卧式车床主传动系统设计2Word文档格式.docx

1、此次设计中，我们采用集中传动型式的主轴变速箱。传动结构式、结构网的选择确定传动组与各传动组中传动副的数目级数为Z的传动系统由假如干个顺序的传动组组成，各传动组分别有、个传动副。即传动副中由于结构的限制以2或3为适宜，即变速级数Z应为2和3的因子： ，可以有3种方案：12=322；12=233传动式的拟定12级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。主轴对加工精度、外表粗糙度的影响很大，最后一个传动组的传动副常选用2。综上所述，选传动式为12=32。结构式的拟定对于12=32传动式，有6种结构式和对应的结构网。分别为：12=32212612=312

2、32612=34222112=342212=312623 12=32 根据主变速传动系统设计的一般原如此传动顺序与扩大顺序相一致的原如此四 、传动件的估算 三角带传动的计算三角带传动中，轴间距A可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓和冲击与隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定比传动。（1）选择三角带的型号 根据公式：式中P-电动机额定功率，-工作情况系数因此选择A型带。（2）确定带轮的计算直径，带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径不宜过小，即。查机械设计表8-3，8-7取主动轮基准直径=125mm。 由公式：式中：-小

3、带轮转速，-大带轮转速，所，取整为250mm。（3）确定三角带速度按公式：因为5m/minV25 m/min,所以选择适宜。（4）初步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，一般可在如下围选取：根据经验公式即：262.5mm 750mm取=600mm.（5）三角带的计算基准长度由机械设计表8-2，圆整到标准的计算长度 （6）验算三角带的挠曲次数符合要求。（7）确定实际中心距（8）验算小带轮包角，轮上包角适宜（9）确定三角带根数得:传动比:查表得= 0.40KW,；=0.97；，所以取 根（10）计算预紧力（11）计算压轴力带轮结构设计当。D是轴承外径，查机械零件手册确定选用深沟

4、球轴承6211，d=55mm,D=100mm。带轮孔尺寸是轴承外径尺寸100mm。齿机械设计表8-10确定参数得： 带轮宽度：分度圆直径：传动轴的估算传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大变形。因此疲劳强度一般不失是主要矛盾，除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变形。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。主轴的计算转速 主轴 计算转速为主轴从最低转速算起，第一个转速围的最高级转速，即为。同理有公式可以得出各轴的计算速度：N=180rmin、N=335rm

5、in、N=710rmin。各轴直径的估算其中：P-电动机额定功率K-键槽系数A-系数-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；-该传动轴的计算转速。计算转速是传动件能传递全部功率的最低转速。各传动件的计算转速可以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。轴：K=1.05，A=110 所以 ， 取40mm轴：, 取45mm轴：K=1.05，A=92 , 取45mm轴：K=1.05，A=92, 取54mm此轴径为平均轴径，设计时可相应调整。44齿轮齿数确实定和模数的计算齿轮齿数确实定当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。对于

6、变速组齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组每对齿轮的齿数和与小齿轮的齿数可以从表3-6机械制造装备设计中选取。一般在主传动中，最小齿数应在1721。采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于4，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。第一组齿轮：传动比：, ，齿数和取72=24，=30，=36，=48，=42，=36；第二组齿轮：,，齿数和取84：=22，=42，=62，=42；第三组齿轮：,齿数和取90：=18，=60，=72，=30；各齿轮齿数表：24303648422262186072齿轮模数的计算（1） 弯曲疲劳根据齿轮最多的齿轮

7、进展计算与计算齿轮弯曲疲劳的估算Z4：Z9：Z13：2齿面点蚀估算齿数模数：第一变速组第二变速组第三变速组mwmj取m4（3）标准齿轮：从机械原理 表10-2查得以下公式齿顶圆 齿根圆 分度圆 齿顶高 齿根高 齿轮的具体值见表齿轮尺寸表：齿轮齿数z模数m分度圆d齿顶圆19610421201281441521922005168176678889248256101180122401328829614齿根圆齿顶高齿根高1061301542021789825882250298齿宽确定由公式得： 第一套啮合齿轮 第二套啮合齿轮 第三套啮合齿轮一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合

8、齿宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应主动轮比小齿轮齿宽大所以；，齿轮结构设计当时，可做成腹板式结构，再考虑到加工问题，现敲定把齿轮14做成腹板式结构。其余做成实心结构。齿轮14计算如下： 传动轴间的中心距轴承的选择 6208 D=80 B=18 深沟球轴承 7207C D=72 B=17 圆锥滚子轴承 7208C D=80 B=18 圆锥滚子轴承五、动力设计传动轴的验算由于变速箱各轴的应力都比拟小，验算时，通常都是用复合应力公式进展计算： MPa为复合应力MPa为许用应力MPaW为轴危险断面的抗弯断面模数 实心轴： 空心轴： 花键轴：d为空心轴直径，花键轴径D为空心轴外径，花键轴外径d0为空心

9、轴径b为花键轴的键宽Z为花键轴的键数M为在危险断面的最大弯矩 NmmT为在危险断面的最大扭矩N为该轴传递的最大功率Nj为该轴的计算转速齿轮的圆周力：齿轮的径向力：轴的强度计算作用在齿轮上的力的计算大齿轮的分度圆直径：d=mz=484=192mm圆角力：径向力：轴向力：方向如下列图：由受力平衡：=N所以=1759.2+以a点为参考点，由弯矩平衡得：105+105+40300+40+105=0所以：在V面的受力情况和弯矩图如下：受力平衡：以a点为参考点，由弯矩平衡：105105+40+30010540=0所以=主轴抗震性的验算1支撑刚度，包括轴承的弹性变形和坐圈接触变形。向心推力球轴承：=0.70

10、.002d圆锥孔双列向力短圆柱滚子轴承：=mm前轴承处d=100，R=5400kgf，坐圆外变形：对于短圆柱滚子轴承：D=150，d=100，b=37，取k=0.01，R=12500kgf所以轴承的径向变形：=+支撑径向刚度：k=2量主要支撑的刚度折算到切削点的变形其中L=419mm，KA3主轴本身引起的切削点的变形P=2940N，a=125mm，L=419mm，E=2107N/cm，D=91mmD4-d4914-46424 主轴部件刚度5 验算抗振性如此：所以主轴抗振性满足要求。齿轮校验在验算算速箱中的齿轮应力时，选一样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2，齿轮7，齿轮12这三个齿轮。1接触应力公式：u-大齿轮齿数与小齿轮齿数之比；-齿向载荷分布系数；-动载荷系数；-工况系数；-寿命系数查机械装备设计表10-4与图10-8与表10-2分布得假定齿轮工作寿命是48000h，故应力循环次数为查机械装备设计图10-18得，所以：2弯曲应力：Y=0.378，代入公式求得：pa查机械设计图10-21e,齿轮的材产选