機械制造裝備設計大作業(yè)設計

1、 五邑大學機床主傳動系統(tǒng)設計專 業(yè)：機械工程及自動化姓 名：余紹贊學 號：3112003184指導老師：崔敏2015年5月設計題目： 無絲杠車床主傳動系統(tǒng)運動和動力設計 設計要求：（三相4極異步電機，同步轉速1500rpm）題目公比最低轉速級數Z功率N（KW）車床最大加工直徑400mm無絲杠車床主傳動系統(tǒng)設計1.2635.5124設計任務：(1)運動設計根據給定的機床用途、規(guī)格、極限速度、轉速數列公比（或轉速級數），分析、比較、擬定傳動結構方案（包括結構式、轉速圖和傳動系統(tǒng)圖），確定傳動副的傳動比及齒輪的齒數，并計算主軸的實際轉速與標準轉速的相對誤差。(2)動力參數和結構參數設計根據給定的電動

2、機功率和傳動件的計算轉速，初步計算傳動軸直徑、齒輪模數；確定機床主軸結構尺寸。一、運動設計21、 確定極限轉速22、 確定公比23、 求出主軸轉速級數Z24、確定結構式25、繪制轉速圖26、繪制傳動系統(tǒng)圖27、確定變速組齒輪傳動副的齒數28、校核主軸轉速誤差2二、動力設計21、 傳動軸的直徑的確定22、 齒輪模數的初步計算23、確定機床主軸結構尺寸2參考文獻2一、運動設計1、 確定極限轉速根據設計參數，主軸最低轉速為35.5r/min，級數為12，且公比=1.26。根據機械制造裝備設計表2-5標準數列知：因為，首先找到最小極限轉速35.5，再每跳過3個數（1.26）取一個轉速，即可得到公比為1

3、.26的數列：35.5、45、56、71、90、112、140、180、224、280、355、450 2、 確定公比 根據設計數據，公比=1.263、 求出主軸轉速級數Z根據設計數據，轉速級數Z=124、確定結構式 按照傳動副前多后少原則，選用的傳動方案。 由前密后疏原則（傳動順序與擴大順序相一致），由設計時要使主軸的轉速為連續(xù)的等比數列，則必有一個變速組的級數比為1，則基本組，第一擴大組的級比指數一般為，第二擴大組的級比指數一般是其中最后擴大組的變速范圍（主傳動各變速組的最大變速范圍810）符合要求。因為最后擴大組的變速范圍滿足要求，則其它變速組的變速范圍也一定符合要求。即最終結構式為：5

4、、繪制轉速圖選定電動機根據設計要求，選擇的電機型號：Y112M4，鼠籠式三相4極異步電機，同步轉速1500rpm，轉速為1440rpm。分配總降速傳動比總降速傳動比為，若每個變速組的最小傳動比均取四分之一（為避免從動齒輪尺寸過大而增大箱體的徑向尺寸，一般限制降速最小傳動比），則三個變速組總的降速比可達，看來似乎無須增加降速定比傳動，但是為了中間兩個變速組做到降速緩慢以利于減少變速箱的徑向尺寸，可大電機軸與I軸之間增加一降速比傳動，用齒輪和皮帶均可，為了便于安裝，維護方便，在此選用的是皮帶。確定傳動軸的軸數軸數=變速組數+定比傳動副數+1=3+1+1=5合理分配傳動比主軸共有12級轉速，注明主軸

5、各級轉速，電動機軸轉速也應在電動機軸上注明，如下圖，轉速圖中的小圓圈表示該軸具有的轉速，即時轉速點。一般，降速傳動遵循“前慢后快”原則。因為確定中間各軸轉速時，通常往前推比較方便，所以首先定III軸的轉速。為避免從動齒輪尺寸過大而增大箱體的徑向尺寸，一般限制降速最小傳動比，又為避免擴大傳動誤差，減少振動噪聲，限制最大升速比。確定III軸的轉速由于第二擴大組的變速范圍為4，級比指數是6，故這兩對傳動副的降速傳動比可以初步確定為，升速傳動比。于是可以確定III軸的六級轉速是：112，140，180，224，280，355r/min，可見III軸的最低轉速為112r/min。確定II軸轉速第一擴大組

6、的級比指數。于是，II軸的最低轉速可能是140r/min（，）、180r/min（，）、224r/min（，）、280r/min（，），為使II軸轉速不至于過低，造成II軸的轉矩較大，又避免了升速，取，這樣，II軸的最低轉速為280r/min，三級轉速分別為280,355,450r/min。確定I軸轉速I軸級比指數為，又因為帶傳動的傳動比為，帶傳動比可能比較大，因為設計參數給出的電機轉速和和主軸的轉速相差很大，如果在不換電機的情況下，適當的增加降速比就可以滿足條件。最終確定I軸的轉速為450r/min。其結構式：其降速比分配：其中：傳送帶的降速比：，一級齒輪降速比：，二級齒輪降速比：三級齒輪降

7、速比：根據以上計算，繪制轉速圖如下：圖1.轉速圖6、繪制傳動系統(tǒng)圖圖2.傳動系統(tǒng)圖7、確定變速組齒輪傳動副的齒數變速組a：變速組a有三個傳動副，傳動比分別是, 后兩個傳動比小于1，取其倒數，即按 u=1,1.26（1.25）,和1.58（1.60）查表。由機械制造裝備設計表28查得：在合適的齒數和范圍內，查出存在上述三個傳動比的分別有：由，為了方便表達只列出之間的時： 時： 時： 如變速組內所有齒輪的模數相同，并是標準齒輪，則三對傳動副的齒數和應該是相同的。符合上述條件的是，54，方案1：選取為54查表可得軸I主動齒輪齒數分別為：27，24，21。則可算出三個傳動副的齒輪齒數為：，因為變速組a

8、要采用三聯滑移齒輪，（三聯滑移齒輪的最大和次大齒輪之間的齒數差應大于或等于4）經檢驗：最大和次大齒輪之間的齒數差33303，故方案1無法實現變速。方案2：選取為70同理，查表可得軸I主動齒輪齒數分別為：35，31，27。則可算出三個傳動副的齒輪齒數為：，經檢驗：最大和次大齒輪之間的齒數差43394，滿足變速要求。變速組b：變速組b有兩個傳動副，傳動比分別是，。兩個傳動均比小于1，取其倒數，即按 u=1.26（1.25）,和2.52（2.51）同理，查表得：時， 時， 符合上述條件的是，56方案1：選取為56于是可得軸II上兩聯齒輪的齒數分別是：25、16。由，齒數過小的齒輪傳動平穩(wěn)性差。方案2

9、：選取為70于是可得軸II上兩聯齒輪的齒數分別是：31，20。則可算出三個傳動副的齒輪齒數分別為：39，50。 變速組c：變速組c有兩個傳動副，傳動比分別是，。一個傳動均比小于1，取其倒數，即按 u=1.26（1.25）,和3.17（3.16）查表得：時： 可取為83。為降速傳動，取軸III齒輪齒數為20；為升速傳動，取軸IV齒輪齒數為37。由對應傳動比，得軸III上兩聯動齒輪的齒數分別是20,46；軸IV兩齒輪的齒數分別是63,37。8、校核主軸轉速誤差實際傳動比所造成的主軸轉速誤差，要求不超過。下表為主軸轉速誤差與規(guī)定值之間的比較：表1 主軸轉速誤差與規(guī)定值之間的比較標準轉速r/min實際

10、轉速r/min主軸轉速誤差在標準值范圍之內35.535.680.51%4544.96-0.09%5656.651.16%7171.370.52%9089.93-0.08%112113.311.16%140142.781.98%180179.90-0.05%224226.671.19%280285.612.0%355359.861.37%450453.430.76%二、動力設計1、 傳動軸的直徑的確定由機械制造裝備設計 按抗扭剛度估算軸的直徑：式中 傳動軸直徑 電動機的額定功率 傳動軸的計算轉速從電機到所計算軸的傳動效率因為一般傳動軸的每米長允許扭轉角，則這里不妨取，由表210可知，A92，K1

11、.041.05，則AK95.6896.6，這里取AK96，則有：（1）主軸的計算轉速因為設計的是等公比傳動，由機械制造裝備設計表29中所述，（2）各個傳動軸的計算轉速由轉速圖知軸有6級轉速，其最低轉速為112r/min,通過雙聯齒輪使主軸獲得兩極轉速：140，35.5。140比主軸的計算轉速高，需傳遞全部功率，故軸的140r/min轉速也能傳遞全部功率，則軸計算轉速為140r/min。同理，根據轉速圖和主軸的計算轉速可以確定軸II、軸I的計算轉速分別為：280，450。各傳動軸直徑經過網上查閱資料，知一般情況下，V帶傳動效率，滾動軸承的效率，齒輪副的效率。則：I軸：軸：軸：軸：綜上，可取，2、

12、 齒輪模數的初步計算（1）齒輪計算轉速的確定只需計算變速組內最小的也是強度最弱的齒輪即可。a變速組內最小齒輪齒數是z=27，使軸獲得3級轉速，軸計算轉速為280，故z=27在r/min傳遞全部功率，450r/min是計算轉速。b變速組內最小齒輪齒數是z=20，使軸獲得6級轉速，140r/min是軸的計算轉速，所以該齒輪的計算轉速為355r/min。c變速組內的最小齒輪齒數是z=20，使主軸獲得12級轉速，71r/min是主軸的計算轉速，所以該齒輪的計算轉速為224r/min。（2）模數的計算原則：要求每個變速組的模數相同。變速組a:1）由機械設計中設計計算公式（87）進行齒輪尺寸的初步確定，即

13、：試選荷載系數。I軸上小齒輪傳遞的轉矩：齒寬系數 由表83選取應力循環(huán)次數為：接觸疲勞壽命系數，由、查附圖86，得：接觸疲勞強度極限，由附圖87，分別按合金MQ線和調質碳鋼MQ線的延長線及齒面硬度查得：小齒輪；大齒輪接觸疲勞許用應力，由表84，取安全系數（一般可靠度）則：2）試算，取許用接觸疲勞強度，為計算許用應力，則：在此選50mm3)計算齒輪模數,則：根據附表88，確定變速級a齒輪模數為變速組b:試選荷載系數。II軸上小齒輪傳遞的轉矩：齒寬系數 由表83選取應力循環(huán)次數為：接觸疲勞壽命系數，由、查附圖86，得：接觸疲勞強度極限，由附圖87，分別按合金MQ線和調質碳鋼MQ線的延長線及齒面硬度

14、查得：小齒輪；大齒輪接觸疲勞許用應力，由表84，取安全系數（一般可靠度）則：2）試算，取許用接觸疲勞強度，為計算許用應力，則：在此選55mm3)計算齒輪模數,則：根據附表88第二系列，確定變速級b齒輪模數為變速組c試選荷載系數。III軸上小齒輪傳遞的轉矩：齒寬系數 由表83選取應力循環(huán)次數為：接觸疲勞壽命系數，由、查附圖86，得：接觸疲勞強度極限，由附圖87，分別按合金MQ線和調質碳鋼MQ線的延長線及齒面硬度查得：小齒輪；大齒輪接觸疲勞許用應力，由表84，取安全系數（一般可靠度）則：2）試算，取許用接觸疲勞強度，為計算許用應力，則：在此選58mm3)計算齒輪模數,則：根據附表88，確定變速級c

15、齒輪模數為綜上：變帶組 a,b, c 的模數分別是2，2.75，3.3、確定機床主軸結構尺寸主軸的主要結構參數有：主軸前、后軸頸和，主軸內孔直徑d，主軸前端懸伸量a和主軸主要支撐間的跨距L。這些參數直接影響主軸旋轉精度和主軸的剛度.主軸前軸頸直徑的選取一般按機床類型、主軸傳遞的功率或最大加工直徑，由表31選?。河晒β史秶?，則本車床的前軸頸直徑，在此選為。則車床后軸頸的直徑，考慮到主軸最小軸頸為45，要保證軸的強度滿足要求（因為主軸是空心的），在此選后軸頸的直徑為。主軸內孔直徑的確定因為車床內孔用來通過棒料或安裝夾緊機構，臥式機床的內孔d通常不小于主軸平均直徑的 ，則知，于是選取主軸前端懸伸量的確定軸前端懸伸量是指主軸前端面到前軸承徑向支反力作用中點（或前徑向支承中點）的距離。它主要取決于主軸端部結構、前支承軸承和密封裝置的形式和尺寸，由結構設計確定。由于前端懸伸量對主軸部件的剛度、抗振性影響很大，因此在滿足結構要求的前提下，設計時應盡量縮短該懸伸量。綜上：初選主軸主要支承間跨距L的確定 合理確定主軸主要支承間的跨距L，是獲得主軸部件最大靜剛度的重要條件之一。支承跨距過小，主軸的彎曲變形固然較小，但因支承變形引起主軸前軸端的位移量增大；反之，支承跨距過大，支承變形引起主軸前軸端的位移量盡管減小了，但主軸的彎曲變形增大，也會引起主軸前端較大