普通车床主传动系统设计

制造装备课程设计任务书（2015~2016学年）设计题目普通车床主传动系统的设计学院名称电气工程与自动化学院机械工程系专业（班级）机械设计制造及自动化姓名（学号）Z41214054XX起讫日期指导教师下发任务书日期 201X年 X月 X 日安徽大学制造装备课程设计任务书安徽大学审阅课程设计成绩评定答辩目录１、参数的拟定２、运动的设计３、传动件的估算和验算４、展开图的设计５、总结一、参数拟定１、确定公比φ已知Ｚ＝8级（采用集中传动）n max =1250 n min=40R n=φz-1所以算得φ≈1.262、确定电机功率N已知电机功率N=4.4kw二、运动的设计1、列出结构式8=2[2] 3[] 2[4]因为：在I轴上如果安置换向摩擦离合器时，为减小轴向尺寸，第一传动组的传动副数不能多，以2为宜。

在机床设计中，因要求的R较大，最后扩大组应取2更为合适。

由于I轴装有摩擦离合器，在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合器的直径。

2、拟定转速图1）主电机的选定电动机功率N：4.4KW电机转速n d:因为n max =1250vr/min ，根据N=4.4KW ，由于要使电机转速n d 与主轴最高转速相近或相宜，以免采用过大的升速或过小的降速传动。

所以初步定电机为：Y132m-4，电机转速1440r/min 。

2）定比传动在变速传动系统中采用定比传动，主要考虑传动、结构和性能等方面要求，以及满足不同用户的使用要求。

为使中间两个变速组做到降速缓慢，以利于减少变速箱的径向尺寸，故在Ⅰ-Ⅱ轴间增加一对降速传动齿轮。

3）分配降速比8级降速为：250315400500 630 8001000 315 1250 （r/min ）画出转速图 8=2[2]2[2]2[4]电ⅡⅢⅣⅠ250315400500630800100012501440r/min结构大体示意图:4、计算各传动副的传动比 见下述步骤5、计算齿轮齿数 见下述步骤6、带轮直径和齿轮齿数的确定 1）选择三角带型号根据电机转速1440 r/min 和功率n=4.4查图可确定三角带型号为Zt 型。

7、确定带轮的最小直径D min 查表得D min =100 8、计算大带轮直径D 大根据要求的传动比ｕ和滑动率ξ确定 D 大＝D 小1(1)uξ⨯⨯- ＝1401(10.02)900⨯⨯- ≈1609、确定齿轮齿数1）第一变速组内有两对齿轮，其传动比为U 1=12z z =1：1U 2=34z z =1:1.26初步定出最小齿轮齿数Z min 和S min ： 根据结构条件，由表得34Z Sz Z =-=64-32=32Z 1=3221Z Sz Z =-=54-32=22 2)第二变速组有二对传动副 u1:u2=1:1 u3:u4=1.49确定最小齿轮的齿数Z min 和S min Z5=32 Z6=20 Z7=38 Z8=323)第三变速组有两对齿轮Z9=80 Z10=34 Z11=32 Z12=86'1'1110||10(1)% 4.1%'''140242121144041.2622048598341.2640|||| 3.15% 4.1%40I II II III III IVI II II III III IVn n n D Z Z Z n n D Z Z Z n n n n n ϕ------=≤⨯-==⨯⨯⨯⨯=⨯⨯⨯⨯=--==≈<理实理实理理、主轴转速系列的验算-n 同理2n ＝3.15％<4.1% 合格3n ＝1.7%<4.1% 合格 4n ＝3.2%<4.1% 合格 5n ＝1.4%<4.1% 合格 6n ＝1.7%<4.1% 合格7n ＝2%<4.1%合格 8n ＝0.4%<4.1% 合格 9n ＝0.6%<4.1%合格 10n ＝0.02%<4.1% 合格 11n ＝1.17%<4.1% 合格 12n ＝1.34%<4.1%合格11片式摩擦离合器的选择和计算1）外摩擦片的内径d 因为II轴直径为23.4mm d=23.4+4=27.4mm=D22)摩擦片的尺寸93307.50.961.2955090091.68j j Nm k Nmn Nmη≥⨯⨯⨯=⨯=3）摩擦面对Z33120()()zv m mn k k Z f D d k k πρ⋅⋅=-查表得Z=17 静扭距91.68j m N m >⋅ 取100N m ⋅d=30mm D=98mm 1D =90mmB=30mm b=10mm三．传动件的估算和验算1．三角带传动的计算 1）选择三角带的型号 根据计算功率1017.58.258.25J W d J N K N KW N KW==⨯==小带轮的转速1441r/min 选择带的型号为Z 型 2）确定带轮的计算直径12.D D 由前面计算结果得1D =100mm 2D =160mm3)确定三角带速度VV=3.14Xd1Xn1/60000=7.536m/s 4）初定中心距0A012(0.6~2)()216~720A D D mm mm=+=取0A =280mm5)确定三角带的计算长度0L 及内周长N L L0=1004.77 L=1650mmN L =1025mm6)验算三角带的扰曲次数u100040/100010.56160013.240/mv u SLZ S =≤⨯⨯==≤次次 7)确定实际中心距A0216001597.55002502L L A A mm mm -=+-=+=8）验算小带轮的包角1α0021100018057.322014018057.3502170.87120D D A α-≈-⨯-=-⨯=> 9）确定三角带根数Z01 6.052.282.710.98jN Z N C ===⨯取Z=32．齿轮模数的估算和计算 各轴计算转速 由图可知 N1=800r/min N2=630 r/min3 N3=400估算第三变速组，按齿轮弯曲疲劳的估算123 2.850.98()0.99()0.96()w m ηηη≥=≈=齿轮＝轴承＝带按齿面点蚀的估算122290.51.74104,,3()j w j A A m Z Z m m m ≥=⨯==≈+=根据选标准值4）计算（验算） 根据接触疲劳齿轮模数331237.50.980.990.96 6.6112/min 83833.95212.270.890.580.552.270.890.580.550.6481.51.04j j sr n w qT n N q s m m N KW n r Z i K K K K K K K K K K K K ϕ==⨯⨯⨯≈===≈==≈≈====⨯⨯⨯≈===1 1.40.6[]6502.62s j j K K m σ===≈算出根据弯曲疲劳计算齿轮模数1231(0.4080.395)/20.3950.40151.41.51.040.940.890.780.770.940.890.780.770.583112/min []27582.62n N q s r n n q j w m w Y K K K K K K K K K K K K Z n r mPam γσφ=-+=====≈=====⨯⨯⨯≈=====3、传动轴的估算和验算 1）传动轴直径的估算d = mmV 轴：337.5(0.98)(0.99)0.9 6.16112/min []0.75deg/47.36d j v N N KW n r md mmηϕ==⨯⨯⨯≈===≈IV轴：227.5(0.98)(0.99)0.9 6.4160/min[] 1.25deg/38.49djIVN N KW n rmd mmηϕ==⨯⨯⨯≈===≈III轴7.50.980.990.9 6.55450/min[] 1.25deg/29.9djIIIN N KW n rmd mmηϕ==⨯⨯⨯≈===≈II轴：7.50.990.9 6.68900/min[] 1.75deg/23.4djN N KWn rmd mmηϕ==⨯⨯≈===≈2）传动轴强度的验算 选第II 轴进行验算32113481449550003294362 2.29108330978893002031861300203677300t r t t NH t NH r NV d mz mm P T N mmn TFdF F tg N F FF NF F NF F N∂=⨯=⨯====⨯=∂========大齿轮＝297324300tNH F F N ==121971861971805176577219212635000.359[]H NH V NV cam F N mm m m N mm m N mm w σ==⨯======∂===<∂取＝四展开图设计1．反向机构利用机械传动实现主轴反转需要一个惰轮，将惰轮装在有两个支承的传动轴上，轴的刚性较好，有利于降低噪音。

2输入轴1）带轮装在轴端。

2）卸荷装置将带轮装在轴承上，轴承装在套筒上，传给轴的只是扭矩，径向力由固定在箱体上的套筒承受。

本设计采用将带轮支在轴承外圈上，扭矩从端头传入。

3）空套齿轮结构2．齿轮块设计1）选用7级精度2）采用焊接连接，工艺简单，连接后齿轮能达到一定的定心精度。

4冲动轴设计1）I轴：深沟球轴承II轴：深沟球轴承III轴：深沟球轴承，圆锥滚子轴承IV轴：双列圆柱滚子轴承，圆锥滚子轴承2）采用轴肩，轴承盖等定位5．主轴组件的设计1）内孔直径43mm2）轴颈直径47.3mm3）前锥孔采用莫氏锥孔，选莫氏锥度号为6号。

4）支承跨距L和外伸长度a L/a=35)头部尺寸：选B型5号6）轴承的配置双列矩圆柱滚子轴承：种轴承承载能力大，内孔有1/12锥度，摩擦系数小，温升低，但不能承受轴向力，必须和能承受轴向力的轴承配合使用。

圆锥滚子轴承：载能力大，可同时承受径向力和轴向力，结构比较简单，但允许的极限转速低一点。

配置轴承时，应注意：每个支承点都要能承受径向力，两个方向的轴向力应分别有相应的轴承承受。

径向力和两个方向的轴向力都应传递到箱体上，即负荷都有机床支承承受，主轴采用两个支承，机构简单，制造方便。

主轴刚度的验算：max 1max 1121213600.251575~10575(1.1~1.5)68.501.1~1.568(0.7~0.8)52.5~60600.55~0.6(0.55~0.6)31.4~40.838(1.25~2.5)93.5~181.5100D mmD D mm mmD mmD D D D mmD D mmD mm d d D mm Dmma D mmmmε==±===⇒========∴======1取D 取取取d 计算伸长量取a 300,l mm =取支承跨距验算218444422223355210()(6838)9467226464()(6838)2496.3444.613026100300(1/)(1)0.026332109467221003026100(1/) 4.6121024b sb s y y y y E D d I D d A mm x mmFa y l a EI Fa y X a l EA ππππ+=+=⨯--===--====⨯=+=⨯+=⨯⨯⨯⨯=+=⨯⨯⨯1总位数 y=y 计算取弹性模量100(1)0.00496.3300⨯+=1.45111.4522222121221.4 2.2113.0510/1.4 1.70 6.510/(1)(/)0.00450.02950.00020.06D S K D N mmK D N mmF a F y a l K l K y y y y y y l =⨯⨯=⨯=⨯⨯=⨯=++==+=++=<=合格五总结这次课程设计是大学期间的第二次的独立的课程设计，回想起来，自己有很多不足，有很多需要改进的地方，在这次课程设计中，我不更熟练的掌握了绘图工具的使用，有些细节我没有好好把握。