车床主传动专业系统设计.doc

目录
目录 I
1，项目背景分析 1
2，研究筹划要点与执行状况 2
3，项目核心技术 3
4，详细研究内容与技术实现 4
4.1 机床规格及用途 4
4.2 运动设计 4
4.2.1 拟定极限转速 4
4.2.2 拟定公比 4
4.2.3 主轴转速级数 4
4.2.4 拟定构造式 4
4.2.5 绘制转速图 5
4.2.6 绘制传动系统图 5
4.3 传动零件初步计算 8
4.3.1 传动轴直径初定 8
4.3.2 主轴轴径直径拟定 9
4.3.3 齿轮模数初步计算 9
4.3.4 限制级讨论 10
4.4 核心零部件校核 11
4.4.1 主轴静刚度验算 11
4.4.2 传动轴Ⅱ弯曲刚度验算 17
4.4.3 直齿圆柱齿轮应力计算 20
5，技术指标分析 24
5.1 传动系统图设计 24
5.2 齿轮齿数、模数选取 24
5.3 轴径、孔径选取 24
5.4 其她零部件、细节 25
6，存在问题与建议 26
参照文献 27

1，项目背景分析
本项目旨在设计一款无丝杠车床。车床重要用于加工轴、盘、套和其她具备回转表面工件，以圆柱体为主。
在机械制造及其自动化专业整体教学筹划中，综合课程设计II是一种及其重要实践教学环节，目是为了锻炼学生机械构造设计能力，这是机械类学生最重要设计能力；同步，机床位制造工业“母机”构造典型，适合伙为作为课程设计内容。

2，研究筹划要点与执行状况
机械制造及其自动化专业综合课程设计2，是以车床主传动系统为设计内容，完毕展开图和截面图各一张及有关计算，并撰写报告。
设计内容规定
图纸工作量：画两张图
展开图（A0）：轴系展开图。其中摩擦离合器、制动和润滑不规定画，但规定掌握，操纵机构只画一种变速手柄。
截面图（A1）：画剖面轴系布置示意图（涉及截面外形及尺寸，车床标中心）。
标注：中心距、配合尺寸、定位尺寸、中心高（车床）、外形尺寸。
标题栏和明细栏
主轴端部构造按原则画
编写课程设计报告。

3，项目核心技术
减速箱内各级减速比分派、转速图选用，传动系统齿轮分布。齿轮模数齿数齿宽选用为本次设计应首要解决内容，解决以上问题可以使机床主轴箱大体分布得到解决。主轴箱内传动件空间布置是极其重要问题，变速箱内各传动轴空间布置一方面要满足机床总体布局对变速箱形状和尺寸限制，还要考虑各轴受力状况，装配调节和操纵维修以便。其中齿轮布置与排列与否合理将直接影响主轴箱尺寸大小、构造实现也许性，以及变速操纵以便性。主轴传动中合理布置也很重要。合理布置传动件在主轴上轴向位置，可以改进主轴受力状况，减小主轴变形，提高主轴抗振性。

4，详细研究内容与技术实现
4.1 机床规格及用途
本设计机床为卧式机床，其级数Z=11，最小转数nmin=26.5r/min，转速公比φ=1.41，驱动电动机功率P=4Kw。重要用于加工钢以及铸铁有色金属，采用高速钢、硬质合金、陶瓷材料做成刀具。
4.2 运动设计
4.2.1拟定极限转速
依照设计参数，主轴最低转速为26.5r/min，级数为11，且公比φ=1.41于是可以得到主轴转速分别为：26.5，37.5，53，75，106，150，212，300，425，600，850r/min，则转速调节范畴
（4-1）
4.2.2拟定公比
依照设计数据，公比φ=1.41。
4.2.3 主轴转速级数
依照设计数据，转速级数Z=11。
4.2.4 拟定构造式
按照主变速传动系设计普通原则，选用构造式
11=31×23×25 （4-2）
其最后扩大组变速范畴
（4-3）
符合规定。初定其最大传动比umax=1.41；最小传动比umin=1/4，在规定范畴内。
4.2.5 绘制转速图
（1）选定电动机
依照设计规定，机床功率为4KW，最高转速为1000r/min，可以选用Y132M2-8，其同步转速为1000r/min，满载转速为960r/min，额定功率5.5KW。

（2）拟定传动轴轴数
传动轴数=变速组数+定必传动副数+1=3+1+1=5
（3）绘制转速图
选用传动组c两个传动比分别为Uc1=1/4，Uc2=1.41；传动组b级比指数为3，为了避免升速，又不使传动比太小，取Ub1=2.82，Ub2=1；传动组a可取Ua1=1/2，Ua2=1/1.41，Ua3=1。
转速图见图4-1。

4.2.6 绘制传动系统图
（1）拟定变速组齿轮传动副齿数
变速组a有三个传动副，其传动比分别为Ua1=1/2，Ua2=1/1.41，Ua3=1，取其倒数，分别按U=1，1.41，2查惯用传动比合用齿数表，取Sz=72，则积极轮齿数分别为36，30，24，则三个传动副齿轮齿数为36:36，30:42，24:48。
同理，变速组b，Sz=80，齿数40:40，21:59；变速组c，Sz=94，齿数55:39，19:75。

图4-1 转速图详细DWG图 纸 请 加：三 二 ③ 1爸 爸 五 四 0 六

（2）核算主轴转速误差
实际传动比所导致主轴转速误差，普通不超过±10（φ-1）%，即4.1%。带传动传动比为125/200=0.625。
对于第一级转速n1=26.5r/min，其实际转速

（4-4）
转速误差为
（4-5）
在原则范畴内，依次计算各级转速误差，成果如表4-1。
表4-1 转速误差表
原则转速
r/min
实际转速
r/min
主轴转速
误差
与否在原则
值范畴之内
26.5
27.05
2.08%
√
37.5
38.25
1.88%
√
53
54.28
0.42%
√
75
79.17
1.00%
√
106
107.44
1.36%
√
150
151.5
1.00%
√
212
212.88
0.42%
√
300
300
0%
√
425
425.76
0.18%
√
600
600
0%
√
850
849.52
0.056%
√
（2）核算主轴转速误差
实际传动比所导致主轴转速误差，普通不超过±10（φ-1）%，即4.1%。带传动传动比为125/200=0.625。
对于第一级转速n1=26.5r/min，其实际转速

转速误差为

在原则范畴内，依次计算各级转速误差，成果如表4-1。
（3）传动系统图（图4-2）

图4-2传动系统图
4.3 传动零件初步计算
4.3.1 传动轴直径初定
由参照文献[2]，传动轴直径按扭转刚度进行计算
（4-6）
其中d——传动轴直径
N——该轴传递功率
nj——该轴计算转速
由转速图可知，各轴计算转速：

初算各轴轴径

4.3.2 主轴轴径直径拟定
主轴尺寸参数多由构造上需要而定，由参照文献[3]，功率为4KW卧式车床选用前轴径为70~105mm，选定为100mm，后轴径D2=（0.7~0.85）D1，取80mm。
4.3.3 齿轮模数初步计算
同一变速组中齿轮取同一模数，选取负荷量最重小齿轮，按减缓接触疲劳强度公式进行计算
（4-7）
式中mj——按接触疲劳强度计算齿轮模数（mm）；
Nd——驱动电动机功功率（Kw）；
φm——齿宽系数，φm=B/m（B为齿宽，m为模数），φm=6~10；
μ——大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，μ≥1，外啮合取“+”，内啮合取“-”；
nj——齿轮计算转速，见表4-2；
[σj]——许用接触应力（MPa），齿轮材料为调质45钢表面淬火，许用接触应力[σj]=1370MPa。
表4-2齿轮计算转速
齿轮
Z36
Z24
Z48
Z42
Z30
Z40
计算转速
600
600
300
425
425
300
齿轮
Z21
Z59
Z55
Z19
Z39
Z75
计算转速
300
106
106
78
106
75
初算各传动组齿轮模数
；取m=2.5mm；
；取m=3mm；
；取m=4.5mm；
4.3.4 限制级讨论
对于第二扩大组，主轴轴径较大，前轴径为100mm，后轴径为80mm。故安装齿轮处轴外径约为90mm。由参照文献[3]，轴上小齿轮还要考虑到齿根和到它键槽深处最小尺寸应不不大于基圆齿厚，以防止断裂，即其最小齿数应满足Zmin≥1.03D/m+5.6。
对于主轴，选用单键槽，查得D=100.8mm，若m=4.5mm，Zmin=28.7＜39，满足规定。考虑到花键滑动与定位较容易，除主轴和电动机轴外，别的轴均选用花键连接。第二扩大变速组在轴III上最小齿轮齿数Z=19，选用花键6×46×50×8；将D=46mm代入，m=4.5mm，Zmin=16.2＜19，满足规定。故第二扩大变速组模数取m=4.5mm
对于第一扩大变速组，在轴II上最小齿数Z=21，选用花键6×36×40×8，将D=36mm代入，m=3mm，Zmin=19.33＜21，满足规定。第一扩大变速组在轴III上最小齿数Z=40，m=3mm，Zmin=21.4＜40，满足规定。故第一扩大变速组模数取m=3mm。
对于基本组，在轴II上最小齿数Z=36，将D=36代入，m=3mm，Zmin=18.0＜36，满足规定。轴I为单键槽，查得D=20mm，其最小齿数Z=24，则Dmin=13.9＜24，满足规定。故基本组模数取m=2.5mm。
机床主传动系统最小齿数Zmin=19，符合17＜Zmin＜20，满足条件。
机床主传动系统最小极限传动比umin≥1/4，最大传动比umax≤2，中型机床最大齿数和Smax=94，满足规定。

4.4 核心零部件校核
4.4.1 主轴静刚度验算
（1）主轴支撑跨距拟定
前端悬伸量：主轴前端悬伸长度，即从主轴外侧前支撑中点（滚锥轴承及向心推力轴承则是接触角法线与轴线交点处）到主轴前端距离。这里选定C=108mm。
普通最佳跨距，考虑到构造以及支承刚度会因磨损而不断减少，应取跨距比最佳支承跨距大某些，普通是倍，再综合考虑构造需要，本设计取。
（2）最大切削合力P拟定
最大圆周切削力须按主轴输出全功率和最大扭矩拟定
（4-8）

其中：
——电动机额定功率()，；
——主传动系统总效率，，为各传动副、轴承效率，取；
——主轴计算转速，由前文计算成果，主轴计算转速为；
——计算直径，对于卧式车床，为溜板上最大加工直径，，取。
可以得到，

验算主轴组件刚度时，须求出作用在垂直于主轴轴线平面内最大切削合力。对于卧式升降台铣床铣削力，普通按端铣计算。
对于普通车床切削力合力，总切削力。则各切削分力比例关系大体为：

则，。
（3）切削力作用点拟定
设切削力作用点到主轴前支撑距离为
（4-9）

其中：
——主轴前端悬伸长度，；
——对于普通车床，。
可以得到，

（4）齿轮驱动力Q拟定
齿轮传动轴受输入扭矩齿轮驱动力作用而产生弯曲变形，当齿轮为直齿圆柱齿轮时，其啮合角，齿面摩
擦角时，其弯曲载荷
（4-10）

其中：
——齿轮传递全功率()，N=4KW；
——该齿轮模数、齿数；
——该传动轴计算工况转速。
可以得到，

（5）变形量容许值拟定
变形量容许值：对普通机床前端挠度容许值，当前广泛使用经验数据
（4-11）

其中：
——主轴两支撑间距离，。
可以得到

（6）滚动轴承径向刚度计算
仅以滚动轴承游隙为零时，承受径向载荷来计算轴承径向刚度，圆锥滚子轴承径向刚度
（4-12）

其中：
——滚动体列数；
——每列中滚动体数；
——滚子有效长度；
——轴承径向负荷；
——轴承办触角。
可以得到，

（7）主轴组件前段挠度
1)计算切削力P作用在S点引起主轴前端c点挠度
(4-13)
式中
E——抗拉弹性模量，钢；
——为BC段惯性转矩，对于主轴前端
；
——为AB段惯性转矩，对于主轴前端
；
双支撑主轴径向力计算简图:

图4-3 主轴负载简化模型

图4-4主轴组件计算简图
，计算得
别的各参数定义与之前保持一致。代入计算，得：
其方向如图4-4所示，沿方向，

别的各参数代入，得

2）计算力偶矩M作用在主轴前端C产生挠度
(4-14)
代入数据得详细DWG图 纸 请 加：三 二 ③ 1爸 爸 五 四 0 六

3）计算驱动力Q作用在两支承之间时，主轴前端c点挠度
(4-15)
代入式（4-15），得mm
4）主轴前端c点综合挠度
水平坐标轴H上分量代数和为：

垂直坐标轴V上分量代数和为：

综合挠度为：
(4-16)
代入

由综合挠度，可见，故主轴通过校核。
4.4.2 传动轴Ⅱ弯曲刚度验算
（1）齿轮驱动力Q拟定
齿轮传动轴同步受输入扭矩齿轮驱动力和输出扭矩齿轮驱动阻力作用而产生弯曲变形，当齿轮为直齿圆柱齿轮，其啮合角，齿面摩擦角时，其弯曲载荷
（4-17）

其中：
——该齿轮传递全功率，取；
——该齿轮模数和齿数；
——该传动轴计算工况转速，（或）；
——该轴输入扭矩齿轮计算转速；
——该轴输出扭矩齿轮计算转速。
（2）变形量容许值拟定
齿轮传动轴抗弯刚度验算，涉及轴最大挠度，滚动轴承处及齿轮安装处倾角验算。其值均应不大于容许变形量及。
容许变形量可由参照文献[3]表3.10-7查得：
，取，。
（3）传动轴Ⅱ载荷分析

图4-5传动轴II载荷分布
从齿轮实现变速传动轴上，每个齿轮在轴上工作位置不同，使轴产生最大挠度点不同，为了计算上简便，可以近似地以该轴中点挠度代替最大挠度，其最大误差不超过3%。
两支承齿轮传动轴，其中点挠度为
（4-18）

其中：
——两支承间跨距，；
——该轴平均直径，；
（4-19）

——齿轮工作位置至较近支撑点距离；
——输入扭矩齿轮在轴中点引起挠度；
——输出扭矩齿轮在轴中点引起挠度；
别的各符号定义与前文一致。
可以得到，

可以得到

故、引起中点挠度最大，在计算合成挠度时使用，进行计算。此时轴Ⅱ转速为。
由参照文献[2]，中点合成挠度
（4-20）

其中：
——被验算轴中点合成挠度；
——在横截面上，被验算轴与其前、后传动轴连心线夹角；
——驱动力和阻力在横截面上，两向量合成时夹角。
（4-21）

可以得到

可以得到
mm
由综合挠度，可见，满足规定。
由参照文献[2]，传动轴在支承点A、B处倾角、
（4-22）

可以得到，

可见，满足规定，故不用计算传动轴在齿轮处倾角。综上，传动轴Ⅱ通过校核。
4.4.3 直齿圆柱齿轮应力计算
在验算变速箱中齿轮应力时，选相似模数中承受载荷最大，齿数最小齿轮进行接触应力和弯曲应力验算。普通对高速传动齿轮重要验算接触应力，对低速传动齿轮重要验算弯曲应力。此处验算选取19×4.5，75×4.5组齿轮。
由参照文献[2]式（9）和式（10），齿面接触应力
（4-23）

齿根弯曲应力
（4-24）

其中：
——初算得到齿轮模数，取；
——传递额定功率，N=4kW；
——齿轮计算转速，小齿轮取，大齿轮取；
——大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，，外啮合取“＋”号，内啮合取“－”号，此处；
——小齿轮齿数,；
——齿宽，；
——许用接触应力，由参照文献[3]表3.4-41，齿轮材料选用45钢，高频淬火，可得；
——许用弯曲应力，由参照文献[3]表3.4-41,；
——寿命系数；
（4-25）

——工作期限系数；
（4-26）

——齿轮在机床工作期限内总工作时间，对于中型机床齿轮，，取，同一变速组内齿轮总工作时间可近似地以为，为该变速组传动副数，取p=2，则：
——齿轮最低转速，小齿轮取，大齿轮取，
——基准循环次数，对于钢和铸铁件，接触载荷取，弯曲载荷取；
——疲劳曲线指数，接触载荷取，弯曲载荷对正火、调质及整体淬硬件取，对表面淬硬（高频、渗碳、氮化等）件取；
——转速变化系数；
——功率运用系数，79；
——材料强化系数，75；
Y——齿形系数，z=19，Y=0.386；
——齿向载荷分布系数，；
——动载荷系数，；
——工作状况系数，。
可以得到:

寿命系数:

应力计算成果：

因而满足规定。

5，技术指标分析
5.1 传动系统图设计
主轴高转速范畴传动比排列，可采用先降速后升速传动，使总转速和减小，以期减少噪声。这种高速传动采用先降后升，可使同一变速组传动比有升速有降速，有助于减小齿数和，齿轮线速度及中心距；
主轴高速传动时，应缩短传动链，以减小传动副数；
不采用噪声大锥齿轮传动副；
前边变速组中降速传动比不适当采用极限值，以避免增长径向尺寸。最末变速组中可采用最小传动比，特别是铣床以增长主轴飞轮效应。
5.2 齿轮齿数、模数选取
中型机床普通取，，机床主传动系统齿数；
变速组内所有齿轮模数相似，并是原则齿轮，初算齿轮模数时应选取各组负荷最重小齿轮进行设计；
同步应当考虑齿根到它键槽深处最小尺寸应不不大于基圆齿厚。
5.3 轴径、孔径选取
轴径设计需要在考虑扭矩基本上，综合考虑轴用挡圈、轴承选用，花键加工和过度，齿轮、轴承、套筒等其她轴系部件安装等。同步应当依照实际状况恰本地添加过度轴段，增大轴肩高度等；
孔大小需要在可以安装轴承基本上，综合考虑镗刀加工路线，钻孔时钻头能否顺利进行加工等问题。
5.4 其她零部件、细节
其她零部件设计则需要在图册、手册参照之下综合考虑实际应用状况。例如垫圈、挡圈使用，螺母选取，甩油环、油沟设计，转动体及非转动体之间间隙；
此外，需要考虑实际配合关系，拟定配合方式和配合对象；
同步，需要考虑实际加工所产生空刀槽、越程槽、月牙槽等。

6，存在问题与建议
实践是最佳教师，但愿在寻常教学当中可以理论与实践综合学详细DWG图 纸 请 加：三 二 ③ 1爸 爸 五 四 0 六

指引书可以减少错误，给学生给多协助。

参照文献
[1]机械制造装备设计：哈尔滨工业大学出版社，.3
[2]金属切削机床课设指引书，哈尔滨工业大学.
[3]实用机床设计手册，李洪，辽宁科学技术出版社.
[4]宋宝玉，王黎钦. 机械设计：高等教诲出版社，.5
[5]范云涨，陈兆年. 金属切削机床设计简要手册：机械工业出版社，1993
[6]隋秀凛，高安邦. 实用机床设计手册：机械工业出版社，.