CA6140型車床主傳動系統(tǒng)設計【D=400mm 18級 公比1.26】【含CAD圖紙和說明書】

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資料查閱、熟悉課題 ? 繪制裝配草圖 ? 各零部件的尺寸確定 ? 校核各零件的強度 ? 繪制裝配圖和部分零件圖 ? 撰寫論文、科技翻譯 第 6 頁 共 57 頁 2．設計計算 2.1 普通車床的規(guī)格 2.1.1 車床的規(guī)格系列和用處 普通機床的規(guī)格和類型有系列型號作為設計時應該遵照的基礎。因此，對 這些基本知識和資料作些簡要介紹。本次設計的是普通型車床主軸變速箱。主 要用于加工回轉(zhuǎn)體。 表 1.1 車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)表 工件最大 回轉(zhuǎn)直徑 (mm)maxD 電機轉(zhuǎn)速 n ( )mir 最低轉(zhuǎn)速 ( min )r 電機功 率 P（kW ） 公比 ?轉(zhuǎn)速級數(shù) Z 400 1500 23.6 7.5 1.41 18 2.1.2 操作性能要求 1）具有皮帶輪卸荷裝置 2）手動操縱雙向片式摩擦離合器實現(xiàn)主軸的正反轉(zhuǎn)及停止運動要求 3）主軸的變速由變速手柄完成 第 7 頁 共 57 頁 3.主動參數(shù)參數(shù)的擬定 3.1 確定傳動公比 ? 根據(jù)【1】 公式（3-2）因為已知，78P5.026.1????znR?1283minax?? 根據(jù)【1】 表 3-5 標準公比 。這里我們?nèi)藴使认盗?=1.26.7P?? 因為 =1.26= ，根據(jù)【1】 表 3-6 標準數(shù)列。首先找到最小極限轉(zhuǎn)速?406.17P 23.6，再每跳過 3 個數(shù)（1.26～1.06）取一個轉(zhuǎn)速，即可得到公比為 1.26 的數(shù) 列： 23.6，30，37.5，47.5，60，75，95，118，150，190，236，300，375，475， 600，750，950，1180. 3.2 主電動機的選擇 合理的確定電機功率 P，使機床既能充分發(fā)揮其使用性能，滿足生產(chǎn)需要， 又不致使電機經(jīng)常輕載而降低功率因素。 現(xiàn)在以常見的中碳鋼為工件材料，取 45 號鋼，正火處理，車削外圓，表面 粗糙度 =3.2mm。采用車刀具，可轉(zhuǎn)位外圓車刀，刀桿尺寸：16mm 25mm。刀aR ? 具幾何參數(shù)： =15 ， =6 ， =75 ， =15 ， =0 ， =-0?o0?or?or?o?o01? 10 ， b =0.3mm，r =1mm。o1re 現(xiàn)以確定粗車是的切削用量為設計： ① 確定背吃刀量 和進給量 f，根據(jù)【2】 表 8-50， 取 4mm，f 取 0.6pa4Ppa 。rm ② 確定切削速度，參【2】 表 8-57，取 V =1.7 。48Pcsm ③ 機床功率的計算， 主切削力的計算 根據(jù)【2】 - 表 8-59 和表 8-60，主切削力的計算4950 第 8 頁 共 57 頁 公式及有關參數(shù)： F =9.81 Z?Fcn60CFcZa?FcfcZvFcK =9.81 270 4 0.92 0.9515.?75.0615.0?? =3242（N） 切削功率的計算 = =3242 1.7 =5.5（kW）cPF?cv310??310? 依照一般情況，取機床變速效率 =0.8.? = =6.86(kW)Z8.5 根據(jù)【3】 表 12-1 Y 系列（IP44）電動機的技術數(shù)據(jù),Y 系列167 （IP44）電動機為一般用途全封閉自扇冷式籠型異步電動機，具有防塵埃、 鐵屑或其他雜物侵入電動機內(nèi)部的特點，B 級絕緣，工業(yè)環(huán)境溫度不超過 +40℃，相對濕度不超過 95%，海拔高度不超過 1000m，額定電壓 380V，頻 率 50Hz。適用于無特殊要求的機械上，如機床，泵，風機，攪拌機，運輸 機，農(nóng)業(yè)機械等。 根據(jù)以上要求，我們選取 Y132M-4 型三相異步電動機，額定功率 7.5kW,滿 載轉(zhuǎn)速 1440 ，額定轉(zhuǎn)矩 2.2，質(zhì)量 81kg。minr 至此，可得到上表 1.1 中的車床參數(shù)。 4.變速結構的設計 4.1 主變速方案擬定 擬定變速方案，包括變速型式的選擇以及開停、換向、制動、操縱等整個 變速系統(tǒng)的確定。變速型式則指變速和變速的元件、機構以及組成、安排不同 特點的變速型式、變速類型。 變速方案和型式與結構的復雜程度密切相關，和工作性能也有關系。因此， 確定變速方案和型式，要從結構、工藝、性能及經(jīng)濟等多方面統(tǒng)一考慮。 變速方案有多種，變速型式更是眾多，比如：變速型式上有集中變速，分 離變速；擴大變速范圍可用增加變速組數(shù)，也可采用背輪結構、分支變速等型 式；變速箱上既可用多速電機，也可用交換齒輪、滑移齒輪、公用齒輪等。 顯然，可能的方案有很多，優(yōu)化的方案也因條件而異。此次設計中，我們 采用集中變速型式的主軸變速箱。 第 9 頁 共 57 頁 4.2 變速結構式、結構網(wǎng)的選擇 結構式、結構網(wǎng)對于分析和選擇簡單的串聯(lián)式的變速不失為有用的方法， 但對于分析復雜的變速并想由此導出實際的方案，就并非十分有效。 4.2.1 確定變速組及各變速組中變速副的數(shù)目 數(shù)為 Z 的變速系統(tǒng)由若干個順序的變速組組成，各變速組分別有 、?Z ……個變速副。即 ? ??321Z? 傳動副中由于結構的限制以 2 或 3 為合適，即變速級數(shù) Z 應為 2 和 3 的因子，為實現(xiàn) 18 級主軸轉(zhuǎn)速變化的傳動系統(tǒng)可以以下多種傳動副組合： ① 18=3ⅹ3ⅹ2 ②18=3 ⅹ2ⅹ3 ③18=2 ⅹ3ⅹ3 等 18 級轉(zhuǎn)速傳動系統(tǒng)的傳動組，選擇傳動組安排方式時，考慮到機床主軸箱的具體結構、裝 置性能，應滿足前多后少的原則，主軸上的傳動副數(shù)主軸對加工精度、表面粗糙度的影響 很大，因此主軸上的齒輪少些為好。 綜上所述，傳動式為 18=3ⅹ3ⅹ2 4.2.2 變速式的擬定 12 級轉(zhuǎn)速變速系統(tǒng)的變速組，選擇變速組安排方式時，考慮到機床主軸變 速箱的具體結構、裝置和性能。 在Ⅰ軸如果安置換向摩擦離合器時，為減少軸向尺寸，第一變速組的變速 副數(shù)不能多，以 2 為宜。 主軸對加工精度、表面粗糙度的影響很大，因此主軸上齒輪少些為好。最 后一個變速組的變速副數(shù)常選用 2。 ① 18=3ⅹ3ⅹ2 ②18=3 ⅹ2ⅹ3 ③18=2 ⅹ3ⅹ3 等 4.2.3 結構式的擬定 18 級轉(zhuǎn)速傳動系統(tǒng)的傳動組，選擇傳動組安排方式時，考慮到機床主軸箱的具體結構、裝 置性能，應滿足前多后少的原則，主軸上的傳動副數(shù)主軸對加工精度、表面粗糙度的影響 很大，因此主軸上的齒輪少些為好。 綜上所述，傳動式為 18=3ⅹ3ⅹ2 設計車床主變速傳動系時，為避免從動齒輪尺寸過大而增加箱體的徑向尺 寸，在降速變速中，一般限制限制最小變速比 ；為避免擴大傳動誤41min?u 差，減少震動噪聲，在升速時一般限制最大轉(zhuǎn)速比 。斜齒圓柱齒輪傳動2ax? 較平穩(wěn)，可取 。因此在主變速鏈任一變速組的最大變速范圍5.2max?u 第 10 頁 共 57 頁 。在設計時必須保證中間變速軸的變??)10~8(25.)~(minaxma ???uR 速范圍最小。 4.2.4 結構網(wǎng)的擬定 2）確定變速組擴大順序： 18=3ⅹ3ⅹ2 的傳動副組合，在降速傳動中，為防止齒輪直徑過大而徑向尺寸，常限制最小 傳動比在升速時為防止產(chǎn)生過大的噪聲和震動常限制最大轉(zhuǎn)速比 。在主傳動鏈任2imax? 一傳動組的最大變速范圍 。根據(jù)前密后疏的原則，初選結構式10~8)/(Rminax?? 如下： 93128?? 在設計時必須保證中間傳動軸的變速范圍最小，根據(jù)中間傳動軸變速范圍小的原則選擇結 構網(wǎng)。從而確定結構網(wǎng)如下： 檢查傳動組的變速范圍時，只需檢查最后一個擴大組，第二擴大組的變速范圍是: ，其中??132R??Px?2P6X2.??，，? 所以 ，符合要求10~86.-9?? 4.2.6 結構式的擬定 繪制轉(zhuǎn)速圖 ⑴、選擇 Y132M-4 型 Y 系列籠式三相異步電動機。 第 11 頁 共 57 頁 ⑵、分配總降速變速比 總降速變速比 017.4/6.23/min??d 又電動機轉(zhuǎn)速 不符合轉(zhuǎn)速數(shù)列標準，因而增加一定比變速i140rd 副。 4.2.7 確定各變速組變速副齒數(shù) 齒輪齒數(shù)的確定，當各變速組的傳動比確定以后，可確定齒輪齒數(shù)。對于 定比傳動的齒輪齒數(shù)可依據(jù)機械設計手冊推薦的方法確定。對于變速組內(nèi)齒輪 的齒數(shù)，如傳動比是標準公比的整數(shù)次方時，變速組內(nèi)每對齒輪的齒數(shù)和 及zS 小齒輪的齒數(shù)可以從【1】表 3-9 中選取。一般在主傳動中，最小齒數(shù)應大于 18～20。采用三聯(lián)滑移齒輪時，應檢查滑移齒輪之間的齒數(shù)關系：三聯(lián)滑移齒 輪的最大齒輪之間的齒數(shù)差應大于或等于 4，以保證滑移是齒輪外圓不相碰。 第 12 頁 共 57 頁 在保證輸出的轉(zhuǎn)速準確的前提下，應盡量減少齒輪齒數(shù)，是齒輪結構尺寸緊湊。齒輪齒數(shù) 的確定原則： 實際轉(zhuǎn)速 與標準轉(zhuǎn)速 n 的相對轉(zhuǎn)速誤差 為：'nn???%101 '' ????????n 齒輪副的齒數(shù)和 ；120~z?S 滿足結構安裝要求，相鄰軸承孔德壁厚不小于 3mm。 ④當變速組內(nèi)各齒輪副的齒數(shù)和不相等時，齒數(shù)和的差不能大于 3。 利用查表法求出各傳動組齒輪齒數(shù)如下表： 4.3 驗算主軸轉(zhuǎn)速誤差 主軸各級實際轉(zhuǎn)速值用下式計算： ??3212 1udnE???? 式子中 u1、u2、u3 分別為第一、第二、第三變速組齒輪傳動比，ε 取 0.05。 轉(zhuǎn)速誤差用主軸實際轉(zhuǎn)速與標準轉(zhuǎn)速相對誤差的絕對值表示： 其中 n'為主軸標準轉(zhuǎn)速。 轉(zhuǎn)速誤差表 主軸轉(zhuǎn)速 n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9 標準轉(zhuǎn)速 26.5 30 37.5 47.5 60 75 95 118 150 實際轉(zhuǎn)速 26.8 30 37.5 47.6 60 75 97.3 118 150 轉(zhuǎn)速誤差% 0.95 0 0 0.95 0 0 1.84 0 0 主軸轉(zhuǎn)速 n10 n11 n12 n13 n14 n15 n16 n17 n18 標準轉(zhuǎn)速 190 236 300 375 475 600 750 950 1180 實際轉(zhuǎn)速 190.6 236 303.8 376.1 475 607.5 752.3 960 1185 轉(zhuǎn)速誤差% 0.24 0 1.55 0.2 0 1.6 0.23 0.8 1.56 轉(zhuǎn)速誤差滿足要求。 4.4 繪制變速系統(tǒng)圖 根據(jù)軸數(shù)，齒輪副，電動機等已知條件可有如下系統(tǒng)圖： 變速組 第一變速組 第二變速組 第三變速組 齒數(shù)和 72 90 95 齒輪 1z23z45z67z89z10z123z145z16 齒數(shù) 32 40 24 48 28 44 45 45 30 60 18 72 63 32 19 76??%10n'-????? 第 13 頁 共 57 頁 第 5 章 動力計算 5.1 帶傳動設計 輸出功率 P=7.5KW,轉(zhuǎn)速 n1=1440r/min,n2=750r/min 5.2 計算設計功率 Pd edAdPK? 表 4 工作情況系數(shù) AK 原動機 ⅰ類 ⅱ類 一天工作時間/h工作機 10? 10~16 16?0?10~16 16? 載荷 平穩(wěn) 液體攪拌機；離心式水泵；通 風機和鼓風機（ ） ；離7.5kW?1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3 第 14 頁 共 57 頁 心式壓縮機；輕型運輸機 載荷 變動小 帶式運輸機（運送砂石、谷物） ， 通風機（ ） ；發(fā)電機；7.5kW? 旋轉(zhuǎn)式水泵；金屬切削機床； 剪床；壓力機；印刷機；振動 篩 1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4 載荷 變動較大 螺旋式運輸機；斗式上料機； 往復式水泵和壓縮機；鍛錘； 磨粉機；鋸木機和木工機械； 紡織機械 1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6 載荷 變動很大 破碎機（旋轉(zhuǎn)式、顎式等） ；球 磨機；棒磨機；起重機；挖掘 機；橡膠輥壓機 1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8 根據(jù) V 帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16 小時） ，查《機械設計》P 296表 4， 取 KA＝1.1。即 1.7.kWdAedP??? 5.3 選擇帶型 普通 V 帶的帶型根據(jù)傳動的設計功率 Pd 和小帶輪的轉(zhuǎn)速 n1 按《機械設計》P297 圖 13－11 選取。 根據(jù)算出的 Pd＝7.7kW 及小帶輪轉(zhuǎn)速 n1＝1440r/min ，查圖得：d d=80～100 可知應 選取 A 型 V 帶。 第 15 頁 共 57 頁 5.4 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 由《機械設計》P 298表 13－7 查得，小帶輪基準直徑為 80～100mm 則取 dd1= 95mm ddmin.=75 mm（d d1根據(jù) P295表 13-4 查得） 表 3. V 帶帶輪最小基準直徑 mind 槽型 Y Z A B C D Emind 20 50 75 125 200 355 50021 240=1.9,=951.82.475d d??所 以 由《機械設計》P 295表 13-4 查“V 帶輪的基準直徑” ，得 =180mm2d ① 誤差驗算傳動比： （ 為彈性滑動率）21180=.934()95(%)di?????誤 ? 誤差 ，符合要求1.34.0%.65i???誤 ＜ ② 帶速 19510v=7./66dnms?? 滿足 5m/s0.5mm,可避免滲氮層穿透剝落。 7.6.3 主軸軸承 1）軸承類型選擇 主軸前軸承有兩種常用的類型： 雙列短圓柱滾子軸承。承載能力大，可同時承受徑向力和軸向力，結構比 較簡單，但允許的極限轉(zhuǎn)速低一些。 與雙列短圓柱滾子軸承配套使用承受軸向力的軸承有三種： 600角雙向推力向心球軸承。是一種新型軸承，在近年生產(chǎn)的機床上廣泛采 用。具有承載能力大，允許極限轉(zhuǎn)速高的特點。外徑比同規(guī)格的雙列圓柱滾子 軸承小一些。在使用中，這種軸承不承受徑向力。 推力球軸承。承受軸向力的能力最高，但允許的極限轉(zhuǎn)速低，容易發(fā)熱。 向心推力球軸承。允許的極限轉(zhuǎn)速高，但承載能力低，主要用于高速輕載 的機床。 2）軸承的配置 大多數(shù)機床主軸采用兩個支撐，結構簡單，制造方便，但為了提高主軸剛 度也有用三個支撐的了。三支撐結構要求箱體上三支撐孔具有良好的同心度， 否則溫升和空載功率增大，效果不一定好。三孔同心在工藝上難度較大，可以 用兩個支撐的主要支撐，第三個為輔助支撐。輔助支撐軸承（中間支撐或后支 撐）保持比較大的游隙（約 0.03～0.07 ） ，只有在載荷比較大、軸產(chǎn)生彎曲m 變形時，輔助支撐軸承才起作用。 軸承配置時，除選擇軸承的類型不同外，推力軸承的布置是主要差別。推 第 53 頁 共 57 頁 力軸承布置在前軸承、后軸承還是分別布置在前、后軸承，影響著溫升后軸的 伸長方向以及結構的負責程度，應根據(jù)機床的實際要求確定。 在配置軸承時，應注意以下幾點： ① 每個支撐點都要能承受經(jīng)向力。 ② 兩個方向的軸向力應分別有相應的軸承承受。 ③ 徑向力和兩個方向的軸向力都應傳遞到箱體上，即負荷都由機床支撐件 承受。 3）軸承的精度和配合 主軸軸承精度要求比一般傳動軸高。前軸承的誤差對主軸前端的影響最大， 所以前軸承的精度一般比后軸承選擇高一級。 普通精度級機床的主軸，前軸承的選 或 級，后軸承選 或 級。選擇CDE 軸承的精度時，既要考慮機床精度要求，也要考慮經(jīng)濟性。 軸承與軸和軸承與箱體孔之間，一般都采用過渡配合。另外軸承的內(nèi)外環(huán) 都是薄壁件，軸和孔德形狀誤差都會反映到軸承滾道上去。如果配合精度選的 太低，會降低軸承的回轉(zhuǎn)精度，所以軸和孔的精度應與軸承精度相匹配。 1） 軸承間隙的調(diào)整 為了提高主軸的回轉(zhuǎn)精度和剛度，主軸軸承的間隙應能調(diào)整。把軸承調(diào)到 合適的負間隙，形成一定的預負載，回轉(zhuǎn)精度和剛度都能提高，壽命、噪聲和 抗震性也有改善。預負載使軸承內(nèi)產(chǎn)生接觸變形，過大的預負載對提高剛度沒 有明顯的小果，而磨損發(fā)熱量和噪聲都會增大，軸承壽命將因此而降低。 軸承間隙的調(diào)整量，應該能方便而且能準確地控制，但調(diào)整機構的結構不 能太復雜。雙列短圓柱滾子軸承內(nèi)圈相對外圈可以移動，當內(nèi)圈向大端軸向移 動時，由于 1：12 的內(nèi)錐孔，內(nèi)圈將脹大消除間隙。 其他軸承調(diào)整也有與主軸軸承相似的問題。特別要注意：調(diào)整落幕的端面 與螺紋中心線的垂直度，隔套兩個端面的平行度都由較高要求，否則，調(diào)整時 可能將軸承壓偏而破壞精度。隔套越長，誤差的影響越小。 螺母端面對螺紋中心線垂直度、軸上和孔上套簡兩端平行度等均有嚴格的 精度要求。 7.6.4 主軸與齒輪的連接 齒輪與主軸的連接可以用花鍵或者平鍵；軸做成圓柱體，或者錐面（錐度 一般取 1：15 左右） 。錐面配合對中性好，但加工較難。平鍵一般用一個或者兩 個（相隔 180 度布置） ，兩國特鍵不但平衡較好，而且平鍵高度較低，避免因齒 輪鍵槽太深導致小齒輪輪轂厚度不夠的問題。 7.6.5 潤滑與密封 主軸轉(zhuǎn)速高，必須保證充分潤滑，一般常用單獨的油管將油引到軸承處。 主軸是兩端外伸的軸，防止漏油更為重要而困難。防漏的措施有兩種： 1）堵——加密封裝置防止油外流。 主軸轉(zhuǎn)速高，多采用非接觸式的密封裝置，形式很多，一種軸與軸承蓋之 間留 0.1～0.3 的間隙（間隙越小，密封效果越好，但工藝困難） 。還有一種m 第 54 頁 共 57 頁 是在軸承蓋的孔內(nèi)開一個或幾個并列的溝槽（圓弧形或 形） ，效果比上一種好v 些。在軸上增開了溝槽（矩形或鋸齒形） ，效果又比前兩種好。 在有大量切屑、灰塵和冷卻液的環(huán)境中工作時，可采用曲路密封，曲路可 做成軸向或徑向。徑向式的軸承蓋要做成剖分式，較為復雜。 2）疏導——在適當?shù)牡胤阶龀龌赜吐?，使油能順利地流回到油箱?設計心得 經(jīng)過課程設計，使我和同伴對主軸箱設計這門課當中許多原理公式有了進一步的了解， 并且對設計工作有了更深入的認識。懂得了理論和實踐同等重要的道理。理論能指導實踐， 使你能事半功倍，實踐能上升成為理論，為以后的設計打下基礎。 從校門走出后,一定要重 視實踐經(jīng)驗的積累,要多學多問。把學校學習的專業(yè)知識綜合的應用起來，這非常重要。體 會到把技術搞好就必須安心的學習，虛心向別人請教，耐心的對待每一個問題，不放過任何 一個自己遇到的問題，要善于發(fā)現(xiàn)問題。 在設計過程中，我們得到了老師們的精心指導和幫助，在此表示衷心的感謝！由于我們 的經(jīng)驗尚淺，知識把握不熟練，設計中定有許多地方處理不夠妥當，有些部分甚至可能存在 錯誤，希望老師多提寶貴意見。 第 55 頁 共 57 頁 結 論 傳動系統(tǒng)設計的結構及部分計算，到這里基本結束了，由于筆者水平有限， 加之時間倉促，僅對分級變速主傳動系統(tǒng)主要部分進行設計和校核，定有許多 地方處理不夠妥當，有些部分甚至可能存在錯誤，望老師多提寶貴意見。 經(jīng)過這次課程設計，使我對機械系統(tǒng)設計這門課當中許多原理公式有了進一步的了解， 并且對設計工作有了更深入的認識。在設計過程中，得到 XX 老師的精心指導和幫助，在 此表示衷心的感謝。 第 56 頁 共 57 頁 參考文獻 【1】候珍秀.《機械系統(tǒng)設計》.哈爾濱工業(yè)大學出版社，修訂版； 【2】 、于惠力 主編 《機械設計》 科學出版社 第一版 【3】 、戴 曙 主編 《金屬切削機床設計》 機械工業(yè)出版社 【4】 、戴 曙 主編 《金屬切削機床》 機械工業(yè)出版社 第一版 【4】 、趙九江 主編 《材料力學》 哈爾濱工業(yè)大學出版社 第一版 【6】 、鄭文經(jīng) 主編 《機械原理》 高等教育出版社 第七版 【7】 、于惠力 主編 《機械設計課程設計》 科學出版社 第 57 頁 共 57 頁 致 謝 在設計成過程中，感謝很多人的幫助和指點，首先我要感謝我的母校的辛勤培育，感 謝院系各位老師四年來的諄諄教誨，感謝他們默默的栽培我。 本次設計是在我的導師 XX 教授的親切關懷和悉心指導下完成的。他嚴肅的科學態(tài)度， 嚴謹?shù)闹螌W精神，精益求精的工作作風，深深地感染和激勵著我。從課題的選擇到項目的 最終完成，老師都始終給予我細心的指導和不懈的支持，在此，謹向教師表示衷心的感謝 和崇高的敬意！。 此外，在畢業(yè)設計過程中，也得到了其他老師和同學的幫助，設計任務一直在很好的 氛圍中進行，在這里，也向他們表示真誠的感謝！ 再次向設計中所有提供過幫助的人表示感謝！