普通车床的主传动系统设计说明书

机床主传动系统设计说明书1普通车床主传动系统设计说明书概述机床课程设计在金属切削机床课程之后的实践性教学部分，其目的在于通过设计机床传动系统的结构设计，使学生在拟定传动和变速的结构方案过程中，训练设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技术论文和查阅文献资料等方面综合能力。一、设计题目设计一台普通车床的主传动系统，设计参数如下表：序号加工最大直径主轴转速系列（r/min）驱动电动机功率与同步转速1400mm1.411000,710,500,355,250,180,125,904.5kw,1500r/min2400mm1.411000,500,355,250,180,125,90,454kw,1500r/min3320mm1.412000,1420,1000,710,500,360,250,180,125,90,63,454kw,1500r/min4320mm1.412000,1000,710,500,360,250,180,125,90,63,45,223kw,1500r/min5320mm1.262000,1260,1000,800,630,500400,320,250,200,160,1004kw,1500r/min6320mm1.262000,1250,800,630,500,400,320,250,200,160,100,633kw,1500r/min(本小组选择第五组参数作为设计数据)二、运动设计2.1传动方案设计（1）集中传动方式主传动系的全部传动和变速机构集中装在同一个主轴箱内，称为集中传动方式。通用机床中多数机床的主变速传动系都采用这种方式。适用于普通精度的大机床主传动系统设计说明书2中型机床。特点是结构紧凑，便于实现集中操纵，安装调整方便。缺点是运转的传动件在运转过程中所产生的振动、热量，会使主轴产生变形，使主轴回转中心线偏离正确位置而直接影响加工精度。（2）分离传动方式主传动系中的大部分的传动和变速机构装在远离主轴的单独变速箱中，然后通过带传动将运动传到主轴箱的传动方式，称为分离传动方式。特点是变速箱各传动件所产生的振动和热量不能直接传给或少传给主轴，从而减少主轴的振动和热变形，有利于提高机床的工作精度。运动由皮带经齿轮离合器直接传动，主轴传动链短，使主轴在高速运转时比较平稳，空载损失小；当主轴需作低速运转时，运动则由皮带轮经背轮机构的两对降速齿轮传动后，转速显著降低，达到扩大变速范围的目的。本课程设计的机床为普通精度的大中型机床，即采用集中传动方式。2.2转速调整范围变速组中最大与最小传动比的比值，称为该变速组的变速范围即：2000max20100minnRnn2.3选用混合公比根据《机械制造装备设计》78P公式（3-2）因为已知1ZnR，推到公式如下：lg1lgnRZ11(Z1)201.31nR根据《机械制造装备设计》77P表3-5标准公比。这里我们取标准公比系列1.26，因为41.261.06，根据《机械制造装备设计》77P表3-6标准数列。首先找到最小极限转速25，再每跳过5个数（1.26～1.066）取一个转速，即可得到公比为1.26的数列：100、160、200、250、320、400、500、630、800、1000、1260、2000。2.4结构式采用主变速传动系从电动机到主轴，通常为降速传动，接近电动机的传动件转速较高，传递的扭矩较小，尺寸小一些；反之，靠近主轴的传动件转速较低，传递的扭矩较大，尺寸就较大。在拟定主变速传动系时，应尽可能将传动副较多的变速组安排在前面，传动副数少的变速组放在后面，使主变速传动系中更多的传动件在高速范围内工作，尺寸小一些，以便节省变速箱的造价，减小变速箱的外形尺寸。按此原则，12＝3X2X2，12＝2X3X2，12＝2X2X3，这三种方式中方案一最好。2.4.1确定系数0x机床主传动系统设计说明书3'0ln1131212lnnRxZ2.4.2确定结构网和结构式确定基本组传动副数，一般取02P。2.4.3基型传动系统的结构式应为：12612232Z2.4.4变型传动系统的结构式应在原结构式的基础上，将元基本组基比指数加上0x而成，应为0x为2，即：122612232Z传动系由a/b/c三个传动组组成：a传动组，传动副为2；b传动组，传动副为3；c传动组，传动副为2；下标表示各变速组的级比指数。级比：主动轴上同一点，传往从动轴相邻两条传动线的比值，用jX表示，其中jX，称为级比指数，相当于相邻两传动线与从动轴交点之间相距的格数。根据“前多后少”，“前密后疏”的原则，取23612322Z2.4.5验算原基本组变形后的变速范围2213(21)321.261.262.08xPR2.4.6验算最末变速的组变速范围3316(21)631.261.264.08xPR根据中间变速轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定传动系统结构网如下：机床主传动系统设计说明书42.5绘制转速图2.5.1分配总降速比114501110014.515u若每一个变速组最小降速比取14则三个变速组为164，则需增加定比传动副，故选用三角带传动来降低速比可以满足要求。2.5.2变速轴轴数=变速组数+定比变速副数+1=3+1+1=5。2.5.3绘制转速图机床主传动系统设计说明书52.5.4绘制传动系统图机床主传动系统设计说明书62.6带设计2.6.1确定计算功率1.04.04.0jPKPkwK为工作情况系数，可取工作8小时，取K=1.02.6.2型号选择由4.0jPkw和1440r/minn额查《机械设计》图11.15，选择B型带。2.6.3带轮直径确定查表11.16选取1160Dmm，则12121601440(1)(11%)228.11000nDDmmn（取1%）取2230D。2.6.4核算胶带速度V1112.06/60000Dnvms符合要求2.6.5初定中心矩根据《机械设计》189P经验公式（11.20）120120.55()2()DDhADD12(DD)(160230)19522mDmm21(DD)(230160)3522mm012(0.62)(DD)234780Amm取0700Amm。2.6.6计算胶带的长度由《机械设计》182P公式（11.2）计算带轮的基准长度2210012022014.424DDLADDmmA由图11.4，取标准长度2000dLmm。2.6.7核算胶带的弯曲次数111110001000212.06[][]11.97[]40[]2014.4mvUssssL机床主传动系统设计说明书72.6.8计算实际中心距22(L)8692.844mmDLDamm2.6.9核算小带轮的包角211180230160180180120180174120692.8DDA2.6.10确定胶带的根数Z由《机械设计》191194~PP表11.803.64pkw，表11.70.98ak表11.20.98Lk，表11.1000.36pkw003.640.364pp，0.980.980.96aLkk0041.041()40.96caaLpZppkk则确定最后胶带的根数为二。2.7确定变速组齿轮传动副的齿数轴三联滑移齿轮组：查表法：1121.26ZuZ，取135Z163ZS，228Z3234112.0ZuZ321Z,442Z536111.26ZuZ528Z,635Z轴双联滑移齿轮组：7481ZuZ260zS,7830ZZ机床主传动系统设计说明书895310112.0ZuZ920Z,1040ZV轴双联滑移齿轮组：211612=1.59ZuZ1143Z,1227Z370zS137414112.52ZuZ1320Z,1450Z三、动力设计3.1计算各传动零件的转速根据传动系统，可计算出max1991/minnr，min100/minnr。主轴的计算转速：0.30.3maxminmin1991100245/min100nnnrn，取主轴的计算转速为200r/min。由各轴传动比，可计算出各轴的转速，如下表所示：轴序号电１234计算转速（r/min）144010005005002003.2初定传动轴的直径查阅机床设计手册直径初定公式：491[]jPdn。轴功率计算：14.00.983.92()ppnkw额皮轴功率计算：3213.920.990.983.73()ppnnkw轴齿轴功率计算：2323.730.980.983.51()ppnnkw轴齿V轴功率计算：机床主传动系统设计说明书92V33.510.980.983.30()ppnnkw轴齿公式中参数确定，其中取0.8＝。轴功直径初步计算：13.92pkw，11000/minjnr。将各参数带入公式，结算结果为24.1dmm，圆整取26dmm。轴功直径初步计算：23.73pkw，2500/minjnr。将各参数带入公式，结算结果为28.3dmm，圆整取30dmm。轴功直径初步计算：33.51pkw，3500/minjnr。将各参数带入公式，结算结果为27.9dmm，圆整取29dmm。3.3齿轮模数的初步计算45号钢整体淬火，[]1100jMP，按接触疲劳计算齿轮模数m,查表计算可得1231.04,1.3,1.3kkk，mBm一般为6—10，取8m。-轴，125Z，2i，1000/minjnr，13.92pkw。由公式312321(1)16300[]jjmjjikkkpmZin，可得2.19jm，取12.5m。轴，120Z，2i，500/minjnr，23.73pkw。由公式312321(1)16300[]jjmjjikkkpmZin，可得2.80jm，取23m。V轴，120Z，2.5i，500/minjnr，33.51pkw。由公式312321(1)16300[]jjmjjikkkpmZin，可得2.68jm，取33m。3.4主轴轴颈直径的确定3.4.1主轴前、后轴颈1D为70-105mm，则取180Dmm，后轴颈21(0.70.85)D5668D，则取260Dmm。机床主传动系统设计说明书103.4.2主轴内孔直径一般442.527dD，普通车床一般选取0.50.6，选0.5。12(DD)352dmm3.4.3主轴前端悬伸量a初选根据设计方案前后轴都采用滚动轴承，则11aD，故80amm。3.4.4主轴支撑跨距由图5—57/174查得前后轴承的刚度分别为：1710/CuN2600/CuN121.183CC,则平均直径8070752Dmm。惯性矩：224()147.95cm64IDd73531210147.950.8171108.0EInca查图5-44/162得：02.75La则02.75220Lamm。四、结构设计