数控车床主传动系统的设计docWord下载.docx
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一.了解车床的基本情况和特点---车床的规格系列和类型
1.通用机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的基础。
因此，对这些基本知识和资料作些简要介绍。
本次设计中的车床是普通型车床，其品种，用途，性能和结构都是普通型车床所共有的，在此就不作出详细的解释和说明了。
2.车床的主参数（规格尺寸）和基本参数（GB1582-79，JB/Z143-79）：
最大的工件回转直径D（mm）是400；
刀架上最大工件回转直径D1大于或等于200；
主轴通孔直径d要大于或等于36；
主轴头号（JB2521-79）是6；
最大工件长度L是750～2000；
主轴转速范围是：
32～1600；
级数范围是：
18；
纵向进给量mm/r0.03～2.5；
主电机功率（kw）是5.5～10。
二.参数确定的步骤和方法
1.极限切削速度umax﹑umin
根据典型的和可能的工艺选取极限切削速度要考虑：
工序种类﹑工艺要求刀具和工件材料等因素。
允许的切速极限参考值如《机床主轴变速箱设计指导书》。
然而，根据本次设计的需要选取的值如下：
取umax=300m/min；
umin=30m/min。
2.主轴的极限转速
计算车床主轴的极限转速时的加工直径，按经验分别取（0.1～0.2）D和（0.45～0.5）D。
由于D=400mm，则主轴极限转速应为：
nmax=
r/min………………………………3.1
=2000r/min；
nmin=
r/min……………………………3.2
=40r/min；
由于转速范围R=
=
……………………………3.3
=50；
因为级数Z已知：
Z=18级。
现以Φ=1.26和Φ=1.41代入R=
得R=50和355，因此取Φ=1.26更为合适。
各级转速数列可直接从标准数列表中查出。
标准数列表给出了以Φ=1.06的从1～10000的数值，因Φ=1.26=
，从表中找到nmax=2000r/min，就可以每隔3个数值取一个数，得：
2000，1600，1250，1000，800，630，500，400，315，250，200，160，125，100，80，63，50，40。
3.主轴转速级数z和公比￠
已知:
=Rn
Rn=
且：
z=
18=
4.主电机功率—动力参数的确定
合理地确定电机功率N，使用的功率实际情况既能充分的发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。
目前，确定机床电机功率的常用方法很多，而本次设计中采用的是：
估算法，它是一种按典型加工条件（工艺种类、加工材料、刀具、切削用量）进行估算。
根据此方法，中型车床典型重切削条件下的用量：
根据设计书表中推荐的数值：
取P=5.5kw
3.1.2传动设计
一.传动结构式、结构网的选择
结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的传动不失为有用的方法，但对于分析复杂的传动并想由此导出实际的方案，就并非十分有效，可考虑到本次设计的需要可以参考一下这个方案。
确定传动组及各传动组中传动副的数目：
级数为Z的传动系统有若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有Z1、Z2、Z3…个传动副。
即
Z=Z1Z2Z3………………………………3.4
传动副数由于结构的限制以2或3为合适，即变速级数Z应为2和3的因子:
Z=
………………………………3.5
可以有几种方案，由于篇幅的原因就不一一列出了，在此只把已经选定了的和本次设计所须的正确的方案列出，具体的内容如下：
传动齿轮数目2x（3+3+2）+2x2+1=21个
轴向尺寸19b
传动轴数目6根
操纵机构简单，两个三联滑移齿轮，一个双联滑移齿轮
二.组传动顺序的安排
18级转速传动系统的传动组，可以安排成：
3x3x2，2x3x3，或3x2x3
选择传动组安排方式时，要考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。
在Ⅰ轴上摩擦离合器时，应减小轴向尺寸，第一传动组的传动副不能多，以2为宜，本次设计中就是采用的2，一对是传向正传运动的，另一个是传向反向运动的。
主轴对加工精度、表面粗糙度的影响大，因此主轴上齿轮少些为好，最后一个传动组的传动副选用2，或者用一个定比传动副。
三.传动系统的扩大顺序的安排
对于18级的传动可以有三种方案，准确的说应该不只有这三个方案，可为了使结构和其他方面不复杂，同时为了满足设计的需要，选择的设计方案是：
18=3［1］3［3］2［9］
传动方案的扩大顺序与传动顺序可以一致也可以不一致，在此设计中，扩大顺序和传动顺序就是一致的。
这种扩大顺序和传动顺序一致，称为顺序扩大传动。
四.传动组的变速范围的极限植
齿轮传动副最小传动比umin≥
，最大传动比umax≤2，决定了一个传动组的最大变速范围rmax=umax/nmin≤8。
因此，要按照参考书中所给出的表，淘汰传动组变速范围超过极限值的所有传动方案。
极限传动比及指数x，
值为：
极限传动比指数
1.26
x：
umin=
=
6
值；
umax=
=2
3
（x+
）值：
=8
9
五.最后扩大传动组的选择
正常连续的顺序扩大的传动（串联式）的传动结构式为：
Z=Z1［1］Z2［Z1］Z3［Z1Z2］
即是：
Z=18=3［1］3［3］2［9］
3.1.3转速图的拟定
运动参数确定以后，主轴各级转速就已知，切削耗能确定了电机功率。
在此基础上，选择电机型号，确定各中间传动轴的转速，这样就拟定主运动的转图，使主运动逐步具体化。
一.主电机的选定
中型机床上，一般都采用三相交流异步电机为动力源，可以在系列中选用。
在选择电机型号时，应按以下步骤进行：
1.电机功率N：
根据机床切削能力的要求确定电机功率。
但电机产品的功率已经标准化，因此，按要求应选取相近的标准值。
N=5.5kw
2.电机转速nd
异步电机的转速有：
3000、1500、1000、750r/min
在此处选择的是：
nd=1500r/min
这个选择是根据电机的转速与主轴最高转速nmax和Ⅰ轴的转速相近或相宜，以免采用过大的升速或过小的降速传动。
3.双速和多速电机的应用
根据本次设计机床的需要，所选用的是：
双速电机
4.电机的安装和外形
根据电机不同的安装和使用的需要，有四种不同的外形结构，用的最多的有底座式和发兰式两种。
本次设计的机床所需选用的是外行安装尺寸之一。
具体的安装图可由手册查到。
5.常用电机的资料
根据常用电机所提供的资料，选用：
图3.1Y132S-4电动机
Ⅰ轴从电机得到运动，经传动系统化成主轴各级转速。
电机转速和主轴最高转速应相接近。
显然，从传动件在高速运转下恒功率工作时所受扭矩最小来考虑，Ⅰ轴转速不宜将电机转速下降得太低。
但如果Ⅰ轴上装有摩擦离合器一类部件时，高速下摩擦损耗、发热都将成为突出矛盾，因此，Ⅰ轴转速不宜太高。
Ⅰ轴装有离合器的一些机床的电机、主轴、Ⅰ轴转速数据：
参考这些数据，可见，车床Ⅰ轴转速一般取700～1000r/min。
另外，也要注意到电机与Ⅰ轴间的传动方式，如用带传动时，降速比不宜太大，否则Ⅰ轴上带轮太大，和主轴尾端可能干涉。
因此，本次设计选用：
n1=960r/min
二.中间传动轴的转速
对于中间传动轴的转速的考虑原则是：
妥善解决结构尺寸大小与噪音、震动等性能要求之间的矛盾。
中间传动轴的转速较高时（如采用先升后降的传动），中间转动轴和齿轮承受扭矩小，可以使用轴径和齿轮模数小写：
d∝
、m∝
，从而可以使用结构紧凑。
但是，这将引起空载功率N空和噪音Lp（一般机床容许噪音应小于85dB）加大：
N空=
）KW…………………………3.6
式中：
C---系数，两支承滚动或滑动轴承C=8.5，三支承滚动轴承C=10；
da---所有中间轴轴颈的平均直径（mm）；
d主—主轴前后轴颈的平均直径（mm）；
∑n—主轴转速（r/min）。
………………3.7
（mz）a—所有中间传动齿轮的分度圆直径的平均值mm；
（mz）主—主轴上齿轮的分度圆的平均值mm；
q----传到主轴所经过的齿轮对数；
β----主轴齿轮螺旋角；
C1、K---系数，根据机床类型及制造水平选取。
我国中型车床、铣床C1=3.5。
车床K=54，铣床K=50.5。
从上诉经验公式可知：
主轴转速n主和中间传动轴的转速和∑n对机床噪音和发热的关系。
确定中间传动轴的转速时，应结合实际情况作相应修正：
1.功率教大的重切削机床，一般主轴转速较低，中间轴的转速适当取高一些，对减小结构尺寸的效果较明显。
2.速轻载或精密车床，中间轴转速宜取低一些。
3.控制齿轮圆周速度u＜8m/s（可用7级精度齿轮）。
在此条件下，可适当选用较高的中间轴转速。
三.齿轮传动比的限制
机床主传动系统中，齿轮副的极限传动比：
1.升速传动中，最大传动比umax≤2。
过大，容易引起震动和噪音。
2.降速传动中，最小传动比umin≥1/4。
过小，则使主动齿轮与被动齿轮的直径相差太大，将导致结构庞大。
图3.2主运动的转速图
3.1.4带轮直径和齿轮齿数的确定
根据拟定的转速图上的各传动比，就可以确定带轮直径和齿轮的齿数。
一.带轮直径确定的方法、步骤
1.选择三角型号
一般机床上的都采用三角带。
根据电机转速和功率查图即可确定型号（详情见〈〈机床主轴变速箱设计指导〉〉4-1节）。
但图中的解并非只有一种，应使传动带数为3～5根为宜。
本次设计中所选的带轮型号和带轮的根数如下：
B型带轮
选取3根
2.确定带轮的最小直径Dmin（D小）
各种型号胶带推荐了最小带轮直径，直接查表即可确定。
根据皮带的型号，从教科书〈〈机械设计基础教程〉〉
查表可取：
Dmin=140mm
3.计算大带轮直径D大
根据要求的传动比u和滑功率ε确定D大。
当带轮为降速时：
三角胶带的滑动率ε=2%。
三角传动中，在保证最小包角大于120度的条件下，传动比可取1/7
≤u≤3。
对中型通用机床，一般取1～2.5为宜。
因此，
137.2mm≤D大≤343mm
经查表取：
D大=212mm
二.确定齿轮齿数
用计算法或查表法确定齿轮齿数，后者更为简单。
根据要求的传动比u和初步定出的传动齿轮副齿数和Sz，查表即可求出小齿轮齿数。
在本次设计中采用的就是常用传动比的适用齿数（小齿轮）表就见教科书〈〈机床简明设计手册〉〉。
不过在表中选取的时候应注意以下几个问题：
1.不产生根切。
一般去Zmin≥18～20。
2.保证强度和防止热处理变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚δ≥2mm，一般取δ>
5mm则zmin≥6.5+
，具体的尺寸可参考图。
3.同一传动组的各对齿轮副的中心距应该相等。
若莫数相同时，则齿数和亦应相等。
但由于传动比的要求，尤其是在传动中使用了公用齿轮后，常常满足比了上述要求。
机床上可用修正齿轮，在一定范围内调整中心距使其相等。
但修正量不能太大，一般齿数差不能超过3～4个齿。
4.防止各种碰撞和干涉:
三联滑移齿轮的相邻的齿数差应大于4。
应避免齿轮和轴之间相撞，出现以上的情况可以采用相应的措施来补救。
5.在同时满足以上的条件下齿轮齿数的确定已经可以初步定出，具体的各个齿轮齿数可以见传动图上所标写的。
6.确定轴间距：
轴间距是由齿轮齿数和后面计算并且经验算而确定的模数m而确定的，具体的计算值如下（模数和齿轮的齿数而确定的轴间距必须满足以上的几个条件）：
Ⅰ轴与Ⅱ轴之间的距离：
取m=2.5mm，由转速图而确定
……………………3.8
齿轮1与2之间的中心距：
………………………3.9
Ⅱ轴与Ⅲ轴之间的距离：
取m=2.5mm，由转速图而确定的传动比见图，
…………………………3.10
齿轮3与4之间的中心距：
……………………………3.11
Ⅲ轴与Ⅳ轴之间的距离：
取m=3.5mm，由转速图而确定的传动比
………………………3.12
齿轮9与10之间的中心距：
……………………………3.13
Ⅳ轴Ⅴ轴之间的中心距离：
……………………3.14
………………………3.15
主轴到脉冲轴的中心距：
取m=3.5mm，传动比
…………………………3.16
………………………3.17
Ⅰ轴到反转轴Ⅵ轴的中心距：
取m=2.5mm，传动比
……………………………3.18
……………………………3.19
由齿顶高
……………………………3.20
齿顶高和齿跟高只与所取的模数m有关。
可知取m=2.5mm时，
取m=3.5mm时：
三.主轴转速系列的验算
主轴转速在使用上并不要十分准确，转速稍高或稍低并无太大影响。
但标牌上标准数列的数值一般也不允许与实际转速相差太大。
由确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计理论值难以完全相符合，需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过正负10（ψ-1）%。
％或
按公式：
Δn=-2%～+6%…………………………………2.21
如果超差，要根据误差的正负以及引起误差的主要环节，重新调整齿数，使转速数列得到改善。
主运动传动链的传动路线表达式如下：
图3.3主传动路线
所有主轴的详细的校核如下：
输入到Ⅱ轴的转速
………3.22
1.
…………………3.23
…………………………………3.24
2.
……………………3.25
………………………………………3.26
3.
……………………3.27
…………………………………3.28
4.
………………………3.29
…………………………………………3.30
5.
……………………3.31
……………………………………3.32
6.
……………………3.33
………………………………………3.34
7.
……………………3.35
………………………………………3.36
8.
……………………3.37
………………………………………3.38
9.
………………………3.39
………………………………………3.40
10.
……………………3.41
……………………………………………3.42
11.
…………………3.43
………………………………………3.44
12.
……………………3.45
…………………………………………3.46
13.
……………………3.47
………………………………………3.48
14.
……………………3.49
…………………………………………3.50
15.
……………………3.51
…………………………………………3.52
16.
…………………3.53
…………………………………………3.54
17.
……………………3.55
……………………………………3.56
18.
……………………3.57
……………………………………………3.58
在主轴上的18级转速分别校核后，都合格。
四.传动系统图的绘制
计算结果，用规定符号，以是适当比例方格纸上绘制出转速图和主传动系统图。
3.1.5传动件的设计
传动方案确定后，要进行方案的结构化，确定个零件的实际尺寸和有关布置。
为此，常对传动件的尺寸先进行估算，如传动轴的直径、齿轮模数、离合器、制动器、带轮的根数和型号等。
在这些尺寸的基础上，画出草图，得出初步结构化的有关布置与尺寸；
然后按结构尺寸进行主要零件的验算，如轴的刚度、齿轮的疲劳强度等，必要时作结构和方案上的修改，重新验算，直到满足要求。
对于本次设计，由于是毕业设计，所以先用手工画出草图，经自己和指导老师的多次修改后，再用计算机绘出。
一.三角带传动的计算
三角带传动中，轴间距A可以较大。
由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，亦可因而缓和冲击及隔离震动，使传动平稳。
带传动结构简单，但尺寸，机床中多用于电机输出轴的定比传动。
1．选择三角带的型号
根据计算功率Nj（kw）和小带轮n1（r/min）查图选择带的型号。
计算功率Nj=KWNd（kW）
式中Nd—电机的额定功率，
KW—工作情况系数。
车床的起动载荷轻，工作载荷稳定，二班制工作时，取：
KW=1.1
带的型号是：
B型号
2．确定带轮的计算直径D1、D2
1）小带轮计算直径D1
皮带轮的直径越小，带的弯曲应力就越大。
为提高带的使用寿命，小带轮直径D1不宜过小，要求大雨许用最小带轮直径Dmin，即D1≥Dmin。
各型号带对应的最小带轮直径Dmin可查表。
D1=140r/min
2）大带轮计算直径D2
……………………………………3.59
=212r/min
式中:
n1--小带轮转速r/min;
n2--大带轮转速r/min;
ε--带的滑动系数,一般取0.02.
算后应将数字圆整为整数。
3）确定三角带速度u
具体的计算过程如下：
=
…………………………………3.60
=10.6m/s
对于O、A、B、C型胶带，5m/s≤u≤25m/s。
而u=5～10m/s时最为经济耐用。
此速度完全符合B型皮带的转速。
4）初定中心距A0
带轮的中心距，通常根据机床总体布局初步选定，一般可以在下列范围内选取：
A0=（0.6～2）（D1+D2）mm………………………3.61
=352（0.6～2）mm
=211.2mm～704mm
取A0=704mm
距过小，将降低带的寿命；
中心距过大时，会引起带振动。
中型车床电机轴至变速箱带轮的中心距一般为750～850mm。
5）确定三角带的计算长度L0及内周长LN
三角带的计算长度是通过三角带截面重心的长度。
…………………………3.62
=1960.67mm
圆整到标准的计算长度L=2033mm
经查表LN=2000mm
修正值Y=33
6）验算三角带的扰曲次数u
≤40次/s（则合格）…………………………………3.63
m--带轮个数。
如u超限。
可加大L（加大A）或降低u（减少D2、D1）来解决。
代入数据得
……………………………………………………3.64
=10.5次/s≤40次/s
是合格的，不需作出任何修改。
7）确定实际中心距A
…………………………3.65
=740mm
8）验算小带轮包角а1
………………3.66
如果а1过小，应加大中心距或加张紧装置。
代入数值如下：
=180°
-5.6°
=174.4°
≥120°
经校核合格。
9）确定三角带根数z
………………………………3.67
N0--单根三角带在а1=180°
、特定长度、平稳工作情况下传递的功率值。
C1---包角系数。
参数的选择可以根据书中的表差取：
N0=2.69
C1=0.98
Kw=1.1
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