基于proe的ck6136车床主传动系统设计及虚拟装配

基于proe的ck6136车床主传动系统设计及虚拟装配内容摘要：

如使传动副较多的传动组放在接近电动机处，则可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件就可以少些，就省材料了。 这就是“前多后少”的原则。 综合考虑， 取 12=3 2 2 的方案为好。 结构网和结构式各种方案的选择 在 12=3 2 2 中，又因基本组和扩大组排列顺序的不同而有不同的方案。 可能的六种方案，其结构网和结构式见下图。 在这些方案中，可根据下列原则选择最佳方案。 图 21 结构网 武汉工程大学 邮电与信息工程学院 毕业设计（论文） 12 传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围 在降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸常 限制最小传动比41min i ； 在升速时为防止产生过大的噪音和震动常限制最大转速比 2maxi。 因此， 主传动链任一传动组的最大变速范围   10~8m inm axm ax  iiR。 在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小。 在检查传动组的变速范围时，只需检查最后一个扩大组。 因为其它传动组的变速范围都比它小。 即 m ax)1( RR npnxn   查文献《机械设计制造装备设计》 P87 314 在上述方案中对根据主传动 设计的一般原则 （ 1） 传动副前 多后少 （ 2） 传动顺序与扩大顺序相一致原则。 （ 3） 变速组的降速要前慢后快，中间轴的转速不宜超过电动机的转速； 最终选择的方案为 a： 12= 确定传动轴的轴数 传动轴的轴数 =变速组数 +定比传动副数 +1=4 绘制转速图 先按传动轴数及主轴转速级数格距 lg 画出网格，用以绘制转速图。 所选定的结构式共有三个传动组，变速机构共需 4 轴。 加上电动机轴共 5 轴。 故转速图需 5 条竖线，主轴共 12 速，电动机轴转速与主轴最高转速相近， 故需要 12 条横线。 注明主轴的各级转速。 电动机轴转速也应在电动机轴上注明。 中间各轴的转速可以从电动机轴开始往后推，也可以从主轴开始往前推。 通常，以往前推比较方便。 即先决定轴Ⅲ的转速。 根据设计要求轴Ⅲ的六种速度分别是： 1260r/min、 1000 r/min、 800r/min、 630r/min、500r/min、 400r/min； 随后决定轴Ⅱ的转速， 可取 ： 1000r/min、 800r/min、 630r/min； 对于轴Ⅰ可取 ： 1000 r/min。 电动机轴与轴Ⅰ之间为带传动，传动比接近 1/2，最后 在图上补足各连线，就可以得到如图的转 速 图： 武汉工程大学 邮电与信息工程学院 毕业设计（论文） 13 [ 3 ] 查 文 献 《 机 械 制 造 装 备 设 计 》 转速图： 传动系统图： 图 23 传动系统图 图 22 转速图 r/min 武汉工程大学 邮电与信息工程学院 毕业设计（论文） 14 第三章 主传动系统的详细设计 传动带的设计 传动方案的选择 带传动有三种方案：平带传动、 V 带传动和同步带传动。 从结构、传动性能、使用寿命和经济等角度进行比较，选择 V 带比较经济合理。 V 带的设计计算 (1) 确定计算功率： Pca 1) 由表 87 查得工作情况系数  2) 由式（机设） ： 5ca AP kwPK   () (2) 选择 V 带型号 根据caP、1n由 图 810 选 A 型 V 带。 (3) 确定带轮直径 da1 da2 1) 由表 86 和 88 选取小带轮直径 1 140a mmd  Hda 21 （电机中心高符合要求） 2) 验算带速 1111 1 4 4 0 1 4 0 1 0 .5 56 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0andV m s       () 3) 从动带轮直径 da2 21 1. 44 14 0 20 2aa mmd i d    () 圆整 取大带轮直径为 200。 (4) 确定中心距 a 和带长 Ld 1) 按式（ 523 机设）初选中心距    ddadd aaaa 21021  () 武汉工程大学 邮电与信息工程学院 毕业设计（论文） 15 0238 680a 取0 500mma  2) 按式求带的计算基础准长度 L0 2120 1 20 ()2 ( ) 1 5 3 522 aaaa dda d d m mL       () 查图 .82(机设 )取带的基准长度 1600mmdL  3) 按式 (823 机设 )计算中心距 :a 00 4682da m mLLa    () (5) 验算小带轮包角α 1 由式 (825) 121 5 7 .31 8 0 1 7 3 9 0aaddaa        () (6) 确定 V 带根数 Z 1) 计算单根 V 带的额定功率 rP 由 1ad =140mm 及 n1=1440r/min 时， 由表 84a 得 0.  由 n1=1440r/min、 i= 和 A 带型 查 表 得 84b 得 0  由 表 85 得  ，表 82 得  00( ) * 1rLP P P K K k w    （ ） 2) 计算 V 带根数 Z，由式 00 2 .5 9()caLZPP P K K () 取 Z=3 根 (7) 计算单根 V 带初拉力 的最小值 min0()F 由表 83 得 A 型带的单位长度质量 q=，所以 20 2 . 55 0 0 ( 1 ) 2 3 5ca a qNVZP vF K     () (8) 计算对轴的压力 pF ，由式得 武汉工程大学 邮电与信息工程学院 毕业设计（论文） 16 10( ) 2 ( ) s in 1 3 7 72p ZNFF  () (9) 确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图 小带轮基准直径 dd1=90mm 采用实心式结构。 大带轮基准直径 dd2=234mm，采用实心 结构，基准图见零件工作图。 [1 ] 查 文 献 《 机 械 设 计 》 轴的初步设计 (1) 轴的材料 表 31 材料 热处理 抗拉强度极限1 许用弯曲应力 [1] 弯曲疲劳极限b 45 钢 调质 640 60 275 毛坯直径 硬质 屈服强度极限s 剪切疲劳极限1 200 217255 355 155 [ 6 ]查 文 献 《 金 属 切 削 机 床 设 计 指 导 》 (2) 传动轴 所传递的功率 取 V 带传动效率1 ，离合器效率为2 ，轴承效率为3 ，齿轮传动效率为4 。 0 5 .5 * 0 .9 5 * 0 .9 9 * 0 , 9 8 * 0 .9 4 .5 61 1 2 3* kwPP      4 4 .5 6 * 0 .9 8 * 0 .9 7 4 .3 42 1 3** kwPP   4 4. 213 2 3**P kwP   4 3. 924 3 3**P k wP   根据转速图知各 轴最小转速分别为：1 1000 /minrn  、 2 630 /minrn 、3 400 /minrn 、4 150 /minrn 。 武汉工程大学 邮电与信息工程学院 毕业设计（论文） 17 (3) 计算各轴的最小直径 公式 30 PdAn () 3310 4 .5 61 1 2 1 8 .7 51000Pd A m mn   取 30mm 3320 4 .3 41 1 2 2 1 .3630Pd A m mn   取 30mm 3330 4 .1 21 1 2 2 4 .3 6400Pd A m mn   取 50mm 主轴 Ⅳ 取空心轴： 公式 310 4(1 )PdA n   （其中空心度  =） () 331 0 044 3 .9 21 1 2 3 4 .3 4(1 ) 1 5 0 (1 0 .5 5 )Pd A m mn    取 70mm (4) 各轴的传动转矩： 6611 1 4 .5 69 .5 5 * 1 0 * 9 .5 5 * 1 0 * 4 3 .5 /1000PT N mn   () 662224 .5 69 .5 5 * 1 0 * 9 .5 5 * 1 0 * 4 3 .5 /1000PT N mn   663334 .1 29 .5 5 * 1 0 * 9 .5 5 * 1 0 * 9 8 .3 /400PT N mn   664443 .9 29 .5 5 * 1 0 * 9 .5 5 * 1 0 * 2 4 9 .6 /150PT N mn   [10 ]查 文 献 《 机 械 设 计 手 册 》 武汉工程大学 邮电与信息工程学院 毕业设计（论文） 18 转矩列表： 表 32 计算转速 r/min 传动功率 kw 传动转矩 N/m 最小直径 mm 轴 1000 30 轴 Ⅱ 630 35 轴 Ⅲ 400 50 轴 Ⅳ 150 70 齿轮的设计计算 在车床主传动系统中的相邻的两根轴配对的齿轮模数相等，在设计计算中，应以负载大齿数少的齿轮来设计和校核。 在本次设计中的主轴箱中，应选用校核的对象分别是 28/4 32/50、 24/64。 如果均合格，说明设计的齿轮满足要求。 选定齿轮的类型、精度等级、材料 以下查文献《机械设计 》 (1) 按图 1023 所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动； (2) 查表选取金属切削机床的 等级精度为 7 级（ GB1009588）； (3) 材料选择。 由表 101 选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮为 45 钢（调质）硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 传动组 a 设计计算 先算配合齿轮 （ 28/44） (1) 根据 设计准则， 先 按齿面接触疲劳强度计算。   2 131 2 aEtdK uHutZd      () 选取 Kt= 武汉工程大学 邮电与信息工程学院 毕业设计（论文） 19 由图 1030 选取区域系数 E MPaZ  计算小齿轮的转矩： T1= 106 P/n=42900N mm （ ） 查表 得 d  查表 106 得弹性影响系数： E MPaZ  由图 10。