車床主傳動系統(tǒng)設計

車床主傳動系統(tǒng)設計本項目旨在設計一款無絲杠車床。車床主要用于加工軸、盤、套和其他具有回轉表面的工件，以圓柱體為主。在機械制造及其自動化專業(yè)的整體教學計劃中，綜合課程設計II是一個及其重要的實踐教學環(huán)節(jié)，目的是為了鍛煉學生機械結構的設計能力，這是機械類學生最重要的設計能力；同時，機系統(tǒng)為設計內容，完成展開圖和截面圖各一張及相關計算，并撰設計內容要求圖紙工作量：畫兩張圖展開圖（A0）：軸系展開圖。其中摩擦離合器、制動和潤滑截面圖（A1）：畫剖面軸系布置示意圖（包括截面外形及尺標注：中心距、配合尺寸、定位尺寸、中心高（車床）、外形尺寸。標題欄和明細欄主軸端部結構按標準畫編寫課程設計報告。減速箱內各級減速比分配、轉速圖的選取，傳動系統(tǒng)齒輪的分布。齒輪模數齒數齒寬的選取為本次設計應首要解決的內容，解決以上問題可以使機床主軸箱大體分布得到解決。主軸箱內傳動件的空間布置是極其重要的問題，變速箱內各傳動軸的空間布置首先要滿足機床總體布局對變速箱的形狀和尺寸的限制，還要考慮各軸受力情況，裝配調整和操縱維修的方便。其中齒輪的布置與排列是否合理將直接影響主軸箱的尺寸大小、結構實現的可能性，以及變速操縱的方便性。主軸傳動中的合理布置也很重要。合理布置傳動件在主軸上的軸向位置，可以改善主軸的受力情況，減小主軸變形，提高主軸的抗振性。機床的規(guī)格及用途運動設計R=Nmax=850=32.08（4-1）nminN26.5nmin按照主變速傳動系設計的一般原則，選用結構式RR=φ5=1.415=5.57<8根據設計要求，機床功率為4KW，最高轉速可以選用Y132M2-8，其同步轉速為1000r/min，滿載轉速為級比指數為3，為了避免升速，又不使傳動比太小，取Ub1=，六實際傳動比所造成的主軸轉速誤差，一般不超過±10(φ-n’=n·uuuu=960×125×24×21×19=27.05r/minmin帶abc200485975標準轉速標準轉速實際轉速主軸轉速是否在標準r/minr/min%%值范圍之內√√%√%√%√%√%√√%√√850%850%√實際傳動比所造成的主軸轉速誤差，一般不超過±10(φ-nmin’=n·u帶uaubuc=960×××--=27.05r/min傳動零件的初步計算d=91n=75r?min；j主n=106r?min；jⅢjⅡjⅠ=914=914=26.00mmdⅡ=914=914=30.92mmdⅢ=914=914=40.11mm主軸尺寸參數多由結構上的需要而定，由參考文獻[3]，功率同一變速組中的齒輪取同一模數，選擇負荷量最重的小齒輪，按減緩的接觸疲勞強度公式進行計算Nd——驅動電動機的功功率（Kw），計算轉速Z19計算轉速=1.71=2.28=2.37;取m=；;取m=3mm；;取m=；的小齒輪還要考慮到齒根和到它的鍵槽深處的最小尺寸應大于基圓齒厚，以防止斷裂，即其最小齒數應滿足Zmin≥m+。要求?？紤]到花鍵滑動與定位較容易，除主軸和電動機軸外，其余軸均選用花鍵連接。第二擴大變速組在軸III上最小齒輪齒數其最小齒數Z=24，則Dmin=＜24，滿足要求。故基本組模數取機床主傳動系統(tǒng)最小極限傳動比umin≥1/4，最大傳動比關鍵零部件校核（1）主軸支撐跨距l(xiāng)的確定前端懸伸量C：主軸前端的懸伸長度，即從主軸外側前支撐中點（滾錐軸承及向心推力軸承則是接觸角法線與軸線的交點處）到主軸前端的距離。這里選=108mm。一般最佳跨距?0=(2~3)?=216~325??,考慮到結構以及支承剛度會因磨損而不斷降低，應取跨距l(xiāng)比最佳支承跨距l(xiāng)大一00=350??。最大圓周切削力P須按主軸輸出全功率和最大扭矩確定t4Nd(N)tDnjjⅡn——主軸的計算轉速(r/min)，j，??=(0.5~0.6)??=(200~240)??,取j??=240??。??=2×955×104×1×5.5=5.8×103?驗算主軸組件剛度時，須求出作用在垂直于主軸軸線的平面 √++。則各切削分力比例關系大致為：??=0.58??=3.36×103???=0.27??=1.57×103?則P=√+=6.7×103?,PΣ=√++=7.66103?。設切削力P的作用點到主軸前支撐的距離為ss=188mm齒輪傳動軸受輸入扭矩的齒輪驅動力Q的作用而產生彎曲變7N——齒輪傳遞的全功率(KW)，N=4KW；4Q=2.12×107×=2673?4.5×94×75變形量允許值：對普通機床前端撓度的允許值[y]，目前廣泛00[?0]<0.13??僅以滾動軸承的游隙為零時，承受徑向載荷來計算軸承的徑向剛度，圓錐滾子軸承的徑向剛度0.9z0.9l0.8R0.1cos1.9C0l——滾子有效長度(mm)；0R——軸承的徑向負荷(N)；a——軸承的接觸角(deg)。c2-c3+c46NI——為AB段慣性轉矩，對于主軸前端44)6N；2-c32-6622代入式（4-15），得ycmQ=2.64x103mm傳動軸Ⅱ的彎曲剛度驗算齒輪傳動軸同時受輸入扭矩的齒輪驅動力Q和輸出扭矩的齒a輪驅動阻力Q的作用而產生彎曲變形，當齒輪為直齒圓柱齒輪，b7N(N)n——該傳動軸的計算工況轉速(r/min)n=n之n或n——該軸輸入扭矩的齒輪計算轉速(r/min)；ajn——該軸輸出扭矩的齒輪計算轉速(r/min)。bj齒輪傳動軸的抗彎剛度驗算，包括軸的最大撓度，滾動軸承處及齒輪安裝處的傾角驗算。其值均應小于允許變形量[y]及0[θ]。[y]=(0.01~0.05)m=(0.01~0.05)×3=0.03~0.15??,取[y]=0.15??,[θ]=0.005rad。從齒輪實現變速的傳動軸上，每個齒輪在軸上的工作位置不同，使軸產生的最大撓度點不同，為了計算上的簡便，可以近似地以該軸的中點撓度代替最大撓度，其最大誤差不超過3%。兩支承的齒輪傳動軸，其中點撓度為iiiab?36=?48=?42=?40=?21==0.207=0.307=0.380=0.318=0.2353583×4×(0.75×0.2072?0.2073)?36?=171.39×404×2.5×36×300=2.9×10?53583×4×(0.75×0.3072?0.3073)?48?=171.39×404×2.5×36×300=1.1×10?43583×4×(0.75×0.3802?0.3803)?42?=171.39×404×2.5×36×300=2.2×10?33583×4×(0.75×0.3182?0.3183)?40?=171.39×404×2.5×36×300=1.2×10?43583×4×(0.75×0.2352?0.2353)?21?=171.39×404×2.5×36×300=3.9×10?5故?42、?40引起的中點撓度最大，在計算合成撓度時使用y=y，y=y進行計算。此時軸Ⅱ轉速為300?/???。??=√?+??2????????hδ——在橫截面上，被驗算的軸與其前、后傳動軸連心線的β——驅動力Q和阻力Q在橫截面上，兩向量合成時的夾角??=√(2.2×103)2+(1.2×104)22×2.2×103×1.2×104×???128.56°=AθBAB=hl??==38=4.1×107???可見θ<[θ]，滿足要求，故不用計算傳動軸在齒輪處的傾角。綜上，傳動軸Ⅱ通過校核。在驗算變速箱中的齒輪應力時，選相同模數中承受載荷最大的，齒數最小的齒輪進行接觸應力和彎曲應力驗算。一般對高速傳動齒輪主要驗算接觸應力，對低速傳動齒輪主要驗算彎曲應），3K2K3KsN(Mpa)<[σ]jσσwwwjN——傳遞的額定功率(KW)，N=4kW；n——齒輪的計算轉速(r/min)，小齒輪取j大齒輪取2=75/；1=300/,u——大齒輪齒數與小齒輪齒數之比，u1，外嚙合取“+?Z——小齒輪的齒數,Z=19；[]——許用接觸應力(Mpa)，由參考文獻[3]表，齒輪材料jjwwsKKKKTKK=1C0ssT內的齒輪總工作時間可近似地認為T=s，p為該變速組的傳動Tpn——齒輪的最低轉速(r/min)，小齒輪取1大齒輪取2=26.5/，1=106/,0K——轉速變化系數?=0.92；n?q?可以得到:??=?√61?=9√60×=1.46壽命系數:?=????=1.469×0.92×0.79×0.75=0.8?????×√(+1)×131.3×0.8×4=285???≤??=1370MPa???=191×?3????191×105×1.05×1.05×1.3×0.8×4=19×4.52×36×0.386×3