普通车床主传动系统设计_机床主传动系统毕业设计(编辑修改稿)

普通车床主传动系统设计_机床主传动系统毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

组及各变速组中变速副的数目 级数为 Z 的变速系统由若干个顺序的变速组组成，各变速组分别有 Z 、Z „„个变速副。 即 321 ZZZZ  变速副中 由于结构的限制以 2或 3为合适，即变速级数 Z应为 2和 3的因子：baZ 32  ，可以有三种方案： 18=3 3 2 18=3 2 3 18=2 3 3 因为传动副数的排列“前多后少”。 按此原则 取第一种方案： 18=3 3 2 安徽建筑大学毕业设计论文 第 10 页 共 53 页 结构式的拟定 对于 18=3 3 2传动式，有 6种结构式和对应的结构网。 分别为 ： 18＝ 31 33 29 18＝ 33 31 29 18＝ 32 36 21 18＝ 31 36 23 18＝ 36 31 23 18＝ 36 32 21 根据主变速系统设计的一般原则： ※ 传动副前多后少的原则； 主变速传动系从电动机到主轴，通常为降速传动，接近电动机的传动转速较高， 传动的转矩较小，尺寸小一些，反之，靠近主轴的传动件转速较低，传递的转矩较大，尺寸就较大。 因此在拟定主变速传动系时，应尽可能将传动副较多的变速组安排在前面，传动副数少的变速组放在后面，使主变速传动系中更多的传动件在高速范围内工作，尺寸小一些，以节省变速箱的造价，减小变速箱 的外形尺寸； ※ 传动顺序与扩大顺序相一致的原则； 即“前密后疏”原则，即要求 X0＜ X1＜ X2＜„„„„＜ Xj 前面变速组的传动副分布紧密，后面的分布疏松。 所以 取 18＝ 31 33 29 结构网的拟定 根据中间变速轴变速范围小的原则选择结构网。 从而确定结构网如下： 安徽建筑大学毕业设计论文 第 11 页 共 53 页 图 各变速组的变速范围及极限传动比 传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围：在降速传动时，为防止被动齿轮的直径过大而使进径向尺寸过大，常限制最小传动比， mini  1/4，升速传动时，为防止产生过大的振动和噪音，常限制最大传动比 2maxi ，斜齿轮比较平稳，可取 i ，故变速组的最大变速范围为 maxR maxi /mini ≤ 8～ 10。 主轴的变速范围应等于主 变速传动系中各个变速组变速范围的乘积，即： in RRRRR 210 检查变速组的变速范围是否超过极限值时，只需检查最后一个扩大组。 因为其他变速组的变速范围都比最后扩大组的小，只要最后扩大组的变速范围不超过极限值，其他变速组就不会超过极限值。  13 22  PXR  其中，  62X ， 22P ∴   )10~8( 1293  R ，符合要求 安徽建筑大学毕业设计论文 第 12 页 共 53 页 确定各轴的转速 分配总降速变速比 总降速变速比 0 1 7 0/14/m i n  dnni 又电动机转速 min/970rnd  不符合转速数列标准，因而增加 一定比变速副。 ②确定变速轴轴数 变速轴轴数 = 变速组数 + 定比变速副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。 ③在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按变速顺序依次设为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ（主轴）。 Ⅰ与Ⅱ、Ⅱ与Ⅲ、Ⅲ与Ⅳ轴之间的变速组分别设为 a、 b、 c。 现由Ⅳ（主轴）开始，确定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速。 ⑪先来确定Ⅲ轴的转速 变速组 c 的变速范围为 ]10,8[ m a x99  R ， 结合结构式 Ⅲ轴的转速只有一种可能： 5 7 90、 11 1 180、 22 280、 355。 ⑫确定轴Ⅱ的转速 变速组 b 的级比指数为 3，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致变速比太小，可取 21131 bi 112bi 轴Ⅱ的转速确定为： 22 280、 355。 ⑬定轴Ⅰ的转速 对于轴Ⅰ，其级比指数为 1,可取： 1ai =21= 2ai =1= 3ai =11 确定轴Ⅰ转速为 355，电动机于轴Ⅰ的定变传动比为 970/355= 安徽建筑大学毕业设计论文 第 13 页 共 53 页 绘制转速图 图 确定各变速组变速副齿数 确定齿轮齿数的原则和要求： ①齿轮的齿数和 zs 不应过大；齿轮的齿数和 zs 过大会加大两轴之间的中心距， 使机床结构庞大，一般推荐 zs ≤ 100～ 200. ②最小齿轮的齿数要尽可能少；但同时要考虑： ※最小齿轮不产生根切，机床变速箱中标准直圆柱齿轮，一般最小齿数 minz ≥ 18； ※受结构限制的最小齿轮最小齿数应大于 18～ 20； 安徽建筑大学毕业设计论文 第 14 页 共 53 页 ※齿轮齿数应符合转速图上传动比的要求：实际传动比（齿数之比）与理论传动比（转速图上要求的传动比）之间又误差，但不能过大，确定齿 轮数所造成的转速误差，一般不应超过  10%（  1） %，即 ）（理实理 110n n  n % 理n 要求的主轴转速； 实n 齿轮传动实现 的主轴转速； 齿轮齿数的确定，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。 对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和 zS 及小齿轮的齿数可以从《机械制造装备设计》表 39中选取。 一般在主传动中，最小齿数应大于 18～ 20。 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。 根据《机械制造装备设 计》 94P ,查表 39各种常用变速比的使用齿数。 ⑪变速组 a: 1ia =1 2ia =1/ =1/ 3ia =1/2 ※确定最小齿轮的齿数 minz 及最小齿数和 minzs 该变速组内的最小齿轮必在 i=1/2 的齿轮副中，根据结构条件，假设最小齿数为 minz =22时，查表得到 minzs =72。 ※找出可能采用的齿数和诸数值 1au =1 zs =„„ 60、 6 6 66„„ 2au = zs =„„ 6 6 6 66„„ 3au =2 zs =„„ 60、 6 6 6 72„„ 在具体结构允许下，选用较小的 zs 为宜，现确定 zs =66， 确定各齿数副的齿数 i=2，找 出 1z =22， 39。 1z = zs 1z =6622=44； i=，找出 2z =29， 39。 2z = zs 2z =6629=37； i=1 ，找出 3z =33， 39。 3z = zs 2z =6633=33； 安徽建筑大学毕业设计论文 第 15 页 共 53 页 ⑫变速组 b的齿数确定： 1ib =1 2ib =1/ 3 =1/2 3ib =1/4 故变速组中最小齿轮必在 1/ 3 的齿轮副中，假设最小齿数为 minz =22，minzs =84， 同上， 取 zs =84，查得 1z =42， 39。 1z = zs 1z =8442=42 2z =28， 39。 2z = zs 2z =8428=56 3z =17， 39。 3z = zs 2z =8417=67 ⑬变速组 c齿数确定 同上 取 zs =90，查 得 1z =30， 39。 1z = zs 1z =9030=60 2z =18， 39。 2z = zs 2z =9018=72 绘制变速系统图 变速系统 图 安徽建筑大学毕业设计论文 第 16 页 共 53 页 结构设计的内容、技术要求和方案 设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合 器和制动器等）、主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其联结件的结构设计与布置，用一张展开图和若干张横截面图表示。 主轴变速箱是机床的重要部件。 设计时除考虑一般机械传动的有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题：精度方面的要求，刚度和抗震性的要求，传动效率要求，主轴前轴承处温度和温升的控制，结构工艺性，操作方便、安全、可靠原则，遵循标准化和通用化的原则。 主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点，由于结构复杂，设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。 在正式画图前应该先画草图。 目的是： 1） 布置传动件及选择结构方案。 2） 检验传动设计的结果中有无干涉、碰撞或其他不合理的情况，以便及时改正。 3） 确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置，以确定各轴的受力点和受力方向，为轴和轴承的验算提供必要的数据。 展开图及其 布 置 展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序，假想将各轴沿其轴线剖开并将这些剖切面平整展开在同一个平面上。 Ⅰ 轴上装的摩擦离合器和变速齿轮。 有两种布置方案，一是将两级变速齿轮和离合器做成一体。 齿轮的直径受到离合器内径的约束，齿根圆的直径必须大于离合器的外径，否则齿轮无法加工。 这样轴的间距加大。 另一 种布置方案是离合器的左右部分分别装在同轴线的轴上，左边部分接通，得到一级反向转动，右边接通得到三级正向转动。 这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。 我们采用第二种方案，通过空心轴中的拉杆来操纵离合器的结构。 总布置时需要考虑制动器的位置。 制动器可以布置在背轮轴上也可以放在其他轴上。 制动器不要放在转速太低轴上，以免制动扭矩太大，使制动器尺寸增大。 齿轮在轴上布置很重要，关系到变速箱的轴向尺寸，减少轴向尺寸有利于提高刚度和减小体积。 I 轴（输入轴）的设计 将运动带入变速箱的带轮一 般都安装在轴端，轴变形较大，结构上应注意加强轴的刚度或使轴部受带轮的拉力（采用卸荷装置）。 Ⅰ 轴上装有摩擦离合器，由于组成离合器的零件很多，装配很不方便，一般都是在箱外组装好 Ⅰ 轴在整体装入箱内。 我们采用的卸荷装置一般是把轴承装载法兰盘上，通过法兰盘将带轮的拉力传递到箱壁上。 车床上的反转一般用于加工螺纹时退刀。 车螺纹时，换向频率较高。 实现正反转的变换方案很多，我们采用正反向离合器。 正反向的转换在不停车的状态下进行，常采用片式摩擦离合器。 由于装在箱内，一般采用湿式。 安徽建筑大学毕业设计论文 第 17 页 共 53 页 在确定轴向尺寸时，摩擦片不压紧时，应留有 ～ 的间隙，间隙应能调整。 离合器及其压紧装置中有三点值得注意： 1） 摩擦片的轴向定位：由两个带花键孔的圆盘实现。 其中一个圆盘装在花键上，另一个装在花键轴上的一个环形沟槽里，并转过一个花键齿，和轴上的花键对正，然后用螺钉把错开的两个圆盘连接在一起。 这样就限制了轴向和周向的两个自由度，起了定位作用。 2） 摩擦片的压紧由加力环的轴向移动实现，在轴系上形成了弹性力的封闭系统，不增加轴承轴向复合。 3） 结构设计时应使加力环推动摆杆和钢球的运动是不可逆的，即操纵力撤消后，有自锁 作用。 Ⅰ 轴上装有摩擦离合器，两端的齿轮是空套在轴上，当离合器接通时才和轴一起转动。 但脱开的另一端齿轮，与轴回转方向是相反的，二者的相对转速很高（约为两倍左右）。 结构设计时应考虑这点。 齿轮与轴之间的轴承可以用滚动轴承也可以用滑动轴承。 滑动轴承在一些性能和维修上不如滚动轴承，但它的径向尺寸小。 空套齿轮需要有轴向定位，轴承需要润滑。 齿轮块设计 齿轮是变速箱中的重要元件。 齿轮同时啮合的齿数是周期性变化的。 也就是说，作用在一个齿轮上的载荷是变化的。 同时由于齿轮制造及安装误差等，不可避免要产生动载荷而引 起振动和噪音，常成为变速箱的主要噪声源，并影响主轴回转均匀性。 在齿轮块设计时，应充分考虑这些问题。 齿轮块的结构形式很多，取决于下列有关因素： 1） 是固定齿轮还是滑移齿轮； 2） 移动滑移齿轮的方法； 3） 齿轮精度和加工方法； 变速箱中齿轮用于传递动力和运动。 它的精度选择主要取决于圆周速度。 采用同一精度时，圆周速度越高，振动和噪声越大，根据实际结果得知，圆周速度会增加一倍，噪声约增大 6dB。 工作平稳性和接触误差对振动和噪声的影响比运动误差要大，所以这两项精度应选高一级。 为了控制噪声，机床上主传动齿轮都要选用较高的精度。 大都是用 7— 6— 6，圆周速度很低的，才选 8— 7— 7。 如果噪声要求很严，或一些关键齿轮，就应选6— 5— 5。 当精度从 7— 6— 6 提高到 6— 5— 5时，制造费用将显著提高。 不同精度等级的齿轮，要。