普通车床的主传动系统设计说明书.docx
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普通车床的主传动系统设计说明书
普通车床主传动系统设计说明书
概述
机床课程设计在金届切削机床课程之后的实践性教学部分，其目的在丁通过
设计机床传动系统的结构设计，使学生在拟定传动和变速的结构方案过程中，训练设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技术论文和查阅文献资料等方面综合能力。
一、设计题目
设计一台普通车床的主传动系统，设计参数如下表:
）丁与
加工最大直径
主轴转速系歹U（r/min）
驱动电动机功率与同步转速
1
400mm
1.41
1000,710,500,355,250,180,125,90
4.5kw,1500r/min
2
400mm
1.41
1000,500,355,250,180,125,90,45
4kw,1500r/min
3
320mm
1.41
2000,1420,1000,710,500,360,250,180,125,90,63,45
4kw,1500r/min
4
320mm
1.41
2000,1000,710,500,360,250,180,125,
90,63,45,22
3kw,1500r/min
5
320mm
1.26
2000,1260,1000,800,630,500400,320,
250,200,160,100
4kw,1500r/min
6
320mm
1.26
2000,1250,800,630,500,400,320,250,
200,160,100,63
3kw,1500r/min
（本小组选择第五组参数作为设计数据）
二、运动设计
2.1传动方案设计
（1）集中传动方式
主传动系的全部传动和变速机构集中装在同一个主轴箱内，称为集中传动方式。
通用机床中多数机床的主变速传动系都采用这种方式。
适用丁普通精度的大
中型机床。
特点是结构紧凑，便丁实现集中操纵，安装调整方便。
缺点是运转的传动件在运转过程中所产生的振动、热量，会使主轴产生变形，使主轴回转中心线偏离正确位置而直接影响加工精度。
（2）分离传动方式
主传动系中的大部分的传动和变速机构装在远离主轴的单独变速箱中，然后
通过带传动将运动传到主轴箱的传动方式，称为分离传动方式。
特点是变速箱各传动件所产生的振动和热量不能直接传给或少传给主轴，从
而减少主轴的振动和热变形，有利丁提高机床的工作精度。
运动由皮带经齿轮离合器直接传动，主轴传动链短，使主轴在高速运转时比较平■稳，空载损失小；当主轴需作低速运转时，运动则由皮带轮经背轮机构的两对降速齿轮传动后，转速
显著降低，达到扩大变速范围的目的。
本课程设计的机床为普通精度的大中型机床，即采用集中传动方式。
2.2转速调整范围
变速组中最大与最小传动比的比值，称为该变速组的变速范围即:
20
nmax2000Rn-/—nmin100
2.3
选用混合公比
根据《机械制造装备设计》
%公式（3-2）
因为已知巳
Z1,推到公式如
（Z1味
11201.31
根据《机械制造装备设计》
%表3-5标准公比。
这里我们取标准公比系
列1.26，因为1.261.064，根据《机械制造装备设计》巴表3-6标准数
列。
首先找到最小极限转速25,再每跳过5个数（1.26〜1.066）取一个转速，
即可得到公比为1.26的数列:
100、160、200、250、320、400、500、630、800、1000、1260、2000。
2.4结构式米用
主变速传动系从电动机到主轴，通常为降速传动，接近电动机的传动件转速较高，传递的扭矩较小，尺寸小一些；反之，靠近主轴的传动件转速较低，传递的扭矩较大，尺寸就较大。
在拟定主变速传动系时，应尽可能将传动副较多的变速组安排在前面，传动
副数少的变速组放在后面，使主变速传动系中更多的传动件在高速范围内工作，尺寸小一些，以便节省变速箱的造价，减小变速箱的外形尺寸。
按此原则，12
=3X2X212=2X3X212=2X2X3这三种方式中方案一最好。
2.4.1确定系数x0
X0
InRn
In
Z1131212
2.4.2确定结构网和结构式
确定基本组传动副数，一般取P。
2
2.4.3基型传动系统的结构式应为：
Z1221弟2孕6
2.4.4变型传动系统的结构式
应在原结构式的基础上，将元基本组基比指数加上Xo而成，应为Xo为2,即:
Z1221232务
传动系由a/b/c三个传动组组成：
a传动组，传动副为2；b传动组，传动副为3;c传动组，传动副为2;下标表小各变速组的级比指数。
级比：
主动轴上同一点，传往从动轴相邻两条传动线的比值，用Xj表示，
其中Xj,称为级比指数，相当丁相邻两传动线与从动轴交点之间相距的格数。
根据“前多后少”，“前密后疏”的原则，取
Z1232923^6
2.4.5验算原基本组变形后的变速范围
七P13（21）3
R221.261.262.08
2.4.6验算最末变速的组变速范围
R3x3P311.266（21）1.2664.08
根据中间变速轴变速范围小的原则选择结构网。
从而确定传动系统结构网
如下：
2.5绘制转速图
2.5.1分配总降速比
i
145011
u
10014.515
若每一个变速组最小降速比取1则三个变速组为—，则需增加定比传动副,464
故选用三角带传动来降低速比可以满足要求。
2.5.2
变速轴轴数=变速组数+定比变速副数+1=3+1+1=5
2.5.3绘制转速图
2.6带设计
2.6.1确定计算功率
PjKP1.04.04.0kw
K为工作情况系数，可取工作8小时，取K=1.0
2.6.2型号选择
由Pj4.0kw和n额1440r/min
查《机械设计》图11.15,选择B型带。
2.6.3带轮直径确定
查表11.16选取Di160mm,
取D2
2.6.4
2.6.5
D2（1产D1
n2
（11%）
舞*228.1mm（取1%）
230。
核算胶带速度V
初定中心矩
根据《机械设计》
Dm
60000
12.06m/s符合要求
P89经验公式
11.20）
0.55（D1D2）
hA。
2（D〔D2）
Dm
（D1D2）
2
（D2D1）
（160230）
2
（230160）
195mm
35mm
A0
（0.6:
2）（D1D2）234:
780mm
取A0700mm。
2.6.6计算胶带的长度
由《机械设计》P182公式（11.2）
计算带轮的基准长度
L。
2A。
一D1D2
2
2
D2D1…
2014.4mm
4A。
由图11.4,取标准长度
Ld2000mm。
1000212.06111
[s]11.97[s]40[s]
2014.4
2.6.7核算胶带的弯曲次数
1000mv1
U—l[s]
LDm
a
4
2.6.9核算小带轮的包角
°180°D2D1180
1180
A
2.6.10确定胶带的根数Z
（L—df2692.8mm
120°
180°
231^0回174°120°
692.8
由《机械设计》P191~P|94
0.98
表11.8po3.64kw，表11.7ka
0.36kw
表11.2kL0.98，表11.10p0
p0p03.640.36
kah
0.980.980.96
——1.0410.96
则确定最后胶带的根数为二。
2.7确定变速组齿轮传动副的齿数轴三联滑移齿轮组：
查表法：
21■2
1.26,
取Z
SZ1
63,Z2
28
U2
Z3_1
Z43
1
2.0
Z3
21,Z4
42
U3
Z51
Z6
1
1.26
Z5
28,Z6
35
U1
Z
135
轴双联滑移齿轮组:
Z7
U4Z8
U5
Z91
Z9
Z10
2.0
20,
Z10
40
Z11
2=1.59
V轴双联滑移齿轮组:
三、
动力设计
Z1143,Z1227
S470
Z131
1
—4Z14
2.52
Z1320,Z14
50
U6
Z12
3.1计算各传动零件的转速
根据传动系统，可计算出
nmax
1991r/min,nmin100r/min。
0.3
主轴的计算转速：
n
nmin
nmax
nmin
0.3
1991
100245r/min,取王轴的计
100
查阅机床设计手册直径初定公式：
d91
0
如下表所小:
算转速为200r/min
由各轴传动比，可计算出各轴的转速,
轴序号
电
1
2
3
4
计算转速
（r/min）
1440
1
0
3.2初定传动轴的直径
轴功率计算:
Pi
P额顷4.0
0.98
3.92（kw）
轴功率计算:
P2
Pi
n轴n^3.92
0.993
0.983.73（kw）
轴功率计算:
P3
P2
n轴3.73
2
0.982
0.983.51（kw）
V轴功率计算:
PvP3n轴％3.510.9820.983.30（kw）
公式中参数确定，其中取
=0.8
轴功直径初步计算:
Pi
3.92kw,
n1j1000r/min0
将各参数带入公式，结算结果为d
24.1mm,圆整取d
26mm。
轴功直径初步计算:
p23.73kw,
n2j500r/min0
将各参数带入公式，结算结果为d28.3mm,圆整取d30mm。
轴功直径初步计算：
p33.51kw,n3j500r/min0
将各参数带入公式，结算结果为d27.9mm,圆整取d29mm。
3.3齿轮模数的初步计算
45号钢整体淬火，[j]1100MP，按接触疲劳计算齿轮模数m,查表计算可
一B，一一
得k11.04,k21.3,k31.3,m扁一般为6—10,取m8。
-轴，Zi25,i2,nj1000r/min,p〔3.92kw。
3（i1）k,kck°p；
由公式mj16300Jz[:
，可得mj2.19，取m2.5。
轴，Zi20,i2,nj500r/min,p23.73kw。
3（i1）kkkp：
由公式mj16300Jz」：
，可得mj2.80，取m23。
V轴，Zi20,i2.5,nj500r/min,p33.51kw。
3（i1）k,kck°p；由公式mj16300Jz[:
，可得mj2.68，取m33。
3.4主轴轴颈直径的确定
3.4.1主轴前、后轴颈
Di为70-105mm则取Di80mm，后轴颈D2（0.70.85）D15668,则
3.4.2主轴内孔直径
0.5。
d4
一般4—2.527,普通车床一般选取0.50.6,选
D
（DD）
d——当35mm
2
3.4.3主轴前端悬:
伸量a初选
根据设计方案前后轴都采用滚动轴承，贝U、1,故a80mm
Di
3.4.4主轴支撑跨距
由图5-57/174查得前后轴承的刚度分别为：
Ci710N/u
C2600N/u
°Z1.183，则平均直径D
C2
8070
2
75mm。
惯性矩：
I
22
—（D2d2）
64
147.95cm4
0.81
EI2107147.95Ga3711058.03
查图5-44/162得：
项2.75a
则L02.75a220mm。
四、结构设计
ZigRn
ig
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