普通车床12级主传动系统与X.docx
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普通车床12级主传动系统与X.docx
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普通车床12级主传动系统与X
第一部分普通车床主传动系统设计
一、此次课程设计的目的及主要设计参数
1、机械制造装备课程设计是在学生学完《机械制造装备设计》课及其它先行课程之后进行的实践性教学环节,是学生进行设计工作的基本训练。
目的在于:
(a)通过机床主传动系统的机械变速机构设计,使学生树立正确的设计思想和掌握机床设计的基本方法;
(b)巩固和加深所学理论知识,扩大知识面,并运用所学理论分析和解决设计工作中的具体问题;
(c)通过机械制造装备课程设计,使学生在拟订机床主传动机构、机床的构造设计、各种方案的设计、零件的计算、编写技术文件和设计思想的表达等方面,得到综合性的基本训练;
(d)熟悉有关标准、手册和参考资料的运用,以培养具有初步的结构分析和结构设计计算的能力。
2、主要设计参数
普通车床传动系统设计的设计参数:
(a)主轴转速级数Z=12;
(b)主轴转速范围n=31.5~1400r/min;
(c)公比©=1.41;
(d)电机功率为4K0
(e)电机转速为1440r/min。
二、运动设计
1传动方案设计(选择集中传动方案)。
2转速调速范围^=1400/31.5=44.44。
3确定各级转速
由©=1.41,依据《机械制造装备设计》中的标准转速表取各级转速如下:
31.545639012518025035550071010001400(单位
r/min)
4、确定机床传动结构式
12312326
根据主变速传动系统设计的一般原则,取结构式:
5、绘制转速图:
(1)分配总降速比
u=31.5/1440=1/45.7
若每一个变速组最小降速比取1/4则三个变速组为1/64,则需增加定比传
动副,故选用三角带传动来降低速比可以满足要求。
(2)确定传动轴数
变速轴轴数=变速组数+定比变速副数+仁3+1+仁5
(3)绘制转速图
6、确定变速组齿轮齿数
(1)电动机与I轴间的传动比
电动机与I轴之间采用带传动,定比传动取小带轮直径①126mm因为所获
转速为710r/min,故大带轮直径为①256mm
传动比u=126/256=1/2=1/1.412=710/1440
⑵轴I-II间的传动比及齿数
依据转速图及©=1.41,变速组a有三个传动副,其传动比为
ua1=710/710,ua2=500/710,ua3=355/710,查《机械零件设计手册》得ua仁Z2/Z7=36/36=1/1
ua2=Z3/Z8=30/42=1/1.41
ua3=Zi/Z4=24/48=1/2Sz=72
⑶轴II-III间的传动比及齿轮齿数
依据转速图及©=1.41,变速组b有两个传动副,其传动比为
ub仁710/710,ub2=250/710,查《机械零件设计手册》得
ub仁Z5/Z9=42/42=1/1
ub2=Z6/Z10=22/62=1/2.82Sz=84
⑷轴III-IV间的传动比及齿轮齿数
依据转速图及©=1.41,变速组c有两个传动副,其传动比为uc1=1400/710,uc2=180/710,查《机械零件设计手册》得
uc1=乙1/Z13=60/30=2/1
uc2=乙2/Z1418/72=1/4Sz=90
(5)转速的验算过程
根据公式(n'实-n标)/n标三10(©-1)%列表如下:
序号
n'实
n标
误差(%
误差允许值
(%
结论
1
31.73
31.5
0.73
2.6
合格
2
45.17
45
0.43
2.6
合格
3
63.53
63
1.06
2.6
合格
4
89.52
90
-2.34
2.6
合格
5
123
125
-2.15
2.6
合格
6
177.97
180
-2.03
2.6
合格
7
252.97
250
2.37
2.6
合格
8
358.27
355
2.04
2.6
合格
9
505.17
500
2.58
2.6
合格
10
710.06
710
0.02
2.6
合格
11
1001.56
1000
0.49
2.6
合格
12
1380.2
1400
-0.45
2.6
合格
(6)确定计算转速
a、各轴的计算中转速
-13
主轴的计算转速由公式nnmin3451.41126r/min确定为90r/min
I轴的计算转速为710r/min
II轴的计算转速为355r/min
III轴的计算转速为125r/min
b、各齿轮的计算转速
Z1、Z2、Z3的计算转速为710r/min;
Z4、Z5、Z6、Z7、Z8的计算转速为355r/min;
Z9、Zio、Z11、Z12的计算转速为125r/min;
Z13、Z14的计算转速为90r/min.
7、传动系统图
X
X
a
/
36
匕
48
3624
30
fl
m
1440
1440
r/mir
r/mir
42
Pl
22
18
1440r/mjn
-y
30
30/
72
72
&带轮设计
(1)确定计算功率
P=4KW,I为工作情况系数,两班制,取K=1.2
Pj=4X1.2=4.8KW
(2)选择三角带型号
由P=4.8KW,n额=1440r/min查表选择B型带
(3)确定带轮直径
D=126m命Dmin=125mm
D2=n1/n2XDi=1440/710X126=255.5,取256mm
(4)确定皮带速度
60000
9.49m/s[5,25]
(5)初定中心距
根据《机械设计》中的经验公式
0.55(DiD2)hAo2(DiD2)取h=11mm
0.55(126+256)三Ao三2(126+256)
221.1三A0三764取A0=500mm
(6)
计算带的长度
D2
4A0
代入数据并经圆整得L=1600mm
(7)核算带的弯曲次数
U=1000mv/L=1000<2X9.49/1600=11.9
(8)计算实际中心距'
=500+(1608.2-1600)/2=504.1mm
(9)核算小带轮的包角
a1.:
.---」一:
=165.2°>120°
(10)确定带的根数Z
(11)计算带的张紧力F0作用在轴上的压轴力FQ
带入相关数据得F0=240NFq=952.0N
三、动力设计
1、计算各传动轴的输出功率
P1=PXn带=4.8X0.9=4.608KW
P2=P1Xn轮=4.608X0.98=4.52KW
P3=F2Xn轮=4.52X0.98=4.43KW
P主=F3Xn轮=4.43X0.98=4.34Kw
2、计算各传动轴的扭矩
T1=9550P/n1j=9550X4.608/710=61980.8N•mm
T2=9550P2/nj2=9550X4.52/355=121584.4N•mm
T3=9550F3/nj3=9550X4.43/125=338452N•mm
T主=9550P主/nj主=9550X4034、90=460522N・mm
3、轴径设计及键的选取
I轴:
Pi=4.608KW,nij=710r/min,取【1=09,带入公式
4
d91
P,得d=26.5mm圆整取d=27mm
Jj[]
选花键:
6X26X30X6
II轴:
P2=4.52KW,n2=355r/min,取【1=0.9°,带入公式d91|―P—,得d=31.4mm圆整取d=32mm
如j[]
选花键:
8X32X36X6
III轴:
P3=4.34KW,nj3=125r/min,取【1=0.9°,带入公式
d
得d=40.3mm圆整取d=41mm
选花键:
8X36X40X7
主轴:
查《机械制造装备设计》中表3-1选择主轴前端直径D190mm,
后端直径D2=(0.7-0.85)D1
取D265mm,则平均直径D77.5mm°
对于普通车床,主轴内孔直径d(0.550.6)D,故本例之中,主轴内孔直径
取为d45mm
支承形式选择两支撑,初取主轴前端的悬伸量a90mm,支撑跨距
L0(2〜3.5)a实际取L(5~6.5)D1,取L=580mm
选择平键连接,bh2214,1100mm
1r
1
4、计算齿轮模数
45#整体淬火,[j]1100MPa
按接触疲劳计算齿轮模数m,查表计算可得k11.04,k21.3,k31.3
I-11轴,取m8,Z124,i2,nj=710,Pj=4.608KW
3
由公式mj16300_V""3号可得nji=2.37mm取m=3mm
VmZ1inj[j]
II-III轴,取m10,Z122,i2.82,nj=355,Pj=4.52KW
3p
由公式mj16300I_严咏3号可得m=2.82mm取m=3mmymZ1inj[j]
III-主轴,取10,Z118,i4.0,nj=125,P=4.43KW
3
由公式mj16300]―严咏3号可得m=3.9mm取m=4mm
Vm乙inj[j]
选择7级精度齿轮
高速传动齿轮v=nmzn/60000=4.01<10,合格。
5、齿宽设计
由公式b=©m-m(©m=5-10)得
I轴主动轮齿宽bi=8X3=24mm
II轴主动轮齿宽bII=8X3=24mm
III轴主动轮齿宽bm=8X4=32mm
一般一对啮合齿轮,为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合
齿宽减小而增大齿轮的载荷,设计上,应使主动轮比从动轮齿宽大(5〜10mm。
所以,b1=b2=b3=24mm,b=b5=b6=19mm,b=b8=24mm,b=b10=19mm
b1仁b12=32mm,b3=b14=27mm
齿轮的具体值见下表:
齿轮
齿数Z
模数m
分度圆直径d
齿顶圆
直径da
齿根圆
直径df
齿顶高
ha
齿根高
hf
齿宽b
1
24
3
72
78
64.5
3
3.75
24
2
30
3
90
96
82.5
3
3.75
24
3
36
3
108
114
100.5
3
3.75
24
4
48
3
144
150
136.5
3
3.75
19
5
42
3
126
132
118.5
3
3.75
19
6
36
3
108
114
100.5
3
3.75
19
7
22
3
66
72
58.5
3
3.75
24
8
42
3
126
132
118.5
3
3.75
24
9
42
3
126
132
118.5
3
3.75
19
10
62
3
186
192
178.5
3
3.75
19
11
18
4
72
80
62
4
5
32
12
60
4
240
248
230
4
5
32
13
72
4
288
296
278
4
5
27
14
30
4
120
128
110
4
5
27
附:
从《机械原理》表10-2查得一下公式:
齿顶圆直径da=(Zi+2ha*)m
齿根圆直径df=(Z-2ha*-2c*)m
分度圆直径d=mZ
齿顶高ha=ha*m
齿根高hf=(ha*+c*)m,其中标准齿轮参数a=20°,ha*=1.0,c*=0.256、齿轮校核
(1)I轴到II轴的小齿轮齿数为24
查《机械设计手册》得一下数据:
Z=24,u=2.0,m=3,B=8X3=24,nj=710,
K1=1.O4,K2=1.3,K3=1.3,T=Ts/P=18000/2=9000
Kn=0.83,Kn=0.58,Kq=0.64,Ks=KtKnKNKq=1.04,N=4.608
j
Kt=
(MPa)=789.7Mpa<1100Mpa
(MPa)=127.7Mpa<320Mpa合适。
Kn=0.83,Kn=0.78,Kq=0.77,Ks=KTKnKnKq=1.20,Y=0.395191105K1K2K3KsN
Zm2BYnj
w
(2)从II轴到III轴的小齿轮齿数为22查《机械设计手册》可得一些数据:
Z=22,u=2.82,m=3,B=10x3=30,nj=355rr/min,
2.68--
K1=1.04,K2=1.3,K3=1.3,T=Ts/P=18000/2=9000
接触应力:
n=0.85,KN=0.58,Kq=0.60,Ks=KTKnKnKq=0.80,N=4.52
弯曲应力:
Kt=
n=0.85,Kn=0.78,Kq=0.75,Ks=KTKnKnKq=1.06
5
Zm2BYnj
w191£'KKKsN(MPa)=76.3Mpa<320Mpa合适。
(3)III轴到主轴的小齿数为18
查《机械设计手册》可得一些数据:
Z=18,u=4,m=4,B=10X4=40,nj=125r/min
K1=1.04,K2=1.3,K3=1.3,T=Ts/P=18000/2=9000
C
Kn=0.95,KN=0.58,Kq=0.60,Ks=KTKnKnKq=0.62,N=4.43
弯曲应力:
Kt=
彳ahI.OU
n=0.95,KN=0.78,Kq0.75,Ks=KTKnKnKq=1.0
7、主轴校核
5
Zm2BYrij
w19110(Mpa)=103.3Mpa<320Mpa合适。
Fy
0.4Fz634(N),Fx0.25Fz396(N)
由于小齿轮的传动力大,这里以小齿轮来进行计算
厂2955104P主29551043.37
Fq-9535.&N)
Q318125
将其分解为垂直分力和水平分力
尺Ay
⑹水平平面内
FQzab
轴承i
轴承1轴承2
b、计算(在水平面)
7.67105
轴承3
ysyy1y2w0.021
FQyab
齿1
3EII
(ba),
Fy
齿2
6EI
⑵3c),齿3
(MyMx)(l3c)
3EI
齿y齿1
齿2
iHo
齿3
17.33105
FQy
ab(l
a)
?
轴承2
FyCl
(MyMx)l
轴承1
6EIl
轴承3
3EI
3EI
轴承y轴承1轴承2
轴承341
105
C、合成
ys:
|:
ysz
2ysy
0.0210.105
轴承
I22
齿齿y齿y0.000190.001
8轴承的选取
(1)带轮:
因于带轮不承受轴向力,故选用深沟球轴承,型号:
210。
(2)一轴:
一轴的前后端与箱体外壁配合,配合处传动轴的轴径是25mm同时
一轴也不会承受轴向力故也选用深沟球轴承,型号:
206。
(3)二轴:
二轴与一轴相似,但是由于工作过程之中传动可能右误差,二轴会
承受轴向力,因此二轴与外壁配合处采用圆锥滚子轴承,型号:
7206E。
(4)三轴:
三轴与外壁配合处采用圆锥滚子轴承,型号:
7207巳
(5)主轴:
主轴是传动系统之中最为关键的部分,因此应该合理的选择轴承。
从主轴末端到前端依次选择轴承为圆锥滚子轴承,型号:
7214E;推力球轴
承,型号:
38215;圆柱滚子轴承,型号:
3182113
四、本设计的优缺点分析及改进意见
由于时间有限,故设计中存在许多不合理之处,但设计方法和计算步骤、公式均合乎要求。
本设计有点在于级数少,便于计算和绘图,缺点是与实际应用中设计数据有部分出入。
我们会在设计中不断完善和改进,让设计数据更接近实际应用数据。
五、参考资料
1、《机械制造装备设计》(第3版)•机械工业出版社
2、《金属切削机床设计》•机械工业出版社
3、《机床设计图册》•上海科学技术出版社
4、《机械设计》•高等教育出版社
5、《机械零件设计手册》•机械工业出版社
6《机械原理》•高等教育出版社
第二部分X-Y双坐标联动数控工作台
一、设计任务
1、设计一个数控X-Y工作台及其控制系统。
该工作台可安装在铣床上,用于铣削加工。
设计要求:
(1)工作台进给运动采用滚珠丝杠螺旋传动。
(2)滚珠丝杠支承方式:
双推一简支型。
(3)驱动电机为反应式步进电机。
(4)步进电机与滚珠丝杠间采用齿轮降速,要求消除齿轮传动间隙。
2、设计参数
主轴转速级数:
正转12级,反转6级
主轴转速范围:
n=31.5~1400r/min
公比①=1.41
电机功率:
4kw
电机转速:
1440r/min
二、总体结构
为保证一定的传动精度和平稳性以及结构的紧凑,采用滚珠丝杠螺母传动副。
为提高传动刚度和消除间隙,采用有预加载荷的结构。
由于工作台的运动部件重量和工作载荷不大,故选用滚动直线导轨副,从而
减小工作台的摩擦系数,提高运动平稳性。
考虑电机步距角和丝杠导程只能按标准选取,为达到分辨率的要求,以及考虑步进电机负载匹配,采用齿轮减速传动。
系统总体框图如下:
X向工作台
功率放大
V
——
光电隔离
功率放大
丫向工作台
下托板、滚珠丝杠等组成。
其中下托板与床身固联,它上面固定X象导轨,中托板在下托板的导轨上横向运动,其上固定丫向导轨,上托板与工作台固联,在丫向导轨上移动。
X、丫导轨方向互相垂直。
三、工作台基本外形
根据给定的有效行程,画出工作台简图如下:
四、丝杠的选取
1、计算载荷:
Fc=KFxKhXKAXKa
查《机电一体化设计基础》表2-6取Kf=1.3
表2-7取Kh=1.1,查表2-4取D级精度
查表2-8取KA=1.0,贝U
Fc=1.3x1.1x1.1x280=400.4kg
2、计算额定动载荷计算值C'
n=100
L=60n/1000000=60X100X15000/1000000=90h
Ca=3l•Fc=4.48x400.4=1794kg
3、根据Q,选择滚珠丝杠副
根据《机电一体化设计基础》表2-9汉江机床TC1型滚珠丝杠,选取FC1型无密封圈滚珠丝杠,滚珠丝杠副诶(xi)定动载荷C。
等于或者大于C。
’的原则,选用Fci-2505-3,C=1794公斤的丝杠副数据:
公称直径:
(中径d2)DD=25mm
导程:
P=5mm
螺旋角:
入=3°38'
滚珠直径:
d0=3.175mm
根据《机电一体化设计基础》表2-1中公式得:
螺纹滚道半径:
R=0.52d0=0.52X3,175=1.651mm
偏心距:
e=0.07(R-d0/2)=0.07(1.651-3.175/2)=0.5286
则电机空在启动时,工作速度:
V0=0.75X1500/360°X?
P
而j为0.5,传动系统传动比P=导程
故V0=0.75X1500/360°X0.5X5=7.813m/s
4、稳定性计算,空载运行时工作台的速度:
V=0.75X7000/360°X1/2X5=36.46m/s,由a=360°X§i/P得
S=PX360°Xi=6X0.75/360°X2=0.0208
(1)计算临界转速nk
nk=9910fc2di/(卩l)2(r/mm)
fc----临界运转系数fc=3.93
卩----长度系数卩=0.67
di----丝杠直径(m)
l----丝杠工作长度
nk=9910X3.932X48.8/(0.67X83)2=2415.3(r/mim)
L=61+100=161mm
nmax=0.75x7000/360°x1/2=437.5(r/min)因为nk>nmax,所以丝杠工作时不会发生共振。
(2)压杆稳定性验算
丝杠不会发生失稳的最大载荷----临界载荷Fk
Fk=n2EIa/(卩|)2
式中Fk----临界载荷
E--材料弹性模量对于钢E=2.06x1011Pa
Ia----丝杠危险界面惯性矩(mi)
114212
Fk=n2X2.06x10nX48.4/64x(0.67x83)=3.8x10N
129
S=Fk/Fm=3.8x10/2800=1.4x10查表2-10取[S]=2.5~3.3
S>[S],则丝杠是安全的,不会失稳。
(3)滚珠丝杠副还要受D0.n的值的限制,通常要求
4
D0.n<7x10mmr/min
54
D0.n=25x100x75=1.8x10mmr/mi*7x10mm.r/min
所以,丝杠副工作稳定。
五、导轨选取
1、计算形成长度寿命Ts
Ts=2Lsn60Th/100(km)
式中:
Ls----工作单行程长度(m)
n----径复系数(次/min)
Th----工作时间系数
n=60v/2Ls=60x36.46/(2x83)=13.2次
Th=8小时/天x300天/年=2400小时
工作时间寿命Ts=2x0.1x11x60x2400/100=3168km
2、计算动载荷
作用在滑座个数m=4
寿命个数
温度系数
接触温度
硬度系数
负载系数
Cj=Ffw(Ts/k)1/3/mfTfcfH=2800x2(3168/50)1/3/(4x1x0.81x1)=13780.9公斤其中:
F----一般取K=50km
查表5fT=1工作温度V100C
查表6fc=0.81每根导轨上2个滑块
w----
查表7fh=1导轨表面硬度HRC=60
见表8fw=2较小冲击震动<60m/mi
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- 普通 车床 12 传动系统
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