Km-每小时结合数修正系数,对于干式型离合器,取1 KZ-摩擦面对数修正系数 Mn-离合器传递的扭矩。 Mn=9550*Pn=9550*5.5400=131.31 N.m KZZ=12MnK103fp(D23-D13)KvKm=12*131.31 *1.4*1033.14*0.28*1*1183-883*1*1=2.61 查表10.9取Z=3(5)计算主动片数i1和被动片数i2 i1=Z2+1=32+1=2.5,取3 i2=Z2=32=1.5,取2 总片数i=i1+i2=3+2=5(6)计算轴向压力 Q=4(D22-D12)p Kv=3.144*1182-882*1* 1=4851.30 N4.4各轴轴承选择主轴:根据外径D1=85,D2=65 前端选择双列圆柱滚子轴承NN3017K,其内径为85,外径为130 后端选择双列圆柱滚子轴承NN3013K,其内径为65,外径为100I轴:根据计算I轴外径为35 选择圆锥滚子轴承30206,其内径为30,外径为62II轴:根据计算II轴外径为40 选择圆锥滚子轴承30207,其内径为35,外径为72III轴:根据计算III轴外径为40 选择圆锥滚子轴承30207,其内径为35,外径为72三、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.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- 30 -
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