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1、-1-目录 摘要 2 1.主要技术参数计算3 1.1 机床的主要技术参数3 1.2 变速箱总体结构方案的拟定3 1.3 计算出各级转速3 1.4 绘制转速图3 1.5 主轴计算转速3 1.6 齿轮齿数和的选定4 1.7 传动比计算4 1.8 校核主轴转速误差4 2.主要零件的初算与计算6 2.1 齿轮模数的计算6 2.2 传动轴直径的初算7 2.3 主轴轴颈的确定8 3.验算主要零件9 3.1 齿轮模数验算9 3.2 传动轴刚度验算(III 轴)10 3.3 轴承寿命验算13 4.各零件的参数设定15 4.1 中心距的确定15 4.2 齿轮参数设计15 4.3 确定齿宽16 4.4 V 带设计
2、17 5.结语19 6.参考文献20 -2-摘要 本设计从下达任务起,经过现场调查和查阅文献资料入手,历经三周的时间完成。在设计中,首先根据课程设计所要求的技术参数确定机床设计中所需要的参数,即原动机的功率、机床主轴箱的转速数列公比;然后确定机床主轴箱的主传动系统结构,拟订机床的结构网和转速图;查资料,根据转速图确定机床内的各个主要零件的计算转速,根据计算转速确定各级传动的传动比,根据传动比来确定各级传动的齿轮配合的齿轮齿数。根据机床主轴箱的传动链来计算各级转速的实际值与理论值之间的误差。在设计中主要是要计算主轴箱里各个零件的选用是否满足要求以及原动机与主轴箱间的动力传递装置的计算。主轴箱的计
3、算包括摩擦离合器的校核、齿轮的校核、轴的校核、轴承的校核、键的校核、主轴的校核计算等。原动机与主轴箱的动力传递采用的是带传动装置。最后根据资料和参考同类机床来设计该铣床的主传动系统,并绘制其装配图。1、主要技术参数计算 1.1、机床的主要技术参数 电机额定功率为 4KW,nmin=26.5min/r,nmax=1320 min/r。n电=1450 min/r,18 级转速,公比26.1。1.2、变速箱总体结构方案的拟定 机床变速箱用于使主运动的执行零件(如:主轴、工作台、滑枕等)变速、启动、停止和改变运动方向等。因此,变速箱所包含的机构大致为:作为传动连接用的定比传动副,变速机构启动后停止以及
4、换向机构,制动机构,操纵机构和润滑装置等。机床总体的布局大概可以设置为电机在下方,主轴在上方,采用展开式的方式布局。1.3、机床运动的设计 1.3.1.由26.1、nmin=26.5r/min、=18,查表得 18 级转速为 26.5 -3-min/r,33.5min/r,42.5min/r,53 min/r,67 min/r,85min/r,106min/r,132 min/r,170 min/r,212 min/r,265 min/r,335 min/r,425 min/r,530 min/r,670 min/r,850 min/r,1060 min/r,1320 min/r。1.3.2.
5、根据传动结构的选择原则,18 级转速可写为结构式93123318,则转速图为 1.3.3.主轴计算转速 nj13/minzn=13/1826.15.26=85 min/r min/1440Irnj min/670 IIrnj min/335IIIrnj min/106rnj min/85Vrnj 1.3.4.齿轮的选定 -4-29161450800定U 80ZS 28129162916801Z 5228802Z 26.111aU 74,72,70,68,66,64,62,60ZS 58.122aU 73,72,70,67,65,62,60ZS 233aU 78,75,72,69,66,63,6
6、0ZS 取72ZS 26.111bU 91,88,86,84ZS 58.122bU ,91,90,88,86,85ZS 175.353bU 92,91,87,86,84,83ZS 取86ZS 231cU 108,100,99,98,96,95ZS 462cU 108,100,99,96,95,94ZS 取108ZS 则确定各传动之间的齿数 基本组 72ZS 323Z 285Z 247Z 404Z 446Z 488Z 第一扩大组 86ZS 389Z 3311Z 2113Z 4810Z 5312Z 6514Z 第二扩大组 108ZS 7215Z 2217Z -5-3616Z 8618Z 1.3.5
7、.传动比的设计 79365.0/111aU 63291.0/122aU 5.0/133aU 26.111bU 63291.0/122bU 31493.0/153bU 231cU 2499.0/162cU 1.3.6.校核主轴转速误差 齿轮齿数确定后,主轴的各级实际转速即确定,它与主轴的标准转速总会产生一定得误差,应满足:%6.2)%1(10标标实nnn 结果见下表:标号 计算式 实n 标n 误差 允许值 结论 1 36/7238/4840/32224/1061440 1320.5 1320 0 2.6%合格 2 86/2238/4840/32224/1061440 140.9 170 0.25
8、%2.6%合格 3 36/7253/3340/32224/1061440 678.1 670 1.21%2.6%合格 4 86/2253/3340/32224/1061440 133.4 132 1.06%2.6%合格 5 36/7265/2140/32224/1061440 266.7 265 0.88%2.6%合格 6 86/2265/2140/32224/1061440 44.8 42.5 0.80%2.6%合格 7 36/7238/4844/28224/1061440 1066.9 1065 1.52%2.6%合格 8 86/2238/4844/28224/1061440 133.5
9、132 0.94%2.6%合格 9 36/7253/3344/28224/1061440 533.7 530 0.85%2.6%合格 10 86/2253/3344/28224/1061440 69.6 67 1.36%2.6%合格 11 36/7265/2144/28224/1061440 267.6 265 0.44%2.6%合格 12 86/2265/2144/28224/1061440 34 33.5 2.00%2.6%合格 13 36/7238/4844/28224/1061440 853.8 850 0.84%2.6%合格 14 86/2238/4844/28224/1061440
10、 107 106 0.16%2.6%合格 15 36/7253/3344/28224/1061440 427.1 425 1.49%2.6%合格 16 86/2253/3344/28224/1061440 53.5 53 0.85%2.6%合格 17 36/7265/2144/28224/1061440 214 212 0.96%2.6%合格 18 86/2265/2144/28224/1061440 28.2 26.5 1.48%2.6%合格 -6-1.4 绘制传动系统图 根据轴数,齿轮副,电动机等已知条件可有如下系统图:2、主要零件的计算与初算 2.1.齿轮模数的计算 2.1.1.计算主轴
11、转速 确定主轴的计算转速,再根据主轴的计算转速,由转速图查出各传动轴和各齿轮的计算转速。-7-2.1.2 各轴和齿轮的传递功率 总 NNi其中总由电机到该传动件个传动副的效率相乘,但不乘入该轴承的效率,由机床设计手册可以查出,皮带,轮,计算各轴的传递功率。kw84.396.04 I皮带电NN kw39.397.084.322 III轮NN kw19.397.039.322 IIIII轮NN kw91.297.019.322 III轮NN kw73.297.091.222V轮NN 2.1.3 计算齿轮模数 32)1(16338jjimdjniZNim jm按接触疲劳强度计算的齿轮模数 dN驱动电
12、机的功率 jn计算尺轮的计算转速 i 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比 iZ小齿轮的齿数 m齿宽系数,一般为 6-10 齿轮材料采用45#高频淬火(G45)则2/1370mmNj 所以:基本组 46.11450137024/4824105.7)124/48(16338322jm 第一扩大组 7.1800137024/7624105.7)124/76(16338322jm -8-第二扩大组 24.2400137022/8624105.7)122/86(16338322jm 按标准模数表取3m 核算高速传动齿轮的线速度601000 mznV 齿轮允许的线速度smV/10max smsmV/10/89.3
13、60000318003 所以合格 2.2.传动轴直径的初算 按扭转刚度估算轴的直径 491jinNd iN该轴的传递功率 jn该轴的计算转速 10/75.0m(查表得)轴 mmd96.2575.014402.7914 由于采用一个单键,mmd258.2705.196.25,所以取mmd28 轴 mmd66.2975.080077.6914 取mmd36,花键轴尺寸取740368 轴 mmd74.3475.040037.6914 取mmd40,花键轴尺寸取846408 轴 mmd75.4575.012599.5914 取mmd50,花键轴尺寸取954508 -9-轴 mmd61.6375.05.
14、13164.5914 由于采用一个单键,mmd79.6605.161.63,所以取mmd70 轴号 iN jn 初d 取d 花键轴尺寸 备注 7.2 1440 25.96 28 平键 6.77 670 29.66 36 740368 花键 6.37 265 34.74 40 846408 花键 5.99 106 45.75 50 954508 花键 5.64 85 63.61 71 平键 2.3.主轴轴颈的确定 根据功率kwN5.7,在kw5.75.5之间,所以主轴轴颈选取mm10075,取mmd90。3、验算主要零件 3.1.齿轮模数的验算 验算对象:主轴前一轴的小齿轮即大第轴一般按接触疲劳
15、强度和弯曲强度验算,选取某轴上承受载荷最大的齿轮,即同材料同模数齿轮中最少齿宽最小的齿轮进行验算。3.1.1 劳强度验算 -10-由NkkkkkniiNNsjcjjmjj21010001012,其中在表中查的材料弹性系数1k,齿轮材料性能系数21.5cjk,9.3228612zzi,10MBm,mrnj/400,2.1sjk,kwNj103.50,04.11k,12k。所以NNj56.132.1104.1152.111000400101019.39.32103.5 3.1.2 劳强度验算 由NkkkkknNNswycwjmww210100010,其中10MBm,min/400rnj,29.1c
16、wk,68.0swk,04.11k,12k,kwNw33.180 yk齿形系数,非变位外啮合直齿圆柱齿轮1yk 所以NNw37.1368.0104.1129.11000400101033.18 3.2 传动轴刚度验算(III 轴)3.2.1 计算轴的平均直径画出计算简图 -11-3.2.2 计算该轴传递的扭矩 Tn jinnNT410955 iN该轴功率(kw)jn该轴计算转速(min/r)mmNTn75.15208340037.6109554 3.2.3 求作用在装齿轮处 B 的力 切向力 NdTPnBx55.422424375.15208322 径向力 NPPBxBy275.211255.
17、42245.05.0 3.2.4 求作用在装齿轮处 C 的力 切向力 NdTPnCx3.230434475.15208322 径向力 NPPCxCy15.11523.23045.05.0 3.2.5 计算装齿轮处的挠度 I=2464dbz DdDd 已知 D花键外径 D=44 d花键内径 d=40 z花键键数 z=8 -12-b键宽 b=8 求得4225.2830264)4044)(4044(8840mmI 弹性模量25101.2mmNE 由 B 点产生的挠度为 mmEIlbaPXBxBB306.02755.28302101.2313014555.4224352222 mmXYBBBB1515
18、.0306.05.05.0 mmEIlaxllxlaPXBxCB18.02755.28302101.26)14556275(5614555.42246)()(5222222mmXYCBCB09.018.05.05.0 由 C 点产生的挠度为 mmEIlxblbxPXCxBC10.02755.28302101.26)14556275(145563.23046)(5222222 mmXYBCBC05.010.05.05.0 mmEIlbaPXCxCC035.02755.28302101.23562193.2304352222 mmXYCCCC0175.0035.05.05.0 mmXXXBCBBB
19、406.01.0306.0 mmYYYBCBBB2015.005.01515.0 mmXXXCCCBC215.0035.018.0mmYYYCCCBC1075.00175.009.0 mmYXyBBB45.02015.0406.02222 -13-mmYXyCCC24.01075.0215.02222 1.1275004.0 y ,yyyyCB 合格 位置 坐标 方向 由作用在B 点 由作用在B点 各个坐标 合成 挠度 结论 X 产生的挠度 X 产生的挠度 矢量相加 B X XBB=0.306 XBC=0.10 XB=0.406 yB=0.45 合格 Y YBB=0.1515 YBC=0.05
20、 YB=0.2015 C X XCB=0.18 XCC=0.035 XC=0.215 yC=0.24 合格 Y YCB=0.09 YCC=0.0175 XC=0.1075 3.2.6 计算装轴承处的倾角 B 点:mmEIlbaabPBXXB00033.02755.28302101.26)1302145(13014555.42246)2(5 mmXBYB000165.00034.05.05.0 mmEIlbaabPBXXB00034.02755.28302101.26)1302145(13014555.42246)2(5 mmXBYB00017.00034.05.05.0 C 点:mmEIlba
21、abPCXXC00018.02755.28302101.26)1302145(1301453.23046)2(5 mmXCYC00009.00018.05.05.0 -14-mmEIlbaabPCXXC00019.02755.28302101.26)1302145(1301453.23046)2(5 mmXCYC000095.00019.05.05.0 A 点:mmXCXBXA00051.000018.000033.0 mmYCYBYA000255.000009.0000165.0 00057.0000255.000051.02222YAXAA,0025.0A 合格 D 点:mmXCXBXD0
22、0053.000019.000034.0 mmYCYBYD000265.0000095.000017.0 00059.0)000265.0()00053.0(2222YAXAA,0025.0A 合格 第 III轴装轴承处(A.D)的倾角计算 位置 坐标方向 由作用在B 点力 由作用在C 点力 各坐标叠加 合成倾角 结论 产生的倾角 产生的倾角 A X XB=0.00033 XC=0.00018 XA=0.00051 A=0.00057 合格 Y YB=0.000165 YC=0.00009 YA=0.000255 D X XB=-0.00034 XC=-0.00019 XD=-0.00053
23、D=0.00059 Y YB=-0.00017 YC=-0.000095 YA=-0.000265 -15-3.3 轴承寿命验算 3.3.1 额定寿命计算 Ln=41060n(CP)T 公式中 n轴承的计算转速:nj=190r/min 寿命指数(球轴承 =3)C额定动载荷 左轴承 C=20100N 右轴承 C=32000N P当量动载荷 P=xFr+yFa 由于轴向力较小,可以忽略,因此 X=1,Y=0 P=Fr 根据已知条件,可绘出力矩图如图:由力矩平衡图知:NPAX3.2466275563.230413055.4224 NPDX6.40622752193.230414555.4224 -1
24、6-NPAY15.1233275563.230413055.422421 NPDY3.20312752193.230414555.422421 NPPPAYAXA4.275715.12333.24662222 NPPPDYDXD1.45423.20316.40622222 3.3.2 轴承寿命的校核 A 端 36207 型轴承 hLh100004.44736)4.275724920(275601036 合格 D 端 36206型轴承 hLh100001.36784)1.454217850(275601036 合格 -17-4、各零件的参数设定 4.1 中心距的确定 mmdda108221 (I
25、I-III 轴)mmdda150243 (III-IV 轴)mmdda162265 (IV-V 轴)4.2 确定齿宽 B=m =610 Z1-Z14 B=m=4*6=24 Z15Z18 B=m=4*8=32 4.3V 带设计 4.3.1 条件 kwp5.7,转速min/1440 rn,传动比8125.1i,时间为h1610。4.3.2 确定计算功率 kwpkpAca75.95.73.1 4.3.3 选带型 由cap、n确定选用A 型 V 带 4.3.4 确定带轮基准直径 mmdd75min,min1dddd,mmdd1061,12ddddi 又,mmidddd125.1921068125.11
26、2,由机械设计查表得mmdd2002 smndvd/04.860000145010610006011,因为smvsm/30/5,所以合格。-18-4.3.5 确定窄 V 带的基准长度和传动中心距 由)(2)(7.021021ddddddadd,即30623067.00a得:6122.2140 a,初步确定mma5000。计算 V 带所需基准长度 mmaddddaLddddd84.14845004)200106()200106(250024)()(2220221210则带的基准长度mmLd1600。计算 V 带的传动中心距 mmLLaadd58.557284.1484160050020 所以取m
27、ma560。4.3.6 验算主动轮的包角1 000120112038.1703.57)(180adddd,所以主动轮上包角合适。4.3.7 计算窄 V 带根数Z LcaKKpppZ)(00,由已知kwp1.20,kwp15.00,kwpca75.9,98.0K,99.0LK 47.499.098.0)15.01.2(75.9Z,所以取根5Z。4.3.8 计算预紧力 F0,确定带的初拉力 由式 8-23 可知,20min(2.5)()500caKPFqvKz v 2(2.50.92)5.45000.18 10.550.962 10.55 =230.64N 查 8-3 可知 q=0.18kg/m
28、-19-5、结语 课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练,着是我们迈向社会,从事职业工作前一个必不少的过程千里之行始于足下,通过这次课程设计,我深深体会到这句千古名言的真正含义 我今天认真的进行课程设计,学会脚踏实地迈开这一步,就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础 说实话,课程设计真的有点累然而,当我一着手清理自己的设计成果,漫漫回味这 4 周的心路历程,一种少有的成功喜悦即刻使倦意顿消虽然这是我刚学会走完的第一步,也是人生的一点小小的胜利,然而它令我感到自己成熟的许多,另我有了一中柳暗花明又一村的感悟 本人的课程设计一直是在郝成第老师的悉心指导下进行的。老师治学态度严谨,学
29、识渊博,为人和蔼可亲。并且在整个毕业设计过程中,他不断对我得到的结论进行总结,并提出新的问题,使得我的设计课题能够深入地进行下去,也使我接触到了许多理论和实际上的新问题,使我做了许多有益的思考。在此表示诚挚的感谢和由衷的敬意。通过课程设计,使我深深体会到,干任何事都必须耐心,细致这次课程设计使我在工作作风上得到了一次难得的磨练短短三周是课程设计,使我发现了自己所掌握的知识是真正如此的缺乏,自己综合应用所学的专业知识能力是如此的不足,几年来的学习了那么多的课程,今天才知道自己并不会用我需要学习的东西还太多太多。最后,我要感谢我的老师们,是您给了我们这个机会,让我们在毕业之前能了解一下自己的水平,让我们知道我们会的还很少很少,我们还需继续努力,学习新的知识,端正自己的学习态度,争取在以后的工作中脱颖而出。-20-6、参考文献(1)冯辛安著,机械制造装备设计,北京:机械工业出版社,2005(2)哈尔滨工业大学等著,机械设计图册,上海:上海科学技术出版社,1979(3)杨黎明等著,机械零件设计手册,北京:国防工业出版社,1993(4)翁世修、王良申著,金属切削机床设计指导,上海:上海交通大学出版社,1987(5)何伯吹等著,机床设计手册,北京:机械工业出版社,1975
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