機床運動機械變速傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計

1、1. 概述和 機床參數(shù)確定11. 1機床運動參數(shù)的確定11. 2機床動力參數(shù)的確定11. 3機床布局12. 主傳動系統(tǒng)運動設(shè)計22. 1確定變速組傳動副數(shù)目 22. 2確定變速組的擴大順序22. 3繪制轉(zhuǎn)速圖32. 4確定齒輪齒數(shù)32.5確定帶輪直徑32.6驗算主軸轉(zhuǎn)速誤差42. 7繪制傳動系統(tǒng)圖43 估算傳動件參數(shù)確定其結(jié)構(gòu)尺寸 53. 1確定傳動轉(zhuǎn)速53. 2確定主軸支承軸頸尺寸63. 3估算傳動軸直徑63. 4估算傳動齒輪模數(shù)63. 5普通V帶的選擇和計算74 . 結(jié)構(gòu)設(shè)計84. 1帶輪設(shè)計84. 2齒輪塊設(shè)計84. 3軸承的選擇94. 4主軸組件94. 5操縱機構(gòu)、滑系統(tǒng)設(shè)計、封裝置設(shè)

2、計94.6主軸箱體設(shè)計94. 7主軸換向與制動結(jié)構(gòu)設(shè)計95. 傳動件驗算 105. 1齒輪的驗算1 05. 2傳動軸的剛度驗算125. 3花鍵鍵側(cè)壓潰應(yīng)力驗算1 65. 4滾動軸承的驗算1 65.5 主軸組件驗算 176. 主軸位置及傳動示意圖 207 .總結(jié)2 18 .參考文獻2 21.概述1機床課程設(shè)計的目的機床課程設(shè)計，是在金屬切削機床課程之后進行的實踐性教學(xué)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(jié)構(gòu)設(shè)計，使學(xué)生在擬定傳動和變速的結(jié)構(gòu)的結(jié)構(gòu)方案 過程中，得到設(shè)計構(gòu)思，方案分析，結(jié)構(gòu)工藝性，機械制圖，零件計算，編寫技術(shù)文 件和查閱技術(shù)資料等方面的綜合訓(xùn)練，樹立正確的設(shè)計思想，掌握

3、基本的設(shè)計方法， 并培養(yǎng)學(xué)生具有初步的結(jié)構(gòu)分析，結(jié)構(gòu)設(shè)計和計算能力。輕型車床是根據(jù)機械加工業(yè) 發(fā)展需要而設(shè)計的一種適應(yīng)性強，工藝圍廣，結(jié)構(gòu)簡單，制造成本低的萬能型車床。 它被廣泛地應(yīng)用在各種機械加工車間，維修車間。它能完成多種加工工序；車削圓柱 面，圓錐面，成形回轉(zhuǎn)面，環(huán)形槽，端面及外螺紋，它可以用來鉆孔，擴孔，鉸孔等 加工。1.1機床運動參數(shù)的確定(1)確定公比©及Rn已知最低轉(zhuǎn)速nmin=85r/min，最高轉(zhuǎn)速nma=1600 r/min，變速級數(shù)Z=6，則公比：© =(n ma>/nmin) 1/Z1 = ( 1600 r/mi n/85r/min ) 1/6

4、1 1.41轉(zhuǎn)速調(diào)整圍： Rn=n iWn min=45(2)求出轉(zhuǎn)速系列根據(jù)最低轉(zhuǎn)速nmin=47.5rpm，最高轉(zhuǎn)速nmax=2120rpm,公比© =1.41，按機床課程 設(shè)計指導(dǎo)書(易新編)表5選出標準轉(zhuǎn)速數(shù)列：212015001060750 530 3752651901329567 47.51.2機床動力參數(shù)的確定已知電動機功率為N=1.5kw，根據(jù)金屬切削機床課程設(shè)計指導(dǎo)書（易新編）附錄2選擇主電動機為丫90L-4,其主要技術(shù)數(shù)據(jù)見下表1：表1 Y90L-4技術(shù)參數(shù)轉(zhuǎn)速（r/min）額定功率（kw）滿載時堵轉(zhuǎn)電流堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩同步轉(zhuǎn) 速（r/min）級數(shù)電流（A）效率（

5、%功率因數(shù)額定電流（倍）額定轉(zhuǎn)矩（倍）額定轉(zhuǎn)矩（倍）212048.884.50.827.02.22.2150041.3機床布局確定結(jié)構(gòu)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。主軸的空間位子布局圖2主傳動系統(tǒng)運動設(shè)計2.1確定變速組傳動副數(shù)目實現(xiàn)12級主軸轉(zhuǎn)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)

6、12=2 3 25)12=2 2 3方案中1)和2)可省一根軸。但是有一個傳動組有四個變速傳動副，會增加軸向 尺寸。這種方案不宜米用。根據(jù)傳動副數(shù)目分配應(yīng)“前多后少”的原則，方案3)是可取的。可以使傳動副傳動組放在接近電動機處，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=2>3>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 公 >6)12=31>6 >3) 12=32>2i>264) 12=34空 也5) 12=32>26>216) 12=34>22 空選著中間軸的變

7、速圍最小的方案，變速圍小，轉(zhuǎn)速高，轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)網(wǎng)圖如下：圖2變速組擴大順序2.3繪制轉(zhuǎn)速圖IILly圖3轉(zhuǎn)速圖2.4確定齒輪齒數(shù)利用查表法由機床課程設(shè)計指導(dǎo)書（易新編）表9,求出各傳動組齒輪齒數(shù)表2各傳動組齒輪齒數(shù)變速組第一變速組第二變速組第三變速組齒數(shù)和728490齒輪ZiZ2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9ZioZiiZl2Z13Zl4齒數(shù)36362448303049352856603018722.5確定帶輪直徑確定計算功率 N j kNK-工作情況系數(shù)工作時間為一班制查表的k=1.1N-主動帶輪傳

8、動的功率計算功率為 N=1.1x4=4.4kw根據(jù)計算功率和小帶輪的轉(zhuǎn)速選用的三角帶型號為A，查表的小帶輪直徑推薦植為80mm，大帶輪直徑2.6繪制傳動系統(tǒng)圖D2巴Dir)21440 D,153.6mm750圖4傳動系統(tǒng)圖3估算傳動件參數(shù)確定其結(jié)構(gòu)尺寸3.1確定傳動轉(zhuǎn)速表4計算轉(zhuǎn)速圖傳 動 件軸齒輪In出IV乙Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Zi0ZiiZi2Zi3Zi4算 轉(zhuǎn) 速75037519047.553075010607503752752653751923756713237547.53.2確定主軸支承軸頸尺寸根據(jù)機床課程設(shè)計指導(dǎo)書主軸的驅(qū)動功率為1.5kw選取前支承軸頸直徑為D=70-

9、90, 后支承軸頸直徑：D2(0.7 0.85)D,56 68，選取 D260 mm。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(zhuǎn)速nj r / min電機至該軸傳動效率輸 入 功 率Pkw允許扭轉(zhuǎn)角 deg/ m傳動軸長 度mm估計軸的 直徑mm花鍵軸尺寸N d D Bd呱?I7500.981.471.5820356 18 22 5II3750.980.9951.461.5450426 21 25 5III47.50.980.99 0.9951.451.5660466 26 32 63.4估算傳動齒輪模數(shù)根據(jù)計算公式計算各傳動組最小齒輪的模數(shù)表6估算齒輪模數(shù)估算公式傳動組小齒輪齒

10、數(shù) 比u 1齒 寬 系 數(shù)m傳 遞 功 率P載 荷 系 數(shù)K系數(shù)Ah系數(shù)AF許 用 接 觸 應(yīng) 力HP許 用 齒 根 應(yīng) 力FP計算轉(zhuǎn) 速%系 數(shù)Yfs模數(shù)mH模數(shù)mF選取模 數(shù)m按齒輪接觸疲勞強度第Z51.871.161111051714.1.1.2m 267A J KP(u一24470803621iiih乙。/ f2V mn cZi2HP變u5按齒輪彎曲疲勞強度速組/ KPYfsmF 2673 FS mncZi FP第Z9391.161111051354.1.1.3二二二2846085475244變速組第Z13471.161111051354.2.2.4-三1845085785變速組3.5

11、普通V帶的選擇和計算設(shè)計功率PdKaP (kw)Fd 1.14 4.4kw皮帶選擇的型號為A型兩帶輪的中心距Ao (0.6 2)(D! D2)mm圍選擇。中心距過小時，膠帶短因而增加膠帶的單位時間彎曲次數(shù)降低膠帶壽命；反之，中心距過大，在帶速較高時易引起震動。計算膠帶速度v盈罟嚴6.03m/s 初定中心距Ao139.8mm 466mmLo 2Ao 評1 D2)標準的計算長度為LLn Y 1275mm 實際中心距A=A a2 8(D2 D1)2a 2L (D1 D2)2 1269(80 153.6)1816.5A=1816.51816.52 8 73.528452.5mm為了緊和裝拆膠帶的需要，

12、中心距的最小調(diào)整圍為A 0h020Lc1L) 計算帶的基準長度:(D2 D1)21231.5mm4Ao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圓長度Ln 1250帶的撓曲次數(shù):1000mv uL1000 2 6.039.46 40合格1275帶的根數(shù)z nj ne0. 02L是為了緊調(diào)節(jié)量為22.78 ( h+0.01L)是為裝拆調(diào)節(jié)量為膠帶厚度 定小帶輪包角o180D2 D1180oA120°求得10167.34° 合格.n°單根三角帶能傳遞的功率&小帶輪的包角系數(shù)14 4Z 一一 4.9 取5根三角膠帶0.9 0.984.結(jié)構(gòu)設(shè)計 4.

13、1帶輪設(shè)計根據(jù)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，采用了卸荷帶輪結(jié)構(gòu)。4.2齒輪塊設(shè)計機床的變速系統(tǒng)采用了滑移齒輪變速機構(gòu)。根據(jù)各傳動組的工作特點，基本組的 齒輪采用了銷釘聯(lián)結(jié)裝配式結(jié)構(gòu)。第二擴大組，由于傳遞的轉(zhuǎn)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(jié)。從工藝的角度考慮，其他固定齒輪也采用花鍵聯(lián)結(jié)。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(jié)。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(cè)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

14、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主軸組件本銑床為普通精度級的輕型機床，為了簡化結(jié)構(gòu)，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(zhuǎn)精度，主軸前后軸承均用 壓塊式防松螺母調(diào)整軸承的間隙。主軸前端采用了圓錐定心結(jié)構(gòu)型式。前軸承為C級精度，后軸承為D級精度。4.5操縱機構(gòu)、滑系統(tǒng)設(shè)計、封裝置設(shè)計為了適應(yīng)不同的加工狀態(tài)，主軸的轉(zhuǎn)速經(jīng)常需要調(diào)整。根據(jù)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(gòu)和單獨操縱機

15、構(gòu)。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：HJ30。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(shè)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(dǎo)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(jié)構(gòu)設(shè)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(jù)制動器設(shè)計原則，將其放置在靠近主軸的較高轉(zhuǎn)速的III軸上。為了保證離

16、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(yīng)力，齒輪模數(shù)及軸承壽命。5.1齒輪的驗算驗算變速箱中齒輪強度應(yīng)選擇相同模數(shù)承受載荷最大齒數(shù)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：312081 10 (u DK1K2K3KSNjZmuB nj彎曲應(yīng)力的驗算公式:208 105心仆半小Zm2B Ynj表7齒輪驗算參數(shù)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(zhuǎn)速nj75037

17、547.5齒輪的模數(shù)m2.534齒寬B141624小齒輪數(shù)Z242218大齒輪與小齒輪齒數(shù)比U224壽命系數(shù)Ks111速度轉(zhuǎn)化系數(shù)Kn（接觸載荷）0.740.780.95彎曲載何0.90.920.88功率利用系數(shù)Kn （接觸載荷）0.580.580.58彎曲載何0.780.780.78材料利用系數(shù)Kq （接觸載荷）0.760.730.73彎曲載何0.770.750.75工作情況系數(shù)K11.51.51.5動載荷系數(shù)k2111齒向載荷分布系數(shù)K31.051.051.05齒形系數(shù)Y0.450.4250.378其中壽命系數(shù)Ks Ks KtKnK.KqKt工作期限系數(shù)Kt 叭曹0喳耳CoT-齒輪在機床工

18、作期限（Ts）的總工作時間h T 15000 2000h，同一變速組的 齒輪總工作時間可近似地認為T左，P為該變速組的傳動副數(shù)。P厲齒輪的最低轉(zhuǎn)速（rpm）c?；鶞恃h(huán)次數(shù)m疲勞曲線指數(shù)Kn轉(zhuǎn)速變化系數(shù)Kp材料強化系數(shù)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KsKsmax的情況，此時取Ks Ksmax，載荷低速傳動件可能存在KsKsmin的情況，此時取Ks©min；當©min 心 Ksmax時取計算值。2081102.81 1.51.05 1232214 7102081051.51.051 1.47432140.45710208110341.5 1.05

19、 1.46225V3 163552081051.51.051 1.46jwj67.7 220562.1 6504 25 16 0.425 35551.47582.4 600172.2 275化5 J05451168.2 1370 3 185208 101.5 1.05 1.45226.9 2832081 104 24 3559 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(cè)壓潰應(yīng)力計算。以U軸為例，驗算軸的彎曲剛度、花鍵的擠壓應(yīng)力圖5軸n受力分析圖圖5中F1為齒輪Z4 （齒數(shù)為35

20、）上所受的切向力Ft1，徑向力Fr1的合力。F2為齒輪Z9 （齒數(shù)40）上所受的切向力甩，徑向力Fr2的合力。各傳動力空間角度如圖6所示，根據(jù)表11的公式計算齒輪的受力圖6軸n空間受力分析表8齒輪的受力計算T 9.55 106 P傳 遞 功 率P kw轉(zhuǎn) 速nr/min傳動轉(zhuǎn)矩TN -mm齒 輪 壓 力 角a0齒 面 摩 擦 角Y0齒輪35齒輪40切向 力F1N合力FNF在X軸投影FZ1NF 在Z軸投影F1N分 度 圓 直 徑 dm m切向 力Ft2N合力F2NF1在X軸投影NF1在Z軸投影N分 度 圓 直 徑d2 mmnFt 2t F日COSd zm1.46100062063070348.6

21、0從表8計算結(jié)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(jù)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(jù)機械制造工藝、金屬切削機床設(shè)計指導(dǎo)(洪主編)書中的表2.4-14,表2.4-15計算結(jié)果如下：a=100n=l-x=150b=230c=130f=200l=3305E=2.1X10MPa16EIL5.7 1014圖7軸n撓度、傾角分析圖d4I64214649541.7(1) xoy平面撓度y'xn "(I2 n2 a2) Fx2c(l2 n2 c2)6EIL150 5.7 10 1460.3 100 (3302 1502 1002)21

22、4.6 130 (330215021002)0.00033(2) zoy平面撓度n2y''xFz1a(l2x 6EIL z12 na2)Fz2C(l2n2c2)150 5.7 10439.2 100 (3302 1502 1002)323 130 (3302 1502 1002)0.0048(3)撓度合成y . y'x2 y''x2 0.0003320.004820.0048查表得其許用應(yīng)力為 0.0003 >330=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1aFx1ab(l b)

23、 Fx2cf(l f)6EIL145.7 10214.6 130 2000.000067760.3 100 230 (330 230)b. zoy平面力作用下的傾角(330 200)1FZ1ab(l b) FZ2Cf (l f) 6EIL5.7 10 14 439.2 100 230 (330 230)323 130 200 (330 200)0.00016c.傾角合成'2 " 2AAx A x.(0.0000677)2(0.00016)21.75 10 4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1'

24、bFx1ab(l a) Fx2Cf(l c)6EIL5.7 1014 60.3 100 230 (330 100)214.6 130 200 (330 130)4.8 10 5b. zoy平面力作用下的傾角1Fziab(l a) Fz2cf(l c)6EIL5.7 10 14 439.2 100 230 (330 100)323 130 200 (330 200)1.27 10c.傾角合成BB'x2B''x2(4.8 10 5)2(1.27 10 5)22.5 10 4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(cè)壓潰應(yīng)力驗算花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)

25、力為:jv8T max2 2(D d )lzjvMpaTmax花鍵傳遞的最大扭矩N?mmD,d花鍵的外徑和內(nèi)徑mml花鍵的工作長度mmz花鍵齒數(shù)載荷分布不均勻系數(shù)，通常 0.75jv許用壓潰應(yīng)力Mpajv8 39276(252 212) 270 6 0.751.41jv花鍵熱處理jv100140MPa經(jīng)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(jù)表11所示的U軸受力狀態(tài)，分別計算出左（A端）、右（B端）兩支承端支反在xoy平面:R'aR'b在zoy平面:F，F(xiàn)214.6 2°0 6

26、76;.3 230 88.on l330Fx2C Fxia 214.6 130 60.3 100 663Ni330.R''a7 春 323 200 4392 230 128.2N l330Fz2C Fz1a 323 130 4392 100 12.1Nl330左、端支反力為:Ra Ra2x88.02 66.32155.5Rb. Rb'x2Rb'128.22 12.1267.4兩支承軸承受力狀態(tài)相同，但左端受力大，所以只驗算左端軸承軸承壽命Lh500(CfnKaKhpKiF)hThFa軸向載荷 Y軸向系數(shù)FrX&齒輪輪換工作系數(shù)0.75Ka使用系數(shù)，Ka1

27、.1KhP功率利用系數(shù)（0.8）KHn轉(zhuǎn)速變化系數(shù)（0.96）nj軸承的計算轉(zhuǎn)速(355rpm)fn速度系數(shù)，fn1003.33100 3nj'、3 355FXFr YFaF當量動載荷0.488壽命指數(shù)，滾子軸承103徑向載荷徑向系數(shù)滾動軸承尺寸所表示的額定動負荷（20800N） 經(jīng)過計算F=155.5108.5108 T 合格。20800 0.488 飛Lh 500 ()31.1 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D260mm，求主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩:T 95501.5P 9550n90159.17N ?m根據(jù)主電動機功利為1.5 ,則床身上最大回轉(zhuǎn)直徑 D=320mm刀架上最大回轉(zhuǎn)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(zhuǎn)直徑的60%也就是 192mm故半徑為 0.096mm切削力（沿15917y軸)耳扇16580N背向力（沿x 軸)Fp 0.5Fc 829.0故總的作用力FFp21853.7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(jù)結(jié)構(gòu)選懸伸長度a=120mm在計算時，先假定初值l/a=3l=3100