机械制造装备设计大作业设计.doc

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1、机械制造装备设计大作业设计 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：余绍赞 学 号：3112003184 指导老师：崔敏 2015年5月 1 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： （三相4极异步电机，同步转速1500rpm） 设计任务： (1)运动设计 根据给定的机床用途、规格、极限速度、转速数列公比（或转速级数），分析、比较、拟定传动结构方案（包括结构式、转速图和传动系统图），确定传动副的传动比及齿轮的齿数，并计算主轴的实际转速与标准转速的相对误差。 (2)动力参数和结构参数设计 根据给定的电动机功率和传动件的计算转速，初步计算传动轴直径、齿轮

2、模数；确定机床主轴结构尺寸。 2 一、运动设计 . 4 1、 确定极限转速 . 4 2、 确定公比 . 4 3、 求出主轴转速级数Z . 4 4、确定结构式. 4 5、绘制转速图. 5 6、绘制传动系统图 . 8 7、确定变速组齿轮传动副的齿数 . 9 8、校核主轴转速误差 . 11 二、动力设计 . 12 1、 传动轴的直径的确定 . 12 2、 齿轮模数的初步计算 . 13 3、确定机床主轴结构尺寸 . 16 参考文献 . 17 3 一、运动设计 1、 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。根据机械制造装备设计表2-5标准数列知： 因为

3、1.26=1.06，首先找到最小极限转速35.5，再每跳过3个数（1.261.064）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 Rn?nmax450?12.68 nmin35.54 2、 确定公比 根据设计数据，公比=1.26 3、 求出主轴转速级数Z 根据设计数据，转速级数Z=12 4、确定结构式 按照传动副前多后少原则，选用12?3?2?2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X0?1，第一扩大组的级比

4、指数一般为X1?P0?3，第二扩大组的级比指数一般是 X2(P6(2?1)2?1)X2?PP?3?2?6其中最后扩大组的变速范围（主R?1.26?4?8102 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：12?31?22?26 4 5、绘制转速图 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。 分配总降速传动比U Nmin35.5?0.02465，若每个变速组的最小传动比均取四Nd1440总降速传动比为U? 分之一（为避免从动齿

5、轮尺寸过大而增大箱体的径向尺寸，一般限制降速最小 1?1?传动比u主?1/4），则三个变速组总的降速比可达?，看来似乎无须增?4?64 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 确定传动轴的轴数 轴数=变速组数+定比传动副数+1=3+1+1=5 合理分配传动比 5 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

6、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u主?1/4，又为避免扩大传动误差，减少振动噪声，限制最大升速比umax?2?2。 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Xc1?1 1.265，升速传动比Xc2?1.261。 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。 确定II轴转速 第一扩大组的级比指数X1?3。于是，II轴的最低转速可能是140r/min 6 （umax?2

7、，umin? 1 1 ? ）、180r/min（umax?1，umin? 1 1 ? 2 ）、224r/min（umax?1， umin? ? ）、280r/min（umax?3 ? ，umin? 1 ?4 ），为使II轴转速不至于过低，造 1 成II轴的转矩较大，又避免了升速，取umax? ? ，umin? 1 ? 4 ，这样，II轴的最 低转速为280r/min，三级转速分别为280,355,450r/min。 确定I轴转速 1 ，带传动比可能比较5 1.26 I轴级比指数为X0?1，又因为带传动的传动比为u? 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，

8、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：12?31?22?26 其降速比分配： 111111 ? 1.26161.2651.2621.2641.26535.5 其中：传送带的降速比： 11.264 11.265 ，一级齿轮降速比： 11.262 ，二级齿轮 降速比： 1 1.265 三级齿轮降速比： 7 根据以上计算，绘制转速图如下： 图1.转速图 6、绘制传动系统图 8 图2.传动系统图 7、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ua1?1,ua2?1 ?111,ua2?2? 1.26?1.262 后两个传动比小于

9、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Sz范围内，查出存在上述三个传动比的分别有： 由Zmin?(1820)，为了方便表达只列出5070之间的Sz ua1?1时： Sz?50、52、54、56、58、60、62、64、66、68、70? 9 ua2?1 ? 1?152、54、56、59、61、63、65、66、68、70? 时： Sz?50、1.26154、57、59、60、62、65、67、70? 时： Sz?52、1.262ua2? ?2? 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

10、和Sz应该是相同的。 符合上述条件的是，Sz54或70， 方案1：选取Sz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：ua1?27/27，ua2?24/30 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Sz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：ua1?35/35，ua2?31/39ua3?27/43 经检验：最大和次大齿轮之间的齿数差43394，满足变速要求。

11、 变速组b： 变速组b有两个传动副，传动比分别是ub1?1 ?111，ub2?4?。 41.26?1.26 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： ub1?1 ? 1?152、54、56、59、61、63、65、66、68、70? 时， Sz?50、1.26156、59、60、63、66、67、70? 时， Sz?53、1.264ub2?4? 符合上述条件的是，Sz56或70 方案1：选取Sz为56 于是可得轴II上两联齿轮的齿数分别是：25、16。 由Zmin?(1820)，齿数过小的齿轮传动平稳性差。 10 方案2：选取Sz为7

12、0 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uc1?1.26，uc2? 1 ?5 ? 1 。 5 1.26 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： 68、70、72、74、75、77、79、81、82、83、84? uc1?1.26时： Sz?66、uc2? 1? 1 66、6、77、0、71、7、57、9、80?83 8 Sz?5 1.26 ?5 可取Sz为83。 uc2? 1 ?5 ? 1 uc1?1.26为升速传动，为降速传动

13、，取轴III齿轮齿数为20； 1.265 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。 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 (n?n)/n?10?( 1?)?%?10?(。下表为主轴转速误差与规定1.?2?61)%2.6% 值之间的比较： 11 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： d?式中 d传动轴直径 P电动机的额定功率 nj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?(0.51.0)，则这里不妨取?

14、1.0， 由表210可知，A92，K1.041.05，则AK95.6896.6，这里取AK96，则有： d?（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，nj?nmin?Z?133?35.5?1.26?71.01? 71 （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。 各传动轴

15、直径 经过网上查阅资料，知一般情况下，V带传动效率?1?0.97，滚动轴承的效率?2?0.98，齿轮副的效率?3?0.95。则： 12 I 轴：d1?96?29.11 ?96?32.19 轴：d2?96?37.60 轴：d3?96?43.77 轴：d4?综上，可取d1?30，d2?35，d3?40，d4?45 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

16、，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： d1?试选荷载系数Kt?2.0。 I轴上小齿轮传递的转矩T1： T1?9550P?4?0.97?0.981?9550?80.69N?m n1450 齿宽系数?d 由表83选取?d?1 应力循环次数为： 13 N1?60n1jLh?60?450?1?2?8?250

17、?10?1.08?109 N11.08?109 N2?6.8?108 2u1.26 接触疲劳寿命系数KHN，由N1、N2查附图86，得：KHN1?0.92,KHN2?0.94 接触疲劳强度极限?Hlim，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?Hlim1?720N/mm2；大齿轮?Hlim2?580N/mm2 接触疲劳许用应力?H?，由表84，取安全系数SH?1.00（一般可靠度）则： ?H?1? ?H?2?KHN1?Hlim10.92?720?662N/mm2 SH1.00KHN2?Hlim20.94?580?545N/mm2 SH1.00 2）试算d

18、1，取许用接触疲劳强度?H?H?2?545N/mm2，为计算许用应力，则： d1? ?44.88mm 在此选d150mm 3)计算齿轮模数m,则： m?d150?1.85 z127 根据附表88，确定变速级a齿轮模数为m?2 变速组b: 试选荷载系数Kt?2.0。 II轴上小齿轮传递的转矩T2： P?4?0.97?0.982?0.951T2?9550?9550?95.23N?m n2355 齿宽系数?d 由表83选取?d?1 应力循环次数为： 14 N1?60n2jLh?60?355?1?2?8?250?10?8.52?108 N18.52?108 N2?3.38?108 4u1.26 接触疲

19、劳寿命系数KHN，由N1、N2查附图86，得：KHN1?0.93,KHN2?0.95 接触疲劳强度极限?Hlim，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?Hlim1?720N/mm2；大齿轮?Hlim2?580N/mm2 接触疲劳许用应力?H?，由表84，取安全系数SH?1.00（一般可靠度）则： ?H?1? ?H?2?KHN1?Hlim10.93?720?670N/mm2 SH1.00KHN2?Hlim20.95?580?551N/mm2 SH1.00 2）试算d1，取许用接触疲劳强度?H?H?2?551N/mm2，为计算许用应力，则： d1? ?50

20、.85mm 在此选d155mm 3)计算齿轮模数m,则： m?d155?2.75 z220 根据附表88第二系列，确定变速级b齿轮模数为m?2.75 变速组c 试选荷载系数Kt?2.0。 III轴上小齿轮传递的转矩T3： P?4?0.97?0.983?0.952 1T3?9550?9550?140.51N?m n3224 齿宽系数?d 由表83选取?d?1 应力循环次数为： 15 N1?60n3jLh?60?224?1?2?8?250?10?5.38?108 N15.38?108 N2?1.69?108 5u1.26 接触疲劳寿命系数KHN，由N1、N2查附图86，得：KHN1?0.95,KH

21、N2?0.97 接触疲劳强度极限?Hlim，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?Hlim1?720N/mm2；大齿轮?Hlim2?580N/mm2 接触疲劳许用应力?H?，由表84，取安全系数SH?1.00（一般可靠度）则： ?H?1? ?H?2?KHN1?Hlim10.95?720?684N/mm2 SH1.00KHN2?Hlim20.97?580?563N/mm2 SH1.00 2）试算d1，取许用接触疲劳强度?H?H?2?563N/mm2，为计算许用应力， 则： d1? ?53.27mm 在此选d158mm 3)计算齿轮模数m,则： m?d15

22、8?2.9 z320 根据附表88，确定变速级c齿轮模数为m?3 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D1和D2，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D1的选取 16 D1一般按机床类型、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3.75.5，则本车床的前轴颈直径D1?70105，在此选为D1?80。 则车床后轴颈的直径D2?0.70.85?D1，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）

23、，在此选后轴颈的直径为D2?65。 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55%60% ，则知d?3336，于是选取d?35 主轴前端悬伸量a的确定 轴前端悬伸量a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a?100mm 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

24、。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L0?23.5?a，本文所设计的主轴暂取L?2.5a?250。 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L往往大于最佳跨距L0 参考文献 1 关慧贞，冯辛安机械制造装备设计第3版，机械工业出版社，2009 2吕明机械制造技术基础第2版，武汉理工大学出版社，2010 3陈东机械制造装备设计，机械工业出版社，2010 4王之栋，王大康机械设计综合课程设计第2版，机械工业出版社，2007 5网络资料 17