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1、機 電 工 程 學 院 機 電 一 體 化 目錄 1主傳動設計 1.1結構網或結構式各種方案的選擇 1.2繪制轉速圖 1.3確定帶輪直徑 1.4驗算主軸轉速誤差 1.5繪制傳動系統(tǒng)圖 2估算傳動齒輪模數(shù) 2.1普通V帶的選擇和計算 3．結構設計 3.1帶輪設計 3.2齒輪塊設計 3.3軸承的選擇 3.4主軸主件 3.5操縱機構 3.6滑系統(tǒng)設計 3.7封裝置設計 3.8主軸箱體設計 4．傳動件驗算 4 .1齒輪的驗算 4.2 片式摩擦離合器的選擇和計算 4. 3傳動軸直徑的估算 5.

2、傳動軸剛度的驗算 6.花鍵鍵側壓潰應力驗算 7.滾動軸承的驗算 8.主軸組件驗算 9.設計感想 10.參考文獻 1主傳動系統(tǒng)運動設計 確定變速組傳動副數(shù)目 實現(xiàn)12級主軸轉速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副組合： a）12=3 b）12=43 c）12=3 d）12=2 e）12=2 在上述的方案中a和b有時可以省掉一根軸。缺點是有一個傳動組內有四個傳動副。如果用一個四聯(lián)滑移齒輪的話則會增加軸向尺寸；如果用兩個滑移雙聯(lián)齒輪，則操縱機構必須互梭以防止兩個滑移齒輪同時嚙合。所以一般少用。 根據(jù)傳動副數(shù)目

3、分配應“前多后少”的原則。方案c是可取的。但是由于主軸換向采用雙用離合器結構，致使I軸尺寸加大，此方案不宜采用，從這個角度考慮，以取12=2方案為好。 設計的機床的最高轉速 最低轉速 變速范圍 Z=12 公比為=1.414 主軸轉速共12級分別為31.5 45 63 90 125 180 250 355 500 710 1000 1400則最大相對轉速損失率: 選用5.5kw的電動機 型號為Y132S-4 轉速為1440r/min 1.1結構網或結構式各種方案的選擇 在12=2中，又因基本組和擴大組排列順序的

4、不同而有不同的方案?？赡艿牧N方案，其結構網和結構式見下面的圖。在這些方案中可根據(jù)下列原則選擇最佳方案。 1） 傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍 在降速傳動時，為防止被動齒輪的直徑過大而使徑向尺寸太大，常限制最小傳動比1/4。在升速時，為防止產生過大的震動和噪聲，常限制最大傳動比。因此主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍一般為。方案a b c d是可行的。方案d f是不可行的。 2） 基本組和擴大組的排列順序 a 12= b 12= c 12= d 12= e 12= f 12= 在可行的四種方案 a b c d中，還

5、要進行比較以選擇最佳的方案。原則是中間傳動軸變速范圍最小的方案 。因為如果各方案同號傳動軸的最高轉速相同，則變速 范圍小的，最低轉速較高，轉矩較小，傳動件的尺寸也就可以小些。比較圖中的方案 a b c e，方案 a的中間軸變速范圍最小故方案 a最佳。如果沒有別的要求則計量使擴大順序和傳動順序一致 1.2繪制轉速圖 圖2 轉速圖 利用查表法求出各傳動粗齒輪齒數(shù) 表1 齒輪齒數(shù) 變速組 第一變速組 第二變速組 第三變速組 齒數(shù)

6、和 55 70 105 齒輪 齒數(shù) 32 23 18 35 35 35 29 41 23 47 33 72 1.3確定帶輪直徑 確定計算功率 -工作情況系數(shù) 若工作時間為二班制 查表的k=1.2 -主動帶輪傳動的功率 計算功率為 根據(jù)計算功率和小帶輪的轉速選用的三角帶型號為B 查表的小帶輪直徑推薦植為140mm，136mm 大帶輪直徑 ---小帶輪轉速 ---大帶輪轉速 初定中心距 mm 取600 1.4驗算主軸轉速誤差 主軸各級實際轉速值用下列公式計算: 式中分別為第一,第二 第三變速組齒輪傳動比. 轉

7、速誤差用主軸實際轉速與標準轉速相對誤差的絕對值表示: 主軸轉速 標準轉速r/min 1400 1000 710 500 355 250 180 125 90 63 45 31.5 實際轉速r/min 1420 1014 710 503.8 359.87 251.9 177.5 126.7 88.7 62.98 44.98 31.49 轉速誤差% 1.43 1.4 0 0.76 1.37 0.76 1.39 1.36 1.44 0..0 0.04 0.0137

8、 表2 轉速誤差表 轉速誤差用實際轉速和標準轉速相對誤差應小于等于4.1% 轉速誤差滿足要求。 1.5繪制傳動系統(tǒng)圖 2估算傳動齒輪模數(shù) 根據(jù)計算公式計算各傳動組最小齒輪的模數(shù) 齒輪彎曲疲勞的估算 mm （1） 齒面點蝕的估算 ----主軸第一節(jié)三分之一范圍內最高轉速為90，A為齒輪中心距。 由中心距A及齒數(shù)和求出模數(shù)。 （2） N---計算齒輪傳遞的額定功率等于 三角帶的效率取0.96（機床主傳動設計指導書p32） 各軸的傳遞功率為 =0.96*5.5=5.28KW ====5.28KW

9、5.28*0.96=5.07KW 主軸箱內共有24個齒輪，同一變速組中的齒輪取同一模數(shù)，故取（）最小的齒輪進行計算，然后取標準模數(shù)值作為該變速組齒輪的模數(shù)。 傳動組C中：m = 2.9 mm ,取標準模數(shù)m=3 mm； 傳動組B中：m = 2.4 mm，取標準模數(shù)m=2.5 mm； 傳動組A中：m = 2.1mm，取標準模數(shù)m=2.5 mm。 2.1普通V帶的選擇和計算 設計功率 （kw） 皮帶選擇的型號為B型 兩帶輪的中心距范圍內選擇。中心距過小時，膠帶短因而增加膠帶的單位時間彎曲次數(shù)降低膠帶壽命；反之，中心距過大，在帶速較高時易引起震動。

10、 取600mm 計算帶的基準長度： 2007.86 圓整2033 按上式計算所得的值查表選取計算長度L及作為標記的三角帶的內圓長度 標準的計算長度為 實際中心距 A= A= 為了張緊和裝拆膠帶的需要，中心距的最小調整范圍為A 0.02L是為了張緊調節(jié)量為40.66mm ( h+0.01L) 是為裝拆調節(jié)量為膠帶厚度. 定小帶輪包角 求得合格 帶速 對于B型帶 選用合格. 帶的撓曲次數(shù): 合格 帶的根數(shù) 單根三角帶能傳遞的功率 小帶輪的包角系數(shù) 2.13， 取3根三角帶。 3．結構設計 3.1帶輪設計 根據(jù)

11、V帶計算，選用3根B型V帶。由于I軸安裝了摩擦離合器，為了改善它們的工作條件，保證加工精度，采用了卸荷帶輪結構。 3.2齒輪塊設計 機床的變速系統(tǒng)采用了滑移齒輪變速機構。根據(jù)各傳動組的工作特點，基本組的齒輪采用了銷釘聯(lián)結裝配式結構。第二擴大組，由于傳遞的轉矩較大，則采用了整體式齒輪。所有滑移出論與傳動軸間均采用了花鍵聯(lián)結。 從工藝的角度考慮，其他固定齒輪也采用花鍵聯(lián)結。由于主軸直徑較大，為了降低加工成本而采用了單鍵聯(lián)結。 3.3軸承的選擇 為了安裝方便I軸上傳動件的外徑均小于箱體左側支承孔直徑并采用0000型向心球軸承為了便于裝配和軸承間隙II III IV軸均采用樂2700E型圓錐

12、滾子軸承。V軸上的齒輪受力小線速度較低采用了襯套式滾動軸承。 滾動軸承均采用E級精度。 3.4主軸主件 本車床為普通精度級的輕型機床，為了簡化結構，主軸采用了軸向后端定位的兩支承主軸主件。前軸承采用了318000型雙列圓柱滾子軸承，后支承采用了46000型角接觸球軸承和8000型單向推力球軸承。為了保證主軸的回轉精度，主軸前后軸承均用壓塊式防松螺母調整軸承的間隙。主軸前端采用了圓錐定心結構型式。 前軸承為C級精度，后軸承為D級精度。 3.5操縱機構 為了適應不同的加工狀態(tài)，主軸的轉速經常需要調整。根據(jù)各滑依齒輪變速傳動組的特點，分別采用了集中變速操縱機構和單獨操縱機構。 3.6滑

13、系統(tǒng)設計 主軸箱采用飛濺式潤滑。油面高度為65mm左右，甩油輪浸油深度為10mm左右。潤滑油型號為：HJ30。 3.7封裝置設計 I軸軸頸較小，線速度較低，為了保證密封效果，采用了皮碗式接觸密封。而主軸直徑大，線速度較高，則采用了非接觸式 密封。卸荷皮帶輪的潤滑采用毛氈式密封，以防止外界雜物進入。 3.8主軸箱體設計 箱體外形采取了各面間直角連接方式，使箱體線條簡單，明快。 并采用了箱體底面和兩個導向塊為定位安裝面，并用螺釘和壓板固定。安裝簡單，定位可靠。 4．傳動件驗算 以II軸為例，驗算軸的彎曲剛度，花鍵的擠壓應力，齒輪模數(shù)及軸承壽命。 4 .1齒輪的驗算 在驗算主軸箱

14、中的齒輪強度時，選擇相同模數(shù)中承受載荷最大的、齒數(shù)最小的齒輪進行接觸和彎曲疲勞強度驗算。一般對高速傳動齒輪主要驗算接觸疲勞強度，對低速傳動齒輪主要驗算彎曲疲勞強度。 根據(jù)以上分析，現(xiàn)在對Ⅰ軸上齒數(shù)為18模數(shù)為2.5的齒輪驗算接觸疲勞強度，對VI軸上齒數(shù)為18模數(shù)為3的齒輪驗算彎曲疲勞強度。 接觸壓力的驗算公式： 彎曲應力的驗算公式： 式中：N —— 傳遞的額定功率[KW]（此處忽略齒輪的傳遞效率）； —— 計算轉速； —— 齒寬系數(shù) =，此處值為6 ； z1 —— 為齒輪齒數(shù)；

15、 i—— 大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，“+”用于外嚙合，“—”用于內嚙合，此處為外嚙合，故取“+”; —— 壽命系數(shù)： = 由表7得=0.27 KT —— 工作期限系數(shù)： KT = T—— 預定的齒輪工作時間，取2000h； n—— 齒輪的最低轉速，此處為1000r/min； K n —— 轉速變化系數(shù)，由表4得K n = 0.71； KN—— 功率利用系數(shù)，由表5得KN = 0.58； Kq —— 材料強化系

16、數(shù)，由表6得Kq = 0.64； —— 工作狀況系數(shù)，考慮載荷沖擊的影響，取 = 1.2； —— 動載荷系數(shù)，由表8得 = 1.4； —— 齒向載荷分布系數(shù)，由表9得 = 1 ； Y------齒形系數(shù)，由表10得Y=0.378； —— 許用接觸應力，由表11得 = 1100[MPa]； 代入以上各數(shù)據(jù)計算得 mj = 2.0mm ,故所選模數(shù)2.5 mm 滿足設計要求。 其余各參數(shù)意義同上，代入數(shù)據(jù)計算得 mw =

17、2.79，所選模數(shù)為3，符合設計要求。用相同方法驗算其他齒輪均符合設計要求。 320 三組傳動齒輪是經過淬火的許用接觸應力為1100MPa，許用彎曲應力為320 MPa。 4.1 片式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。 4.2傳動軸直徑的估算 傳動軸直徑估算直徑用公式 N---該傳動軸的輸入功率 N= kw --電機額定功率 --從電動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（90,300,

18、250,250,500,1000,1000,） 30mm 30mm =35mm 42mm =40mm =40mm =53mm 5.傳動軸剛度的驗算 軸II的 圖3剪力圖和彎矩圖 經過驗算軸合格。 對軸I傾角進行驗算 左軸承 右軸承 傾角允許值[=0.001 6.花鍵鍵側壓潰應力驗算 花鍵鍵側工作表面的擠壓應力為： 式中： 經過驗算合格。 7.滾動軸承的驗算 機床的一般傳動軸用的軸承，主要是因為疲勞破壞而失效，故應進行疲勞壽命驗算。 滾動軸承的疲勞壽命驗算：

19、 經過計算P=745.356 合格。 8.主軸組件驗算 前軸承軸徑，后軸承軸徑 求軸承剛度 主軸最大輸出轉矩： 根據(jù)主電動機功利為2.2，在1.5-2.2Kw范圍內。則床身上最大回轉直徑D=320mm刀架上最大回轉直徑主軸通孔直徑d,最大工件長度1000mm。床身上最大加工直徑為最大回轉直徑的60%也就是192mm故半徑為0.096mm。 切削力（沿y軸） 背向力（沿x軸） 故總的作用力 此力作用于頂尖間的工件上，主軸和尾架各承受一半，故主軸端受力為F/2=1359.35 主軸孔徑初選為40 根據(jù)結構選懸伸

20、長度a=100mm 在計算時，先假定初值l/a=3 l=3 前后支承的支反力 軸承的剛度 初步計算時，可假定主軸的當量外徑為前后軸承的軸徑的平均值。 故慣性矩為： I= 前軸承為軸承代號為NN3014 后軸承為軸承代號為7011AC和型號為51211 最佳跨距 9.設計感想 經過一星期的努力,我終于將機床課程設計做完了.在這次作業(yè)過程中,我遇到了許多困難,一遍又一遍的計算,一次又一次的設計方案修改這都暴露出了前期我在這方面的知識欠缺和經驗不足.至于畫裝配圖和零件圖,由于前期計算比較充

21、分,整個過程用時不到一周,在此期間,我還得到了許多同學和老師的幫助.在此我要向他們表示最誠摯的謝意.我的收獲還是很大的.也不僅僅對制圖有了更進一步的掌握Auto CAD和 ,Word這些僅僅是工具軟件,熟練掌握也是必需的.對我來說,收獲最大的是方法和能力.那些分析和解決問題的方法與能力.在整個過程中,我發(fā)現(xiàn)像我們這些學生最最缺少的是經驗,沒有感性的認識,空有理論知識,有些東西很可能與實際脫節(jié).總體來說,我覺得做這種類型的作業(yè)對我們的幫助還是很大的,它需要我們將學過的相關知識都系統(tǒng)地聯(lián)系起來,從中暴露出自身的不足,以待改進.有時候,一個人的力量是有限的,合眾人智慧,我相信我們的作品會更完美! 10.參考文獻 [1]曹金榜編. 機床主軸箱設計指導書 [2] 范云漲主編. 金屬切削機床設計簡明手冊 . 北京: 機械工業(yè)出版社 [3] 吳宗澤主編 . 機械設計課程設計手冊 高等教育出版社 [4] 陳易新編 .機床課程設計指導書 . 機床教研室 [5] 戴曙主編. 金屬切削機床. 機械工業(yè)出版社