设计一台加工直径最大范围是φ320的普通车床的主传动系统 (1)

设计一台加工直径最大范围是φ320的普通车床的主传动系统 (1) 金属切削机床 设计目 设计一台加工直径最大范围 320的普通车床的主传动系统 设计者, 全昌善 指导教师,梁 伟 设计日期,2014年6月 评定成绩, 目录 第一章 设计任务书 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 1 第二章 主轴极限转速的确定- - - - - - - - - - - - - - - - -2 2.1 机床主参数- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 2 2.2主电机的选择- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -3 第三章 变速结构的设计 - - - - - - - - - - - - - - - - - - -4 3.1确定变速组及各变速组中变速副的数目 - - - - - - - - - - 4 3.2结构式的拟定- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -4 第四章 传动件的设计 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -6 4.1带轮的设计- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 6 4.2 带轮结构设计 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -8 4.3确定各轴的转速- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 8 第五章 各变速齿轮模数的确定和效定- - - - - - - - - - - - -10 5.1轴的计算- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - -10 5.2齿轮的设计- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 11 第六章 齿轮的效验 -- - - - - - - - - - - - - - - - - - - -13 6.1齿轮强度效验- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 13 6.2效定齿轮- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 13 第七章 主轴基本尺寸确定- - - - - - - - - - - - - - - - - -14 #体会#- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 16 参考文献- - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 17 第一章 设计任务书 设计题目, 设计一台加工直径最大范围是φ320的普通车床的主传动系统 主要技术参数, 1、转速范围, N,40——2000rpm 2、转速级数, Z,12 3、电动机功率, P,4KW 被加工零件的材料, 钢、 铸铁 刀具材料, 高速钢、硬质合金 设计要求, 1、运动参数,确定机床的范围及工件的计算极限尺寸、选择经济合理的极限切削用量、确定主轴的极限转速, 2、运动设计,确定公比ψ、拟定转速图、绘制传动系统图、计算皮带轮直径及齿轮齿数等, 3、动力计算,确定各传动件的计算转速、对主要零件进行计算,初算和验算, ,传动轴直径估算、齿轮模数初步计算、主轴组件结构设计等, 4、绘制图纸,主轴箱展开图1张 5、编制设计说明书 1 6、以上资料全部装入资料袋中。 基本要求, 1、根据设计任务书要求,合理的确定尺寸、运动及动力等有关参数。 2、正确利用结构式、转速图等设计工具,认真进行分析。 3、正确的运用手册、标准,设计图样必须符合国家标准规定。说明书力求用工 程术语,文字通顺简练,字迹工整。 4、绘制图纸,主轴箱展开图1张。 第二章 主轴极限转速的确定 确定主轴的最高转速和最低转速,应该在分析所设计机床几种典型加工方式的切削用量和参考现有同类型机床的技术性能的基础上,并按照“技术上先进,经济上合理”的原则进行。 v普通车床采用最大速度的典型工序一般为用硬质合金车刀精车或半精车max v钢质轴类工件的外圆,取=200r/min。 max v 采用最小速度的典型工序又以下几种情况, min 1.在低速光车,要求获得粗糙度小于R3.2μm, 2.精铰孔 3.加工各种螺纹及多头螺纹, 4.用高速钢车刀,对铸铁材料的盘类工件进行粗车端面工作,取v=25r/min。 min 一般取计算直径, d =0.5D max d d=(0.2~0.25) maxmin 2 式中D为最大工件回转直径,即主参数(mm)。 当典型工序为铰孔或加工螺纹时,应按在车床上常用最大铰孔直径或经常加 dd工的最大螺纹直径作为最大计算直径,根据调研可推荐,0.2 ,(DDmaxmax11为刀架上最大工件回转直径, 1000vmax1000，200nn 故 ===1990 r/min,取=2000 r/min, maxmax,dmin,，32 1000vmin1000，25nn ==49.65 r/min, 取=45 r/min, minmin,dmax,，160 与本次设计给定的参数相差不大,取计算值。 2.1 机床主参数 机床主参数系列通常是等比数列。普通车床和升降台铣床的主参数均采用公比为1.41的数列,该系列符合国际ISO标准中的优先系列。 250、320、400、500、630、800、1000、普通车床的主参数D的系列是, 1250 2.2主电动机的选择 合理的确定电机功率P,使机床既能充分发挥其使用性能,满足生产需要,又不致使电机经常轻载而降低功率因素。 现以确定粗车是的切削用量为设计, P? 确定背吃刀量和进给量f,根据《切削加工简明实用手册》表8-50, aa444pp mmr取4mm,f取1 。 Pms? 确定切削速度,参《切削加工简明实用手册》表8-57,取V=2。 448c? 机床功率的计算, PP主切削力的计算 根据《切削加工简明实用手册》-表8-59和表8-60,449450 主切削力的计算公式及有关参数, 3 ZnZZFcFcFcFcCK，，fF=9.81，，，v ， a60FcFcZ ,0.150.75,0.15 =9.81，，270，4，，，0.92，0.95 6012 =4495.4,N, 切削功率的计算, ,3,3PFv =，，=4495.4×2×=9kw, 1010ccc 取机床的效率为0.85, p9zP,,,10.57(kw) Z,0.85 根据以上的计算和设计任务书可得到本次设计车床的基本参数, 工件最大回转直最高转速 最低转速 电机功公比转速级数 , n(rmin) n径 (rmin) 率 Z maxmin D(mm) P,kW, max 320 2000 45 11 1.41 12 第三章 变速结构的设计 拟定变速方案,包括变速型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个变速系统的确定。变速型式则指变速和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的变速型式、变速类型。 3.1确定变速组及各变速组中变速副的数目 Z级数为Z的变速系统由若干个顺序的变速组组成,各变速组分别有、, 4 Z……个变速副。即 Z,ZZZ？？,123 变速副中由于结构的限制以2或3为合适,即变速级数Z应为2和3的因 ab ,可以有三种方案, 子,Z,2，312,3，2，2 12,2，3，2 12,2，2，3 3.2结构式的拟定 对于12=3×2×2传动式,有6种结构式和对应的结构网。分别为, 12,3，2，212,3，2，212,3，2，2163136216 12,3，2，212,3，2，212,3，2，2412262421 根据主变速系统设计的一般原则, 比较两组变速方案 12,3，2，2136 和 12,3，2，2216 结构图如下, 根据以上的原则我们最终确定的传动方案是, 12,3，2，2136 5 P 根据《机械制造装备设计》,查表3-9各种常用变速比的使用齿数。 94 ?变速组a的确定: aaa =1 =1/=1/1.41 =1/2 ,i1i2i3※确定最小齿轮的齿数及最小齿数和 zsminzmin 该变速组内的最小齿轮必在i=1/2的齿轮副中,根据结构条件,假设最小齿 数为z=22时,查表得到 =66。 sminzmin ※找出可能采用的齿数和诸数值 su =1 =……60、62…… za1 su =1.41 =……60、63…… za2 su =2 =……60、63…… za3 ss 在具体结构允许下,选用较小的 为宜,现确定=72, zz 确定各齿数副的齿数 'szz i=2,找出=24, =-=72-24=48, zz111 'szz i=1.41,找出=30,=-=42, zz222 'z i=1 ,找出=36,z=36, 33?变速组b的齿数确定, 6 3bb =1 =1/=1/2.82 ,i1i2 3故变速组中最小齿轮必在1/的齿轮副中,假设最小齿数为=22,z,min =84, szmin ''szz同上,去=84,查得=22,=42,=62,=42。 zzz1212?变速组c齿数确定 ''zz同上可得=30,=18,60,=72。 zz1212 可得如下图 第四章 传动件的设计 4.1 带轮的设计 (1)选择三角带的型号 7 KK由《机械设计》工作情况系数查的共况系数=1.2。 AA P,KP,1.2，11,13.2(kW)caA K式中P--电动机额定功率, --工作情况系数 A PPn因此根据、由《机械设计》 图8-11普通V带轮型图选用B型。 ca1571 DD(2)确定带轮的基准直径, ,, D带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命,小带轮的直径不, PP宜过小,即。查《机械设计》表8-8、图8-11和表8-6取主动D,D157155,min Dmm小带轮基准直径=140。 , n1P由《机械设计》公式(8-15a)，， D,D1,,15021n2式中, ,nn-小带轮转速,-大带轮转速,-带的滑动系数,一般取0.02。 ,, 1460故 , D,，140(1,0.02),200.3mm21000 P由《机械设计》表8-8取圆整为200mm。 157 (3)验算带速度V, P按《机械设计》式,8-13,验算带的速度 150 Dn3.14，140，1460,11V= ,,10.660，100060，1000所以,故带速合适。 5ms,v,30ms (4)初定中心距 带轮的中心距,通常根据机床的总体布局初步选定,一般可在下列范围内选 P取, 根据《机械设计》经验公式,8-20, 152 0.7(D，D),A,2(D，D)12012 A0.7,140+200,??2,140+200, 0 A238??680 0 A 取=600mm. 0 L(5)三角带的计算基准长度 , 8 P 由《机械设计》公式,8-22,计算带轮的基准长度 158 2D,D,，，21L,2A，D，D， =1735.3 ，，001224A0 (6)确定实际中心距 A L,L1800,1735.30A A=+=600+=632.35mm 022 ,(7)验算小带轮包角 1 DD,oOOO2118057.3169120,,,，,, ,故主动轮上包角合适。 1A (8)确定三角带根数Z pca ,z，,ppkk00l, 13.2 Z,,4.6(2.82，0.36)，0.98，0.92 Z5, 所以取 根 4.2 带轮结构设计 B,(z,1)e，2f,(5,1)，19，2，12,100mm 带轮宽度,。 V带轮的论槽, d d d 与相对应得 ,d ooooh bh f槽 ,,32,,34,,36,,38fmindaminmin e 型 19,0.400B 14.0 3.50 10.8 11.— — ,190 ,190 5 9 4.3 确定各轴转速 主轴的计算转速为 z12,1,133 n,n,,45，1.41,126.1r/minjmin 各变速轴的计算转速, ?轴?的计算转速可从主轴125r/min按72/18的变速副找上去,轴?的计算 为 转速nj3 180r/min, ?轴?的计算转速为500r/min, nj2 ?轴?的计算转速为1000r/min。 nj1 各齿轮的计算转速 各变速组内一般只计算组内最小齿轮,也是最薄弱的齿轮,故也只需确定最 小齿轮的计算转速。 ? 变速组c中,18/72只需计算z = 18 的齿轮,计算转速为500r/min, ? 变速组b计算z = 22的齿轮,计算转速为500r/min, ? 变速组a应计算z = 24的齿轮,计算转速为1000r/min。 核算主轴转速误差 ? n,1440，,140/,200，36/36，42/42，60/30,2044r/min实 n,2000r/min 标 nn(,)(2000,2044)标实，100%,，100%,2.2%,5% ? n2000标 各轴间的中心距的确定, (z，z)m(36，36)，512d,,,180(mm), ,,,,22 (42，42)，5, d,,210(mm),,,,,,2 (18，72)，5 , d,,231.96(mm),,,,V,o2cos14.1 10 ?轴的校核,通过受力分析,在一轴的三对啮合齿轮副中,中间的两对齿轮对?轴 中点处的挠度影响最大,所以,选择中间齿轮啮合来进行校核 66T,9.55，10，P/n,9.55，10，11，0.96/1000,100.8N,m ,3F,2，T/d,2，100.8/(120，10),1680.8Nr 最大挠度, 22,F，b3l,4b，，,,max48EI 422,3,1680.8，440，3，440,4，400，10，，，，, 44，30,9,348，210，10，，10，，64 ,3,109.29，10mm 式中, 式中; 9EEMPa,,，材料弹性模量;2.110; 44,d3.1430，4IImm,,,,轴的;39740.6;6464 第五章 各变速组齿轮模数的确定和校核 5.1轴的计算 根据《金属切削机床设计》表7-17,有公式, ,KP，(1)?齿面接触疲劳强度, m,160203H22,nz,,mjHP KPm,430?齿轮弯曲疲劳强度, 3F,nz,mjFP?、a变速组, 分别计算各齿轮模数,先计算最小齿数28的齿轮。 ,KP，(1) ?齿面接触疲劳强度, m,160203H22,nz,,mjHP -计算齿轮计算转速; nj 11 K-载荷系数取1.2。 =650MPa, ,Hlim ,,650MPa，0.9,585MPaHP 1.2，10.56，33 ? m,16020,4.6mmH1228，24，2，585，1000 轴?上主动轮齿轮的直径, 。 d,5，24,120mm;d,5，30,150mm;d,5，36,180mmaaa312 轴?上三联从动轮齿轮的直径分别为, ''' d,5，48,240mm;d,5，42,210mm;d,5，36,180mma3a1a2 轴?上主动轮齿轮的直径, d,5，22,110mm;d,5，42,210mm;bb12 轴?上三联从动轮齿轮的直径分别为, '' d,5，62,310mm;d,5，42,210mm;bb12 轴?上两联动主动轮齿轮的直径分别为, 18，572，5 d,,92.79mm;d,,309.3mmcc12oocos14.1cos14.1 轴?上两从动轮齿轮的直径分别为, 72，530，5'' d,,371.2mm;d,,154.67mm。cc12oocos14.1cos14.1 **标准齿轮参数, ,,,,20h1c0.25度，，, 齿轮的具体值见下表, 齿轮 齿数 模数 分度圆直齿顶圆直齿根圆直齿顶高 齿根高 m hh d z 径d 径 径 dfaafmn ? 24 5 120 130 107.5 5 6.25 ? 30 5 150 160 137.5 5 6.25 ? 36 5 180 190 167.5 5 6.25 ? 48 5 240 250 227.5 5 6.25 ? 42 5 210 220 197.5 5 6.25 ? 36 5 180 190 167.5 5 6.25 12 ? 22 5 110 120 97.5 5 6.25 ? 42 5 210 220 197.5 5 6.25 ? 42 5 210 220 197.5 5 6.25 ? 62 5 310 320 307.5 5 6.25 ? 18 5 92.79 102.79 80.29 5 6.25 ? 60 5 309.3 319.3 296.8 5 6.25 ? 72 5 371.2 381.2 358.2 5 6.25 ? 30 5 154.67 164.67 142.17 5 6.25 5.2齿轮的设计 得, 由公式b,,m(,,5~10)mm ??轴主动轮齿轮, b,8，5,30mm, ??轴主动轮齿轮b,8，5,40mm, , ??轴主动轮齿轮, b,40mm,,, ?齿轮8结构尺寸计算, , D,d,(10~14)m,2200,10，5,170mm0an , D,42mm4 ,D,1.6D,1.6，42,67.2mm,D取68mm343 , D,(0.25~0.35)(D,D),0.3，(170,68),30.6mm,D取32mm2032 D，D170，6803D,,,119mm,D,119mm;, 1122 C,(0.2~0.3)B,0.3，42,12.6mm,C取12cm。 ?齿轮10结构尺寸计算; , D,d,(10~14)m,320,12，5,260mm;D,324mm;0an0 13 , D,42mm4 , D,1.6D,1.6，42,67.2mm,D取68mm343 , D,(0.25~0.35)(D,D),0.3，(260,68),57.6mm,D取60mm2032 D，D260，6803D,,,164mm, , 122 C,(0.2~0.3)B,0.3，42,12.6mm ,C取12cm。 ?齿轮12结构尺寸计算 , D,d,(10~14)m,319.3,12，5,259.3mm，D取260mm0an0 , D,42mm4 D,1.6D,1.6，42,68mm,34 , D,(0.25~0.35)(D,D),0.3，(260,68),57.6mm，D取60mm2032 D，D260，6803D,,,164mm,D取164mm, 1122 C,(0.2~0.3)B,0.3，42,12.6mm,C取14cm。 ?齿轮13结构尺寸计算 , D,d,(10~14)m,381.2,12，5,321.2mm，D取325mm0an0 ,D,110mm4 D,(0.25~0.35)(D,D),0.3，(325,176),44.7mm，D取45mm2032 , D,1.6D,1.6，110,176mm,34 D，D325，17603D,,,250.5mm,D取250mm, 1122 C,(0.2~0.3)B,0.3，42,12.6mm,C取14cm。 14 第六章 齿轮校验 在验算算速箱中的齿轮应力时,选相同模数中承受载荷最大,齿数最小的齿 轮进接触应力和弯曲应力的验算。这里要验算的是齿轮1,齿轮5,齿轮11这三 个齿轮。 6.1齿轮强度校核 KFYYtFaSa 计算公式,?弯曲疲劳强度; ,,,,,,FFbm KFu，1tZ,,2.5,,,,, ?接触疲劳强度HEHbdu16.2校核齿轮 KFYY2tFaSa?弯曲疲劳强度,校核齿数为24的齿轮,确定各项参数 ,,,,,,FFbm ?,n=1000r/min, P,P，0.96,10.56kW, 665 T,9.55，10，P/n,9.55，10，10.56/1000,1，10(N,mm) K?确定动载系数 V dn，120，1000,,? v,,,6.28m/s60，100060，1000 b,40mm?。 ?确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数,,0.5 d K,1.417 对称齿向载荷分配系数, H, h，hh==11.25, af b/h,60/11.25,5.33 , 15 第七章 主轴的基本尺寸确定 中型卧式车床的主轴孔径,已由d=48mm,增大到d=60-80mm,当主轴外径一定时,增大孔径受到一下条件的限制,1、结构限制,对于轴径尺寸由前向后递减的主轴,应特别注意主轴后轴颈处的壁厚不允许过薄,对于中型机床的主轴, 20~50mm后轴颈的直径与孔径之差不要小于,主轴尾端最薄处的直径不要小于10~15mm。2、刚度限制,孔径增大会削弱主轴的刚度,由材料力学知,主轴轴端部的刚度与截面惯性矩成正比, 44,KI(D,d)64d4dd即, ,,,1,()4,KIDD640 据上式可得出主轴孔径对偶刚度影响的 ,有图可见 L主轴最佳跨距的确定 0 P，0.85,1,考虑机械效率,主轴最大输出转距. T,9550,672.32N,m125 床身上最大加工直径约为最大回转直径的50到60%,即加工工件直径取为 m160mm,则半径为0.08. 16 ,2,计算切削力 672.32N,m F,,8404N0.08mm 前后支撑力分别设为F,F. AB a，l120，360 F,F，,8404，,11205.3NAl360 a120 F,F，,8404，,2801.3NBl360?轴承刚度的计算 dF0.10..80.91.9rNK,,3.39Fl(iz)cos, rraumd,r ?主轴当量直径 Dd， d ,e2 110，88 d,,99mm, e2 44I,0.05(d,d) ?主轴惯性矩 e 4464 , ，，I,0.05，99,60,4.15，10mm ?计算最佳跨距 76EI6，2.1，10，4152 设, A,,,201.27cm4Ka2164.96，10，12A 76EIK6，2.1，10，415A3 B,(，1),(1.078，1),5018.97cm4KK2164.96，10AB 各轴轴承的选用的型号 d，D，B,，， ?主轴 前支承,61817 :8511013; d，D，B,后支撑61818 :90，115，13; 17 d，D，B,??轴 带轮处轴尾和箱体处,,61806 :30427; ，， d，D，B, ??轴 前、后支承,61807 :35477; ，， d，D，B, ??轴 前、后支承,61809 :45587; ，， 心得体会 通过此次课程设计,使我更加扎实的掌握了有关机械设计方面的知识,在设计过程中虽然遇到了一些问题,但经过一次又一次的思考,一遍又一遍的检查终于找出了原因所在,也暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足。实践出真知,通过亲自动手制作,使我们掌握的知识不再是纸上谈兵。 过而能改,善莫大焉。在课程设计过程中,我们不断发现错误,不断改正,不断领悟,不断获取。最终的检测调试环节,本身就是在践行“过而能改,善莫大焉”的知行观。这次课程设计终于顺利完成了,在设计中遇到了很多问题,最后在老师的指导下,终于游逆而解。在今后社会的发展和学习实践过程中,一定要不懈努力,不能遇到问题就想到要退缩,一定要不厌其烦的发现问题所在,然后一一进行解决,只有这样,才能成功的做成想做的事,才能在今后的道路上劈荆斩棘,而不是知难而退,那样永远不可能收获成功,收获喜悦,也永远不可 18 能得到社会及他人对你的认可， 课程设计诚然是一门专业课,给我很多专业知识以及专业技能上的提升,同时又是一门讲道课,一门辩思课,给了我许多道,给了我很多思,给了我莫大的空间。同时,设计让我感触很深。使我对抽象的理论有了具体的认识。 我认为,在这学期的实验中,不仅培养了独立思考、动手操作的能力,在各种其它能力上也都有了提高。更重要的是,在实验课上,我们学会了很多学习的。而这是日后最实用的,真的是受益匪浅。 参考文献 [1]《机械设计基础》主编,邓昭铭、张莹 主编 [2]《金属切削机床课程设计指导书》 主编,梁伟、王斌伟,2008版, [3]《机械零件手册》主编,周开勤,高等教育出版社,2001, [4]《机械制造装备设计》主编,李余庆、孟广耀,机械工业出版社,第二版, [5]《金属切削机床 》主编,戴曙 ,北京:机械工业出版社, 2005.1, [6]《机械原理 》郑文纬,吴克坚主编. 第七版 东南大学机械学学科组 ,北京,高等教育出版社,2006.1, [7]《材料力学》(?)刘鸿文主编. 第四版 , 北京,高等教育出版社, 2006.11, 19