CW61100E型臥式車床主傳動系統(tǒng)的結構設計

CW61100E型臥式車床主傳動系統(tǒng)的結構設計,CW61100E型臥式車床主傳動系統(tǒng)的結構設計,cw61100e,臥式,車床,傳動系統(tǒng),結構設計 西安工業(yè)大學北方信息工程學院 畢業(yè)設計（論文） 題目：臥式車床主傳動系統(tǒng)的結構設計 系 別 機電信息系 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 班 級 B100205 姓 名 黃仁奕 學 號 B10020509 導 師 姚慧 2014 年 4 月 10 日 臥式車床主傳動系統(tǒng)的結構設計 第 2 頁 共 63 頁 摘要 數控車床不僅能夠車外圓還能用于鏜孔、車端面、鉆孔與鉸孔。與其他種 類的機床相比，車床在生產中使用最廣。 本論文首先介紹了我國數控機床發(fā)展的過程與現狀 ,并分析了其存在的問 題 ;對數控機床的發(fā)展趨勢進行了探討；并對 CW61100E 數控車床主軸箱傳動 系統(tǒng)進行了設計與計算。 主軸箱有安裝在精密軸承中的空心主軸和一系列變速齒輪組成。數控車床 主軸可以獲得在調速范圍內的任意速度，以滿足加工切削要求。 目前，數控車床的發(fā)展趨勢是通過電氣與機械裝置進行無級變速。變頻電 機通過帶傳動和變速齒輪為主軸提供動力。通常變頻電機調速范圍 35，難以 滿足主軸變速要求；串聯變速齒輪則擴大了齒輪的變速范圍 。 本設計將原來的帶輪不卸荷結構變?yōu)榱藥л喰逗山Y構，使輸入軸在帶處只 受轉矩，將軸上的徑向力傳動到車床機體上,改善了輸入軸的受力情況。 關鍵詞：主軸箱，無級調速，傳動系統(tǒng) Abstract CNC lathe can not only outside the circle can be used for boring, facing, drilling and reaming. Compared with other kinds of machine tools, lathe is the most widely used in production. This paper introduces the process and current situation of the development of CNC machine tools in China, and analyzes its existing problems; the development trend of NC machine tool was discussed; and the CW61100E CNC lathe spindle box transmission system design and calculation. The spindle box is composed of hollow spindle mounted in precision bearings and a set of transmission gears. Spindle CNC lathe can get any speed in speed range, to meet the machining requirements. At present, the development trend of NC lathe is stepless speed change through the electrical and mechanical equipment. Variable frequency motor through the belt drive and gear to provide power for the spindle. Usually the frequency control of motor speed range of 3 - 5, to meet the requirements of spindle speed; series gear extends the range of gear transmission. The design of the original belt wheel not unloading structure to belt wheel unloading structure, the input shaft with only by the shaft torque, radial force on the drive to the lathe body, improve the stress conditions of the input shaft. Key Words: spindle box, stepless speed regulation, transmission system 臥式車床主傳動系統(tǒng)的結構設計 第 4 頁 共 63 頁 目錄 摘要 .2 ABSTRACT.3 1 緒論 .6 2 設計計算 .7 2.1 機床的主參數 .7 2.2 主運動參數 .7 1.3 切削力的計算 .8 3 主動參數參數的擬定 .10 3.1 主運動調速范圍的確定、計算各軸計算轉速、功率和轉矩 .10 3.2 主電動機的選擇 .11 4 變速結構的設計 .13 4.1 主變速方案擬定 .13 4.2 變速結構式、結構網的選擇 .13 4.2.1 確定變速組及各變速組中變速副的數目 .13 4.2.2 結構網的擬定 .14 4.2.3 結構式的擬定 .14 4.2.4 結構式的擬定 .14 4.2.5 確定各變速組變速副齒數 .15 5 傳動件的設計 .16 5.1 帶傳動設計 .16 5.2 選擇帶型 .17 5.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 .17 5.4 確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 .18 5.5 確定帶的根數 Z .19 5.6 確定帶輪的結構和尺寸 .19 5.7 確定帶的張緊裝置 .20 5.8 計算壓軸力 .20 5.9 各變速組齒輪模數的確定和校核 .22 5.9.1 齒輪模數的確定 .22 5.9.2 齒寬的確定 .26 5.9.3 齒輪結構的設計 .26 5.10 傳動軸的直徑估算 .27 5.10.1 確定各軸轉速 .27 5.10.2 傳動軸直徑的估算：確定各軸最小直徑 .28 5.10.3 鍵的選擇 .29 5.11 傳動軸的校核 .29 5.11.1 傳動軸的校核 .29 5.11.2 鍵的校核 .30 臥式車床主傳動系統(tǒng)的結構設計 第 5 頁 共 63 頁 5.12 摩擦離合器的選擇和計算 .30 5.13 齒輪校驗 .33 5.13.1 校核 a 變速組齒輪 .34 5.13.2 校核 b 變速組齒輪 .35 5.13.3 校核 c 變速組齒輪 .36 5.14 軸承的選用與校核 .38 5.14.1 各軸軸承的選用 .38 5.14.2 各軸軸承的校核 .38 5.15 主軸組件設計 .39 6 結構設計 .50 6.1 結構設計的內容、技術要求和方案 .50 6.2 展開圖及其布置 .50 6.3 I 軸（輸入軸）的設計 .51 6.4 齒輪塊設計 .52 6.5 傳動軸的設計 .53 6.6 主軸組件設計 .54 6.6.1 各部分尺寸的選擇 .54 6.6.2 主軸材料和熱處理 .55 6.6.3 主軸軸承 .55 6.6.4 主軸與齒輪的連接 .57 6.6.5 潤滑與密封 .57 6.6.6 其他問題 .58 7 總結和展望 .59 7.1 本文工作總結 .59 7.2 課題展望 .60 參考文獻 .61 致 謝 .63 臥式車床主傳動系統(tǒng)的結構設計 第 6 頁 共 63 頁 1 緒論 機床技術參數有主參數和基本參數，他們是運動傳動和結構設計的依據， 影響到機床是否滿足所需要的基本功能要求，參數擬定就是機床性能設計。主 參數是直接反映機床的加工能力、決定和影響其他基本參數的依據，如車床的 最大加工直徑，一般在設計題目中給定，基本參數是一些加工件尺寸、機床結 構、運動和動力特性有關的參數，可歸納為尺寸參數、運動參數和動力參數。 通用車床工藝范圍廣，所加工的工件形狀、尺寸和材料各不相同，有粗加 工又有精加工；用硬質合金刀具又用高速鋼刀具。因此，必須對所設計的機床 工藝范圍和使用情況做全面的調研和統(tǒng)計，依據某些典型工藝和加工對象，兼 顧其他的可能工藝加工的要求，擬定機床技術參數，擬定參數時，要考慮機床 發(fā)展趨勢和同國內外同類機床的對比，使擬定的參數最大限度地適應各種不同 的工藝要求和達到機床加工能力下經濟合理。 機床主傳動系因機床的類型、性能、規(guī)格和尺寸等因素的不同，應滿足的 要求也不一樣。設計機床主傳動系時最基本的原則就是以最經濟、合理的方式 滿足既定的要求。在設計時應結合具體機床進行具體分析，一般應滿足的基本 要求有：滿足機床使用性能要求。首先應滿足機床的運動特性，如機床主軸油 足夠的轉速范圍和轉速級數；滿足機床傳遞動力的要求。主電動機和傳動機構 能提供足夠的功率和轉矩，具有較高的傳動效率；滿足機床工作性能要求。主 傳動中所有零部件有足夠的剛度、精度和抗震性，熱變形特性穩(wěn)定；滿足產品 的經濟性要求。傳動鏈盡可能簡短，零件數目要少，以便節(jié)約材料，降低成本。 臥式車床主傳動系統(tǒng)的結構設計 第 7 頁 共 63 頁 2 設計計算 2.1 機床的主參數 如表 1 所示： 床身最大回轉直徑 1000mm 最小加工工件直徑 100mm 頂尖間最大工件長度 1500-16000mm 刀架上最大回轉直徑 630mm 頂尖間最大工件重量 6000kg 表 1 2.2 主運動參數 據機床設計手冊典型加工條件，當工件直徑為 8001000mm 時，極限切削 速度 取 200m/s。 最小切削速度 按典型加工的兩種情況取不同的數值: 高速鋼車刀精車絲杠=1.5m/s; 高速鋼車刀低速車削盤類零件，=8m/s 。 主軸轉速確定: 由以上典型加工條件, 確定本機床主要加工直徑范圍為 100600mm。主軸 轉速與切削速度的關系: , v 為切削速度max10ax=dinVnmin10in=daxV 式中的 或，不是該機床可能加工的最小或最大直徑，而是機床全部工藝范 圍內可以用最大切削速度來加工時的最小工件直徑和用最小切削速度來加工時 的最大工件直徑, 這樣才能得出合理的極限轉速值。 取max10ax102=637/mindinVnrax640/minr 主軸最低轉速： 臥式車床主傳動系統(tǒng)的結構設計 第 8 頁 共 63 頁 情況時， min10in10.5=48/mindaxVr i 8.2/i63 取 mini4./inar 主軸的轉速范圍為 4-640r/min 變速范圍，符合普通車床 Rn 為 40200 的變速范圍, 且 Rn 值較大, 表 明本機床有良好的加工工藝性能。 1.3 切削力的計算 由于切削過程的復雜性，并且影響它的因素又多，因此目前尚未導出簡便 計算進給力、徑向力、切削力 的理論公式，一般都是通過大量實驗，由測力儀 得到切削力后進行數據處理，建立經驗公式。在建立經驗公式時，大多數都是 將背吃刀量、進給量及切削速度這三個主要因素作為可變因素，而其它影響因 素則用修正系數間接計算，從而得出、 三個分力的計算公式: FX=PafkfvrkvFzkrFzkaFzkvbFzkhFzkuFzkbr1Fz Fy =PfkfFykvFykrFykaFykvbFykhFykuFykbr1Fy Fz =PfkfFxkvFxkrFxkaFxkvbFxkhFxkuFxkbr1Fx 式中及下列各參數均是以實驗條件得出, 切削深度、進給量、切削速度以實驗 條件中最大值計算, 而不是本機床實際所加工最大允許量, 詳見機床設計手 冊: P單位切削力 ( kgf /mm2) , 取 P=210kgf /mm2; 切削深度, 15mm, 取 p=5mm; F進給量, 0.10.5mm/r, 取 f=0.5mm/r; v切削速度, 90105m/min, 取 v=105m/min。 以上取值及各修正系數源于機床設計手冊。 經計算：=586.3kgf 據手冊，=0.350.5，取=0.43 =0.350.5，取=0.43 則=252kgf; =252kgf 臥式車床主傳動系統(tǒng)的結構設計 第 9 頁 共 63 頁 總切削 F=+=1090.5kgf=10697.8N 機床切削總功率: V/1000=10697.8105 /(601000)=18.7kW 按上面所列式求得切削功率后, 還需考慮機床的傳動效率, 機床的電機功率為 Pc/m, 式中 m 為機床的傳動效率, 一般取為 0.750.85, 取 0.85 計算, 計算得=22kW。 查機械設計課程設計指導書P178 可得，選擇電動機型號為 Y180L-4，滿載 時，其轉速為 1470r/min。 3 主動參數參數的擬定 3.1 主運動調速范圍的確定、計算各軸計算轉速、功率和轉矩 主運動調速范圍的確定 （本小節(jié)公式除非特別說明，均出自資料12） 數控車床主軸轉速范圍 4640r/min 則數控車床總變速范圍 maxin160nR 估算主軸的計算轉速，由于采用的是無級調速，所以采用以下的公式： (2.3)0.30.3maxini64()2r/i計 （ 因為數控機床主軸的變速范圍大于計算轉速的實際值同時為了便于計算 故?。?20r/i計 主軸的恒功率變速范圍 max64032npR計 電機的恒功率變速范圍 d281p 由于 RnpRdp，電動機直接驅動主軸不能滿足恒功率變速要求，因此需要串 聯一個有級變速箱，以滿足主軸的恒功率調速范圍。 取 ，則 對于數控車床，為了加工端面時滿足恒6fdp7.1lgZnpf 線速度切削的要求，應使轉速有一些重復，故取 Z=4 故前面?zhèn)鲃颖确峙淇扇　?取 Z=4, ，計算出變速齒輪箱公比 ，則4d1a,zfpzfpR 25.ff， 取 變速箱有四種傳動比： ；1/8.2/1.；44 臥式車床主傳動系統(tǒng)的結構設計 第 11 頁 共 63 頁 ；81.2/41./；4 由圖 2 主軸功率特性圖中可以看出，當主軸在 64040r/min 的轉速范圍內，功 率段 abcde 恒功率輸出，可以實現恒功率不停車無級調速，故此車床用于加工 盤類零件時，可以恒線速度切削，嚴格保證加工質量，但以上設計沒有考慮系 統(tǒng)內傳動元件造成的功率損失。 3.2 主電動機的選擇 根據前面的切削計算，選擇 22KW 的 Y180L-4 型三相異步電動機，參數如下圖表 Y180L-4 型三相異步電動機 產品型號：Y180L-4 型 Y180L-4 型三相異步電動機使用條件： 環(huán)境溫度：-1540 海拔：不超過 1000m 額定電壓：380V，可選 220-760V 之間任何電壓值 額定頻率：50Hz、60Hz 防護等級：IP44、IP54、IP55 絕緣等級：B 級、F 級、H 級 冷卻方式：ICO141 臥式車床主傳動系統(tǒng)的結構設計 第 12 頁 共 63 頁 工作方式：S1 連接方式：3KW 及以下 Y 接法、4KW 及以上為接法 Y180L-4 型三相異步電動機特點 Y180L-4 型三相異步電動機功率：11KW 電壓：380V 電流：21.8A 絕緣：B 噪 音：87 dB(A) 轉速 2900 r/min 是全封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機，是 全國統(tǒng)一設計的基本系列，它同時是符合 JB/T9616-1999 和 IEC34-1 標準的有 關規(guī)定， 具有國際互換的特點。 Y180L-4 型三相異步電動機廣泛適用于不含易燃、易爆或腐蝕性氣體的一般場 合和無特殊要求的機械設備上，如金屬切削機床、泵、風機、運輸機械、攪拌 機、農業(yè)機械和食品機械等。 4 變速結構的設計 4.1 主變速方案擬定 擬定變速方案，包括變速型式的選擇以及開停、換向、制動、操縱等整個 變速系統(tǒng)的確定。變速型式則指變速和變速的元件、機構以及組成、安排不同 特點的變速型式、變速類型。 變速方案和型式與結構的復雜程度密切相關，和工作性能也有關系。因此， 確定變速方案和型式，要從結構、工藝、性能及經濟等多方面統(tǒng)一考慮。 變速方案有多種，變速型式更是眾多，比如：變速型式上有集中變速，分 離變速；擴大變速范圍可用增加變速組數，也可采用背輪結構、分支變速等型 式；變速箱上既可用多速電機，也可用交換齒輪、滑移齒輪、公用齒輪等。 顯然，可能的方案有很多，優(yōu)化的方案也因條件而異。此次設計中，我們 采用集中變速型式的主軸變速箱。 4.2 變速結構式、結構網的選擇 結構式、結構網對于分析和選擇簡單的串聯式的變速不失為有用的方法， 但對于分析復雜的變速并想由此導出實際的方案，就并非十分有效。 4.2.1 確定變速組及各變速組中變速副的數目 數為 Z 的變速系統(tǒng)由若干個順序的變速組組成，各變速組分別有 、Z 個變速副。即 321Z 取 Z=4, ，計算出變速齒輪箱公比 ，則4d1a,zfpzfpR 25.ff， 取 變速箱有四種傳動比： ；1/8.2/1.；44；././ ；121 臥式車床主傳動系統(tǒng)的結構設計 第 14 頁 共 63 頁 由圖 2 主軸功率特性圖中可以看出，當主軸在 64040r/min 的轉速范圍內，功 率段 abcde 恒功率輸出，可以實現恒功率不停車無級調速，故此車床用于加工 盤類零件時，可以恒線速度切削，嚴格保證加工質量，但以上設計沒有考慮系 統(tǒng)內傳動元件造成的功率損失。 4.2.2 結構網的擬定 根據中間變速軸變速范圍小的原則選擇結構網。從而確定結構網如下： 4.2.3 結構式的擬定 主軸的變速范圍應等于住變速傳動系中各個變速組變速范圍的乘積，即： inR210 檢查變速組的變速范圍是否超過極限值時，只需檢查最后一個擴大組。因為其 他變速組的變速范圍都比最后擴大組的小，只要最后擴大組的變速范圍不超過 極限值，其他變速組就不會超過極限值。 122PXR 臥式車床主傳動系統(tǒng)的結構設計 第 15 頁 共 63 頁 4.2.4 結構式的擬定 繪制轉速圖 、選擇 Y132S-4 型 Y 系列籠式三相異步電動機。 、分配總降速變速比 4.2.5 確定各變速組變速副齒數 齒輪齒數的確定，當各變速組的傳動比確定以后，可確定齒輪齒數。對于 定比傳動的齒輪齒數可依據機械設計手冊推薦的方法確定。對于變速組內齒輪 的齒數，如傳動比是標準公比的整數次方時，變速組內每對齒輪的齒數和 及zS 小齒輪的齒數可以從【1】表 3-9 中選取。一般在主傳動中，最小齒數應大于 1820。采用三聯滑移齒輪時，應檢查滑移齒輪之間的齒數關系：三聯滑移齒 輪的最大齒輪之間的齒數差應大于或等于 4，以保證滑移是齒輪外圓不相碰。 根據【1】 ,查表 3-9 各種常用變速比的使用齒數。94P 臥式車床主傳動系統(tǒng)的結構設計 第 16 頁 共 63 頁 5 傳動件的設計 5.1 帶傳動設計 輸出功率 P=22kW,轉速 n1=1470r/min,n2=900r/min 計算設計功率 Pd edAdPK 表 4 工作情況系數 AK 原動機 類 類 一天工作時間/h 工作機 10 1016 1601016 16 載荷 平穩(wěn) 液體攪拌機；離心式水泵； 通風機和鼓風機（ ） ；離心式壓縮機；7.5kW 輕型運輸機 1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3 載荷 變動小 帶式運輸機（運送砂石、 谷物） ，通風機 （ ） ；發(fā)電機；旋7.5k 轉式水泵；金屬切削機床； 剪床；壓力機；印刷機； 振動篩 1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4 載荷 變動較 大 螺旋式運輸機；斗式上料 機；往復式水泵和壓縮機； 鍛錘；磨粉機；鋸木機和 木工機械；紡織機械 1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6 載荷 變動很 大 破碎機（旋轉式、顎式等） ； 球磨機；棒磨機；起重機； 挖掘機；橡膠輥壓機 1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8 臥式車床主傳動系統(tǒng)的結構設計 第 17 頁 共 63 頁 根據 V 帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16 小時） ，查機械設計P 296表 4， 取 KA1.1。即 1.24.kWdAedPK 5.2 選擇帶型 普通 V 帶的帶型根據傳動的設計功率 Pd 和小帶輪的轉速 n1 按機械設計 P297 圖 1311 選取。 根據算出的 Pd24.2kW 及小帶輪轉速 n11470r/min ，查圖得： dd=80100 可知應選取 A 型 V 帶。 5.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 由機械設計P 298表 137 查得，小帶輪基準直徑為 80100mm 則取 dd1=100mm ddmin.=75 mm（d d1根據 P295表 13-4 查得） 表 3 V 帶帶輪最小基準直徑 mind 槽型 Y Z A B C D Emind 20 50 75 125 200 355 50021 2470=1.63,=10.631.9dd所 以 臥式車床主傳動系統(tǒng)的結構設計 第 18 頁 共 63 頁 由機械設計P 295表 13-4 查“V 帶輪的基準直徑” ，得 =160mm2d 誤差驗算傳動比： （ 為彈性滑21160=.365()(2%)di誤 動率） 誤差 符合要求1.6325.0%10.581i誤 帶速 147v=.3/6dnms 滿足 5m/sv300mm，所以宜選用 E 型輪輻式帶輪。 臥式車床主傳動系統(tǒng)的結構設計 第 20 頁 共 63 頁 總之，小帶輪選 H 型孔板式結構，大帶輪選擇 E 型輪輻式結構。 帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。 5.7 確定帶的張緊裝置 選用結構簡單，調整方便的定期調整中心距的張緊裝置。 5.8 計算壓軸力 由機械設計P303 表 1312 查得，A 型帶的初拉力 F0130.59N，上面已得到 =153.36o，z=6，則1a1a53.72sin=60.9sinN=126ooFz 對帶輪的主要要求是質量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面 加工精度要高，以減少帶的磨損。轉速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶 輪的內應力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈 環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。 由于普通 V 帶兩側面間的夾角是 40，為了適應 V 帶在帶輪上彎曲時截面變形 而使楔角減小，故規(guī)定普通 V 帶輪槽角 為 32、34、36、38（按帶的 型號及帶輪直徑確定） ，輪槽尺寸見表 7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是 帶輪與軸的聯接部分。中間部分稱為輪幅（腹板） ，用來聯接輪緣與輪轂成一整 體。 表 普通 V 帶輪的輪槽尺寸（摘自 GB/T13575.1-92） 槽型 項目 符號 Y Z A B C D E 臥式車床主傳動系統(tǒng)的結構設計 第 21 頁 共 63 頁 基準寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上 槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準線下 槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽對 稱面至端 面的距離 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小輪緣 厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 帶輪寬 B B =( z -1) e + 2 f z 輪槽數 外徑 d a 32 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 對應 的基 準直 徑 d d - 80 118 190 315 475 600 輪 槽 角 極限偏差 1 0.5 V 帶輪按腹板（輪輻）結構的不同分為以下幾種型式： （1） 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd(2.53)d 時)，如圖 7 -6a。 （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd 300mm 時)，如圖 7-6b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪(ddd) 100 mm 時)，如圖 7 -6c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd 500mm 時)，如圖 7-6d。 臥式車床主傳動系統(tǒng)的結構設計 第 22 頁 共 63 頁 （a） （b） （c） （d） 圖 7-6 帶輪結構類型 根據設計結果，可以得出結論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪 選擇腹板帶輪如圖（b） 5.9 各變速組齒輪模數的確定和校核 5.9.1 齒輪模數的確定 齒輪模數的估算。通常同一變速組內的齒輪取相同的模數，如齒輪材料相 同時，選擇負荷最重的小齒輪，根據齒面接觸疲勞強度和齒輪彎曲疲勞強度條 件按【5】表 7-17 進行估算模數 和 ，并按其中較大者選取相近的標準模HmF 數，為簡化工藝變速傳動系統(tǒng)內各變速組的齒輪模數最好一樣，通常不超過 23 種模數。 先計算最小齒數齒輪的模數，齒輪選用直齒圓柱齒輪及斜齒輪傳動，查 【4】表 10-8 齒輪精度選用 7 級精度，再由【4】表 10-1 選擇小齒輪材料為 40C (調質)，硬度為 280HBS：r 根據【5】表 7-17；有公式： 齒面接觸疲勞強度： 32)1(1602HPjmHznK 齒輪彎曲疲勞強度： 34FPjF 、a 變速組：分別計算各齒輪模數，先計算最小齒數 28 的齒輪。 齒面接觸疲勞強度： 32)1(1602HPjmHznK 臥式車床主傳動系統(tǒng)的結構設計 第 23 頁 共 63 頁 其中: -公比 ； = 2； P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.96 7.5=7.2KW； -齒寬系數 = ；mm105b -齒輪許允接觸應力 ， 由【5】圖 7-6 按 MQHPlim9.HPli 線查取; -計算齒輪計算轉速;jn K-載荷系數取 1.2。 =650MPa，limHMPaPaHP589.065 m14.302.71123 根據【6】表 10-4 將齒輪模數圓整為 4mm 。 齒輪彎曲疲勞強度： 34FPjmFznK 其中: P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.96 7.5=7.2KW； -齒寬系數 = ；mm105b -齒輪許允齒根應力 ， 由【5】圖 7-11 按 MQFPlim4.FPli 線查?。?-計算齒輪計算轉速; jn K-載荷系數取 1.2。 ，MPaF30lim FP42.1 m1.0874301 根據【6】表 10-4 將齒輪模數圓整為 2.5mm 。 所以1FHm41 臥式車床主傳動系統(tǒng)的結構設計 第 24 頁 共 63 頁 于是變速組 a 的齒輪模數取 m = 4mm，b = 32mm。 軸上主動輪齒輪的直徑： 。； ddaa 14035128421 軸上三聯從動輪齒輪的直徑分別為： ； mmaa 965621 、b 變速組：確定軸上另兩聯齒輪的模數，先計算最小齒數 18 的齒輪。 齒面接觸疲勞強度： 32)1(10HPjmHznK 其中: -公比 ； =4； P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.922 7.5=6.915KW； -齒寬系數 = ；mm105b -齒輪許允接觸應力 ， 由【5】圖 7-6 按 MQHPlim9.HPli 線查取; -計算齒輪計算轉速;jn K-載荷系數取 1.2。 =650MPa，limH MPaPaP589.065 mH 24.50213.632 根據【6】表 10-4 將齒輪模數圓整為 5mm 。 齒輪彎曲疲勞強度： 34FPjmFznK 其中: P-齒輪傳遞的名義功率；P =0.922 7.5=6.915KW； -齒寬系數 = ；mm105b -齒輪許允齒根應力 ， 由【5】圖 7-11 按 MQ 線FPlim4.FPli 查取； 臥式車床主傳動系統(tǒng)的結構設計 第 25 頁 共 63 頁 -計算齒輪計算轉速; jn K-載荷系數取 1.2。 ，MPaF30lim FP42.1 m01.380956432 、c 變速組： 齒頂圓直徑 ； hzdaa)2+(=*1 齒根圓直徑 ；cf 分度圓直徑 ；mz 齒頂高 ；ha*= 齒根高 ； cf)+( 齒輪的具體值見表 表 5.1 齒輪尺寸表 （單位：mm） 齒輪 齒數 z 模數 nm分度圓 直徑 d 齒頂圓 直徑 a 齒根圓 直徑 fd 齒頂高 ah齒根高 f 20 4 80 88 70 4 5 51 4 204 212 194 4 5 42 4 168 176 158 4 5 30 4 120 128 110 4 5 30 4 120 128 110 4 5 臥式車床主傳動系統(tǒng)的結構設計 第 26 頁 共 63 頁 42 4 168 176 158 4 5 52 4 208 216 198 4 5 26 4 104 112 94 4 5 26 4 104 112 94 4 5 52 4 208 216 198 4 5 22 4 88 96 78 4 5 69 4 276 284 266 4 5 5.9.2 齒寬的確定 由公式 得：)105(mb 軸主動輪齒輪 ；3248 一般一對嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產生軸向錯位時導致嚙 合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設計上，應主動輪比從動輪齒寬大（510mm） 。 5.9.3 齒輪結構的設計 通過齒輪傳動強度的計算，只能確定出齒輪的主要尺寸，如齒數、模數、 齒寬、螺旋角、分度圓直徑等，而齒圈、輪輻、輪轂等的結構形式及尺寸大小， 通常都由結構設計而定。當齒頂圓直徑 時，可以做成實心式結構的mda160 齒輪。當 時，可做成腹板式結構，再考慮到加工問題，現16050amd 決定把齒輪 8、12 和 14 做成腹板式結構。其余做成實心結構。根據【4】圖 10-39（a） 齒輪 10、12 和 13 結構尺寸計算如下： 齒輪 8 結構尺寸計算， ；mmdDna 31052370)140(0 臥式車床主傳動系統(tǒng)的結構設計 第 27 頁 共 63 頁 ；mD42 ；mD68,2.674.16. 33 取 ；mD74,6.72)10()(350( 2302 取 ；;9,8211D ，C 取 12cm。mBC6.43.0).20( 齒輪 12 結構尺寸計算; ；;324;8.32518.)1( 00 mDdDna ；m42 ；mD6,2.674.6. 33 取 ；mDD 80,.7)84(0)(50( 2302 取 ；,1962831 ，C 取 12cm。mBC.4.0).20( 齒輪 14 結構尺寸計算 ，mDdDna 404.396512.6)1(0 取， ；m4 ,70.6.43 m ；mDDD 682.67)140(3.)(3520( 2取， ； m8,21611 取 ，C 取 14cm。BC.43.0).20( 5.10 傳動軸的直徑估算 傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度的要求，強度要求保證軸在反 臥式車床主傳動系統(tǒng)的結構設計 第 28 頁 共 63 頁 復載荷和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)精度要求較高，不允 許有較大變形。因此疲勞強度一般不失是主要矛盾，除了載荷很大的情況外， 可以不必驗算軸的強度。剛度要求保證軸在載荷下不至發(fā)生過大的變形。因此， 必須保證傳動軸有足夠的剛度。 5.10.1 確定各軸轉速 、確定主軸計算轉速：計算轉速 是傳動件能傳遞全部功率的最低轉速。各jn 傳動件的計算轉速可以從轉速圖上，按主軸的計算轉速和相應的傳動關系確定。 根據【1】表 3-10，主軸的計算轉速為 (2.3)0.30.3maxini64()2r/min計 （ 5.10.2 傳動軸直徑的估算：確定各軸最小直徑 根據【5】公式（7-1） ， ，并查【5】表 7-13 得到 取 1.nPdj491 軸的直徑：取 mi/80,6.11rj442299.3jdn 軸的直徑：取 min/40,92.0.08.12 rnj4492913.61jdmn 軸的直徑：取 in/0,8.0323 rnj 4499146.251jdn 其中：P-電動機額定功率（kW） ； -從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積； -該傳動軸的計算轉速（ ） ；jnminr 臥式車床主傳動系統(tǒng)的結構設計 第 29 頁 共 63 頁 -傳動軸允許的扭轉角（ ） 。mo 當軸上有鍵槽時，d 值應相應增大 45%;當軸為花鍵軸時，可將估算的 d 值減小 7%為花鍵軸的小徑;空心軸時，d 需乘以計算系數 b，b 值見【5】表 7- 12。和為由鍵槽并且軸為空心軸，和為花鍵軸。根據以上原則各軸 的直徑取值： ， 和 在后文給定， 軸采用光軸， 軸和 軸m30d 因為要安裝滑移齒輪所以都采用花鍵軸。因為矩形花鍵定心精度高，定心穩(wěn)定 性好，能用磨削的方法消除熱處理變形，定心直徑尺寸公差和位置公差都能獲 得較高的精度，故我采用矩形花鍵連接。按 規(guī)定，矩形花鍵的19874TGB 定心方式為小徑定心。查【15】表 5-3-30 的矩形花鍵的基本尺寸系列， 軸花 鍵軸的規(guī)格 ； 軸花鍵軸的規(guī)格742368為BDdN 。42為 5.10.3 鍵的選擇 查【4】表 6-1 選擇軸 上的鍵，根據軸的直徑 ，鍵的尺寸選擇 302d ，鍵的長度 L 取 22。主軸處鍵的選擇同上，鍵的尺寸為78取鍵 高鍵 寬 hb ，鍵的長度 L 取 100。162取鍵 高鍵 寬 5.11 傳動軸的校核 需要驗算傳動軸薄弱環(huán)節(jié)處的傾角荷撓度。驗算傾角時，若支撐類型相同 則只需驗算支反力最大支撐處傾角；當此傾角小于安裝齒輪處規(guī)定的許用值時， 則齒輪處傾角不必驗算。驗算撓度時，要求驗算受力最大的齒輪處，但通?？?驗算傳動軸中點處撓度（誤差%3）. 當軸的各段直徑相差不大，計算精度要求不高時，可看做等直徑，采用平均直 徑 進行計算，計算花鍵軸傳動軸一般只驗算彎曲剛度，花鍵軸還應進行鍵側1d 擠壓驗算。彎曲剛度驗算；的剛度時可采用平均直徑 或當量直徑 。一般將1d2d 軸化為集中載荷下的簡支梁，其撓度和傾角計算公式見【5】表 7-15.分別求出 各載荷作用下所產生的撓度和傾角，然后疊加，注意方向符號，在同一平面上 臥式車床主傳動系統(tǒng)的結構設計 第 30 頁 共 63 頁 進行代數疊加，不在同一平面上進行向量疊加。 5.11.1 傳動軸的校核 軸的校核：通過受力分析，在一軸的三對嚙合齒輪副中，中間的兩對齒輪 對軸中點處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來進行校核 NdTF mnPr 7.153)012/(86/2 860/9.905.96 最大撓度： mEIbl3 4349222max1068. 10647.583;6.3974064.;124mdII MPaEE軸 的 ；材 料 彈 性 模 量 ；式 中 ； 查【1】表 3-12 許用撓度 ； y2. 。所 以 合 格,yYB 軸、軸的校核同上。 5.11.2 鍵的校核 鍵和軸的材料都是鋼，由【4】表 6-2 查的許用擠壓應力 ,取其中間值， 。鍵的工作長度MPap120 MPap10 ，鍵與輪榖鍵槽的接觸高度mbLl 168 。由【4】式（6-1）可得hk5.37.5. PaPakldT pp 103.10216.203 式 中 ： 臥式車床主傳動系統(tǒng)的結構設計 第 31 頁 共 63 頁 ；】 表鍵 【，弱 材 料 的 許 用 擠 壓 應 力鍵 、 軸 、 輪 轂 三 者 中 最；鍵 的 直 徑 ， ；為 鍵 的 寬 度 ，為 鍵 的 公 稱 長 度 ， 圓 頭 平 鍵鍵 的 工 作 長 度 ， 為 鍵 的 高 度此 處度鍵 與 輪 轂 鍵 槽 的 接 觸 高傳 遞 的 轉 矩 264, ,5.0,;,p MPamd mbmLbll hkkNT 可見連接的擠壓強度足夠了，鍵的標記為： 20319680TGB鍵 5.12 摩擦離合器的選擇和計算 片式摩擦離合器目前在機床中應用廣泛，因為它可以在運轉中接通或脫開， 具有結合平穩(wěn)、沒有沖擊、結構緊湊的特點，部分零件已經標準化，多用于機 床主傳動。 按扭矩選擇，即： 根據【15】和【14】表 6-3-20， 計算轉矩 ，tcT20.9695.80.64t Nm 查【15】表 6-3-21 得 .1 mNc 234.860 摩擦盤工作面的平均直徑 PDdDP 817)5.()(212 式中 d 為軸的直徑。 摩擦盤工作面的外直徑 1mP25.0825.1 摩擦盤工作面的內直徑 DdP7.61.7.02 摩擦盤寬度 b m25.02.5.21 摩擦面對數 m，查【15】表 6-3-17，摩擦副材料為淬火鋼，對偶材料為淬火 鋼，摩擦因數取 0.08，許用壓強取 ，許用溫度 0.5mm,可避免滲氮層穿透剝落。 6.6.3 主軸軸承 1）軸承類型選擇 主軸前軸承有兩種常用的類型： 雙列短圓柱滾子軸承。承載能力大，可同時承受徑向力和軸向力，結構比 較簡單，但允許的極限轉速低一些。 與雙列短圓柱滾子軸承配套使用承受軸向力的軸承有三種： 臥式車床主傳動系統(tǒng)的結構設計 第 56 頁 共 63 頁 600角雙向推力向心球軸承。是一種新型軸承，在近年生產的機床上廣泛采 用。具有承載能力大，允許極限轉速高的特點。外徑比同規(guī)格的雙列圓柱滾子 軸承小一些。在使用中，這種軸承不承受徑向力。 推力球軸承。承受軸向力的能力最高，但允許的極限轉速低，容易發(fā)熱。 向心推力球軸承。允許的極限轉速高，但承載能力低，主要用于高速輕載 的機床。 2）軸承的配置 大多數機床主軸采用兩個支撐，結構簡單，制造方便，但為了提高主軸剛 度也有用三個支撐的了。三支撐結構要求箱體上三支撐孔具有良好的同心度， 否則溫升和空載功率增大，效果不一定好。三孔同心在工藝上難度較大，可以 用兩個支撐的主要支撐，第三個為輔助支撐。輔助支撐軸承（中間支撐或后支 撐）保持比較大的游隙（約 0.030.07 ） ，只有在載荷比較大、軸產生彎曲m 變形時，輔助支撐軸承才起作用。 軸承配置時，除選擇軸承的類型不同外，推力軸承的布置是主要差別。推 力軸承布置在前軸承、后軸承還是分別布置在前、后軸承，影響著溫升后軸的 伸長方向以及結構的負責程度，應根據機床的實際要求確定。 在配置軸承時，應注意以下幾點： 每個支撐點都要能承受經向力。 兩個方向的軸向力應分別有相應的軸承承受。 徑向力和兩個方向的軸向力都應傳遞到箱體上，即負荷都由機床支撐件 承受。 3）軸承的精度和配合 主軸軸承精度要求比一般傳動軸高。前軸承的誤差對主軸前端的影響最大， 所以前軸承的精度一般比后軸承選擇高一級。 普通精度級機床的主軸，前軸承的選 或 級，后軸承選 或 級。選擇CDE 軸承的精度時，既要考慮機床精度要求，也要考慮經濟性。 軸承與軸和軸承與箱體孔之間，一般都采用過渡配合。另外軸承的內外環(huán) 都是薄壁件，軸和孔德形狀誤差都會反映到軸承滾道上去。如果配合精度選的 太低，會降低軸承的回轉精度，所以軸和孔的精度應與軸承精度相匹配。 臥式車床主傳動系統(tǒng)的結構設計 第 57 頁 共 63 頁 1） 軸承間隙的調整 為了提高主軸的回轉精度和剛度，主軸軸承的間隙應能調整。把軸承調到 合適的負間隙，形成一定的預負載，回轉精度和剛度都能提高，壽命、噪聲和 抗震性也有改善。預負載使軸承內產生接觸變形，過大的預負載對提高剛度沒 有明顯的小果，而磨損發(fā)熱量和噪聲都會增大，軸承壽命將因此而降低。 軸承間隙的調整量，應該能方便而且能準確地控制，但調整機構的結構不 能太復雜。雙列短圓柱滾子軸承內圈相對外圈可以移動，當內圈向大端軸向移 動時，由于 1：12 的內錐孔，內圈將脹大消除間隙。 其他軸承調整也有與主軸軸承相似的問題。特別要注意：調整落幕的端面 與螺紋中心線的垂直度，隔套兩個端面的平行度都由較高要求，否則，調整時 可能將軸承壓偏而破壞精度。隔套越長，誤差的影響越小。 螺母端面對螺紋中心線垂直度、軸上和孔上套簡兩端平行度等均有嚴格的 精度要求。 6.6.4 主軸與齒輪的連接 齒輪與主軸的連接可以用花鍵或者平鍵；軸做成圓柱體，或者錐面（錐度 一般取 1：15 左右） 。錐面配合對中性好，但加工較難。平鍵一般用一個或者兩 個（相隔 180 度布置） ，兩國特鍵不但平衡較好，而且平鍵高度較低，避免因齒 輪鍵槽太深導致小齒輪輪轂厚度不夠的問題。 6.6.5 潤滑與密封 主軸轉速高，必須保證充分潤滑，一般常用單獨的油管將油引到軸承處。 主軸是兩端外伸的軸，防止漏油更為重要而困難。防漏的措施有兩種： 1）堵加密封裝置防止油外流。 主軸轉速高，多采用非接觸式的密封裝置，形式很多，一種軸與軸承蓋之 間留 0.10.3 的間隙（間隙越小，密封效果越好，但工藝困難） 。還有一種m 是在軸承蓋的孔內開一個或幾個并列的溝槽（圓弧形或 形） ，效果比上一種好v 些。在軸上增開了溝槽（矩形或鋸齒形） ，效果又比前兩種好。 在有大量切屑、灰塵和冷卻液的環(huán)境中工作時，可采用曲路密封，曲路可 做成軸向或徑向。徑向式的軸承蓋要做成剖分式，較為復雜。 臥式車床主傳動系統(tǒng)的結構設計 第 58 頁 共 63 頁 2）疏導在適當的地方做出回油路，使油能順利地流回到油箱。 6.6.6 其他問題 主軸上齒輪應盡可能靠近前軸承，大齒輪更應靠前，這樣可以減小主軸的 扭轉變形。 當后支承采用推力軸承時，推力軸承承受著前向后的軸向力，推力軸承緊 靠在孔的內端面，所以，內端面需要加工，端面和孔有較高的垂直度要求，否 則將影響主軸的回轉精度。支承孔如果直接開在箱體上，內端面加工有一定難 度。為此，可以加一個杯形套孔解決，套孔單獨在車床上加工，保證高的端面 與孔德垂直度。 主軸的直徑主要取決于主軸需要的剛度、結構等。各種牌號鋼材的彈性模 量基本一樣，對剛度影響不大。主軸一般選優(yōu)質中碳鋼即可。精度較高的機床 主軸考慮到熱處理變形的影響，可以選用 或其他合金鋼。主軸頭部需要淬Cr40 火，硬度為 5055。其他部分處理后，調整硬度為 220250。HRCHBS 7 總結和展望 7.1 本文工作總結 機床產品設計是設計人員根據市場，社會和人們對機床的需要所進行的構思， 計算，試驗，選擇方案，確定尺寸，繪制圖紙以及編制技術文件等一系列創(chuàng)造 性活動的總稱，是機床產品實現的必要前提，是產品開發(fā)過程中至關重要的環(huán) 節(jié)。機床產品設計的好壞，直接影響其成本，質量，研制周期及市場的競爭能 力。本文的設計主要是從車床主傳動的角度入手，使設計產品在給定的數值要 求下達到最合理的經濟和性能。 6 月 2 日，為期三個月的設計任務圓滿完成了，雖然設計的過程比較繁瑣， 而且剛開始還有些不知所措，甚至是害怕與退縮，盡管“雄關漫道真如鐵” ，但 是在我“而今邁步從頭越” ，再加上老師的悉心指導，我終于順利地完成了這次 設計任務。 我們專業(yè)課已經學過車床相關的知識，尤其是機械制造裝備設計這顆 中詳盡的講述了機床主傳動系的設計，并且在大二的時候我們還做過二級減速 器的課程設計，所以剛開始我對自己的課題滿腹信心，但是當我仔細的審題后 發(fā)現，并不是我想象的那么容易。一開始的主電動機的選擇就讓我吃盡了苦頭， 本來想直接參照 CA6140 車床的電動機型號，但是資料上并沒有給出 CA6140 車 床主電動機選用 Y-132M-4 的理由，所以我并沒有隨意參照選用。而是查閱了相 關金屬切削用量的相關資料，在車床最大切削用量的情況下（最大輸出功率） 選用了 Y-112M-4 電動機。另外，在主變速傳動系設計中，我一味的追求主變速 傳動系設計的一般原則，采用了典型的結構式 ，但是當我涉及到6312 離合器的選擇時，才發(fā)現，先前設計的 軸縱向尺寸過大，而且齒輪 1、齒輪 3 的分度圓直徑小于離合器的橫向尺寸，這有迫使我不得不重新考慮結構式的設 計，經過考慮才最終敲定了結構式 。6213 本次的設計是在反復的修改中完成的，鞏固和深化了課堂理論教學的內容， 鍛煉和培養(yǎng)了我綜合運用所學過的知識和理論的能力，是我獨立分析、解決問 題的能力得到了強化. 在設計當中，我也遇到了一些問題,除了上述的以外比如 臥式車床主傳動系統(tǒng)的結構設計 第 60 頁 共 63 頁 在有些設計部分并沒有完全嚴格計算，參考的一些普遍車床的數據在保證安全 可靠的基礎上做到了盡量滿足工藝要求。在此過程中不斷地發(fā)現問題和解決問 題，使我加深了對大學所學課程理解、綜合應用并得到進一步的鞏固，設計過 程培養(yǎng)了我認真細心的態(tài)度，這對以后的學習和工作都有積極的意義，也會是 我大學積累的一筆非常寶貴的財富。 7.2 課題展望 一個國家的金屬切削機（機床）的擁有量，產量，品種和質量如何，是衡 量其工業(yè)水平的標志之一，因此機床工業(yè)在國民經濟中占據這重要地位。 我國機床工業(yè)的任務是將其推進到真正能成為機械工業(yè)“總工程師”的地位， 達到能提供適用、先進、配套成龍的加工技術與加工裝備的新高度，改變那種 一般機床產品水平重復現象。是整個行業(yè)的經營決策逐步轉移到以機械加工社 會效益魏重點，以適應進步的市場需求魏軸心，參與國際市場競爭，分層次的 利用世界機床工業(yè)技術進步的外界條件，調整產業(yè)結構、完善行業(yè)體制，形成 自我改造、自我發(fā)展的良性循環(huán)，提高管理水平，開拓一個以堅持社會主義有 計劃的商品經濟為特征，同時有具備國際現代技術水平的機床工業(yè)新局面。 臥式車床主傳動系統(tǒng)的結構設計 第 61 頁 共 63 頁 參考文獻 【1】馮辛安主編. 機械制造裝備設計 第 2 版 大連理工大學 北京:機械 工業(yè)出版社, 2007.12 【2】黃如林主編. 切削加工簡明實用手冊 北京：化學工業(yè)出版社,2004.7 【3】吳宗澤主編. 機械設計課程設計手冊 第三版 清華大學 北京：高 等教育出版社,2006.12 【4】濮良貴主編. 機械設計 第八版 北京：高等教育出版社,2007.8 【5】金屬切削機床設計 4 【6】范思沖主編. 畫法幾何及機械制圖 東南大學 北京：機械工業(yè)出版 社,2005.7 【7】鄭文緯,吳克堅主編. 機械原理 第七版 東南大學機械學學科組 北 京：高等教育出版社,2006.1 【8】減速器實用技術手冊編輯委員會編. 減速器實用技術手冊 北京:機械 工業(yè)出版社, 1992 【9】戴曙主編. 金屬切削機床 北京:機械工業(yè)出版社, 2005.1 【10】機床設計手冊編寫組主編. 機床設計手冊 北京:機械工業(yè)出版社, 1980.8 【11】華東紡織工學院 、哈爾濱工業(yè)大學 、天津大學主編. 上海:上?？茖W 技術出版社, 1979.6 【12】哈爾濱工業(yè)大學理論力學教研室編. 理論力學（ ） 第六版 北京： 高等教育出版社,2006.12 【13】劉鴻文主編. 材料力學( ) 第四版 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