機床運動機械變速傳動系統(tǒng)的結構設計要點(正式版)

1、中小企業(yè)管理全能版183套講座+89700份資料總經理、高層管理49套講座+16388份資料http:/www.c 中層管理學院46套講座+6020份資料國學智慧、易經46套講座http:/www.c nshu.c n/Shop/41.shtml人力資源學院56套講座+27123份資料http:/www.c 各階段員工培訓學院77套講座+ 324份資料http:/www.c 員工管理企業(yè)學院67套講座+ 8720份資料http:/www.c nshu.c n/Shop/42.shtml工廠生產管理學院52套講座+ 13920份資料http:/www.c nshu.c n/Shop/43.sht

2、ml財務管理學院53套講座+ 17945份資料http:/www.c 銷售經理學院56套講座+ 14350份資料http:/www.c 銷售人員培訓學院72套講座+ 4879份資料http:/www.c 1. 概述和機床參數確定11. 1機床運動參數的確定11. 2機床動力參數的確定11. 3機床布局12. 主傳動系統(tǒng)運動設計22. 1確定變速組傳動副數目 22. 2確定變速組的擴大順序22. 3繪制轉速圖32. 4確定齒輪齒數32.5確定帶輪直徑32.6驗算主軸轉速誤差42. 7繪制傳動系統(tǒng)圖43 估算傳動件參數確定其結構尺寸 53. 1確定傳動轉速53. 2確定主軸支承軸頸尺寸63. 3估

3、算傳動軸直徑63. 4估算傳動齒輪模數63. 5普通V帶的選擇和計算74. 1帶輪設計84. 2齒輪塊設計84. 3軸承的選擇94. 4主軸組件94. 5操縱機構、滑系統(tǒng)設計、封裝置設計94.6主軸箱體設計94.7主軸換向與制動結構設計9105傳動件驗算5. 1齒輪的驗算105. 2傳動軸的剛度驗算125. 3花鍵鍵側壓潰應力驗算165. 4滾動軸承的驗算165.5主軸組件驗算176. 主軸位置及傳動示意圖207 .總結8 .參考文獻1.概述1機床課程設計的目的機床課程設計，是在金屬切削機床課程之后進行的實踐性教學環(huán)節(jié)。其目的在于通過 機床運動機械變速傳動系統(tǒng)的結構設計，使學生在擬定傳動和變速

4、的結構的結構方案 過程中，得到設計構思，方案分析，結構工藝性，機械制圖，零件計算，編寫技術文 件和查閱技術資料等方面的綜合訓練，樹立正確的設計思想，掌握基本的設計方法， 并培養(yǎng)學生具有初步的結構分析，結構設計和計算能力。輕型車床是根據機械加工業(yè) 發(fā)展需要而設計的一種適應性強，工藝范圍廣，結構簡單，制造成本低的萬能型車床。 它被廣泛地應用在各種機械加工車間，維修車間。它能完成多種加工工序；車削內圓 柱面，圓錐面，成形回轉面，環(huán)形槽，端面及內外螺紋，它可以用來鉆孔，擴孔，鉸 孔等加工。1.1機床運動參數的確定(1)確定公比©及Rn已知最低轉速nmin=85r/min，最高轉速nma=16

5、00 r/min，變速級數Z=6，則公比：© = (nmax/nmin) " (1 = (1600 r/min/85r/min ) 1/ (61) 1.41轉速調整范圍：Rn = n ma/n min=45(2)求出轉速系列根據最低轉速nmin=47.5rpm，最高轉速nmaX=2120rpm,公比© =1.41，按機床課程設計指導書(陳易新編)表5選出標準轉速數列：212015001060750 530 3752651901329567 47.51.2機床動力參數的確定已知電動機功率為N=1.5kw，根據金屬切削機床課程設計指導書（陳易新編） 附錄2選擇主電動機

6、為Y90L-4,其主要技術數據見下表1：表1 Y90L-4技術參數轉速（r/min）額定功率（kw）滿載時堵轉電流堵轉轉矩最大轉矩同步轉 速（r/min）級數電流（A）效率（%功率 因數額定電流（倍）額定轉矩（倍）額定轉矩（倍）212048.884.50.827.02.22.2150041.3機床布局確定結構方案1） 主軸傳動系統(tǒng)采用V帶，齒輪傳動。2）傳動型采用集中傳動。3）制動采用式摩擦 離合器和帶式制動器。4）變速系統(tǒng)采用多聯(lián)劃移齒輪變速。 5）潤滑系統(tǒng)采用飛濺油 潤滑。2）布局采用臥式銑床常規(guī)的布局形式。機床主要由主軸箱，皮鞍，刀架，尾架，進給箱，溜 扳箱，車身等6個部件組成。主軸的空

7、間位子布局圖2主傳動系統(tǒng)運動設計2.1確定變速組傳動副數目實現(xiàn)12級主軸轉速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副組合：1) 12=3 42) 12=4 33) 12=3 2 24)12=2 3 25)12=2 2 3方案中1)和2)可省一根軸。但是有一個傳動組內有四個變速傳動副，會增加軸 向尺寸。這種方案不宜采用。根據傳動副數目分配應“前多后少”的原則，方案3)是可取的?？梢允箓鲃痈眰鲃咏M放在接近電動機處，則可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件少些，這樣節(jié)省了 材料。2.2確定變速組的擴大順序12=2X 3X 2的傳動副組合，其傳動組的順序又可有以下六種形式：1)12=31 X 23 X 262)1

8、2=31X % X 2a3)12=32 X 21X 264)12=34X 2 X 225)12=32X 26X 216)12=34X ZX 21選著中間軸的變速范圍最小的方案，變速范圍小，轉速高，轉矩較小，傳動件 的尺寸九可以小些，盡量使擴大組的順序要與傳動順序一致的原則。所以選擇方案1)較為合理。結構網圖如下：、一一KkRN圖2變速組擴大順序2.3繪制轉速圖r-imli¥/i、111,a、$XMlNb ta4NqNJ7!£II血144Qr/min圖3轉速圖2.4確定齒輪齒數利用查表法由機床課程設計指導書（陳易新編）表9,求出各傳動組齒輪齒數表2各傳動組齒輪齒數變速組第一變

9、速組第二變速組第三變速組齒數和728490齒輪Zi乙乙乙乙Z6Z7乙乙Zio乙i乙2乙3乙4齒數36362448303049352856603018722.5確定帶輪直徑確定計算功率N j = kNK-工作情況系數工作時間為一班制 查表的k=1.1N-主動帶輪傳動的功率計算功率為Nj=1.1x4=4.4kw根據計算功率和小帶輪的轉速選用的三角帶型號為A，查表的小帶輪直徑推薦植為門4144080mm ，大帶輪直徑D2- D1Dj = 153.6mmn27502.6繪制傳動系統(tǒng)圖J -1>圖4傳動系統(tǒng)圖3估算傳動件參數確定其結構尺寸3.1確定傳動轉速表4計算轉速圖傳 動 件軸齒輪In出IVZ

10、iZ2Zb乙Z5Z6Z7Z8Z9乙0Zii乙2乙3乙4算 轉 速75037519047.553075010607503752752653751923756713237547.53.2確定主軸支承軸頸尺寸根據機床課程設計指導書主軸的驅動功率為1.5kw選取前支承軸頸直徑為D=70-90, 后支承軸頸直徑： D2 = (0.70.85)D1 =56 -68 ,選取 D60mm。3.3估算傳動軸直徑表5估算傳動軸直徑計算公式軸號計算轉速n* /min電機至該軸傳動 效率n輸 入 功 率Pkw允許扭轉角申 deg/ m傳動 軸長 度mm估計軸的 直徑mm花鍵軸尺寸N x d x D 匯 Ed =9(訕

11、I7500.981.471.5820356x18況22匯II3750.987.9951.461.5450426x 21汽25匯III47.50.98 漢 0.99 漢 0.9951.451.5660466x 26x 32匯3.4估算傳動齒輪模數根據計算公式計算各傳動組最小齒輪的模數表6估算齒輪模數估算公式傳動組小齒輪齒 數 比U蘭1齒 寬 系 數 屮m傳 遞 功 率P載 荷 系 數K系數Ah系數Af許 用 接 觸 應 力口 HP許 用 齒 根 應 力FP計算 轉 速nc系 數Yfs模數mH模數mF選取模 數m按齒輪接觸疲勞強度第Z51.871.416111105172.m2

12、67A1 KP(uf 一24u708065Eh 267 Ah 3J2HHFmncZ122 變速按齒輪彎曲疲勞強度i kpYfs mF = 2673FS”屮 mncZFP組第Zg391.416111105133二二二286085724變速組第Z13471.416111105134-三185085變速組3.5普通V帶的選擇和計算設計功率Pd = KaP (kw)Pd =1.1 4=4.4kw皮帶選擇的型號為A型 兩帶輪的中心距A。=(0.6-2)(。！ D2)mm范圍內選擇。中心距過小時，膠帶短因而增加膠帶的單位時間彎曲次數降低膠帶壽命；反之，中心距過大，在

13、帶速較高時易引起動。計算膠帶速度v =600003.1480 144060000= 6.03m/s 初定中心距Ao = 139.8mm 466mm 計算帶的基準長度：乂(D2-D1)2L =2代 +=(D1 +D2) +=1231.5mm0 f 24Ao按上式計算所得的值查表選取計算長度L及作為標記的三角帶的內圓長度 Ln =1250標準的計算長度為L=Ln Y 1275mm 實際中心距A= AapDDy8a =2L禦(Dj D2) =2 1269 -蔥(80153.6) = 1816.5' 2 2=452.5mm八 1816.5.1816.52 - 8 73.52A='8為了

14、張緊和裝拆膠帶的需要，中心距的最小調整范圍為A：h020o1L)0. 02L是為了張緊調節(jié)量為22.78( h+0.01L)是為裝拆調節(jié)量為膠帶厚度 定小帶輪包角0o D _ D1180o0o 丿:j =180-1120 求得：-! =167.34 合格.A兀 帶的撓曲次數：1000mvL1000 2 6.031275= 9.46乞40合格帶的根數njnen° -單根三角帶能傳遞的功率C1 -小帶輪的包角系數14 4Z 一一 4.9取5根三角膠帶。0.9 0.984 結構設計4.1帶輪設計根據V帶計算，選用3根O型V帶。由于I軸安裝了摩擦離合器，為了改善它們 的工作條件，保證加工精度

15、，采用了卸荷帶輪結構。4.2齒輪塊設計機床的變速系統(tǒng)采用了滑移齒輪變速機構。根據各傳動組的工作特點，基本組的 齒輪采用了銷釘聯(lián)結裝配式結構。第二擴大組，由于傳遞的轉矩較大，則采用了整體 式齒輪。所有滑移出論與傳動軸間均采用了花鍵聯(lián)結。從工藝的角度考慮，其他固定齒輪也采用花鍵聯(lián)結。由于主軸直徑較大，為了降低加 工成本而采用了單鍵聯(lián)結。4.3軸承的選擇為了安裝方便I軸上傳動件的外徑均小于箱體左側支承孔直徑并采用0000型向心 球軸承為了便于裝配和軸承間隙II III IV軸均采用樂2700E型圓錐滾子軸承。V軸上的 齒輪受力小線速度較低采用了襯套式滾動軸承。滾動軸承均采用E級精度。4.4主軸組件本

16、銑床為普通精度級的輕型機床，為了簡化結構，主軸采用了軸向后端定位的兩 支承主軸主件。前軸承采用了 318000型雙列圓柱滾子軸承，后支承采用了 46000型角 接觸球軸承和8000型單向推力球軸承。為了保證主軸的回轉精度，主軸前后軸承均用 壓塊式防松螺母調整軸承的間隙。主軸前端采用了圓錐定心結構型式。前軸承為C級精度，后軸承為D級精度。4.5操縱機構、滑系統(tǒng)設計、封裝置設計為了適應不同的加工狀態(tài)，主軸的轉速經常需要調整。根據各滑依齒輪變速傳動 組的特點，分別采用了集中變速操縱機構和單獨操縱機構。主軸箱采用飛濺式潤滑。油面高度為 65mm左右，甩油輪浸油深度為10mm左右。 潤滑油型號為：HJ3

17、0。I軸軸頸較小，線速度較低，為了保證密封效果，采用了皮碗式接觸密封。而主軸 直徑大，線速度較高，則采用了非接觸式密封。卸荷皮帶輪的潤滑采用毛氈式密封，以防止外界雜物進入。4.6主軸箱體設計箱體外形采取了各面間直角連接方式，使箱體線條簡單，明快。并采用了箱體底面和兩個導向塊為定位安裝面，并用螺釘和壓板固定。安裝簡單，定 位可靠。4.7制動結構設計本機床屬于臥式銑床，適用于機械加工車間和維修車間。制動器采用了帶式制動器，并根據制動器設計原則，將其放置在靠近主軸的較高轉速的III軸上。為了保證離合器與制動器的聯(lián)鎖運動，采用一個操縱手柄控制。5.傳動件驗算以II軸為例，驗算軸的彎曲剛度，花鍵的擠壓應

18、力，齒輪模數及軸承壽命。5.1齒輪的驗算驗算變速箱中齒輪強度應選擇相同模數承受載荷最大齒數最小的齒輪進行接觸壓 力和彎曲壓力計算，一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸壓力，對低速傳動的齒輪驗 算齒根彎曲壓力對硬齒面軟齒心滲碳淬火的齒輪要驗算齒根彎曲壓力。接觸壓力的驗算公式:3 J2081 103 (1)K1K2K3KsN Zm 丫uB nj彎曲應力的驗算公式:20105K1K2K3KsNZm2B YnjJ弗-"匚w表7齒輪驗算參數第一傳動組第二傳動組第三傳動組齒輪傳遞功率N3.903.843.8齒輪計算轉速nj75037547.5齒輪的模數m2.534齒寬B141624小齒輪數Z2422

19、18大齒輪與小齒輪齒數比U224壽命系數Ks111速度轉化系數Kn（接觸載荷）0.740.780.95彎曲載何0.90.920.88功率利用系數Kn （接觸載荷）0.580.580.58彎曲載何0.780.780.78材料利用系數Kq （接觸載荷）0.760.730.73彎曲載何0.770.750.75工作情況系數k動載荷系數K2111齒向載荷分布系數K31.051.051.05齒形系數Y0.450.4250.378Kt -工作期限系數T-齒輪在機床工作期限（Ts）的總工作時間hT =15000 -2000h，同一變速組內其中壽命系數Ks Ks二KtKnK.Kq的齒輪總工作

20、時間可近似地認為T =，P為該變速組的傳動副數P厲-齒輪的最低轉速（rpm）C0 -基準循環(huán)次數m-疲勞曲線指數Kn -轉速變化系數KP -材料強化系數穩(wěn)定工作用量載荷下Ks的極限值Ks =1。高速傳動件可能存在Ks _ Ksmax的情況，此時取Ks = Ksmax，載荷低速傳動件可能存在心乞“mi的情況，此時取 心二“min；當 Gin心 Ksmax時取計算值。2081 1032 32281 1.5 1.05 1 1.47V214710= 582.4 600208 105 1.5 1.05 1 1.474 32 14 0.45 710= 67.7 220w2081 1034 1.5 1.05

21、 1.462 25；3 16 355-562.1 6505208 勺 0 H1.5D.05H1H1.46 才 72 2 匕754 25 16 0.425 3552081 1053 185 1.5 1.05 1 1.45= 1168.2 13704 24 355= 226.9 283208 105 1.5 1.05 1.459 18 0.378 3555.2傳動軸的剛度驗算對于一般傳動軸要進行剛度的驗算，軸的剛度驗算包括滾動軸承處的傾角驗算和齒輪的齒向交角的驗算。如果是花鍵還要進行鍵側壓潰應力計算。 以U軸為例，驗算軸的彎曲剛度、花鍵的擠壓應力：3C亡斗一F1圖5軸n受力分析圖圖5中Fi為齒輪乙

22、（齒數為35）上所受的切向力Fti，徑向力Fri的合力。F2為齒輪Z9 （齒數40）上所受的切向力Ft2，徑向力Fr2的合力。各傳動力空間角度如圖6所示，根據表11的公式計算齒輪的受力。z圖6軸n空間受力分析表8齒輪的受力計算69.55"0 汶P傳傳齒齒齒輪35齒輪40n轉動輪面FF分F1F1分匚2TFt =dr遞速轉壓摩切合在在度切合在在度功向向力F - tn矩力擦力XZ圓XZ圓cos®率力力F® =0 +1Pr/miT角角F1F軸軸直F22軸軸直d = zmkwnN aYNN投投徑NN投投徑mm00影影d影影d2F1NF1NmmNFZ2Nmm1.4610006

23、206343070348.60從表8計算結果看出，U軸在X、Z兩個平面上均受到兩個方向相反力的作用。根據圖7所示的軸向位置，分別計算出各平面撓度、傾角，然后進行合成。根據機械制造工藝、金屬切削機床設計指導（李洪主編）書中的表2.4-14,表2.4-15計算結果如下：a=100_ r.Lr1乞 一忙一cO、1 Ab=230c=130f=200l=3305n=l-x=150圖7軸n撓度、傾角分析圖二d4I644二 219541.764E=2.1 x 10 MPa(1) xoy平面內撓度y'xFed_J45.7 10 6EIL - n2 -a2) -Fx2C(l2 - n2 -c2)6EIL

24、= 150 5.7 10460.3 100 (3302 -1502 -1002) -214.6 130 (330 -1502 -1002)-0.00033(2) zoy平面內撓度n222222y''xFz1a(l2 - n2-a2)-Fz2C(l2 - n2-c2)6EILT4222= 150 5.7 10 439.2 100 (330 -150 -100 )-323 130 (3302 -1502 -1002)-0.0048(3) 撓度合成=.y'x2y' 'x2二.0.0003320.00482= 0.0048查表得其許用應力為 0.0003 X 3

25、30=0.099，即0.0048 0.099，則撓度合格。(4) 左支承傾角計算和分析a. xoy平面力作用下的傾角1以Fxiab(l b)-Fx2cf(lf)6EIL= 5.7 10" 60.3 100 230 (330 230)-214.6 130 200 (330 200)二 0.0000677b. zoy平面力作用下的傾角16EILFz1ab(l b)-Fz2cf(l f)= 5.7 104 439.2 100 230 (330 230)-323 130 200 (330 200)= 0.00016c.傾角合成6A2x二.(0.0000677)2(0.00016)2= 1.7

26、5 10，查表得其許用傾角值為0.0006，則左支承傾角合格。(5) 右支承傾角計算和分析a. xoy平面力作用下的傾角-16EILFx1ab(la)-Fx2cf(l c)-5.7 104 60.3 100 230 (330 100)214.6 130 200 (330 130)= 4.8 10°b. zoy平面力作用下的傾角十Fz£b(la)-Fz2cf(l c)6EIL=-5.7 10J4 439.2 100 230 (330 100) -323 130 200 (330 200)= 1.27 10 三c.傾角合成-（4.8 10）2（1.27 10 冷2= 2.5 1

27、0*查表得其許用傾角值為0.0006，則右支承傾角合格。5.3花鍵鍵側壓潰應力驗算花鍵鍵側工作表面的擠壓應力為：8Tmax(D2 -d2)lz'-十 jvMpaTmax二花鍵傳遞的最大扭矩N * mmD,d -花鍵的外徑和內徑mmI -花鍵的工作長度mm z -花鍵齒數-載荷分布不均勻系數，通常即-0.75 二jv -許用壓潰應力Mpa-jv=1.4仁；68 漢 39276(252 -212) 270 6 0.75花鍵熱處理v =100140MPa經過驗算合格5.4滾動軸承的驗算機床的一般傳動軸用的軸承，主要是因為疲勞破壞而失效，故進行疲勞壽命驗算滾動軸承的疲勞壽命驗算根據表11所示的

28、U軸受力狀態(tài)，分別計算出左（A端）、右（B端）兩支承端支反 力。在xoy平面內:R'aFx2 f 一 Fx1blFx2C-FxQ214.6 200-60.3 230330-88.0N214.6 130-6°.3 10°=66.3N在zoy平面內:R''af323 200-439.2 230 =128.2Nl330Fz2c-Fz1a 323匯 130-439.2漢100R''b 蘭 z112.1N左、端支反力為：RA 二.RA'x2 - RA''x2330-S88.02 66.32= 155.5Rb - . Rb

29、'xRb' 'x-<128.22 12.12= 67.4兩支承軸承受力狀態(tài)相同，但左端受力大，所以只驗算左端軸承。軸承壽命Lh = 500( Cfn10；-壽命指數，滾子軸承；二103K, -齒輪輪換工作系數0.75KA -使用系數，Ka=1.1Khp -功率利用系數（0.8）KHn -轉速變化系數（0.96） -軸承的計算轉速（355rpm）fn -速度系數，fnj3?！?F =XFr YF,F -當量動載荷 Fr -徑向載荷X -徑向系數Fa -軸向載荷 丫-軸向系數C -滾動軸承尺寸所表示的額定動 負荷（20800N）1020800 0.488經過計算F=1

30、55.5Lh =500 () 3 =8.5 108 T 合格。1.1 0.96 0.8 155.55.5主軸組件驗算前軸承軸徑D1 =80mm ,后軸承軸徑D 60mm，求主軸最大輸出轉矩:P1 5T =95509550159.17N *mn90根據主電動機功利為1.5,則床身上最大回轉直徑D=320mm刀架上最大回轉直徑Di =160主軸通孔直徑d_36mm最大工件長度1000mm。床身上最大加工直徑為最大回轉直徑的60%也就是192mm故半徑為0.096mm。15917切削力（沿 y 軸） Fc 二 一一 =1658.0N0.096背向力（沿 x 軸） Fp =0.5Fc =8 290故總的作用力F = £Fc2 Fp2 *853.7此力作用于頂尖間的工件上，主軸和尾架各承受一半，故主軸端受力為F/2=926.85主軸孔徑初選為40根據結構選懸伸長度a=1