360mm車床主傳動系統(tǒng)設計（40-1800、12級）（全套含CAD圖紙）

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說 明 書 一、 設計題目。 最大回轉直徑?360mm普通車床的主軸變速箱的設計 給出條件：1、Z=12級（采用集中傳動） 2、nmax=1800 ; nmin=40 二、 機床的用途、特點及主要技術參數(shù)。 1、機床的“系列型譜”是機床制造行業(yè)發(fā)展品種和用戶選擇的依據(jù)。我國普通車床目前有3種系列，14個品種，8種規(guī)格的產(chǎn)品。 聯(lián)系自己所設計的車床，注意體現(xiàn)如下特點： 系列 普通型 品種 普通、卡盤、軸程控車床 用途 現(xiàn)代化大中型機械制造業(yè)大批或成批生產(chǎn)車間，也可納入生產(chǎn)或自動線。能加工常用公制、模數(shù)螺紋。 性能 生產(chǎn)效率較高、具有高速和強力切削能力。轉速技術Zn=12~16,進給Zn<30。電機功率約為萬能型的125%，重量型的125% 結構 結構復雜程度中等，操縱方便，有好的剛度和抗震性能。 2、車床主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)（GB1582—79，JB/Z143—79） 最大工件回轉直徑D（mm） 360 刀架上最大工件回轉直徑D1≧ 主軸通孔直徑d≧ 主軸頭號（JB2521—79） 系列 普通型 萬能型 輕型 主軸轉速 范圍 級數(shù) 縱向進給兩mm/r 主電動機功率（KW） 7.5 擬定參數(shù)的步驟和方法。 1、極限切削速度υmax,υmin 根據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮：工序種類、工藝要求、刀具和工件材料等因素。允許的切削速極限參考值如下： 加工條件 υmax υmin 硬質合金刀具粗加工鑄鐵工件 30~50 硬質合金刀具半精或精加工 150~300 螺紋（絲杠等）加工和鉸孔 3~8 2、主軸的極限轉速 計算車床主軸極限轉速時的加工直徑，按經(jīng)驗分別取（0.1~0.2）D和（0.45~0.5）D。則主軸極限切削速度應為： υmax= （0.1~0.2）лDnmax/ 1000 ; υmin= （0.45~0.5）лDnmin/1000 三、 同類機床的方案及結構的分析對比。 四、 運動參數(shù)和動力參數(shù)的確定及其依據(jù)。 五、 傳動方案的分析比較。 六、 機床結構的特點。 七、 主要零件的估算和驗算。 驗算的內(nèi)容： 1． 小齒輪的模數(shù)（mw 和mj）。 2． 主軸前一傳動軸的剛度及其軸承壽命。 八、 操縱機構及潤滑系統(tǒng)的設計原理及說明。 九、 設計的體會集總結 十、 其他 1． 參考文獻的目錄。 2． 零件明細表。 2 目　　錄 １、 參數(shù)的擬定 ２、 運動的設計 ３、 傳動件的估算和驗算 ４、 展開圖的設計 ５、 總結 一、參數(shù)擬定 １、確定公比φ 已知Ｚ＝12級（采用集中傳動） nmax =1800 nmin=40 Rn =φz-1 所以算得φ≈1.41 2、確定電機功率N 根據(jù)Ф320和Ф400車床設計的有關參數(shù)，用插補法： 已知最大回轉直徑為Ф360。 切深ap(t)為3.75mm,進給量 f (s)為0.375mm/r,切削速度v為95m/min。 計算： 主（垂直）切削力：FZ=1900ap f0.75 N =1900 X 3.75 X 0.3750.75 N ≈3414.4 N 切削功率: N切= FZV/61200 KW = 5.3 KW 估算主電機功率: N= N切/η總 = N切/0.8 KW =5.3/0.8 KW =6.6 KW 因為N值必須按我國生產(chǎn)的電機在Y系列的額定功率選取,所以選7.5 KW。 二、運動的設計 1、列出結構式 12=2[3] 3[1] 2[6] 因為：在I軸上如果安置換向摩擦離合器時，為減小軸向尺寸，第一傳動組的傳動副數(shù)不能多，以2為宜。在機床設計中，因要求的R較大，最后擴大組應取2更為合適。由于I軸裝有摩擦離合器，在結構上要求有一齒輪的齒根圓大于離合器的直徑。 2、繪出結構網(wǎng) 3、擬定轉速圖 1）主電機的選定 電動機功率N：7.5 KW 電機轉速nd: 因為nmax =1800r/min ，根據(jù)N=7.5 KW，由于要使電機轉速nd與主軸最高轉速相近或相宜，以免采用過大的升速或過小的降速傳動。所以初步定電機為：Y132m-4，電機轉速1440r/min。 2）定比傳動 在變速傳動系統(tǒng)中采用定比傳動，主要考慮傳動、結構和性能等方面要求，以及滿足不同用戶的使用要求。為使中間兩個變速組做到降速緩慢，以利于減少變速箱的徑向尺寸，故在Ⅰ-Ⅱ軸間增加一對降速傳動齒輪。 3）分配降速比 ① 12級降速為：40 56 80 12 112 160 224 315 450 630 900 1250 1800 （r/min） ② 決定Ⅳ-Ⅴ間的最小降速傳動比： 由于齒輪極限傳動比限制imax=1/4，為了提高主軸的平穩(wěn)性，取最后一個變速組的降速傳動比為1/4，按公比φ=1.41，查表可知：1.414=4。決定其余變速組的最小傳動比，根據(jù)降速前慢后快的原則，Ⅲ-Ⅳ軸間變速組取U=1/43Ⅱ-Ⅲ軸間取U=1/43 ③ 畫出轉速圖 12=2[3]3[1]2[6] 結構大體示意圖: 4、計算各傳動副的傳動比 見下述步驟 5、計算齒輪齒數(shù) 見下述步驟 6、帶輪直徑和齒輪齒數(shù)的確定 1）選擇三角帶型號 根據(jù)電機轉速1440 r/min和功率n=7.5 查圖可確定三角帶型號為B型。 7、確定帶輪的最小直徑Dmin 查表得Dmin=140 8、計算大帶輪直徑D大 根據(jù)要求的傳動比ｕ和滑動率ξ確定 D大＝D小 ＝140 ＝219.52≈220 9、確定齒輪齒數(shù) 1）第一變速組內(nèi)有兩對齒輪，其傳動比為 U1==1.41 U2== 初步定出最小齒輪齒數(shù)Zmin和Smin： 根據(jù)結構條件，由表得Zmin=2.24,在u=2一行中找到Zmin=22時，同時滿足兩個傳動比的要求，確定=72 =72-24=48 Z1=30 =72-30=40 2)第二變速組有三對傳動副 確定最小齒輪的齒數(shù)Zmin和Smin Smin=80 3)第三變速組有兩對齒輪 ＝3.15％<4.1% 合格 ＝1.7%<4.1% 合格 ＝3.2%<4.1% 合格 ＝1.4%<4.1% 合格 ＝1.7%<4.1% 合格 ＝2%<4.1% 合格 ＝0.4%<4.1% 合格 ＝0.6%<4.1% 合格 ＝0.02%<4.1% 合格 ＝1.17%<4.1% 合格 ＝1.34%<4.1% 合格 齒數(shù) 30 42 24 48 33 47 27 54 21 59 35 69 21 83 摸數(shù) 3 分度圓直徑 90 126 72 144 99 141 81 162 63 177 105 207 63 249 齒根高 ()m=1.253=3.75 齒頂高 m=13=3 齒高 6.75 齒頂圓直徑 96 132 78 150 105 147 87 168 69 183 111 213 69 255 齒根圓直徑 82.5 118.5 64.5 136.5 91.5 133.5 73.5 154.5 55.5 169.5 97.5 99.5 55.5 241.5 中心距 108 120 156 齒寬 24 11片式摩擦離合器的選擇和計算 1）外摩擦片的內(nèi)徑d 因為II軸直徑為23.4mm d=23.4+4=27.4mm= 2)摩擦片的尺寸 3）摩擦面對Z 查表得Z=17 靜扭距 取 d=30mm D=98mm =90mm B=30mm b=10mm 三．傳動件的估算和驗算 1．三角帶傳動的計算 1）選擇三角帶的型號 根據(jù)計算功率 小帶輪的轉速1441r/min 選擇帶的型號為B型 2）確定帶輪的計算直徑 由前面計算結果得 =140mm =220mm 3)確定三角帶速度V 4）初定中心距 取=500mm 5)確定三角帶的計算長度及內(nèi)周長 L=1633mm =1600mm 6)驗算三角帶的擾曲次數(shù)u 7)確定實際中心距A 8）驗算小帶輪的包角 9）確定三角帶根數(shù)Z 取Z=3 2．齒輪模數(shù)的估算和計算 1）各軸計算轉速 2）各齒輪計算轉速 900 1250 900 450 450 315 450 224 450 160 160 315 450 112 r/min 3)估算 第三變速組，按齒輪彎曲疲勞的估算 按齒面點蝕的估算 4）計算（驗算） 根據(jù)接觸疲勞齒輪模數(shù) 根據(jù)彎曲疲勞計算齒輪模數(shù) 3、傳動軸的估算和驗算 1）傳動軸直徑的估算 mm V軸： IV軸： III軸 II軸： 2）傳動軸強度的驗算 選第II軸進行驗算 四 展開圖設計 1． 反向機構 利用機械傳動實現(xiàn)主軸反轉需要一個惰輪，將惰輪裝在有兩個支承的傳動軸上，軸的剛性較好，有利于降低噪音。 2輸入軸 1） 帶輪裝在軸端。 2） 卸荷裝置 將帶輪裝在軸承上，軸承裝在套筒上，傳給軸的只是扭矩，徑向力由固定在箱體上的套筒承受。本設計采用將帶輪支在軸承外圈上，扭矩從端頭傳入。 3） 空套齒輪結構 2． 齒輪塊設計 1） 選用7級精度 2） 采用焊接連接，工藝簡單，連接后齒輪能 達到一定的定心精度。 4沖動軸設計 1） I軸：深溝球軸承 II軸：深溝球軸承 III軸：深溝球軸承，圓錐滾子軸承 IV軸：雙列圓柱滾子軸承，圓錐滾子軸承 2）采用軸肩，軸承蓋等定位 5．主軸組件的設計 1）內(nèi)孔直徑43mm 2）軸頸直徑47.3mm 3）前錐孔采用莫氏錐孔，選莫氏錐度號為6號。 4）支承跨距L和外伸長度a L/a=3 5)頭部尺寸：選B型5號 6）軸承的配置 雙列矩圓柱滾子軸承：種軸承承載能力大，內(nèi)孔有1/12錐度，摩擦系數(shù)小，溫升低，但不能承受軸向力，必須和能承受軸向力的軸承配合使用。 圓錐滾子軸承：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點。 配置軸承時，應注意：每個支承點都要能承受徑向力，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，即負荷都有機床支承承受，主軸采用兩個支承，機構簡單，制造方便。 主軸剛度的驗算： 五 總 結 這次課程設計用了三個星期，回想起來，花在畫圖的時間不多，主要還是在設計計算上。能過本次課程設計，我不但鞏固了舊的知識，如：機械設、金屬切削機床等。利用繪圖軟件繪圖，而且學到了怎樣設計變速箱，如何設計每一個細節(jié)。 課程設計是一次知識綜合的考驗，要考慮的問題很多，一個人的能力三周時間是不夠的，我們通過討論更加深一層俯了設計的過程。而且老師的指導也是不可或缺的。