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课程设计

CM6132车床主传动设计

时间:2018-05-14 21:54:40   作者:   来源:   阅读:11   评论:0

1.序言

    主传动系统设计是机床设计中非常重要的组成部分,本次《机械系统课程设计》课程设计是在学完本课程后,进行一次学习设计的综合性练习。通过课程设计,使学生能够运用所学过的基础课、技术基础课和专业课的有关理论知识,及生产实习等实践技能,达到巩固。加深和拓展所学知识的目的。通过课程设计,分析比较机械系统中的某些典型机构,记性选择和改进;结合结构设计,进行设计计算并编写技术文件;完成系统主传动设计手册、设计标准和资料的方法,达到积累设计知识和设计技巧,提高学生设计能力的目的。通过设计,使学生获得机械系统基本设计技能的训练,提高分析和解决工程技术问题的能力,并为进行机械系统设计创造一定的条件。

2.传动设计

    本次设计在分析研究所掌握的资料的基础上,用计算法或类比法确定所设计主轴变速箱的极限转速公比,求出转速极速,选择电动机的转速和功率,拟定合适的结构式,结构网和转速图,然后拟定传动方案并绘制传动系统图,确定转速比和齿轮齿数及带轮直径等。

2.1确定转速极速

根据任务要求,CM6132车床主传动设计CM6132车床主传动设计,转速公比φ=1.41.

于是可以得到主轴的转速分别为:25, 35.5,50, 71, 100, 140, 200, 280, 400, 560, 800, 1120r/min。

则转速(变速)范围Rn:CM6132车床主传动设计               (1)

依据φ,Rn,可求得主轴转速级数Z:

  Z= Z=lgRn/lgφ+1=11.88=12                                        (2)

2.2 确定结构式及结构网

    由于结构上的限制,变速组中的传动副数目通常选用2或3为宜,故其结构式为:Z=2^(n)×3^(m).对于12级传动,其结构式可为以下三种形式:

12=3×2×2;12=2×3×2;12=2×2×3;

    在电动机功率一定的情况下,所需传递的转矩越小,传动件和传动轴的集合尺寸就越小。因此,从传动顺序来讲,尽量使前面的传动件多以些,即前多后少原则。故本设计采用结构式为:

12=3×2×2

    图1中,从轴I到轴II有三队齿轮分别啮合,可得到三种不同的传动速度;从轴II到轴III有两对齿轮分别啮合,可得到两种不同的传动速度,故从轴II到轴III可得到3×2=6种不同的传动速度;同理,轴III到轴IV有两对齿轮分别啮合,可得到两种不同的传动速度,故从轴I到轴IV共可得到3×2×2=12种不同的传动转速。

CM6132车床主传动设计

图1  3*2*2传动方案

在制定机床传动方案时,常将传动链特性的相关关系画成图,以供比较选择。该图即为结构网图。结构网只表示各传动副传动比的相关关系,而不表示数值, 因而绘制成对称形式(图2)。由于主轴的转速应满足级比规律(从低到高间成等比数列,公比为φ),故结构网上相邻两横线间代表一个公比φ。

    为了使一根轴上变速范围不超过允许值,传动副输越多,级比指数应小一些。考虑到传动顺序中有前多后少原则,扩大顺序应采用前小后大的原则,即所谓的前密后疏原则。故本设计采用的结构式为:

12=3(1)×2(3)×2(6)

12:级数。

3,2,2:按传动顺序的各传动组的传动副数。

1,3,6:各传动组中级比间的空格数,也反映传动比及扩大顺序。

该传动形式反映了传动顺序和扩大顺序,且表示传动方向和扩大顺序一致。图2为该传动的结构式。

CM6132车床主传动设计

图2 12=3(1)*2(3)*2(6)结构网

2.3 绘制转速图

    绘制CM6132车床转速图前,有必要说明两点:

(1)为了结构紧凑,减小振动和噪声,通常限制:(p26页)

a:最小传动比Imin>=1/4;

b:最小传动比Imax<=2(斜齿轮<=2.5);

所以,在一个变速组中,变速范围要小于等于8,对应本次设计,转速图中,一个轴上的传动副间最大不能相差6格。

c:前缓后急原则;

即传动在前的传动组,其降速比小,而在后的传动组,其降速比大。

(2)CM6132车床转速图与它的主传动系统图密切相关。故在绘制它的转速图钱,先要确定其主传动系统图。

 

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图3  CM6132普通车床主传动系统图

    如图3所示,CM6132型普通车床采用分离式传动,即变速箱和主轴箱分离。III,IV轴为皮带传动。在主轴箱的传动中采用了背轮机构(IV,V同轴线),解决了传动比不能过大(受极限传动比限制)的问题。

    CM6132型普通车床(12级转速,公比φ=1.41)采用了背轮机构后的转速图,如图4所示。图中轴号的顺序对应传动系统图图3.

CM6132车床主传动设计

图4  CM6132型普通车床转速图 Ⅳ

由于最高转速Nmax=1120rpm,且CM6132机床功率一般为3.0KW左右。为满足转速和功率要求,选择Y系列三相异步电动机型号为:Y100L2-4,其技术参数见下表.

电机型号

额定功率/KW

满载转速/ rpm

额定转矩/N.m

Y100L2-4

3

1420

2.2

表1  Y100L2-4型电动机技术数据

2.4 齿轮齿数的估算

    为了便于设计和制造,同一传动组内各齿轮的模数常取为相同。此时,各传动副的齿轮齿数和相同。

    显然,齿数和太小,则小齿轮的齿数少,将会发生根切,或造成其加工齿轮中心孔的尺寸不够(与传动轴直径有关),或造成加工键槽(传递运动需要)时切穿齿根;若齿数和太大,则齿轮结构尺寸大,造成主传动系统结构庞大。因此,应根据传动轴直径等适当选取。

本次设计共包含I-II轴传动组,II-III轴传动组,IV-V传动组和V-VI(主轴)传动组四个齿轮副传动组。现根据各传动组内传动副的传动比草拟出多种齿数和,见下表2,至于具体

每对传动副齿数和和各齿轮齿数的确定留待各轴直径估算确定后再确定。

传动组

各种传动比齿数和

 

齿数和

 

传动比

48

58

60

62

70

72

80

1.41:1

28/20

34/24

35/25

36/26

41/29

42/30

47/33

1:1

24/24

29/29

30/30

31/31

35/35

36/36

40/40

1:1.41

20/28

24/34

25/35

26/36

29/41

30/42

33/47

齿数和


传动比

46

72

76

80

84

88

92

1:1

23/23

36/36

38/38

40/40

42/42

44/44

46/46

1:2.8

12/34

19/52

20/56

21/59

22/62

23/65

24/66

齿数和

 

传动比

76

80

84

88

91

95

103

1:2.8

20/56

21/59

22/62

23/65

24/67

25/70

27/76

1:2.8

20/56

21/59

22/62

23/65

24/67

25/70

27/76

表2  各种传动比齿轮齿数和及齿数

2.5 带轮直径的确定

    本次设计中,存在着电动机到I轴,III轴到VI的两组皮带轮传动,其传动比分别为1.775:1和1:1.一般机床上采用V带,根据电动机转速和功率即可确定带型号,传动带数2~5个最佳。

根据带轮传递功率和转速,对于电动机到I轴选择A型带,I轴上带轮直径D2=170mm,电动机轴上带轮直径D1=95mm,采用3根带。

III轴到IV轴选择A型带(A带直径小,承载能力强),III轴上带轮直径D3=160mm,IV轴上带轮直径D4=160mm,采用3根带。

3.动力计算

3.1电机功率的确定

    如前所述,对于国产CM6132普通车床,机床功率一般为3.0KW.选择Y100L2-4型号异步电动机。其额定功率为3KW.

3.2主轴的估算

    在设计之初,由于确定的仅仅是一个方案,具体构造尚未确定,因此只能根据统计资料,初步确定主轴的直径。

3.2.1主轴前端轴颈的直径D1

CM6132车床主传动设计

表3 各类机床主轴前端轴颈的直径D1

 如表3所示,本次设计,选择D1=80mm。

3.2.2主轴后轴颈D2

    一般机床主轴后轴颈D2=(0.7~0.85)D1,取D2=60mm。

    需要说明的是,主轴的前后轴颈一般指主轴上与滚动轴承配合的那段轴颈,故D1,D2应为5的整数倍。

3.3中间传动轴的初算

    根据生产经验,一般机床每根轴的当量直径d与其传递的功率P,计算转速Nj,以及允许的扭转角[Ф]有如下经验公式:

d>=11sqrt(sqrt(P/Nj[Ф]))              (3)

式中,P:该传动轴传递的额定功率,P=η*Pe,单位KW。

      η:电机到该轴传动件传动效率总值。

      d:当量直径,单位cm。

      Nj:计算转速,单位rpm。

对于花键轴,轴内径一般要比d小7%。

3.3.1允许扭转角[Ф]的确定

一般,机床各轴的允许扭转角参考值见表4.

CM6132车床主传动设计

表4 机床各轴允许扭转角[Ф]

本次设计,中间传动轴允许扭转角[Ф]均取1.4°。

3.3.2计算转速Nj的确定

计算转速Nj是指主轴或其他传动轴传递全部功率的最低转速,对于等比传动的中型通用机床,主轴计算转速一般为:

Nj=Nmin*φ^(Z/3 -1)  

故本次设计,Nj=71rpm。根据转速图图4,即可确定各轴的计算转速见下表。

各轴计算

Ⅰ轴

Ⅱ轴

Ⅲ轴

Ⅳ轴

Ⅴ轴

主轴

转速Nj(rpm)

800

560

200

200

200

71

表5 各轴的计算转速

3.3.3 各轴传递功率的确定

各轴的传递功率N=η*Pe。在确定各轴效率时,不考虑轴承的影响,但在选取各轴齿轮传递效率时,取小值以弥补轴承带来的误差。一般机床上格传动元件的效率见如下:

    传动

效率

V带传动

联轴器

圆柱齿轮传动

7级精度

8级精度

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0.95

0.99

0.98

0.97

表6 机械传动效率

变速箱圆柱齿轮传动选取8级精度,主轴箱精度要求高,选取7级精度。由表4,表5,表6以及公式(3)即可确定各轴传递效率以及当量直径。见下表:

 

Ⅰ轴

Ⅱ轴

Ⅲ轴

Ⅳ轴

Ⅴ轴

功率P

2.85

2.76

2.68

2.55

2.5

当量直径

2.47

2.68

3.44

4

3.38

2.85*0.97=2.76;   2.76*0.97=2.68;  2.68*0.95=2.55;   2.55*0.98=2.50;

表7 机床各中间传动轴传递功率及计算直径          

3.4齿轮模数的估算

按接触疲劳强度或弯曲强度计算齿轮模数比较复杂,而且有些系统各参数都已知道的情况后方可确定,所以,只在草图完成后校核用。在画草图前,先估算,再选用标准齿轮模数,一般同一变速组中的齿轮取同一模数,一个主轴,变速箱中的齿轮采用1~2种模数。传动功率的齿轮模数一般取大于2mm。在中型机床中,主轴变速箱中的齿轮模数常取2.5,3,4mm。

由中心距A及齿数Z1,Z2,可求齿轮模数为:

m=2A/(Z1+Z2)                                                          (4)

根据生产实践经验,按齿面点蚀估算的齿轮中心距有如下公式:

A>=370(P/Nj)^(1/3)                                                 (5)

式中,Nj:大齿轮的计算转速,单位为rpm。

       P:该齿轮传递功率,单位为KW。

从I轴到II轴,P=2.85KW,Nj=800rpm,则AI II>=56.5mm。

从II轴到III轴,P=2.76KW,Nj=560rpm,则AII III>=63.0mm。

从III轴到IV 轴,P=2.55KW,Nj=200rpm,则AIII IV>=87.9mm。

由(4)以及表2各轴齿轮传动齿数和,对于最小齿数和,则有各轴应满足的最低模数。

故对于I轴,II轴,(Z1+Z2)min=58,AI II>=56.5mm,则m>=1.95mm。

  对于II轴,III轴,(Z1+Z2)min=72,AI II>=63mm,则m>=1.74mm。

对于III轴,IV轴,(Z1+Z2)min=80,AI II>=87.9mm,则m>=2.19mm。

因而,对于变速箱内圆柱齿轮传动,统一取m=2.5mm。由于主轴传递扭矩大,故对于主轴箱内齿轮模数取3mm。

3.5各轴直径及各齿轮齿数的确定。

    在生产实际中,轴上齿轮的传动主要靠周向键连接来实现的,花键连接以其对中性好,导向性能好,应力集中小等优点获得广泛应用。因而本次设计中,所有的传动轴均采用花键轴,通过各轴的当量直径来选取适当标准的花键轴径,再通过花键轴径来选取轴上各齿轮传动副的齿数。具体各花键轴尺寸,齿轮齿数和的选取见下表。

CM6132车床主传动设计

表8 各花键轴参数以及相应传动副齿轮齿数和

这里需要说明三点:

(1)花键轴参数尺寸代表Z-d*D*b。Z表示花键轴齿数,D表示花键轴大径,d表示小径,b表示齿宽。

(2)齿轮齿数的选取,应保证齿轮齿根与花键轴大径配合的轮毂面不得小于3~5mm。

(2)如A0图纸绘制的CM6132车床主传动系统图所示,轴IV做成带有齿轮的中空轴套,起卸荷左右,这样可将带轮的张紧力引起的径向力通过轴套,滚动轴承传至机身上,保证主轴的运转不受带轮张紧力的影响。

(4)III轴和IV轴间为皮带轮1:1传功。


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