XY双坐标联动数控工作台设计.docx
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XY双坐标联动数控工作台设计
长春工业大学
课程设计说明书
课程设计名称
《机械制造装备设计》课程设计
专业
机械制造及自动化
班级
100104班
学生姓名
闫迪
指导教师
姜振海
2013年12月12
1前言1
1.1设计任务1
1.1.1主要技术参数1
1.1.2工艺要求1
1.2设计内容1
1.2.1运动设计1
1.2.2动力计算1
1.2.3绘制图纸1
1.2.4编写设计说明书1份1
2传动方案的拟定及说明2
2.1车床主参数和基本参数2
2.2拟定参数的步骤和方法2
2.2.1主轴级数的拟定2
2.2.2主电机功率一一动力参数的确定3
3运动设计4
3.1传动结构式、结构网的选择确定4
3.1.1传动组及各传动组中传动副的数目4
3.1.2传动系统扩大顺序的安排5
3.1.3绘制结构网6
3.1.4转速图的绘制6
3.2齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制7
3.2.1齿轮齿数的确定的要求7
3.2.2变速传动组中齿轮齿数的确定8
3.2.3验算主轴转速误差10
3.2.4绘制主传动系统图10
4传动件的设计11
4.1带轮的设计11
4.2齿轮模数的估算和计算13
421确定计算转速13
4.2.2轴和齿轮的传递功率14
4.2.3计算齿轮模数14
4.2.4齿宽的确定15
4.2.5各轴间中心距的确定16
4.3传动轴直径的初算16
4.4主轴轴径的确定17
5验算主要零件17
5.1齿轮模数验算17
5.1.1齿面接触疲劳强度计算17
5.1.2齿根弯曲疲劳强度验算18
5.2传动轴刚度的验算18
5.2.1计算轴的平均直径,画出计算简图18
5.2.2计算该轴传递的扭矩T18
5.2.3求作用在装齿轮处B的力18
5.2.4求作用在装齿轮处C的力19
5.2.5计算装齿轮处的挠度19
5.2.6计算轴承处的倾角20
5.3轴承寿命验算22
6参考文献24
7心得体会24
1前言
1.1设计任务
最大加工直径为①400mm的普通卧式车床的主传动系统的变速箱部件设计
1.1.1主要技术参数
主电机功率P
(kw)
主电机转速n电
(rmin-1)
nmax
(r/min)
nnim
(r/min)
公比0
5
1450
1250
28
1.41
1.1.2工艺要求
(1)要求主轴正反转;
(2)加工工件的材料为钢铁;
(3)采用硬质合金刀具;
(4)机床精度等级为普通级。
1.2设计内容
1.2.1运动设计
根据给定的转速主传动的结构网、转速图、传动系统图、计算齿轮齿数。
1.2.2动力计算
选择电动机型号,对主要零件(如带轮、齿轮、主轴、传动轴、轴承等)进行计算(初算和验算)。
1.2.3绘制图纸
(1)机床主传动系统图(画在说明书上)。
(2)主轴箱部件展开图及主剖面图。
(3)主轴零件图
1.2.4编写设计说明书1份
2传动方案的拟定及说明
2.1车床主参数和基本参数
普通机床的规格和类型有系列型号作为设计时应该遵照的基础。
因此,对这
些基本知识和数据作些简要介绍。
本次设计的是普通型车床主轴变速箱。
主要用
于加工回转体
主电机功率P
(kw)
主电机转速n电
(r•min-1)
llmax
(r/min)
nnim
(r/min)
公比0
5
1450
1250
28
1.41
表2.1车床的主参数(规格尺寸)和基本参数表
2.2拟定参数的步骤和方法
2.2.1主轴级数的拟定
由设计任务已知:
机床主轴极限转速为
nmax=1250rmin、nmin=28rmin
公比:
即=1.41
转速范围Rn=n^=^=45
nmin28
转速范围R.=;:
Z4
整理得Z=1泌=1=12
lg®lg1.41
最后得Z=12级数为12级
因为:
查表[1]p83表2-4得1.41=1.066,查表[1]p83表2-5首先找到40,然后每跳过5个数取一个数,即可得到公比为1.41的数列:
28、40、56、80、112、160、224、315、450、630、900、1250共12级转速。
综合上述可得:
主传动部件的运动参数
nmax=1250r/minnmin=28r/minZ=12=1.41
222主电机功率一一动力参数的确定
合理地确定电机功率N,使机床既能充分发挥其性能,满足生产需要,又不致使电机经常轻载而降低功率因素。
选择电动机的原则有两点:
1考虑电动机的主要性能(启动、超载及调速等)、额定功率大小、额定转速及结构型式等方面要满足生产机械的要求。
2在以上前提下优先选用结构简单、运行可靠、维护方便又价格合理的电动
机。
中型普通车床典型重切削条件下的用量
刀具材料:
硬质合金钢,工件材料45号钢,切削方式:
车削外圆
查表[2]p45表2-4可知:
切深ap=3.5mm进给量f(s)=0.35mm/r
切削速度V=90m/min
功率估算法用的计算公式
a:
主切削力的计算
9.812703.50.350'75100亠150.920.95
=3026N
b:
切削功率的计算
FC=FCvc10”=30261.6710^-2.705(kw)
c:
估算主电机功率
依照一般情况,取机床变速效率=0.8.
FZ-2.705二3.38(kw)
0.8
根据[3]《机械设计师手册》丫系列(IP44)封闭式三相异步电动机技术数据表,该系列电动机为一般用途全封闭自扇冷式笼型异步电动机,具有防尘埃、铁
屑或其他杂物侵入电动机内部的特点,B级绝缘,工业环境温度不超过+40C,
相对湿度不超过95%,海拔高度不超过1000m,额定电压380V,频率50Hz。
适用于无特殊要求的机械上,如机床,泵,风机,搅拌机,运输机,农业机械等。
我们选取丫112M-4型三相异步电动机,额定功4kw,满载转速1450rmin,额定转
矩2.3,品质47kg。
3运动设计
3.1传动结构式、结构网的选择确定
3.1.1传动组及各传动组中传动副的数目
级数为Z的主变速系统由若干个顺序的变速组组成,各变速组分别有Zi、
Z二……个变速副。
即z=z1z2z3\w\w
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:
Z=2a3b,实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副的组合:
1)12=3X42)12=4X3
3)12=3X2X24)12=2X3X2
5)12=2X2X3
12级转速变速系统的变速组,选择变速组安排方式时,考虑到机床主轴变
速箱的具体结构、装置和性能,应该遵守以下四个原则:
(1)传动副前多后少原则
(2)传动顺序与扩大顺序相一致的原则
(3)变速组的降速要前快后慢,中间轴的转速不宜超过电动机的转速
(4)转速图中传动比的分配
以上原则,还需根据具体情况加以灵活运用。
分析:
方案1和方案2可省掉一根轴。
但有一个传动组有四个传动副。
若用一个四联滑移齿轮,则将大大增加其轴向尺寸;若用两个双联滑移齿轮,则操纵机构必须互锁以防止两个滑移齿轮同时啮合。
将使得结构比较复杂。
故在此不予采用。
按照传动副“前多后少”的原则选择Z=3X2X2这一方案,但主轴换向采用双向片式摩擦离合器结构,致使I轴的轴向尺寸过大,所以此方案不宜采用,加之主轴对加工精度、表面粗超度的影响最大。
因此在主轴的传动副不宜太多,故方案5)亦不采用。
而应先择12=2X3X2。
方案4,因为I轴上装有双向摩擦片式离合器M轴向尺寸较长,为使结构
紧凑第一变速组采用了双联齿轮,而不是按照前多后少的原则,采用三个传动副。
设计车床主变速传动系时,为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺
寸,一般限制降速最小传动比u主min-1/4;为避免扩大传动误差,减少振动噪声,一般限制直齿圆柱齿轮最大升速比U主max乞2。
斜齿圆柱齿轮传动较平稳,可取U主max岂25。
因此在主变速链任一变速组的最大变速范围
R主max=U主max.U主min)<(2~2.5)/0.25兰(8~10)。
在设计时必须保证中间变
速轴的变速范围最小。
综上所述:
方案采用12=2x3x2
3.1.2传动系统扩大顺序的安排
12=2X3X2的传动副组合,其传动组的扩大顺序又可以有6种形式:
1)
12=21X32X2
2)
12=2
1X34X22
3)
12=23X31X26
4)
12=2
6X31X23
5)
12=22X34X21
6)
12=2
6X32X21
根据级比指数分配要
“前密后疏”
的原则,应选用Z=21X32X26这一方案,
然而对于我们所设计的结构将会出现两个问题:
第一变速组采用降速传动时,由于摩擦离合器径向结构尺寸限制,使得I轴上的齿轮直径不能太小,U轴上的齿轮则会成倍增大。
这样,不仅使I-U轴间
中心距加大,而且I-U轴间的中心距也会辊大,从而使整个传动系统结构尺寸增大。
这种传动不宜采用。
如果第一变速组采用升速传动,则I轴至主轴间的降速传动只能同后两个变速组承担。
为了避免出现降速比小于允许的杉限值,常常需要增加一个定比降速传动组,使系统结构复杂。
这种传动也不是理想的。
如果采用Z=233126这一方案则可解决上述存在的问题。
3.1.3绘制结构网
图3.1结构网
3.1.4转速图的绘制
(1)选择丫112M-4型三相异步电动机。
(2)分配总降速变速比
总降速变速比i二血280.01931
nd1450
(3)主轴转速
nmin=28r/min®=1.41Z=1228、40、56、80、112、160、224、315、
450、630、900、1250共12级转速。
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、U、M、W
(主轴)。
I与n>n与川、川与W轴之间的变速组分别设为a、b、c。
现由w
(主轴)开始,确定I、u、川轴的转速:
1先来确定川轴的转速
变速组c的变速范围为^1.416-^Rma^[8,10],结合结构式
川轴的转速只有一种可能:
315、450、630r/min
1
ua1^,ua2=1.412转速为80、112、160、224、
1.41
2确定轴U的转速
变速组b的级比指数为1,决定其余变速组的最小传动比根据“前慢后快”
的原则。
3确定轴I的转速
对于轴I,其级比指数为3,可得
ua1-1.41,ua22
1.41
900r/min
绘制转速图如图3.2所示
1600
1250
900
630
斗方0
315
224
160
112
80
56
40
2S
图3.2转速图
3.2齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制
3.2.1齿轮齿数的确定的要求
确定齿轮齿数,用计算或查表法确定齿轮齿数.在确定齿数和Sz时应注意;
1控制齿数和Sz=70L100,Szmax乞120,最小齿轮齿数Zmin-1^20;
2小齿轮齿根和孔壁或键槽处的壁厚a_(1.5口2)m,或Zmin一6.5•引,m—为齿轮模数,T—轴线到键槽的高度
(D1D2)
3保证两轴承孔之间有一定的壁厚a_2[3m,或SZ22a,D,D2—
分别为相邻两轴承外径。
4应保证I—U轴间有足够的中心距,使车床:
U轴上齿轮不碰I轴上摩檫离合器,铣床:
不碰电磁制动器。
5在三联滑移齿轮块中,最大齿轮齿数与其相邻大齿轮齿数之差应》4,以
保证滑动时顺利通过,不碰撞。
6选齿数较大的一个作公用齿轮。
3.2.2变速传动组中齿轮齿数的确定
1确定齿轮齿数
1.用计算法确定第一个变速组中各齿轮的齿数
其中:
乙一主动齿轮的齿数
Zi'—被动齿轮的齿数
叫一对齿轮的传动比
Sz—对齿轮的齿数和
为了保证不产生根切以及保证最小齿轮装到轴上或套筒上具有足够的强度,最小齿轮必然是在降速比最大的传动副上出现。
1
Ua1=1.41(查表[1]p100表2-8),Ua22
1.41
为了保证不产生根切以及保证最小齿轮装到轴上或套筒上具有足够的强度,最小齿轮必然是在降速比最大的传动副上出现。
把乙的齿数取大些:
取乙=Zmin=26则
齿数和SZ-Z1Z2=26-52=78同样根据SZ-Z3Z4-78
=1.41Z3=45Z4=33
2用查表法确定第二变速组的齿数
a首先在5、U2、U3中找出最小齿数的传动比U1
b为了避免根切和结构需要,取Zmin=24
c查表找到U1=1/1.413的倒数2.82的行找到Zmin=24查表最小齿数和为92
Z5=24Z6=68
Z7=31Z8=61
Z9=39乙0=53
3用查表法确定第三变速组的齿数
第三变速组传动比为Ua1J,Ua2h.412查表[1]p100表2-8得取最小齿数
1.41
为23确定齿数和114
Zu=23Z12=91
Z13=76乙4=38
表3.3各传动组齿轮齿数和齿数和
变速组
第一变速组
第二变速组
第三变速组
齿数和
78
92
114
齿轮
Z1
Z2
Z3
Z4
Z5
Z6
Z7
Z8
Z9
Z10
Z11
Z12
Z13
Z14
齿数
26
52
45
33
24
68
31
61
39
53
23
92
76
39
323验算主轴转速误差
由于确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计的理论转速难以完全相符,需要验算主轴各级转速,最大误差不得超过土10(书-1)%。
转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示
/n=|2实际2标准|<±10(书-1)%
n实际
实际转速及转速误差如下表34
表3.4转速误差表
标准
转速
28
40
56
80
112
160
224
315
450
630
900
1250
实际
转速
27.8
39.8
55.7
79.6
111.2
159.3
223.6
314.5
445.6
628.
4
897.
8
1244.
9
转速
误差
0.7
0.5
0.5
0.5
0.7
0.4
0.1
0.2
0.9
0.3
0.2
0.4
324绘制主传动系统图
按照主传动转速图以及齿轮齿数绘制主传动系统图如下3.5所示
图3.5传动系统图
V
3
2
—
5
7
丁
—
—
6
—1
8
T0-
11
一
—
12
—
14
电机
4传动件的设计
4.1带轮的设计
带传动是一种挠性传动,具有结构简单、传动平稳、价格低廉和缓冲吸振等特点,在近代机械中广泛应用。
电动机转速n=1450r/min,传递功率P=4kW传动比i=1.41,每天8小时,工作年数10年。
(1)确定计算功率Pca
Pea二"
(式中Pea为V带计算功率,kWKa为工作情况系数、P为电动机额定功率)
查[4]p156表8-7查的工作情况系数1.1
贝uPca=KAP=1.15=5.5kW
(2)选择V带的带型
根据FCa、n,查[4]p157表8-8,选用A型普通V带。
(3)确定带轮的基准直径dd并验算带速v。
带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。
为提高带的寿命,小带轮的直径dd1不
宜过小,即dd1-dd1min。
1)、初选小带轮的基准直径dd1。
根据[4]p157表8-8取主动小带轮基准直径dd1=90mm。
由公式
2)、验算带速度v,
按公式验算带的速度
■/5m/sv<30ms,故带速合适
3)计算大带轮的基准直径
nt1450
dd2ddi1-;dd290二145mm
n2*"900
式中:
ni-小带轮转速,门2-大带轮转速。
根据[4]p157表8-8圆整为150mm
(4)确定V带的中心距a和基准长度Ld
带轮的中心距,通常根据机床的总体布局初步选定,一般可在下列范围内选
取:
根据经验公式
1)°.7(dd1■dd2)-a0_2(dd1dd2)
0.7(90150)_a0_2(90150)取a0=400mm。
2)由计算带轮的基准长度公式:
2dd2-dd1
Ld0:
2agdd1dd2一——
24a。
Ld0:
240031490150(150-90)1179.05mm
24400
由[4]p146表8-2选带的基准长度Ld=1250mm
3)
确定实际中心距
故范围为431L487mm
⑸、验算三角带的挠曲次数
⑹、验算小带轮上的包角宀
根据公式
斥7Q斥7Q
r:
180:
-(dd2-dd1)180-(150-90)172120
a450
(7)、确定三角带根数Z
1)计算单根V带的额定功率Pr
由dd1=90和小=1450,查[4]p152表8-4得P0-1.07根据m=1450,i-1.61和A型带,查[4]p153表8-4b得:
F0=0.15kW
查[4]p155表8-5得K,=0.992,表8-2得心=0.93,于是
Pr=(P0P0)K一.Kl=(1.070.15)0.9920.93kW=1.13kW
1)计算V带根数z
Pca4.4-“
zca3.89
Pr1.13
Z故取4根
(8)计算单根V带的初拉力的最小值(F°)min
查[4]p149表8-3的A型带《V带单位长度质量》得,q=0.10kg/m
由公式:
(F°)min=500^(25心)qv2=5004^互0.16.83—127.1N
vZK:
.6.8340.992
(9)计算作用在轴上的压轴力Fp
压轴力的最小值为(Fp)min=2z(F°)minSi门十24127.1sin号=1014.3N
22
4.2齿轮模数的估算和计算
4.2.1确定计算转速
计算转速是指主轴或各传动件传递全功率时的最低转速。
由[5]表8—2可查
得主轴的计算转速
nj=nmin1=401.413=112
为从主轴最低转速算起,第一个1「3转速范围内的最高一级转速,即为
n4=112r:
'min。
川轴的计算转速为叶=112rfmin、U轴的计算转速为nj2=315/mknl轴的计算转速为nj!
=900r/min
齿轮的计算转速如表4.1所示
表4.1齿轮计算转速
齿轮
Z
Z2
Z3
Z4
Z5
Z6
Z7
Z8
Z9
Z10
乙1
乙2
Z13
Z14
计算转速
900
315
900
900
315
112
315
112
315
112
160
160
112
112
4.2.2轴和齿轮的传递功率
Nj=N•总其中总由电机到该传动件个传动副的效率相乘,但不乘入该轴
承的效率,由机床设计手册可以查出,皮带,轮,计算各轴的传递功率
N|=N电皮带=50.96=4.8kw
N|i-NI轮=4.80.97=4.67kw
NIII二Nii轮=4.670.97=4.53kw
NIV二N川轮二4.530.97=4.39kw
4.2.3计算齿轮模数
mj=163383,(*)肌2
\rZi2i[「]2nj
mj――按接触疲劳强度计算的齿轮模数
Nd——驱动电机的功率
nj计算尺轮的计算转速
i大齿轮齿数与小齿轮齿数之比乙——小齿轮的齿数
"m――齿宽系数,一般为6-10齿轮材料采用45#高频淬火(G45则[二]=1370N/mm2所以:
基本组
mj
T63383
(52/26+1)x4
22
1026252/2613702900
=1.32
第一扩大组
(68/24+1)x4
1024268/2413702450
第二扩大组
mj=16338?
‘2(92/231)42.1.70
'■1023292/2313702450
按标准模数表取m=2
核算高速传动齿轮的线速度V二
1000汉60
齿轮允许的线速度Vmax=10m/S
:
】2125033
V=_=4.32m/s<10m/s所以合格
60000
4.2.4齿宽的确定
由公式bh-mm(m=5~10取8)得:
1I轴主动轮齿轮b,82=16mm;
2U轴主动轮齿轮b-=82=16mm;
3川轴主动轮齿轮b…=82“6mm;
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
齿宽减小而增大轮齿的载荷,设计上,应主动轮比从动轮齿宽大(5〜10mm取
6)。
所以:
S=b3=16mm,b2=b4=10mm
b5=b7=b9=16mm,b6=b8=b10=10mm
b“=b13=16,b12=b14=10mm
425各轴间中心距的确定
(2392)2=115(mm)
4.3传动轴直径的初算
按扭转刚度估算轴的直径
Ni——该轴的传递功率
n――该轴的计算转速
[©]—该轴每米长度上允许的扭转角一般传动轴[©]=0.5-1;
由于采用一个单键,d=27.291.05=28.65mm,所以取d=30mm
取d=36mm,花键轴尺寸取836427
取d=45mm,花键轴尺寸取842488
取d=45mm,花键轴尺寸取842488
表4.2传动轴直径的选择
轴号
Ni
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