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题目磨粉机主传动系统装置设计
学生姓名 ee 学号 ee
所在学院机械工程学院
专业班级 ee 指导教师 ee __ __
完成地点 ee
2009年 06 月 20 日
设计题目：磨粉机主传动系统装置设计
作者：ee
所在单位：（ee）
指导老师：ee
【摘要】：磨粉机是面粉生产线的主要设备之一，主传动系统是其核心部分，它的好坏对磨粉机的研磨性能影响较大。针对磨粉机的磨辊存在噪音大、产量低、电耗大等缺点，研究和设计了磨粉机的主传动系统，该工作对提高面粉研磨质量意义重大。本设计在汉中粮食加工装备制造企业磨粉机主传动系统的研究基础上，重点研究了快辊驱动及快慢辊驱动工作原理，磨粉机的磨粉机理，选择合适的方案，确定了磨粉机的机构和结构参数，根据所设计的参数，完成了主传动系统的设计计算及结构设计，实现了给定参数的主传动系统装置的三维造型与仿真，分析了磨粉机在一般情况下的运动和动力学特性，研究磨粉机运动及受力的分布规律。新设计的磨粉机提高了研磨质量及效率，性能更加优越，易于维修，降低了磨粉机能耗。
【关键词】：辊式磨粉机；磨辊驱动；设计；三维仿真。
Design Title: mill main drive system design
Author: ee
The unit: (ee )
Tutor: ee
Abstract:Mill is one of the main equipment of flour production line, the main drive system is the core part of the larger it is good or bad influence on the grinding mill performance. For the presence of the roller mill grinding noise, low yield, power consumption and other shortcomings, the study and design of the mill main drive system, which is working to improve the quality of the flour milling significance. Based on the study of the design of food processing equipment manufacturing enterprises Han zhong mill on the main drive system, focusing on the speed of the roller drive works, the mechanism of fast roller flour mill drive and select the appropriate option to determine the milling institutional and structural parameters of machines, according to the parameters of the design, to complete the calculation of the main drive system design and structural design, three-dimensional modeling and simulation to achieve a given parameter main transmission device analyzes the mill under normal circumstances movement and dynamics, research mill sports and the force distribution. The new design of the grinding mill to improve the quality and efficiency, superior performance, ease of maintenance, reducing the mill energy consumption.
Key words : roller mill ; grinding roller drive ; design ; dimensional simulation .
目录
引言 (1)
1 绪论 (2)
1.1研究现状 (2)
1.2发展趋势 (3)
1.3传动系统的发展 (3)
1.3.1 V带传动 (3)
1.3.2 替代V带传动的途径 (3)
1.3.3 快慢辊传动设计的难点 (3)
1.3.4 新型的橡胶传动带 (4)
1.3.5 同步带应防止爬齿和跑偏 (4)
1.3.6 双面多楔带传动 (4)
2 磨辊轴固定方式的确定和传动方案的确定 (5)
2.1磨辊轴固定方式的确定 (5)
2.1.1现阶段所使用的固定方式 (5)
2.1.2磨辊轴与轴承间采用紧定套连接 (5)
2.1.3磨辊轴带锥度的可拆卸连接 (5)
2.1.4磨辊轴与轴承过盈配合连接 (6)
2.1.5三种磨辊固定方式的特点与选择 (6)
2.2 传动系统 (6)
2.2.1 快辊拖动 (6)
2.2.2 辊间传动 (7)
2.3 离合轧——轧调机构 (8)
2.3.1功能要求 (8)
2.3.2设计原则 (8)
2.3.3离合轧——轧调机构的比较确定 (8)
2.4 小结 (8)
3 磨粉机主传动部分设计研究 (10)
3.1 选配电机 (10)
3.2 三角带传动设计 (10)
3.3 齿轮减速箱设计 (13)
3.3.1 按齿面接触强度设计 (13)
3.3.2 按齿根弯曲强度校核 (15)
3.3.3 几何尺寸计算 (16)
3.3.4 齿轮结构设计 (16)
3.4 磨辊受力分析 (17)
3.4.1 磨辊轴的结构设计 (17)
3.4.2 磨辊受力分析 (18)
3.5 磨辊轴承的选择与校核 (24)
3.5.1 磨辊轴承的选择 (24)
3.5.2 轴承的校核 (25)
3.6 磨辊轴的校核 (26)
3.7小结 (29)
4 三维仿真 (30)
4.1 各个零件的三维造型 (30)
4.1 对各个零件进行装配 (36)
致谢 (37)
参考文献 (38)
外文翻译 (39)
引言
随着农业机械化的飞速发展，我国粮食研磨加工也有了一个新的发展，基本都用上了磨粉机。目前，我国农村所使用的磨粉机主要有：小型对辊磨、锥磨、片磨和粉碎机。其中，对辊磨使用占很大一部分，从使用情况来看，对辊磨存在噪音大，产量低，电耗大等缺点，而决定这些的就是磨粉机的主传动系统。
磨粉机研发过程中，优良传动系统装置的设计,不仅是设备正常可靠运行的必要条件,而且传动效率高,节电效果可观。百余年来磨粉机的传动系统经不断改进,性能日趋完善, 随着科学技术不断发展提高, 各种新技术应用日益广泛,磨粉机主传动系统改进设计对提高研磨质量前景广阔。
因此，磨粉机主传动系统的设计与改进，能更好提高小麦研磨质量、造福于人。
1 绪论
1.1研究现状
近年来，大、中型磨粉机快慢辊传动机构的选择与设计，宏观上经过了链传动、齿轮传动、双
面同步带传动和步楔复合带传动等发展阶段。目前，在大、中型磨粉机快慢辊传动机构中广泛采用双面同步带传动和步楔复合带传动。而上述两种传动也经历了四轮驱动和三轮驱动两个发展阶段。由于三轮驱动具有结构简单，寿命长等特点，近年来被广泛采用，但也出现了一些新的问题。目前我国大、中型磨粉机的的磨辊间传动机构均采用双面同步带传动或步楔复合带轮传动。磨辊传动机构的功能就是保证快、慢辊之间的转速差。双面同步带四轮驱动时的典型布置结构，在实践中，该机构布置时存在带传动的结构尺寸大，成本高等缺陷。为了克服这些缺陷，国外率先出现双面同步带三轮驱动方案，随后又有步楔复合带三轮驱动方案。我国磨粉机设计行业紧跟国际磨粉机对的发展前沿，纷纷采用双面同步带三轮驱动方案和步楔复合带三轮驱动方案。“FMSQ456”型磨粉机的传动机构就是采用双面同步带三轮驱动方案。
我国其他一些类型的磨粉机及性能如下：由山东桓台县龙泰粮机开发有限公司生产的“FMFQ*2B 型磨粉机为：双辊喂料，磨辊平置；磨膛接料为诱导式，提料管为垂直管，封网阻力小；磨辊设置风冷系统，有效降低磨辊温度；气动控制磨辊离合，机械式离合器与气缸联动结构，确保先喂料后合闸，杜绝磨齿受损；三轮步楔复合带传动，不跳齿不跑偏、噪音小，无污染；铸铁框架结构，稳定性强，使用寿命长。由河北张家口粮食机械厂生产的MML八辊磨粉机，快慢辊间采用三轮系齿楔带传动。河北苹乐面粉机械集团有限公司生产的FMSQ500*2-600*2型磨粉机有两个规格，是一种新型磨粉机。其机体为优质钢板经数控切割和气体保护焊接而成，手动、气动两用型轧距控制方式；伺服喂料系统，磨辊平置；喂料辊二级传动采用链条传动，经久耐用、维修成本低；应力自持；快慢辊间采用圆弧同步齿楔带，速比精准，不跳齿，不跑偏；磨下物排料方式既可自流，又可磨膛吸料，电动机装在磨粉机内，整体安装方便；所有运转件均经过严格质量检验和动平衡处理，确保运转平衡。此款磨粉机与小磨粉机单边磨相比，单位产量较高，运转稳定可靠，出粉率高，操作劳动强度较低，价格较低，比较合适农村及城镇中小型面粉市场的需求。虽然这几种磨粉机已经比较先进了，但仍存在不足，自动化还不够高，传动功率也有待提高，有的噪音还是比较大。
我国的小麦制粉企业是以高产量大、负载运转著称，在面粉厂的磨粉机机组中磨粉机的研磨负载大小相差3~4倍。对于1000mm和1250mm磨粉机而言，按制粉工艺设备配置给磨粉机选配的电机功率从7.5~22kw相差约3倍，按磨粉机在面粉厂的负载电流约相差4倍。区别负载大小，调定每台，每台磨粉机快慢辊传动胶带的松紧度。美国U M S公司生产了2种盘式磨, M GA 500 和M GA 600。M GA 5 00 主要设计使用在粗研磨上, 产量在5 t / h。盘式磨粉机主要是由电机、磨盘粉碎装置、盘距调节装置、支架等4部分组成。磨盘是由2个盘上嵌入的磨齿盘构成,磨齿的尺寸和外形是刃沟, 与辊式磨的沟槽相似,齿形的配置是锋对锋或者钝对钝的形式。设备的2个主要技术参数用动盘转速和盘间距离进行调节。盘式磨粉机的作用介于辊式磨和锤式磨之间。该设备研磨的产量是3000kg / h ,使用电机功率为37kW, 也可以根据需要使用较小的电机功率。该设备在小麦加工上已经使用了多年, 主要是用在第一道研磨,并且被许多场地较小的面粉厂所采用。该设备的特点是直接由电机驱动, 功率消耗少于5 kW/(h·t)。MGA600的特点是研磨盘的间隙可以在加工的过程中进行调节。工作间隙为0.3～0.7 mm , 最大间隙为3mm, 部件的耐久性好, 操作方便, 维修成本低。目前500型已广泛用于饲料和面粉加工中,在面粉加工中能与辊式磨配合,达到生产不同面粉的要求,既降低了设备成本, 又节省了车间占地面积。磨盘的安装简单, 盘齿的寿命比磨辊的长。设备拆卸和维修方便, 只需要一个人就可以完成。
1.2 发展趋势
现在的磨粉机由于加工环境比较恶劣粉尘大，而老式的半自动化需要工人在一线进行操作具有一定的危害性，所以以后会朝着全自动方向发展；
现阶段磨粉机大部分的噪音还是比较大的，对人体，对人们的生产生活都有一定的影响，而这些都是由于传动部分引起的，所以可以降低传动部分噪音方向发展；
现在人们都要求高效率，低成本，对磨粉机也一样，磨粉机的传动效率还有待提高。
1.3 传动系统的发展
1.3.1 V带传动
磨粉机的主轴快辊与电动机间, 大多采用V带隔楼层传动, 电动机设在下一层的钢架上。由于带的长度超大, 主动小轮设在大轮的下方, 传动方式很不理想。带传动两轮的布置方式中以两轮水平布置、带的紧边在下方为最佳方式, 在运行时上边松弛下垂, 可以增大小轮的包角和传动能力。小轮在下则是最为不利的布置方式, 因小轮下方是与带接触的工作面, 受松边下垂影响削弱了带与轮面的磨擦力, 并有可能使带与轮面产生相对滑动而降低传动能力。隔楼层传动带的周长约为5m, 松边受重力影响而下垂量大, 使得小轮在下的弊端更为突出。受快辊带轮直径小和转速不高的影响,V带传动时的线速度较低, 一般约为10m/s, 电动机小轮的直径小, 节径接近甚至小于设计允许的最小值。这2项不利因素, 大幅度降低了V带的传动能力。采用普通V带(三角带)传动接长为1000mm的老式磨粉机, 设计配用6根B型带传动, 用于前路1B磨时往往处于超载运行状况, 胶带的磨损量大, 带的寿命一般只有几个月, 传动效率低于90%, 浪费了大量电力。近期生产的磨粉机大都已改为4根5V或SPB型窄V带传动。由于每根带的传动能力成倍增长, 超载现象消除, 但仍受小轮在下和带长偏大的影响, 传动效率很难超过95%。
1.3.2 替代V带传动的途径
V带传动始于20世纪初, 主要是为适应机器设备由集中传动向单机驱动, 电动机需就近短中心距传动而创新设计的, 用于磨粉机长中心距隔楼层传动, 势必难以取得良好的效果。20世纪后期, 引进布勒公司设备的北京中美示范厂、引进奥克里姆公司的南阳光辉厂, 都采用尼龙片基平带隔楼层传动。尼尤平带被称为“节电皮带”, 传动效率可以达到95%～99%, 高于窄V带。它的不足是带的周长受温度变化的影响较大, 必须根据气候变化移动电动机调节张力, 这很可能是尼龙片基带未能普及应用于磨粉机的重要原因。如果改进带传动装置的设计型式, 在电动机的上方增设一个张紧导轮, 不仅可以方便地调整带的张力, 而且还可以增大小轮包角, 改善传动果。彻底消除磨粉机V 带长中心距传动的弊病, 必须改变磨粉机结构的设计, 增加整机的高度, 将电动机内置在磨壳的下方。为能提高传动带的效率, 可以考虑采用高效的同步带、多楔带或联组窄V带传动。整机的高度增加后还可以因势利导, 优化磨粉机其它部件的设计, 例如提升下磨门的高度, 检查研磨效果时无须弯腰下蹲; 将磨膛提料改为用接料器在磨内下方接料,可以降低风网的阻力损耗等等。国产的中型磨粉机采用这种设计型式, 应用效果良好, 电动机内置传动与隔楼层传动比较, 最大的优点是可以减少楼层和降低车间建筑面积。
1.3.3 快慢辊传动设计的难点
磨粉机快慢两辊的转速适中、速比不大, 传动装置的设计不应有多少困难。但是由于两辊的旋向相反、中心短, 特别是受直径不等和轧距改变的影响,中心距无法固定不变, 给传动装置的设计造成许多困难。早期的磨粉机采用平带传动时问题尚不突出,只是受两辊中心距和速比的限制, 带轮的直径小, 带的线速度低, 传动功率的能力差, 负载波动时带容易从轮面滑脱掉带。由于磨粉机的研磨强度和功率逐渐增大, 平带传动逐渐不能满足传动需要, 所以20世纪后期快慢辊的传动, 大都
改为齿轮和新型胶带传动。齿轮原本很适合用于反旋向、短中心距和高扭矩的轧辊机械传动, 但用于两辊中心距变动较大的磨粉机时, 又使传动装置的设计产生许多困难。为适应两辊中心距不固定的特点, 磨粉机应配用专用的长齿型齿轮。该类齿轮的特点是齿高模数大于周节模数, 运行时可以增大两轮的啮合角, 缓解齿轮中心距偏离较大的弊病, 提高传动负载的能力。这类针对磨粉机特点精心设计的齿轮, 在一定程度上改善了啮合条件, 但齿轮传动的3项主要弊病只能缓解并未根除。首先是两辊中心距偏离现象并未消除, 仍存在齿侧间隙和噪声过大的弊病; 其次磨辊直径变动较大时, 必须调整齿数改变速比, 需有多种规格齿轮备件; 再者齿轮需用油润滑, 设备油污很难完全避免。快慢辊采用新型的胶带传动, 可以彻底消除这3项弊病。
1.3.4 新型的橡胶传动带
传统的橡胶平带和V带, 材料大都是天然的橡胶和棉蔴等纤维织物, 依靠带与轮面的摩擦力工作。高分子材料工业的澎湃发展, 为新型胶带的制作提供了性能更为优良的原材料。聚酯、芳纶和玻璃纤维等材料的强度高、伸长率小, 都是相当理想的强力层的材料。氯丁橡胶和聚氨酯等合成材料, 不仅具有优良的耐磨性, 而且具有耐温、耐油和抗老化等许多优点, 很适合用于胶带的本体层。各种各样的新型胶带, 不仅使用了性能优异的新型材料, 还改进了带与轮的传动方式, 例如同步带
等为带齿和轮齿啮合传动, 大幅度提高了带的传动性能。采用高强、耐磨等优良性能的化学纤维和合成橡胶制作的各种新型双面传动带, 可以适应低转速、高扭矩轧辊类机械传动的需要, 不像齿轮那样对两辊中心距有严格要求。磨粉机快慢辊采用带传动时的噪声低、无油污, 两辊中心距变动时带的长度规格不变, 彻底消除了齿轮传动的3项弊病。目前已在应用的有双面同步带、齿楔带和双面多楔带3种类型。这3种胶带的传动原理不尽相同, 性能互有差异, 共同的特点是带轮的装配精度要求较高。快慢辊带传动装置的特点是:3个带轮均悬置在轴承的外端, 两辊的带轮需经常拆卸更换, 导轮的位置需要根据带的张力调整改变, 这些都会影响带轮的装配精度。如何降低带轮装配时不平行度和轴向定位的偏差, 消除和缓解运行时的不利因素, 是选择和用好快慢辊带传动的关键。
1.3.5 同步带应防止爬齿和跑偏
同步带在国外也称为齿型带, 传动原理与平带和V带不同, 不是依靠带与轮面的摩擦力, 而是依靠带齿与轮齿的啮合传动, 所以速比准确, 可以像齿轮那样实现主被动轮同步运转。英国西蒙公司的XK2型磨粉机于20世纪80年代, 率先采用HTD型双面同步带传动快慢辊取得成功。受磨辊斜置和初次设计经验不足的影响, 需设置两个导轮组成四轮系传动。主要不足之处是磨辊离闸时带的张力松弛度大, 带与轮面极易产生相对滑动而产生爬齿现象。爬齿将使带齿迅速严重磨损, 必须设法杜绝, 为此磨粉机需采用降压启动。目前国内设计磨辊为平置的磨粉机, 快慢辊采用同步带时只需用一个导轮, 简化为三轮系传动。又因优化了传动装置的设计参数, 大幅度缩减了离闸时带的松弛度, 所以导轮不需要设张力补偿弹簧, 电动机也不需要采用降压启动。同步带轮没有自动定位功能, 为防止带在轮上跑偏, 对带轮的平行度要求很高,HTDM8的同步带应≤3/1000。受带轮装配方式的影响, 一般平行度很难达到这样高的要求。针对同步带跑偏问题, 国内设计的磨粉机采取了多种不同的补救措施, 例如导轮设可调偏心的轴, 调节导轮轴的支架和改进带轮挡边的设计, 都可以缓解或消除同步带的容易跑偏的弊病。同步带的两个工作面均为硫化成型, 制作工艺简便, 价格便宜, 只要设计应用得当, 有效地控制了爬齿和跑偏, 不失为用于快慢辊传动的优良传动带。
1.3.6 双面多楔带传动
多楔带是一种兼有平带和V带优点的新型传动胶带, 实质上是联体的多槽小型V带, 也被称为“复合V带”。环形胶带的结构层为设有强力层的平带, 内层为节距1～9.4mm的V形楔面纵向多槽。与V带比较, 多楔带具有传动能力大、效率高和寿命长等优点。设有两个多楔面的双面多楔带简称双楔带,可以用于反向旋转的快慢辊传动。意大利GBS公司的SYNTHESIS磨粉机, 率先采用1根宽度为103mm、节距为3.46mm的PK型双楔带传动快慢辊。双楔带的强力层用强度高、伸长率低和挠曲性好的芳纶线绳, 传动效果优于采用玻璃纤维的同步带和齿楔带, 双楔带与轮的接触面积小,带轮
的装配精度要求高。快慢辊传动采用双稧带的时间不长, 设计和应用方面积累的经验较少, 双楔带进一步优化设计, 完善装配工艺保证装配精度后,很可能是一种优良的快慢辊传动带。
2.电机选择
2.1电动机选择（倒数第三页里有东东）
2.1.1选择电动机类型
2.1.2选择电动机容量
电动机所需工作功率为： ηw
d P P =； 工作机所需功率w P 为： 1000
Fv P w =；
传动装置的总效率为： 4321ηηηηη=；
传动滚筒 96.01=η 滚动轴承效率 96.02=η 闭式齿轮传动效率 97.03=η 联轴器效率 99.04=η 代入数值得：
8.099.097.099.096.02244321=???==ηηηηη
所需电动机功率为： kW kW Fv P d 52.106010008.040100001000=???==η
d P ε略大于d P 即可。
选用同步转速1460r/min ；4级 ；型号 Y160M-4.功率为11kW
2.1.3确定电动机转速
取滚筒直径mm D 500= min /6.125500100060r v n w =?=π
1.分配传动比 （1）总传动比 6
2.116
.1251460===w m n n i (2)分配动装置各级传动比
取两级圆柱齿轮减速器高速级传动比
03.44.101==i i 则低速级的传动比 88.203
.462.110112===i i i
2.1.4 电机端盖组装CAD 截图
图2.1.4电机端盖
2.2 运动和动力参数计算 2.2.1电动机轴
m N r kW
n
P T
n n p p m
d
?======81.689550min
/146052.100
2.2.2高速轴
m N r kW
n
p T n n p p m
d
?=?======09.68146041
.1095509550min
/146041.101
1
1
1
4
1
η 2.2.3中间轴
m N r r kW n p T i n n
p p p
?=?======??===
6.2632.36210
.1095509550min /2.362min /03.4146010.1097.099.052.102
2
2
01
1
2
3
200112
ηηη
2.2.4低速轴
m
N r kW n p T i
n n p p p
?=?======??===
8.735955076.12569
.99550min /76.12588.22.36269.997.099.010.103
3
3
12
2
3
3
210223
ηηη 2.2.5滚筒轴
m N r kW n p T i
n n p p p
?=?=====??===
72076.12549
.995509550min /76.12549.999.099.069.94
4
4
23
3
4
4
220334
ηηη
3.齿轮计算
3.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1>按传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。
2>绞车为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）。
3>材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280 HBS ，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240 HBS ，二者材料硬度差为40 HBS 。
4>选小齿轮齿数241=z ，大齿轮齿数76.9603.4242=?=z 。取97
2=z
5初选螺旋角。初选螺旋角?=14β
3.2按齿面接触强度设计
由《机械设计》设计计算公式（10-21）进行试算，即
[]3
0112H
E
H d t t Z Z T K d σμ
μεφα
+=
3.2.1确定公式内的各计算数值
（1）试选载荷系数6.1=t k 1。
（2）由《机械设计》第八版图10-30选取区域系数433.2=h z 。
（3）由《机械设计》第八版图10-26查得78
.01=εα，87
.02
=ε
α，则
65
.121=+=ε
εεααα
。
（4）计算小齿轮传递的转矩。 mm N mm N n p T .108.6.146041.10105.95105.95451051?=??=??=
（5）由《机械设计》第八版表10-7 选取齿宽系数1=d φ
（6）由《机械设计》第八版表10-6查得材料的弹性影响系数MPa Z e 8.189= （7）由《机械设计》第八版图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
MPa H 6001lim =σ ；大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 5002lim =σ 。
13计算应力循环次数。
911103.61530082114606060?=??????==h jL n N
9121056.103
.4?==N
N
（9）由《机械设计》第八版图（10-19）取接触疲劳寿命系数
90.01=HN K ;95.02=HN K 。
（10）计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为1%，安全系数S=1，由《机械设计》第八版式（10-12）得 []MPa MPa S
K HN H 5406009.01lim 11=?==σσ
[]MPa MPa S K HN H 5.52255095.02lim 22=?==σσ
（11）许用接触应力
[][][]MPa H H H 25.53122
1=+=σσσ
3.2.2计算
（1）试算小齿轮分度圆直径d t 1
[]03
121t H E
t d H
K T Z Z d α
μ?εμ
σ+=
=32486.01046.16??=341046.167396.0??=10738.1213?=4
9.56mm
（2）计算圆周速度v 0
s m n d t /78.31000
6056
.4914601000
601
1=???=
?=
ππν
（3）计算齿宽及模数
11
cos 49.56t
nt
mm d
m
z
β
==
=
=z
d
m
t
nt
1
1cos β
2414cos 56.49??=24
97
.056.49?=2mm
h=2.25=nt m 2.25?2=4.5mm =h
b 49.56/4.5=11.01 （4）计算纵向重合度
==βφ
ε
β
tan 318.01
z d
0.318?1?24?tan ?14=20.73
（5）计算载荷系数K 。
已知使用系数,1=K A 根据v= 7.6 m/s,7级精度，由《机械设计》第八版图10-8查得动载系数;11.1=K v
由《机械设计》第八版表10-4查得K H β
的值与齿轮的相同，故;
42.1=K H β
由《机械设计》第八版图 10-13查得35
.1=βf K
由《机械设计》第八版表10-3查得4.1==βαH H K K .故载荷系数
==βαH H V A K K K K K 1?1.11?1.4?1.42=2.2
（6）按实际的载荷系数校正所算得分度圆直径，由式（10-10a ）得
==3
11K
d d t
t K
mm 11.55375.156.496
.12
.256.4933
=?=? （7）计算模数
=
=z d m n 1
1c o s βmm 22.22411
.5597.02414cos 11.55=?=?? 3.3按齿根弯曲强度设计
由式（10-17）
[]
3
2
2
112cos σε
φα
ββ
F
Sa
Fa
d
n
Y Y z Y T m
K ??
≥
3.3.1确定计算参数
（1）计算载荷系数。
==βαf f V A K K K K K 35.14.111.1???=2.09
（2）根据纵向重合度 903
.1=ε
β ，从《机械设计》第八版图10-28查得螺旋角
影响系数88
.0=Y β
（3）计算当量齿数。
37.2691.024********.0cos cos 3
3
3
11=====
βz z V
59.10691
.0971497cos cos 3
3
22
====βz z
v （4）查齿形系数。
由表10-5查得18
.2;57.221==Y Y Fa Fa
（5）查取应力校正系数。
由《机械设计》第八版表10-5查得79
.1;6.121
==Y Y Sa Sa
（6）由《机械设计》第八版图10-24c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPa FE 5001=σ
；大齿轮的弯曲强度极限 MPa FE 3802=σ
；
（7）由《机械设计》第八版图10-18取弯曲疲劳寿命系数 85
.01=K FN ，88.02=K FN ；
（8）计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S ＝1.4,由《机械设计》第八版式（10-12）得
[][]MPa
MPa S
F MPa MPa S
F FE FN FE FN K
K 86.2384
.138088.057.3034
.185500
.02
2
2
1
1
1=?====
=
σ
σσ
σ
（9）计算大、小齿轮的[]
σF
Y Y Sa Fa 并加以比较。
[]
1363..057.303596
.1592.21
11=?=
σF Y
Y Sa Fa
[]
σF Y
Y Sa Fa 2
22
=
01642.086
.238774
.1211.2=?
由此可知大齿轮的数值大。
3.3.2设计计算
m
m m m m m
n
59.1085.4342.401642.065
.1*88.08.610.22332
3
2
2
4
97.024
)
14(cos 10==?=??????≥?
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m n 大于由齿面齿根弯曲疲
劳强度计算 的法面模数，取=
m n 2，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度得的分度圆直径100.677mm 来计算应有的齿数。于是由
73.26214cos 11.55cos 11
=??==m d z n β 取 27
1
=z ，则81.10803.4272=?=z 取;
1092
=z
3.4几何尺寸计算
3.4.1计算中心距
a=
()mm m z z n
2.14097
.0136
14cos 22)10927(cos 22
1
==??+=
+β
将中以距圆整为141mm.
3.4.2按圆整后的中心距修正螺旋角
?==??+=+=06.1497.0arccos 2
.14022
)10927(arccos 2)(arccos
21a
m z z n
β
因β值改变不多，故参数
ε
α
、k β、Z H
等不必修正。
3.4.3计算大、小齿轮的分度圆直径
m m m m m
z d
m
z d n
n
22497.0218
14cos 2109cos 5597
.054
14cos 227cos 2
2
11==?=
=
==?==β
β
mm a d
d 5.1392
224
552
2
1
=+=
+=
3.4.4计算齿轮宽度
mm b d
d
5567.5511
=?==φ
圆整后取mm mm B B 61;5612==. 低速级
取m=3;;303=z 由88.23
412==
z
z i
4 2.883086.4z =?= 取874=z
m m
m m m z d
z d 2618739030344
33=?===?==
mm mm a d d 5.1752
261
902
4
3
=+=
+=
mm mm b d
d
909013
=?==φ
圆整后取mm mm B B 95,9034==
表 1高速级齿轮：
名 称
代号 计 算 公 式
小齿轮
大齿轮
模数
m 2 2 压力角
α 20
20
分度圆
直径 d z d
m 11
==2?27=54
z d
m 22
==2?109=218
齿顶高 h a 22121=?===*
m h h h a a a
齿根高 h
f
2)1()(21?+=+==*
*
*
c m c
h h h a f f 齿全高 h
m c h h h a )2(*
21+=*=
齿顶圆直径 d a
*
11(2)a a m d h z =+
m h z d a a )2(*
22+=
表 2低速级齿轮：
名 称
代号
计 算 公 式
小齿轮
大齿轮
模数
m 3 3 压力角
α 20
20
分度圆
直径 d z d
m 11
==3?27=54
z d
m 22
==2?109=218
齿顶高 h a 12122a a a m h h h *
===?=
齿根高 h
f
2)1()(21?+=+==*
*
*
c m c
h h h a f f 齿全高 h
m c h h h a )2(*
21+=*=
齿顶圆直径 d a
*
11(2)a a m d h z =+
m h z d a a )2(*
22+=
4. 轴的设计
4.1低速轴
4.1.1求输出轴上的功率
p
3
转速n 3和转矩T 3
若取每级齿轮的传动的效率,则
m
N r kW n p T i
n n p p p
?=?======?===
842.735955076.12569
.99550min /76.12588.22.36269.997.990.010.103
3
3
12
2
3
3
210223
ηηη 4.1.2求作用在齿轮上的力
因已知低速级大齿轮的分度圆直径为
m m m z d
404101444
=?==
N
N N
F
F
F F d
T F t
a n t
r
t
90814tan 3642tan 136697
.03639
.0364214cos 20tan 3642cos tan 36424041000
8.735224
3
=??==
=?=???
===??=
=ββ
α
圆周力F t ,径向力 F r 及轴向力F a 的
4.1.3初步确定轴的最小直径
先按式初步估算轴的最小直径.选取轴的材料为45钢,调质处理.根据《机械设计》第八版表15-3,取112
0=A ,于是得
m m
n
p A
d 64.47077.011276
.12569
.911233
3
3
3
0min
=?=?== 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d 12.为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号.
联轴器的计算转矩T K T A ca 3=
, 查表考虑到转矩变化很小,故取3
.1=K A
,则:
mm N mm N T K T A ca ?=??==6.956594735842
3.13 按照计算转矩T ca 应小于联轴器公称转矩的条件,查标准GB/T 5014-2003或手册,
(此文档为word格式，下载后您可任意编辑修改！) 第一章概述 1.1机床主轴箱课程设计的目的 （1）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； （2）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； （2）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； （3）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。 1.2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r/min； （c）公比φ=1.41； （d）电机功率为7.5KW； （e）电机转速为1440r/min。 第二章参数的拟定 2.1 确定极限转速 由 因为=1.41 ∴得=44.64 取=45 ∴ r/min 取标准转速1440r/min 2.2 主电机选择 已知异步电动机的转速有3000 、1500 、1000、750，已知是4KW，根据《车床设计手册》附录表2选Y132S-4，额定功率5.5，满载转速1440，。
第三章传动设计 3.1 主传动方案拟定 可能的方案有很多，优化的方案也因条件而异。此次设计中，我们采用集中传动型式的主轴变速箱。 3.2 传动结构式、结构网的选择 结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的传动不失为有用的方法，但对于分析复杂的传动并想由此导出实际的方案，就并非十分有效。 3.2.1 确定传动组及各传动组中传动副的数目 级数为Z的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有、、……个传动副。即 传动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：，可以有3种方案： 12=3×2×2；12=2×3×2；12=2×2×3 3.2.2 传动式的拟定 12级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。 主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，最后一个传动组的传动副常选用2。 综上所述，传动式为12=3×2×2。 3.2.3 结构式的拟定 对于12=2×3×2传动式，有6种结构式和对应的结构网。分别为： 根据主变速传动系统设计的一般原则
第二章金属切削机床设计 1.机床设计应满足哪些基本要求，其理由是什么 答：机床设计应满足如下基本要求： 1）、工艺范围，机床工艺范围是指机床适应不同生产要求的能力，也可称之为机床的加工功能。机床的工艺范围直接影响到机床结构的复杂程度、设计制造成本、加工效率和自动化程度。 2）、柔性，机床的柔性是指其适应加工对象变化的能力，分为功能柔性和结构柔性； 3）、与物流系统的可接近性，可接近性是指机床与物流系统之间进行物料（工件、刀具、切屑等）流动的方便程度； 4）、刚度，机床的刚度是指加工过程中，在切削力的作用下，抵抗刀具相对于工件在影响加工精度方向变形的能力。刚度包括静态刚度、动态刚度、热态刚度。机床的刚度直接影响机床的加工精度和生产率； 5）、精度，机床精度主要指机床的几何精度和机床的工作精度。机床的几何精度指空载条件下机床本身的精度，机床的工作精度指精加工条件下机床的加工精度（尺寸、形状及位置偏差）。 6）、噪声；7）、自动化；8）、生产周期； 9）、生产率，机床的生产率通常是指单位时间内机床所能加工的工件数量来表示。机床的切削效率越高，辅助时间越短，则它的生产率越高。 10）、成本，成本概念贯穿在产品的整个生命周期内，包括设计、制造、包装、运输、使用维护、再利用和报废处理等的费用，是衡量产品市场竞争力的重要指标； 11）、可靠性，应保证机床在规定的使用条件下、在规定的时间内，完成规定的加工功能时，无故障运行的概率要高。 12）、造型与色彩，机床的外观造型与色彩，要求简洁明快、美观大方、宜人性好。应根据机床功能、结构、工艺及操作控制等特点，按照人机工程学要求进行设计。 2.机床设计的主要内容及步骤是什么 答：一般机床设计的内容及步骤大致如下： （1）总体设计包括机床主要技术指标设计：工艺范围运行模式，生产率，性
《卧式车床主主传动系统设计》课程设计说明书 学院、系：机械工程学院 专业：机械工程及自动化 学生姓名： 班级： 指导教师姓名：姚建明职称：副教授 最终评定成绩： 2015 年12月10日至2016 年01月09日
目录 1普通车床传动系统的设计参数2 参数的拟定 3传动设计 4传动件的估算 5动力的设计 6结构设计及说明 7参考文献 8总结
一、普通车床传动系统的设计参数 1.1普通车床传动系统设计的设计参数： （a ）主轴最低转速15主轴最高转速1500 （b ）公比φ=1.26； （c ）电机功率为7.5KW ； （d ）电机转速为1440r/min 。 二、参数的拟定 2.2 电机的选择 已知异步电动机的转速有3000 /min r 、1500/min r 、1000/min r 、750 /min r ，已知额P =7.5KW ，根据《车床设计手册》附录表2选Y132M-4，额定功率7.5kw ,满载转速为1440 min r ，87.0=η。 1min max -== z n N N R ? n Z n R 1-=? 1lg lg += ? n R Z z=11 为了方便计算取z==12 三、传动设计 3.1 主传动方案拟定 此次设计中，我们采用集中传动型式的主轴变速箱。 3.2 传动结构式、结构网的选择
? 确定传动组及各传动组中传动副的数目 级数为Z 的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有1Z 、 2Z 、……个传动副。即 321Z Z Z Z = 传动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：b a Z 3?2= ，可以有3种方案：12=3×2×2；12=2×3×2；12=2×2×3 ? 传动式的拟定 12级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。 主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，最后一个传动组的传动副常选用2。 综上所述，选传动式为12=3×2×2。 ? 结构式的拟定 对于12=3×2×2传动式，有6种结构式和对应的结构网。分别为： 12=32×21×26 12=31×23×26 12=34×22×21 12=34×21×22 12=31×26×23 12=32×26×21 根据主变速传动系统设计的一般原则传动顺序与扩大顺序相一致的原则 13612322=??
目录 第一章设计任务…………………………………………………………… 2页第二章总体设计…………………………………………………………… 5页 2.1 确定传动方案……………………………………………………5 页 2.2 刨床选择合适的电机类型……………………………………6 页 2.3V带设计……………………………………………9页 2.4齿轮1设计……………………………………………12页 2.5 齿轮2设计…………………………………………………16 页 2.6 轴I设计…………………………………………………20页 2.7 轴I的受力分析……………………………………………21页 2.8 轴II设计…………………………………………………25 页 2.9 轴 III设计………………………………………………31 页 2.10 轴 III的受力分析……………………………………………33 页 2.11 轴承寿命计算……………………………………………38页 2.12 键的选择和校核………………………………………40 页 2.13 联轴器及润滑、密封方式的选择和设计………………42 页 2.14 减速器箱体相关尺寸的设计…………………………………43 页第三章个人总结………………………………………………………45页参考文献………………………………………………………47页
第一章设计任务设计结果 1.1、课程设计题目：牛头刨床机械传动系统方案设计 1.2、工作原理： 牛头刨床是一种靠刀具的往复直线运动及工作台的间歇运动来完成工作的 平面切削加工的机床。如图1为其参考示意图。电动机经过减速传动装置 （皮带和齿轮传动）带动执行机构（导杆机构和凸轮机构）完成刨刀的往 复运动和间歇移动。刨床工作时，刨头6由曲柄2带动右行，刨刀进行切 削，称为工作行程。在切削行程H中，前后各有一段0.05H的空刀距离， 工作阻力F为常数；刨刀左行时，即为空回行程，此行程无工作阻力。在 刨刀空回行程时，由摆动从动件盘形凸轮机构通过四杆机构带动棘轮机构 ，棘轮机构带动螺旋机构使工作台连同工件在垂直纸面方向上做一次进给 运动，以便刨刀继续切削。 图1
机床主传动系统设计 多轴箱是组合机床的重要专用部件。它是根据加工示意图所确定的工件加工孔的数量和位置、切削用量和主轴类型设计的传递各主轴运动的动力部件。其动力来自通用的动力箱，与动力箱一起安装于进给滑台，可完成钻扩铰镗孔等加工工序。 通用主轴箱采用标准主轴，借助导向套引导刀具来保证被加工孔的位置精度。 5.1大型主轴箱的组成 大型通用主轴箱由通用零件如箱体、主轴、传动轴、齿轮和附加机构等 组成。有箱体、前盖、后盖、上盖、侧盖等为箱体类零件；主轴、传动 轴、手柄轴、传动齿轮、动力箱或电动机齿轮等为传动类零件；叶片泵、 分油器、注油标、排油塞、油盘和防油套等为润滑及防油元件。 5.2多轴箱通用零件 1．通用箱体类零件箱体材料为HT200，前、后、侧盖等材料为HT150。 多轴箱的标准厚度为180mm，前盖厚度为55mm，后盖厚度为90mm。 2．通用主轴 1)滚锥轴承主轴 2)滚针轴承主轴 3)滚珠轴承主轴：前支承为推力球轴承、后支承为向心球轴承或圆锥滚子 轴承。因推力球轴承设置在前端，能承受单方向的轴向力，适用于钻孔 主轴。 3．通用传动轴 通用传动轴一般用45＃钢，调质T235；滚针轴承传动轴用20Cr钢， 热处理S0.5～C59。 4．通用齿轮和套 多轴箱用通用齿轮有：传动齿轮、动力箱齿轮和电机齿轮。 5.3通用多轴箱设计 1．多轴箱设计原始依据图
1) 多轴箱设计原始依据图 图5－1.原始依据图 2) 主轴外伸及切削用量 表5－1.主轴参数表 3) 被加工零件：箱体类零件，材料及硬度，HT200，HB20～400 2． 主轴、齿轮的确定及动力的计算 1) 主轴型式和直径、齿轮模数的确定 主轴的型式和直径，主要取决于工艺方法、刀具主轴联结结构、刀具的进给抗力和切削转矩。钻孔采用滚珠轴承主轴。主轴直径按加工示意图所示主轴类型及外伸尺寸可初步确定。传动轴的直径也可参考主轴直径大小初步选定。 齿轮模数m （单位为mm ）按下列公式估算： (30~m ≥=≈1.9（《组合机床设计简明手册》p62）
数控机床主传动系统 第一节概述 1、对主传动系统的要求 (1)调速范围 :多用途、通用性大的机床要求主轴的调速范围大，低速大转矩功能，较高的速度，如车削加工中心。 (2)热变形: 电动机、主轴及传动件都是热源。低温升、小的热变形是对主传动系统要求的重要指标。 (3)主轴的旋转精度和运动精度: 主轴的旋转精度是指装配后，在无载荷、低速转动条件下测量主轴前端和距离前端300mm处的径向圆跳动和端面圆跳动值。主轴在工作速度旋转时测量上述的两项精度称为运动精度。数控机床要求有高的旋转精度和运动精度。 (4)主轴的静刚度和抗振性: 数控机床加工精度较高，主轴的转速又很高，因此对主轴的静刚度和抗振性要求较高。主轴的轴颈尺寸、轴承类型及配置方式，轴承预紧量大小，主轴组件的质量分布是否均匀及主轴组件的阻尼等对主轴组件的静刚度和抗振性都会产生影响。 (5)主轴组件的耐磨性: 主轴组件必须有足够的耐磨性，使之能够长期保持良好的精度。 2、主轴变速方式 (1).无级变速 (2)(分段无级变速 :1)带有变速齿轮的主传动2)通过带传动的主传动3)用两个电动机分别驱动主轴 (3)(液压拨叉变速机构在带有齿轮传动的主传动系统中，齿轮的换挡主要靠液压拨耳来完成 3、主轴部件
主轴部件是机床的一个关键部件，它包括主轴的支承、安装在主轴上的传动零件等。 机床的主轴部件满足的要求:主轴的回转精度、部件的结构刚度和抗振性、运转温度和热稳定性以及部件的耐磨性和精度保持能力等。 对于数控机床尤其是自动换刀数控机床，为了实现刀具在主轴上的自动装卸与夹持，还必须有刀具的自动夹紧装置、主轴准停装置和主轴孔的清理装置等结构。 (1)、主轴端部的结构形状 主轴端部用于安装刀具或夹持工件的夹具，在设计要求上，应能保证定位准确、安装可靠、联接牢固、装卸方便，并能传递足够的转矩 主轴为空心，前端有莫氏锥度孔，用以安装顶尖或心轴。 1)莫氏锥度是一个锥度的国际标准，用于静配合以精确定位。锥度很小，利用摩擦力可以传递一定的扭矩，方便拆卸。莫氏锥度又分为长锥和短锥,长锥多用于主动机床的主轴孔,短锥用于机床附件和机床连接孔, (2)主轴部件的支承 机床主轴带着刀具或夹具在支承中作回转运动，应能传递切削转矩承受切削抗力，并保证必要的旋转精度。机床主轴多采用滚动轴承作为支承，对于精度要求高的主轴则采用动压或静压滑动轴承作为支承。 (3)滚动轴承的精度 主轴部件所用滚动轴承的精度有高级E、精密级D、特精级C和超精级B。前支承的精度一般比后支承的精度高一级，也可以用相同的精度等级。普通精度的机床通常前支承取C、D级，后支承用D、E级。特高精度的机床前后支承均用B级精度液体静压轴承和动压轴承主要应用在主轴高转速、高回转精度的场合，对于要求更高转速的主轴，可以采用空气静压轴承，这种轴承达每分钟几万转的转速，有非常高的回转精度。 (4)(主轴滚动轴承的预紧
“机械制造装备设计”部分习题解答 第一章： 1-3 柔性化指的是什么？试分析组合机床、普通机床、数控机床、加工中心和柔性制造系统的柔性化程度。其柔性表现在哪里？ 答：机械制造装备的柔性化是机床可以调整以满足不同工件加工的性能。柔性化包括产品结构柔性化和功能柔性化。 按照柔性化从高到低排列应为：普通机床、数控机床、加工中心、FMS、组合机床（专用机床）。 普通机床柔性化表现在功能多、适应性强，为功能柔性化；数控机床和加工中心改变加工程序即可适应新的需要，结构柔性化；FMS加工效率较高，改变调度和程序可适应新的需要，为结构柔性化；组合机床（专用机床）生产率高，专门设计，适应性差，基本上无柔性。 1-9 机械制造装备设计有哪些类型？它们的本质区别是什么？ 答：机械制造装备设计类型有创新设计、变型设计和模块化设计三种类型。 它们的本质区别：创新设计是一种新的理论、概念的设计，变型设计是在原设计基础上改变部分部件、参数或者结构的设计，模块化设计是采用预先设计的模块进行组合的一种设计方法。 目前大多为变型设计，模块化设计缩短了新产品设计开发的时间，创新设计的产品很少。 1-15 设计的评价方法很多，结合机械制造装备设计，指出哪些评价方法较为重要，为什么？ 答：设计的评价方法有：技术经济评价、可靠性评价、人机工程学评价、结构工艺性评价、产品造型评价、标准化评价六种。 对于机械制造装备设计，这六种评价方法按重要程度由高向低排队一般是：可靠性评价、人机工程学评价、结构工艺性评价、标准化评价、技术经济评价、产品造型评价。其原因是机械制造装备投资较大，使用周期较长。为了保证产品质量、降低成本、提高可靠性和竞争能力，六种评价都是不可缺少的。 可靠性评价对产品质量与可靠性进行评价；人机工程学评价产品设计在人机工程方面的合理性；结构工艺性评价是对产品结构便于加工制造的性能进行评价，以降低生产成本，缩短生产时间；技术经济评价综合评价产品技术的先进性和经济的合理性；标准化评价是在标准化方面对产品进行评价；而产品造型评价是对产品的外观设计的合理性和新颖性进行评价。 1-17可靠性指的是什么？有哪些可靠性衡量指标？它们之间有哪些数值上的联系？ 答：可靠性是指产品在规定的条件和规定的时间内，完成规定任务的能力。 衡量指标有：可靠度R(t)、累计失效概率F(t)、失效率、平均寿命和平均无故障工作时间、可靠寿命、维修度、修复率、平均修复时间等（P37-38）。 它们之间的主要联系：F(t)=1-R(t)。 1-18 从系统设计的角度，如何提高产品的可靠性？ 答：从系统设计角度，提高产品可靠性要提高其组成各单元的可靠性水平，因此要进行系统和单元可靠性的预测。（P39） 此外要将系统可靠性指标合理分配到各组成单元中，明确各组成单元的可靠性设计要求。（P42） 第二章： 2-4 机床系列型谱含意是什么？ 答：先选择用量大的机床为“基型系列”，然后在此基础上派生出若干“变型系列”，基型和变型
机械工程学院 课程设计说明书 专业机械设计制造及其自动化 班级 XXXXXXXXXXX 姓名 XXXXXXXX 学号 XXXXXXXXXXXX 课题普通车床主传动系统设计 指导教师 XXXXXXXXXX 年月日
普通车床主传动系统设计说明书 一、 设计题目：设计一台普通车床的主传动系统，设计参数： (选择第三组参数作为设计数据) 二、运动设计 （1）传动方案设计（选择集中传动方案） （2）转速调速围2000 max 44.4445 min n Rn n == = （3）根据《机械制造装备设计》78P 公式（3-2）因为已知 1 -=z n R ? ∴ Z=?lg lg n R +1 ∴?=)1(-Z n R =114.44=1.411 根据《机械制造装备设计》77P 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《机械制造装备设计》77P 表3-6标准数列。首先找到最小极限转速25，再每跳过5个数（1.26～1.066）取一个转速，即可得到公比为1.41的数列：45、63、90、125、180、250、355、500、710、1000、1400、 2000。 （4）结构式采用：13612322=??
1）确定系数' 0x ' 0ln 1111210ln n R x Z ? = -+=-+= 2）确定结构网和结构式： 确定基本组传动副数，一般取 02 P =，在这里取 03 P = 3）基型传动系统的结构式应为：12612232=g g 4）变型传动系统的结构式，应在原结构式的基础上，将元基本组基比指数 加上' x 而成，应为' 0x 为0，故不发生改变。 根据“前多后少”，“前密后疏”的原则，取13612322=?? 5）验算原基本组变形后的变速围 () 2213(21)32 1.41 1.41 2.88x P R ? -?-====< 6）验算最末变速的组变速围 () 3316(21)63 1.41 1.417.8588x P R ? -?-====< 根据中间变速轴变速围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下： 传动系的结构网
一、设计题目 设计一台普通橱窗的主传动系统，完成变速级数为12~8级。 二、设计目的 1、运用、巩固和扩大已学过的知识，特别是机床课程，提高理论联系实际的设计与计算能力。 2、初步掌握机床主传动系统的设计方法与步骤，在拟定传动和变速的结构方案过程中，得到设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练。 3、培养使用手册、图册、有关资料及设计标准规范的能力。 4、是毕业设计教学环节实施的技术准备。 三、设计内容与基本要求 （一）运动设计 1、传动方案设计 采用集中传动方案 2、转述调整范围R 选第一组参数进行计算与设计 1.1190 1000 min max === n n R n 3、公比 由已知条件知，该传动系统为单公比传动系统公比41.1=?
4、结构式采用 42130222238??=?==z （1）确定系数 018710=+-=+-= ' Z L R L x n n n ? （2）确定结构网和结构式 ①基本组传动副数一般取20=P ②基型传动系数的结构式为：4212228??= ③因为系数00=' x ，所以变形传动系统的结构式为：4 212228??= （3）验算原基本组的变速范围 841.112<=' =?r （4）验算最末变速组的变速范围 895.341.1)12(4)12(43<===-?-??r 故所选结构式符合要求。 5、绘制转速图 1212.1119010001 ≈= ?? ? ??=-u 结构网如下：
转速图： 6、三角带设计 由<<机械设计>>表11.5知2.1=A K （1）计算功率KW P K P A c 4.55.42.1=?==。 （2）型号 由kw P c 4.5=，min /14401r n =及表11.8知应选A 型带。 （3）带轮直径1D ，2D 选mm D 1001=，则mm D D 1501000 1500 12== （4）校核带速V s m n D V /23.56000 1000 10014.36000 1 1=??= = π s m V /5min ≥；s m V /25max ≤ 所以选的带型号符合要求。 （5）初定中心矩0A mm mm D D A 500~150))(2~6.0(210=+≈
陕西理工学院 车床主传动系统设计 设计题目 系别 专业 学生姓名 班级学号 设计日期
目录 第一章概述--------------------------------------------------------------4 1、车床主传动系统课程设计的目的----------------------------4 2、设计参数----------------------------------------------------------4 第二章参数的拟定-----------------------------------------------------4 1、确定极限转速----------------------------------------------------4 2、主电机选择-------------------------------------------------------5第三章传动设计--------------------------------------------------------5 1、主传动方案拟定-------------------------------------------------5 2、传动结构式、结构网的选择----------------------------------5 3、转速图的拟定----------------------------------------------------6第四章传动件的估算---------------------------------------------------7 1、三角带传动的计算----------------------------------------------7 2、传动轴的估算----------------------------------------------------9 3、齿轮齿数的确定和模数的计算-------------------------------11 4、齿宽确定----------------------------------------------------------15 5、齿轮结构设计----------------------------------------------------16 6、带轮结构设计----------------------------------------------------16 7、传动轴间的中心距----------------------------------------------16 8、轴承的选择-------------------------------------------------------17第五章动力设计---------------------------------------------------------17
新疆工程学院机械工程系毕业设计（论文）任务书 学生姓名专业班级机电一体化09-11（1）班设计(论文)题目数控机床主传动系统及主轴设计 接受任务日期2012年2月29日完成任务日期2012年4月9日指导教师指导教师单位机械工程系 设 计(论文)内容目标 培养学生综合应用所学的基本理论，基础知识和基本技能进行科学研究能力的初步训练；培养和提高学生分析问题，解决问题能力。通过毕业设计，使学生对学过的基础理论和专业知识进行一次全面地系统地回顾和总结。通过对具体题目的分析和设计，使理论与实践结合，巩固和发展所学理论知识，掌握正确的思维方法和基本技能。 设计(论文)要求 1．论文格式要正确。 2．题目要求：设计题目尽可能选择与生产、实验室建设等任务相结合的实际题目，完成一个真实的小型课题或大课题中的一个完整的部分。 3．设计要求学生整个课题由学生独立完成。 4．学生在写论文期间至少要和指导老师见面5次以上并且和指导教师随时联系，以便掌握最新论文的书写情况。 论文指导记录 2012年3月1号早上9：30-12：00在教室和XX老师确定题目。2012年3月6日早上10：00-12:00在教室确定论文大纲与大纲审核。2012年3月13日早上10:00-12：00在教室确定论文格式。 2012年3月20日早上9：30-12:00在教室对论文一次修改。 2012年3月27日早上9：30-12:00在教室对论文二次修改。 2012年4月6日早上9：30-12：30在教室对论文三次修改。 2012年4月9日早上9:30-12：00在教室老师对论文进行总评。 参考资料[1]成大先.机械设计手册-轴承[M].化学工业出版社 2004.1 [2]濮良贵纪名刚.机械设计[M].高等教育出版社 2006.5 [3]李晓沛张琳娜赵凤霞. 简明公差标准应用手册[M].上海科学技术出版社 2005.5 [4]文怀兴夏田.数控机床设计实践指南[M].化学工业出版社 2008.1 [5][日]刚野修一(著). 杨晓辉白彦华(译) .机械公式应用手册[M].科学出版社 2004
《目录》 摘要------------------------------------------------------------1 第1章绪论 (3) 第2章运动设计 (4) 第3章动力计算 (9) 第4章主要零部件的选择 (18) 第5章校核 (19) 结束语 (21) 参考文献…………………………………………………21.
摘要设计机床得主传动变速系统时首先利用传动系统设计方法求出理想解和多个合理解。根据数控机床主传动系统及主轴功率与转矩特性要求，分析了机电关联分级调速主传动系统的设计原理和方法。从主传动系统结构网入手，确定最佳机床主轴功率与转矩特性匹配方案，计算和校核相关运动参数和动力参数。本说明书着重研究机床主传动系统的设计步骤和设计方法，根据已确定的运动参数以变速箱展开图的总中心距最小为目标，拟定变速系统的变速方案，以获得最优方案以及较高的设计效率。在机床主传动系统中，为减少齿轮数目，简化结构，缩短轴向尺寸，用齿轮齿数的设计方法是试算，凑算法，计算麻烦且不易找出合理的设计方案。本文通过对主传动系统中三联滑移齿轮传动特点的分析与研究，绘制零件工作图与主轴箱展开图及剖视图。
第一章绪论 （一）课程设计的目的 《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，进行选择和改进；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，达到学习设计步骤和方法的目的。通过设计，掌握查阅相关工程设计手册、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。 （二）课程设计题目、主要技术参数和技术要求 1 课程设计题目和主要技术参数 题目：分级变速主传动系统设计 技术参数：Nmin=75r/min；Nmax=750r/min；Z=11级；公比为1.26；电动机功率P=3.5/5KW；电机转速n=710/1420r/min 2 技术要求 1. 利用电动机完成换向和制动。 2. 各滑移齿轮块采用单独操纵机构。 3. 进给传动系统采用单独电动机驱动。
机械传动系统方案设计 一、传动系统的功能 传动系统是连接原动机和执行系统的中间装置。其根本任务是将原动机的运动和动力按执行系统的需要进行转换并传递给执行系统。传动系统的具体功能通常包括以下几个方面： （1）减速或增速； （2）变速； （3）增大转矩； （4）改变运动形式； （5）分配运动和动力； （6）实现某些操纵和控制功能。 二、机械传动的分类和特点 1、机械传动的分类 1) 按传动的工作原理分类 2) 按传动比的可变性分类 机械传动 动 啮合传动 摩擦传动 有中间挠性件 齿轮传动 蜗杆传动 螺旋传动 齿轮系传动 定轴轮系传动 周转轮系传动 链传动 同步带传动 普通带传动 绳传动 摩擦轮传动
2、机械传动的特点 (1) 啮合传动的主要特点 优点：工作可靠、寿命长，传动比准确、传递功率大，效率高（蜗杆传动除外），速度范围广。 缺点：对加工制造安装的精度要求较高。 (2) 摩擦传动的主要特点 优点：工作平稳、噪声低、结构简单、造价低，具有过载保护能力。 缺点：外廓尺寸较大、传动比不准确、传动效率较低、元件寿命较短。 三、机械传动系统的组成及常用部件 1、传动系统的组成 减速或变速装置 起停换向装置 制动装置 安全保护装置 2、常用机械传动部件 1）减速器 减速器是用于减速传动的独立部件，它由刚性箱体、齿轮和蜗杆等传动副及若干附件组成，常用的减速器如图1所示。 2）有级变速装置 ① 交换齿轮变速装置 ② 离合器变速装置 机械传动 定传动比传动 齿轮传动 蜗杆传动 螺旋传动 链传动 带传动 有级变速传动 变传动比传动 无级变速传动 摩擦轮无级变速传动 带式无级变速传动 链式无级变速传动
目录 摘要............................................................................................................ II ABSTRACT. ............................................................................................... III 第一章前言 .. (1) 1.1课题背景及目的 (1) 1.2国内外研究现状及发展趋势 (1) 1.2.1 数控系统的发展趋势 (1) 1.2.2 我国数控车床的研究现状及发展趋势 (2) 1.3课题研究内容及方法 (5) 1.3.1 课题研究内容 (5) 1.3.2 研究方法 (5) 1.4论文构成 (5) 第二章主传动系统的设计 (6) 2.1主传动系统的设计要求 (6) 2.2总体设计 (6) 2.2.1 拟定传动方案 (6) 2.2.2 选择电机 (7) 2.2.3 主运动调速范围的确定 (9) 2.2.4 转速图 (11) 第三章传动系统零部件设计 (12) 3.1传动皮带的设计和选定 (12) 3.1.1．V带传动设计 (12) 3.2轴系部件的结构设计 (14) 3.2.1 I轴结构设计 (14) 3.2.2 II轴结构设计 (17) 3.2.3电磁摩擦离合器的计算和选择 (21) 第四章主轴结构设计 (23) 4.1对主轴组件的性能要求 (23) 4.2轴承配置型式 (24) 4.3主要参数的确定 (24) 4.4主轴头的选用 (25) 4.5编码器的选择与安装 (25) 第五章结论 (27) 参考文献 (28) 致谢 (29)
第一章 概述 1.1机床主轴箱课程设计的目的 （1）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； （2）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； （2）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； （3）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。 1.2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min =31.5n r/min ； （c ）公比φ=1.41； （d ）电机功率为7.5KW ； （e ）电机转速为1440r/min 。 第二章 参数的拟定 2.1 确定极限转速 由 n R n n =min max 1-=z n R ? 因为?=1.41 ∴得n R =44.64 取n R =45 ∴ max min 1386n n n R ==r/min 取标准转速1440r/min
2.2 主电机选择 已知异步电动机的转速有3000 /min r 、1500/min r 、1000/min r 、750 /min r ，已知额P 是4KW ，根据《车床设计手册》附录表2选Y132S-4，额定功率5.5kw ，满载转速1440 min r ，87.0=η。 第三章 传动设计 3.1 主传动方案拟定 可能的方案有很多，优化的方案也因条件而异。此次设计中，我们采用集中传动型式的主轴变速箱。 3.2 传动结构式、结构网的选择 结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的传动不失为有用的方法，但对于分析复杂的传动并想由此导出实际的方案，就并非十分有效。 3.2.1 确定传动组及各传动组中传动副的数目 级数为Z 的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有1Z 、 2Z 、……个传动副。即ΛΛ321Z Z Z Z = 传动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： b a Z 3?2= ，可以有3种方案： 12=3×2×2；12=2×3×2；12=2×2×3 3.2.2 传动式的拟定 12级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。 主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，最后一个传动组的传动副常选用2。 综上所述，传动式为12=3×2×2。 3.2.3 结构式的拟定 对于12=2×3×2传动式，有6种结构式和对应的结构网。分别为： 62123212??= 61323212??= 14223212??= 24123212??= 31623212??= 12623212??= 根据主变速传动系统设计的一般原则13612322=??
制造装备 课程设计任务书 （2015~2016学年） 设计题目普通车床主传动系统的设计 学院名称电气工程与自动化学院机械工程系 专业（班级）机械设计制造及自动化 姓名（学号）Z41214054XX 起讫日期 指导教师 下发任务书日期 201X年 X月 X 日
安徽大学制造装备课程设计任务书
安徽大学 审阅 课程设计成绩评定 答辩
目录１、参数的拟定 ２、运动的设计 ３、传动件的估算和验算 ４、展开图的设计 ５、总结
一、参数拟定 １、确定公比φ 已知Ｚ＝8级（采用集中传动） n max =1250 n min=40 R n=φz-1 所以算得φ≈1.26 2、确定电机功率N 已知电机功率N=4.4kw 二、运动的设计 1、列出结构式 8=2[2] 3[] 2[4] 因为：在I轴上如果安置换向摩擦离合器时，为减小轴向尺寸，第一传动组的传动副数不能多，以2为宜。在机床设计中，因要求的R较大，最后扩大组应取2更为合适。由于I轴装有摩擦离合器，在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合器的直径。 2、拟定转速图 1）主电机的选定 电动机功率N：4.4KW 电机转速n d:
因为n max =1250vr/min ，根据N=4.4KW ，由于要使电机转速n d 与主轴最高转速相近或相宜，以免采用过大的升速或过小的降速传动。所以初步定电机为：Y132m-4，电机转速1440r/min 。 2）定比传动 在变速传动系统中采用定比传动，主要考虑传动、结构和性能等方面要求，以及满足不同用户的使用要求。为使中间两个变速组做到降速缓慢，以利于减少变速箱的径向尺寸，故在Ⅰ-Ⅱ轴间增加一对降速传动齿轮。 3）分配降速比 8级降速为：250315400500 630 8001000 315 1250 （r/min ） 画出转速图 8=2[2]2[2]2[4] 电 ⅡⅢ Ⅳ Ⅰ250 315400500 630800100012501440r/min 结构大体示意图:
目录 前言 0 1．设计任务和目的 (1) 2．运动设计 (1) 1）运动参数的确定 (1) 2）拟定结构式 (3) 3)确定是否需要增加降速的定比传动副 (4) 4)分配个变速组的最小传动比，拟定转速图 (4) 5）齿数的确定 (4) 6)选择最佳转速 (5) 7)皮带轮直径的确定 (5) 3．动力计算 (7) 1)计算各轴的功率和扭矩 (7) 2)确定个传动件的计算转速 (7) 3）主轴及各轴直径的估算 (8) 4）齿轮模数估算和几何尺寸计算 (8) 5)主轴及各传动组件的结构分析与选择 (9) 4.主轴组件的设计计算 (10) 5．参考资料…………………………………… 5．结束语……………………………………
机床主传动系统设计 摘要：本课题为机床主传动系统的设计，经过全面的分析比较确定一种比较合理的方案使该系统能完成18级变速，基本满足通用型普通车床的加工要求和技术要求。本系统的设计过程中运用了分析比较，逆推等方法来完成了各种不同方案的优化选择，从而确定了一套比较合理的方案。 关键词：优化设计、逆推法、公比、基本组、扩大组 1.设计任务和目的： 该机床主传动系统可提供各种车削工作所需转速，使车床完成各种公制、英制、模数螺纹的车削任务。 主轴三支撑均采用滚动轴承；该系统具有刚性好、功率大、操作方便等特点。2.运动设计： 1）运动参数的确定： 已知：主轴的最高转速Nmax=1440rpm，最低转速：Nmin=30rpm，求主轴的转速级数Z及公比Ф。 a.公比Ф的确定： 依据资料要求，对于中型通用机床，万能性较大，因而要求转速级数Z要多一些，但结构又不能过于复杂。因此，公比Ф常推荐优先选择1.25或1.41。 b.转速级数Z的确定及分析比较： 由R n =N max ／N min =1400／30=46.667，Z=1+ L g R n ／L g Ф 当Ф=1.26时，经计算Z=1+L g 46.667／L g 1.26≈18级； 当Ф=1.41时，经计算Z=1+ L g 46.667／L g 1.41≈12级。 分析比较： 当Ф=1.26时，计算得Z=18级转速，级数较大，机床主传动系统结构较复杂，所需传动件相对较多，但适用范围更广，有利于机床主传动系统功能的充分发挥。在选择车削速度时，更有利于优化选择，与同类级数较少的机床相比较，更能发挥其性能。同时速度损失相对较小； 当Ф=1.41时，计算得Z=12级转速，级数较小，机床主传动系统结构相对简单，但通用性不强。 综上所述： 本系统选择Ф=1.26，Z=18级转速方案。 按标准转速数列为：30、37.5、47.5、60、75、95、118、150、190、235、300 、375、475、600、750、950、1180、1500（rpm）。 2）拟定结构式： a．确定变速组的数目和各变速组中的传动副的数目。 该主传动系统的变速范围较大，级数较多，需经过较长的传动链才能将其速度降到主轴的所需转速，通常采用P=2或3，18=33332，共需三个变速组。 b．确定不同传动副数的各变速组的排列次序：
题目：简式车床主传动系统设计 专业：机械设计制造及其自动 班级： 姓名： 学号： 指导教师： 2017年6月30日
目录 设计目的 (3) 设计步骤 (4) 1.确定传动公比及其转速值 (4) 1.1确定传动公比 (4) 1.2选定主轴各级转速 (4) 2.选择主传动方案 (5) 2.1 变速方式 (5) 2.2开停、制动 (5) 3.拟定结构式、结构网、转速图 (5) 3.1拟定结构式 (5) 3.2画结构网 (6) 3.3拟定转速图 (7) 3.3.1确定定比传动 (8) 3.3.2确定各轴转速 (8) 3.3.3确定齿轮齿数 (9) 3.3.4校核主轴转速误差 (11) 4．确定各传动件计算转速 (12) 4.1各轴计算转速： (12) 4.2各个齿轮计算转速 (13) 5.传动系统图 (14) 结束语 (15) 参考文献 (17)
设计目的 通过设计实践，掌握机床主传动系统的设计方法。培养综合运用机械制图，金属切削技术，机械设计技术，及结构工艺相关知识，进行工程设计的能力。培养使用手册图册，有关资料及设计标准规范的能力，提高技术总结及编制技术文件的能力。巩固所学理论知识，为毕业设计积累经验，做准备。
设计步骤 根据设计题目给定的机床种类、规格、主轴极限转速（n min 、n max ）、转速级数Z ，确定其他有关运动参数，选定主轴各级转速值：通过分析比较，选择传动方案；拟定结构式和结构网，拟定转速图；确定齿数及带轮直径；绘制传动系统图 1.确定传动公比及其转速值 1.1确定传动公比 根据给定的主轴极限转速Rn=37.5～1700r/min 和转数级数Z=12，求得传动公比 33.455 .371700 min max == = n n Rn 1-=Z Rn ?=1.41 1.2选定主轴各级转速 查参考文献【1】可知标准公比为1.06，1.12，1.26，1.41，1.58，1.72，2 因为=1.41=1.066 查参考文献【1】表7-1标注数列表 首先找到最小极限转速37.5r/min 再每跳过5个数取一个转数，即可得到公比为1.41的数列