原稿-车床传动设计(做第5个)[p=4kw-转速2500-112公比1.41].doc
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1、实验报告 课程名称 机械装备设计课程设计(5号参数) 实验(实践)编号 1 实验(实践)名称 车床主传动变速箱设计 实验(实践)学时 实验(实践)时间 5设计任务书车床的主参数(规格尺寸)和基本参数如下:工件最大回转直径D(mm)正转最低转速nmin( )正转最高转速nmin( )电机功率N(kw)公比250112250041.41全套图纸加扣扣 401339828目 录设计任务书2目 录4第1章 机床用途、性能及结构简单说明6第2章 设计部分的基本技术特性和结构分析72.1车床主参数和基本参数72.2 确定传动公比72.3拟定参数的步骤和方法72.3.1 极限切削速度Vmax、Vmin72.
2、3.2 主轴的极限转速8第3章 运动设计93.1 主电机功率动力参数的确定93.2确定结构式93.3 确定结构网103.4 绘制转速图和传动系统图103.5 确定各变速组此论传动副齿数113.6 核算主轴转速误差12第4章 设计部分的动力计算134.1 带传动设计134.1.1计算设计功率Pd134.1.2选择带型144.1.3确定带轮的基准直径并验证带速144.1.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角154.1.5确定带的根数z164.1.6确定带轮的结构和尺寸164.1.7确定带的张紧装置164.1.8计算压轴力164.2 计算转速的计算184.3 齿轮模数计算及验算194.4 传动
3、轴最小轴径的初定244.5 主轴合理跨距的计算254.6 轴承的选择264.7 键的规格264.8变速操纵机构的选择264.9主轴合理跨距的计算264.10 轴承寿命校核27第5章 设计部分的调节、润滑、维护保养、技术要求及其它29第6章 设计中的优缺点,存在的问题及改进意见32参考文献33 第1章 机床用途、性能及结构简单说明机床技术参数有主参数和基本参数,他们是运动传动和结构设计的依据,影响到机床是否满足所需要的基本功能要求,参数拟定就是机床性能设计。主参数是直接反映机床的加工能力、决定和影响其他基本参数的依据,如车床的最大加工直径,一般在设计题目中给定,基本参数是一些加工件尺寸、机床结构
4、、运动和动力特性有关的参数,可归纳为尺寸参数、运动参数和动力参数。通用车床工艺范围广,所加工的工件形状、尺寸和材料各不相同,有粗加工又有精加工;用硬质合金刀具又用高速钢刀具。因此,必须对所设计的机床工艺范围和使用情况做全面的调研和统计,依据某些典型工艺和加工对象,兼顾其他的可能工艺加工的要求,拟定机床技术参数,拟定参数时,要考虑机床发展趋势和同国内外同类机床的对比,使拟定的参数最大限度地适应各种不同的工艺要求和达到机床加工能力下经济合理。机床主传动系因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同,应满足的要求也不一样。设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。在设计时应
5、结合具体机床进行具体分析,一般应满足的基本要求有:满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性,如机床主轴油足够的转速范围和转速级数;满足机床传递动力的要求。主电动机和传动机构能提供足够的功率和转矩,具有较高的传动效率;满足机床工作性能要求。主传动中所有零部件有足够的刚度、精度和抗震性,热变形特性稳定;满足产品的经济性要求。传动链尽可能简短,零件数目要少,以便节约材料,降低成本。35第2章 设计部分的基本技术特性和结构分析2.1车床主参数和基本参数车床的主参数(规格尺寸)和基本参数如下:工件最大回转直径D(mm)正转最低转速nmin( )正转最高转速nmin( )电机功率N(kw)公比250
6、112250041.412.2 确定传动公比根据【1】公式(3-2)因为已知 ,=1.41Z=+1=10 根据【1】表3-5 标准公比。这里我们取标准公比系列=1.41因为=1.41=1.066,根据【1】表3-6标准数列。首先找到最小极限转速45,再每跳过5个数取一个转速,即可得到公比为1.41的数列:112,160,224,315,450,630,900,1250,1800,25002.3拟定参数的步骤和方法2.3.1 极限切削速度Vmax、Vmin根据典型的和可能的工艺选取极限切削速度要考虑:允许的切速极限参考值如下:表 1.1加 工 条 件 Vmax(m/min)Vmin(m/min)
7、硬质合金刀具粗加工铸铁工件 3050硬质合金刀具半精或精加工碳钢工件150300螺纹加工和铰孔382.3.2 主轴的极限转速计算车床主轴极限转速时的加工直径,则主轴极限转速应为结合题目条件,取标准数列数值,=112r/min取考虑到设计的结构复杂程度要适中,故采用常规的扩大传动。各级转速数列可直接从标准的数列表中查出,按标准转速数列为:112,160,224,315,450,630,900,1250,1800,2500第3章 运动设计3.1 主电机功率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。根据题设条件电机功率为4KW可选
8、取电机为:Y112M-4额定功率为4KW,满载转速为1440r/min.3.2确定结构式对于Z=10可以按照Z=12进行分配,其中有2级是重复的。已知Z=x3ba,b为正整数,即Z应可以分解为2和3的因子,以便用2、3联滑移齿轮实现变速。确定变速组传动副数目实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合:a)12=3 b)12=43 c)12=3 d)12=212=2在上述的方案中1和2有时可以省掉一根轴。缺点是有一个传动组内有四个传动副。如果用一个四联滑移齿轮的话则会增加轴向尺寸;如果用两个滑移双联齿轮,则操纵机构必须互梭以防止两个滑移齿轮同时啮合。所以一般少用。3,4,5方案可根据
9、下面原则比较:从电动机到主轴,一般为降速传动。接近电动机处的零件,转速较高从而转矩较小,尺寸也较小。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,大尺寸的零件就可少些,就省材料了。这就是“前多后少”的原则。从这个角度考虑,以取12=3的方案为好。在12=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面的图。在这些方案中可根据下列原则选择最佳方案。1)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径向尺寸太大,常限制最小传动比1/4。在升速时,为防止产生过大的震动和噪声,常限制最大传动比。因此主传
10、动链任一传动组的最大变速范围一般为。方案a b c d是可行的。方案d f是不可行的。同时,最后传动组与最后扩大组往往是一致的,安装在主轴与主轴前一传动轴的具有极限或接近极限传动比的齿轮副承受最大扭矩,在结构设计上可以获得较为满意的处理。这也就是最后传动组的传动副经常为2的另一原因。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,在降速变速中,一般限制限制最小变速比 ;为避免扩大传动误差,减少震动噪声,在升速时一般限制最大转速比。斜齿圆柱齿轮传动较平稳,可取。因此在主变速链任一变速组的最大变速范围。在设计时必须保证中间变速轴的变速范围最小。综合上述可得:主传动部件的运动参数
11、 ,=112,Z=10,=1.413.3 确定结构网根据“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,结构紧凑的原则易知第二扩大组的变速范围r=(P3-1)x=1.414=3.958 满足要求 3.4 绘制转速图和传动系统图(1)选择电动机:采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。(2)绘制转速图: 转速图(3)画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数,画主传动系统图如图2-3:1-2轴最小中心距:A1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)轴最小齿数和:Szmin(Zmax+2+D/m)3.5 确定各变速组此论传动副齿数(1)Sz100-124,中型机床Sz=70-100(2)直齿
12、圆柱齿轮Zmin18-24,m4 图2-3 主传动系统图(7)齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等,据设计要求Zmin1824,齿数和Sz100124,由表4.1,根据各变速组公比,可得各传动比和齿轮齿数,各齿轮齿数如表2-2。 表2-2 齿轮齿数传动比基本组第一扩大组第二扩大组1:11:21:1.411:11:2.82:11:2代号ZZZZZZZZZ5Z5ZZZ7Z7齿数3030 204025354242 2262603030603.6 核算主轴转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差,一般不应超过10(-1),即10(-1)=4.1第4章 设计部分的动力计算4.1 带传动设计输出功率P=4kW
13、,转速n1=1440r/min,n2=1250r/min4.1.1计算设计功率Pd表4 工作情况系数工作机原动机类类一天工作时间/h10161016载荷平稳液体搅拌机;离心式水泵;通风机和鼓风机();离心式压缩机;轻型运输机1.01.11.21.11.21.3载荷变动小带式运输机(运送砂石、谷物),通风机();发电机;旋转式水泵;金属切削机床;剪床;压力机;印刷机;振动筛1.11.21.31.21.31.4载荷变动较大螺旋式运输机;斗式上料机;往复式水泵和压缩机;锻锤;磨粉机;锯木机和木工机械;纺织机械1.21.31.41.41.51.6载荷变动很大破碎机(旋转式、颚式等);球磨机;棒磨机;起
14、重机;挖掘机;橡胶辊压机1.31.41.51.51.61.8根据V带的载荷平稳,两班工作制(16小时),查机械设计P296表4,取KA1.1。即4.1.2选择带型普通V带的带型根据传动的设计功率Pd和小带轮的转速n1按机械设计P297图1311选取。根据算出的Pd4.4kW及小带轮转速n11440r/min ,查图得:dd=80100可知应选取A型V带。4.1.3确定带轮的基准直径并验证带速由机械设计P298表137查得,小带轮基准直径为80100mm则取dd1=100mm ddmin.=75 mm(dd1根据P295表13-4查得)表3 V带带轮最小基准直径槽型YZABCDE20507512
15、5200355500由机械设计P295表13-4查“V带轮的基准直径”,得=118mm 误差验算传动比: (为弹性滑动率)误差 符合要求 带速 满足5m/sv300mm,所以宜选用E型轮辐式带轮。总之,小带轮选H型孔板式结构,大带轮选择E型轮辐式结构。带轮的材料:选用灰铸铁,HT200。4.1.7确定带的张紧装置 选用结构简单,调整方便的定期调整中心距的张紧装置。4.1.8计算压轴力 由机械设计P303表1312查得,A型带的初拉力F0117.83N,上面已得到=172.63o,z=4,则对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高,以减少带的磨损。转速高时要进
16、行动平衡,对于铸造和焊接带轮的内应力要小, 带轮由轮缘、腹板(轮辐)和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘,轮缘是带轮的工作部分,用以安装传动带,制有梯形轮槽。由于普通V带两侧面间的夹角是40,为了适应V带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小,故规定普通V带轮槽角 为32、34、36、38(按带的型号及带轮直径确定),轮槽尺寸见表7-3。装在轴上的筒形部分称为轮毂,是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅(腹板),用来联接轮缘与轮毂成一整体。表 普通V带轮的轮槽尺寸(摘自GB/T13575.1-92) 项目 符号 槽型 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0
17、14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基准线下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽对称面至端面的距离 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小轮缘厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 带轮宽 B B =( z -1) e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 轮 槽 角 32 对应的基准直径 d d 60 - - -
18、 - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 190 315 475 600 极限偏差 1 0.5 V带轮按腹板(轮辐)结构的不同分为以下几种型式: (1) 实心带轮:用于尺寸较小的带轮(dd(2.53)d时),如图7 -6a。 (2) 腹板带轮:用于中小尺寸的带轮(dd 300mm 时),如图7-6b。 (3) 孔板带轮:用于尺寸较大的带轮(ddd) 100 mm 时),如图7 -6c 。 (4) 椭圆轮辐带轮:用于尺寸大的带轮(dd 500mm 时),如图7-6d。(a) (b) (c) (d)图7-6 带
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