普通车床主传动系统的设计.

制造装备课程设计任务书（2015~2016学年）设计题目普通车床主传动系统的设计学院名称电气工程与自动化学院机械工程系专业（班级）机械设计制造及自动化姓名（学号）Z41214054XX起讫日期指导教师下发任务书日期201X年X月X日安徽大学制造装备课程设计任务书设计题目XXXX的设计（例：普通车床主传动系统的设计）主要内容1.装备传动系统的设计。2.计算传动系统的转速、速比、齿轮模数等参数。3.设计传动轴轴承支撑方式、带轮卸荷装置、传动系统换向等装置。4．绘制所设计装备的装配图。5．绘制两张零件图。6．装备装配图及其中两张零件图CAD电子档一份。7．编写设计说明书一份。应收集的资料所设计装备的资料，课程设计指导书，以及与设计有关的参考资料。设计进度计划1．装备传动系统的设计3天。2.传动轴轴承支撑方式、带轮卸荷装置、传动系统换向等装置的设计3天3．绘制所设计装备的装配图5天4．绘制两张零件图2天5.编写设计说明书一份1天6．准备及答辩1天主要参考文献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，2014。2.于骏一，邹青。《机械制造技术基础》（第2版）。机械工业出版社，2013。3.赵家齐。机械制造工艺学课程设计指导书，机械工业出版社，1997，12。4.戴曙。金属切削机床，机械工业出版社，2012。5.黄鹤汀。机械制造装备。机械工业出版社，2012。指导教师意见请各位同学按照设计任务书要求的设计任务按时按质完成设计任务，并随时与指导教师沟通其设计方案。备注审阅答辩安徽大学学生姓名专业(班级)学号课题名称：指导教师过程检查评语：指导教师签字：年月日指导教师评语：建议成绩：指导教师签字：年月日课程设计成绩评定书目录１、参数的拟定２、运动的设计３、传动件的估算和验算４、展开图的设计５、总结一、参数拟定１、确定公比φ已知Ｚ＝8级（采用集中传动）nmax=1250nmin=40Rn=φz-1所以算得φ≈1.262、确定电机功率N已知电机功率N=4.4kw二、运动的设计1、列出结构式8=2[2]3[]2[4]因为：在I轴上如果安置换向摩擦离合器时，为减小轴向尺寸，第一传动组的传动副数不能多，以2为宜。在机床设计中，因要求的R较大，最后扩大组应取2更为合适。由于I轴装有摩擦离合器，在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合器的直径。2、拟定转速图1）主电机的选定电动机功率N：4.4KW电机转速nd:因为nmax=1250vr/min，根据N=4.4KW，由于要使电机转速nd与主轴最高转速相近或相宜，以免采用过大的升速或过小的降速传动。所以初步定电机为：Y132m-4，电机转速1440r/min。2）定比传动在变速传动系统中采用定比传动，主要考虑传动、结构和性能等方面要求，以及满足不同用户的使用要求。为使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，故在Ⅰ-Ⅱ轴间增加一对降速传动齿轮。3）分配降速比8级降速为：25031540050063080010003151250（r/min）画出转速图8=2[2]2[2]2[4]电ⅡⅢⅣⅠ250315400500630800100012501440r/min1:11:1.261:11:1.492.52:1100:180结构大体示意图:4kW1440r/min?100?180abc2238208086ⅠⅡⅢⅣ323228383232344、计算各传动副的传动比见下述步骤5、计算齿轮齿数见下述步骤6、带轮直径和齿轮齿数的确定1）选择三角带型号根据电机转速1440r/min和功率n=4.4查图可确定三角带型号为Zt型。7、确定带轮的最小直径Dmin查表得Dmin=1008、计算大带轮直径D大根据要求的传动比ｕ和滑动率ξ确定D大＝D小1(1)u＝1401(10.02)900≈1609、确定齿轮齿数1）第一变速组内有两对齿轮，其传动比为U1=12zz=1：1U2=34zz=1:1.26初步定出最小齿轮齿数Zmin和Smin：根据结构条件，由表得34ZSzZ=64-32=32Z1=3221ZSzZ=54-32=222)第二变速组有二对传动副u1:u2=1:1u3:u4=1.49确定最小齿轮的齿数Zmin和SminZ5=32Z6=20Z7=38Z8=323)第三变速组有两对齿轮Z9=80Z10=34Z11=32Z12=86'1'1110||10(1)%4.1%'''140242121144041.2622048598341.2640||||3.15%4.1%40IIIIIIIIIIIIVIIIIIIIIIIIIVnnnDZZZnnDZZZnnnnn理实理实理理、主轴转速系列的验算-n同理2n＝3.15％4.1%合格3n＝1.7%4.1%合格4n＝3.2%4.1%合格5n＝1.4%4.1%合格6n＝1.7%4.1%合格7n＝2%4.1%合格8n＝0.4%4.1%合格9n＝0.6%4.1%合格10n＝0.02%4.1%合格11n＝1.17%4.1%合格12n＝1.34%4.1%合格1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z齿数322232283820383280343286摸数3分度圆直径966696841528015212824010296256齿根高fh(**ahc)m=1.253=3.75齿顶高ah*ahm=13=3齿高6.75齿顶圆直径ad96132781501051478716869183111213齿根圆直径fd82.5118.564.5136.591.5133.573.5154.555.5169.597.599.5中心距108120156齿宽2411片式摩擦离合器的选择和计算1）外摩擦片的内径d因为II轴直径为23.4mmd=23.4+4=27.4mm=2D2)摩擦片的尺寸93307.50.961.2955090091.68jjNmkNmnNm3）摩擦面对Z33120()()zvmmnkkZfDdkk查表得Z=17静扭距91.68jmNm取100Nmd=30mmD=98mm1D=90mmB=30mmb=10mm三．传动件的估算和验算1．三角带传动的计算1）选择三角带的型号根据计算功率1017.58.258.25JWdJNKNKWNKW小带轮的转速1441r/min选择带的型号为Z型2）确定带轮的计算直径12.DD由前面计算结果得1D=100mm2D=160mm3)确定三角带速度VV=3.14Xd1Xn1/60000=7.536m/s4）初定中心距0A012(0.6~2)()216~720ADDmmmm取0A=280mm5)确定三角带的计算长度0L及内周长NLL0=1004.77L=1650mmNL=1025mm6)验算三角带的扰曲次数u100040/100010.56160013.240/mvuSLZS次次7)确定实际中心距A00216001597.55002502LLAAmmmm8）验算小带轮的包角100211000018057.322014018057.3502170.87120DDA9）确定三角带根数Z016.052.282.710.98jNZNC取Z=32．齿轮模数的估算和计算各轴计算转速由图可知N1=800r/minN2=630r/min3N3=400估算第三变速组，按齿轮弯曲疲劳的估算3333123327.5(0.98)0.990.96322.85214500.98()0.99()0.96()wNmmmZn齿轮＝轴承＝带按齿面点蚀的估算3333127.50.980.990.9637037090.54502290.51.74104,,3()jjwjNAmmnAmZZmmm根据选标准值4）计算（验算）根据接触疲劳齿轮模数123322133137023(1)16300[]7.50.980.990.966.6112/min83833.95216060112175002.27100.890.580.552.270.890.580.550.6481.51.04sjmjjsrnwqmTnNqsmikkkkNmmmZinNKWnrZiKKKKKnTKCKKKKKK11.40.6[]6502.62sjjKKm算出根据弯曲疲劳计算齿轮模数12368112331(0.4080.395)/20.3950.40151.41.51.0460112175000.942100.890.780.770.940.890.780.770.583112/min[]27582752.62[]nNqsrnnqjwmswmjwYKKKKKKKKKKKKZnrmPaKKKKNmZYn3、传动轴的估算和验算1）传动轴直径的估算491[]jNdnmmV轴：3347.5(0.98)(0.99)0.96.16112/min[]0.75deg/6.169147.361120.75djvNNKWnrmdmmIV轴：2247.5(0.98)(0.99)0.96.4160/min[]1.25deg/6.49138.491601.25djIVNNKWnrmdmmIII轴47.50.980.990.96.55450/min[]1.25deg/6.559129.94501.25djIIINNKWnrmdmmII轴：47.50.990.96.68900/min[]1.75deg/6.689123.49001.75djNNKWnrmdmm2）传动轴强度的验算选第II轴进行验算321134814495500032943622.29108330978893002031861300203677300trttNHtNHrNVdmzmmPTNmmnTFdFFtgNFFFNFFNFFN大齿轮＝297324300tNHFFN122222221971861971805176577219212635000.3(2)()4()59[]2HNHVNVHVcamFNmmmmNmmmmmNmmwmTmT取＝四展开图设计1．反向机构利用机械传动实现主轴反转需要一个惰轮，将惰轮装在有两个支承的传动轴上，轴的刚性较好，有利于降低噪音。2输入轴1）带轮装在轴端。2）卸荷装置将带轮装在轴承上，轴承装在套筒上，传给轴的只是扭矩，径向力由固定在箱体上的套筒承受。本设计采用将带轮支在轴承外圈上，扭矩从端头传入。3）空套齿轮结构2．齿轮块设计1）选用7级精度2）采用焊接连接，工艺简单，连接后齿轮能达到一定的定心精度。4冲动轴设计1）I轴：深沟球轴承II轴：深沟球轴承III轴：深沟球轴承，圆锥滚子轴承IV轴：双列圆柱滚子轴承，圆锥滚子轴承2）采用轴肩，轴承盖等定位5．主轴组件的设计1）内孔直径43mm2）轴颈直径47.3mm3）前锥孔采用莫氏锥孔，选莫氏锥度号为6号。4）支承跨距L和外伸长度aL/a=35)头部尺寸：选B型5号6）轴承的配置双列矩圆柱滚子轴承：种轴承承载能力大，内孔有1/12锥度，摩擦系数小，温升低，但不能承受轴向力，必须和能承受轴向力的轴承配合使用。圆锥滚子轴承：载能力大，可同时承受径向力和轴向力，结构比较简单，但允许的极限转速低一点。配置轴承时，应注意：每个支承点都要能承受径向力，两个方向的轴向力应分别有相应的轴承承受。径向力和两个方向的轴向力都应传递到箱体上，即负荷都有机床支承承受，主轴采用两个支承，机构简单，制造方便。主轴刚度的验算：max1max1