說明書普通車床主軸變速箱設計

1、貴州大學機械工程學院機自專業(yè)機械加工設備課程設計任務書1、 設計題目：中型普通車床主軸變速箱設計2、 設計參數：床身上最大工件回轉直徑：400mm 主電動機功率：7.5千瓦 主軸最高轉速：1400轉分 主軸最低轉速：31.5 轉分3、 設計要求：1、 主軸變速箱設計計算；2、 主軸變速箱結構設計；3、 繪制主軸變速箱裝配圖；4、 編寫設計計算說明書。4、 設計時間：開始日期：2012年12月31日 結束日期：2013年1月18日學生姓名： 指導教師： Yi 目錄1.車床參數的擬定- -21.1車床主參數和基本參數-22.運動設計- -42.1傳動結構式、結構網的選擇確定-42.1.1傳動組及各

2、傳動組中傳動副的數目-42.1.2傳動系統(tǒng)擴大順序的安排 -42.1.3繪制結構網-42.1.4傳動組的變速范圍的極限值-52.1.5最大擴大組的選擇-52.2轉速圖的擬定-62.2.1主電機的選定-62.3齒輪齒數的確定及傳動系統(tǒng)圖的繪制-72.3.1齒輪齒數的確定的要求-72.3.2變速傳動組中齒輪齒數的確定-83.結構草圖設計- -113.1確定計算轉速-113.1.1主軸的計算轉速-113.1.2中間傳動件的計算轉速-113.1.3齒輪的計算轉速-123.2傳動軸的估算和驗算-123.2.1傳動軸直徑的估算-123.2.2主軸的設計與計算-133.2.3主軸材料與熱處理-163.3齒輪

3、模數的估算和計算-163.3.1齒輪模數的估算-163.3.2齒輪模數的驗算-193.4軸承的選擇與校核-213.4.1一般傳動軸上的軸承選擇-213.4.2主軸軸承的類型-223.4.3軸承間隙調整-223.4.4軸承的校核-233.5摩擦離合器的選擇與驗算-233.5.1按扭矩選擇-243.5摩擦離合器的選擇與驗算-243.5.1按扭矩選擇-243.5.2外摩擦片的內徑d- -253.5.3選擇摩擦片尺寸(自行設計)-253.5.4計算摩擦面的對數Z-253.5.5摩擦片片數 -25參考文獻- -261.車床參數的擬定1.1車床主參數和基本參數1、 主軸的極限轉速由設計任務書可知：機床主軸

4、的極限轉速為： 、 則其轉速范圍 考慮到設計的結構復雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴大傳動分級變速，并選取級數z=12,設其轉速公比為。則由式： 現以=1.26和1.41代入上式得R=12.7和43.8，因此選=1.41更為合適.各級轉速數列由標準數列表中查出，因=1.41=，首先找到31.5，然后每隔5個數取一個值，可得如下轉速數列:31.5、45、63、90、125、180、250、355、500、710、1000、1400共12級轉速。2、主軸轉速級數Z和公比已知= =且Z=x3ba、b為正整數，即Z應可以分解為2和3的因子，以便用2、3聯滑移齒輪實現變速。（如取4或5的因子，則要用兩個互鎖

5、的滑移齒輪，以確保只有一對齒輪嚙合。使得結構過于復雜且不易控制。）取Z=12級 則Z=22 =1400 =31.5 =41.4綜合上述可得：主傳動部件的運動參數 =1400 =31.5 Z=12 =1.413、主電機功率動力參數的確定合理地確定電機功率N，使機床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產需要，又不致使電機經常輕載而降低功率因素。查<設計指導>P7可知中型普通車床典型重切削條件下的用量刀具材料：YT15工件材料45號鋼，切削方式：車削外圓查表可知：切深ap=4mm 進給量f(s)=0.4mm/r切削速度V=100m/min功率估算法用的計算公式a 主切削力：Fz=1900=1900

6、×4×=3822.6Nb 切削功率： c 估算主電機功率： 查課程設計P16 可選取電機為：Y132M-4 額定功率為7.5KW，滿載轉速為1440rmin.2.運動設計2.1傳動結構式、結構網的選擇確定2.1.1傳動組及各傳動組中傳動副的數目級數為Z的傳動系統(tǒng)由若干個順序的傳遞組組成，各傳動組分別有Z1、Z2、Z3、個傳動副.即Z=Z1Z2Z3傳動副數為使結構盡量簡單以2或3為適合，即變速級數Z應為2和3的因子： 即 Z=2a3b實現12級主軸轉速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副的組合:1) 12=3×4 2) 12=4×33) 12=3×2

7、×2 4) 12=2×3×25) 12=2×2×3方案1）和方案2)可省掉一根軸。但有一個傳動組有四個傳動副。若用一個四聯滑移齒輪，則將大大增加其軸向尺寸；若用兩個雙聯滑移齒輪，則操縱機構必須互鎖以防止兩個滑移齒輪同時嚙合。將使得結構比較復雜。故在此不予采用。 按照傳動副“前多后少”的原則選擇Z=3×2×2這一方案，但主軸換向采用雙向片式摩擦離合器結構，致使軸的軸向尺寸過大，所以此方案不宜采用，加之主軸對加工精度、表面粗超度的影響最大。因此在主軸的傳動副不宜太多，故方案5）亦不采用。而應先擇12=2×3×

8、2。綜上所述： 方案4） 12=2×3×2 是比較合理的 2.1.2 傳動系統(tǒng)擴大順序的安排12=2×3×2的傳動副組合，其傳動組的擴大順序又可以有種形式：1) 12=21×32×26 2) 12=21×34×223) 12=23×31×26 4) 12=26×31×235) 12=22×34×21 6) 12=26×32×21 以上各種結構式方案中，由于傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍的限制，一般升速時。極限變速范圍。檢查傳動

9、組的變速范圍時，只需檢查最后一個擴大組,因其他傳動組的變速范圍都比他小。由式 對于方案2）和 方案5）有：,則對于方案2）和 方案5）不予考慮。對于其余方案有：。然而在可行的結構式方案1）、3）、4）、6）中，為了使中間軸變速范圍最小，在各方案同號傳動軸的最高轉速相同時，變速范圍越小，最低轉速越高，轉矩越小，傳動件尺寸也就越小。比較方案1）、3）、4）、6），方案1）的中間傳動軸變速范圍最小，方案1）最佳。但由于軸裝有摩擦離合器，在結構上要求有一齒輪的齒根圓大于離合器的直徑因而采用方案3）12=23×31×26 最佳2.1.3 繪制結構網 由上選擇的結構式12=23

10、5;31×26 畫其結構圖如下：圖2.1結構網2.1.4 傳動組的變速范圍的極限值齒輪傳動最小傳動比Umin1/4,最大傳動比Umax,決定了一個傳動組的最大變速范圍Rmax=umax/umin。因此，要按照下表，淘汰傳動組變速范圍超過極限值的所有傳動方案。極限傳動比及指數X,X,值為：表2.1 公比極限傳動比指數1.41X值：Umin=1/44X'值：Umax=x, =22(X+ X')值：rmin=x+x=8 62.1.5最大擴大組的選擇正常連續(xù)的順序擴大組的傳動結構式為：Z=Z11Z2Z1Z3Z1Z2最后擴大組的變速范圍按照r原則，導出系統(tǒng)的最大級數Z和變速范圍

11、R為：表2.2 Z3 2 3 1.41 Z=12 R=44 Z=9 R=15.6 最后擴大組的傳動副數目Z3=2時的轉速范圍遠比Z3=3時大 Z3=2時:R64/ Z3=3時：R22.6/因此，在機床設計中，因要求的R較大，最后擴大組應取2更為合適。同時，最后傳動組與最后擴大組往往是一致的。安裝在主軸與主軸前一傳動軸的具有極限或接近傳動比的齒輪副承受最大扭距，在結構上可獲得較為滿意的處理，這也就是最后傳動組的傳動副經常為2的另一原因。2.2 轉速圖的擬定 運動參數確定以后，主軸各級轉速就已知，切削耗能確定了電機功率。在此基礎上，選擇電機型號，確定各中間傳動軸的轉速，這樣就擬定主運動的轉速圖，使

12、主運動逐步具體化。2.2.1主電機的選定1）電機功率N：中型機床上，一般都采用三相交流異步電動機作為動力源。根據機床切削能力的要求確定電機功率：N=7.5KW2） 電機轉速： 選用時，要使電機轉速與主軸最高轉速和I軸轉速相近或相宜，以免采用過大的升速或過小的降速傳動。=1440r/min3）分配降速比: 該車床主軸傳動系統(tǒng)共設有四個傳動組其中有一個是帶傳動。根據降速比分配應“前慢后快”的原則以及摩擦離合器的工作速度要求，確定各傳動組最大、最小傳動比。 分配總降速傳動比時，要考慮是否增加定比傳動副，以使轉速數列符合標準和有利于減小齒數和減小徑向與軸向尺寸，必須按“前慢后快”的原則給串聯的各變速器

13、分配最小傳動比。a 決定軸-的最小降速傳動比:主軸上的齒輪希望大一些，能起到飛輪的作用，所以最后一個變速組的最小降速傳動比取極限1/4，公比=1.41，1.414=4，因此從 軸的最下點向上4格，找到上對應的點，連接對應的兩點即為-軸的最小傳動比。b 決定其余變速組的最小傳動比根據“前慢后快”的原則，軸-間變速組取umin=1/3，即從軸向上3格，為了使軸-間中心距不至太大，故降速比不宜太大，可?。涣硪粋鲃痈辈捎蒙賯鲃?，傳動比為連接各線。c 根據每個變速組的傳動比連線按基本組的級比指數x0=3，第一擴大組的級比指數x1=1，第二擴大組的級比指數x3=6由于結構式有三個傳動組，變速機構共有四根

14、軸，加上電動機軸共五根軸，由上分析畫出其轉速圖如下：2.3 由轉速圖確定各軸及各齒輪計算轉速計算轉速是指主軸或各傳動件傳遞全功率時的最低轉速。由金屬切削機床表82可查得主軸的計算轉速為從主軸最低轉速算起，第一個轉速范圍內的最高一級轉速，即為。軸的計算轉速為、軸的計算轉速為、軸的計算轉速為 各傳動齒輪的計算轉速如下表：表2.3 齒輪的計算轉速齒輪計算轉速（r/min）7107101000355355355355250180125125355250903 傳動軸的估算3.1傳動軸直徑的估算傳動軸直徑按扭轉剛度用下列公式估算傳動軸直徑： 其中：N該傳動軸的輸入功率 KWNd電機額定功率；從電機到該傳

15、動軸之間傳動件的傳動效率的乘積該傳動軸的計算轉速r/min每米長度上允許的扭轉角(deg/m),可根據傳動軸的要求選取如表3.2所示：表3.2 剛度要求允許的扭轉角 主 軸 一般的傳動軸較低的傳動軸0.5111.51.52對于一般的傳動軸，取=1.1。取估算的傳動軸長度為1000mm。 對軸有： =710r/min 預取mm對軸有：KW=355 r/min mm 預取d2=37 對軸有： KW=125r/min mm 預取mm采用花鍵軸結構，即將估算的傳動軸直徑d減小7%為花鍵軸的直徑，在選相近的標準花鍵。=37×0.93=28.83mm=37×0.93=34.41mm=4

16、8×0.93=44.64mm查P35表可以選取花鍵的型號其尺寸分別為軸取 6-30×26×5軸取 6-38×33×10軸取 6-48×42×124片式摩擦離合器的選擇和計算4.1片式摩擦離合器的選擇片式摩擦離合器可以在運轉中接通或斷開，且具有結合平穩(wěn)、沒有沖擊、結構緊湊等特點，部分零件已標準化。在機床主軸箱變速傳動中用于主軸的啟動和正、反轉。1、 摩擦離合器上扭矩的計算 由上可知軸取 6-30×26×6，直徑為31mm、轉速為。 摩擦離合器所在軸（軸）的扭矩由下式計算： 式中：離合器的額定靜扭矩 K安全系

17、數 運轉時最大扭矩 N電動機額定功率 軸計算轉速 電動機軸到軸傳動效率由上知：N=7.5KW、=710、=0.96。查機床設計手冊表得 K=1.5。則由P41表查的摩擦離合器外片外徑D=110mm，內片內徑d=40mm， 則其平均圓周速度2、 計算摩擦面對數Z 式中：f摩擦片間摩擦系數 p許用壓強MPa D摩擦片外片外徑mm d摩擦片內片內徑mm Kv速度修正系數 Kz 結合面數修正系數 Km 接觸系數修正系數 查P42表12得f=0.06、p=1.2.；查表13得Kv =0.94、Km =0.84所以經計算得KzZ=6.8,由于KzZ值不大,故可通過增加摩擦片數以減少摩擦片直徑,進而減少軸徑

18、,從而使軸的徑向尺稱減少.現取摩擦離合器外片外徑D=90mm,內片內徑d=30mm，查表13得Kv =1.08、Km =0.84，代入上式可得KzZ=7.9可近似=12X0.64=7.68，故取Z=12，則摩擦片的總數為z+1=12+1=13片,內片Z/2+1=7，外片Z/2=6。3 計算軸向壓力Q 軸向壓力可由下式計算： /將D=90mm、d=30mm、 p=1.2、Kv =1.08代入上式得 Q=5493.7N5 帶輪直徑和齒輪齒數的確定5.1 帶輪傳動的選擇1、選擇三角帶型號及帶輪直徑的確定由（式中為v帶計算轉速、為工作情況系數、P為電動機額定功率）。電動機額定功率P=7.5KW，查機械

19、設計表87取KA=1.3則，小輪轉速（即電機軸轉速）為1440查機床設計指導P29圖4-1選用B型三角帶。查表取小輪直徑140mm，大輪直徑由式。帶的滑動系數一般取0.02則根據V帶輪的基準直徑系列圓整后取mm。2、 確定三角帶速度v 由于，對于B型帶比較經濟耐用。故滿足設計要求。3、 初定中心距A0帶輪的中心距，通常根據機床總體布局初步選定，一般可在下列范圍內選?。褐行木噙^小，將降低帶的壽命；中心距過大又將引起帶的振動。對重型機床電動機軸變速箱帶輪軸的中心距一般為750850mm.故估算的帶輪中心距滿足要求。4、確定三角帶的計算長度L0及內周長LN三角帶的計算長度是通過三角帶截面重心的長度。

20、代入數據得=2177.9 mm.將其圓整得標準的計算長度為L=2273 mm,查表得相應的內周長度=2240mm，修正值Y=33mm5、 驗算三角帶的撓曲次數 撓曲次數，故能滿足要求6、 確定實際中心距 實際中心距 7、 驗算最小包角 故能滿足要求8、 確定三角帶根數三角帶根數式中：N1為根三角帶傳動的功率，N0為單根三角帶在、特定長度、平穩(wěn)工作情況下傳遞的功率，查表得N0=2.70 C1包角系數，查表得C1=0.98三角帶傳遞的功率N1=7.5 KW將所查數據代入可得所以，所需帶輪的根數為3根5.2 確定齒輪齒數 可用計算法或查表確定齒輪齒數，后者更為簡便，根據要求的傳動比u和初步定出的傳動

21、副齒數和，查表即可求出小齒輪齒數。選擇時應考慮：1.傳動組小齒輪應保證不產生根切。對于標準齒輪，其最小齒數=172.齒輪的齒數和不能太大，以免齒輪尺寸過大而引起機床結構增大，一般推薦齒數和100-120，常選用在100之內。3.同一變速組中的各對齒輪，其中心距必須保證相等。4.保證強度和防止熱處理變形過大，齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚5. 保證主軸的轉速誤差在規(guī)定的范圍之內。 圖2.3 齒輪的壁厚5.2.1變速傳動組中齒輪齒數的確定 1）確定齒輪齒數 1. 用計算法確定第一個變速組中各齒輪的齒數 其中： 主動齒輪的齒數 被動齒輪的齒數 對齒輪的傳動比 對齒輪的齒數和 為了保證不產生根切以及保證最小齒

22、輪裝到軸上或套筒上具有足夠的強度，最小齒輪必然是在降速比最大的傳動副上出現。且齒根圓直徑應大于摩擦離合器外片外徑，即大于90mm。故把Z1的齒數取大些。取Z2=41則 =齒數和=Z2+Z2'=41+82=123同樣根據公式: 得 Z1 = 72 =512. 用查表法確定第二變速組的齒數1） 首先第二變速組u3、u4、u5中各傳動比u3=、。能同時滿足三個傳動比要求的齒數和有=84、87、92、96、99、104、107、108、111、114、118、119， 確定合理的齒數和，為了使主軸箱軸向尺寸不宜太大，故選取較小的最小齒輪齒數，在以上同時滿足三個傳動比的齒數和中，選取最小齒輪齒數

23、為22，則對應的齒數和為=84。2） 依次可以查得各傳動比對應的最小齒輪齒數為：則由得=49，=56，=623) 確定第三變速組中各傳動比u5=、選取齒數和為120，在同時滿足兩個傳動比的齒數和中，Z7=24，=96，Z6=80，=40表2.4 各傳動組的最小齒輪齒數和齒數和變速組第一變速組第二變速組第三變速組齒數和12384120齒輪齒數72415182352822495662802440965.3 驗算主軸轉速誤差 由于確定的齒輪齒數所得的實際轉速與傳動設計的理論轉速難以完全相符，需要驗算主軸各級轉速，最大誤差不得超過±10(-1)%。主軸各級實際轉速值用下式計算n實=nd

24、15;(1-)×u1×u2×u3×u4其中： 滑移系數=0.02u1、 u2 、u3 、u4分別為各級的傳動比 轉速誤差用主軸實際轉速與標準轉速相對誤差的絕對值表示n=±10(-1)%n=(30.8-31.5)/31.5=0.024.1% 同樣其他的實際轉速及轉速誤差如下:表2.5各級傳動組的轉速誤差主軸轉速n1n2n3n4n5n6n7n8n9n10n11n12理論轉速31.545639012518025035550071010001400實際轉速30.844.162.687.0124.4176.4246.7352.8500.4705.6994

25、.91411.2轉速誤差 0.020.020.0060.0330.00480.020.01320.00620.00080.00620.00510.008故轉速誤差滿足要求。 5.4 齒輪的布置為了使變速箱結構緊湊以及考慮主軸適當的支承距離和散熱條件，其齒輪的布置如下圖2.4所示。 圖2.4齒輪結構的布置6 齒輪模數及中心距的估算6.1 齒輪模數的估算 根據齒輪彎曲疲勞的估算：mm 齒面點蝕的估算：mm 其中為大齒輪的計算轉速，A為齒輪中心距。 由中心距A及齒數、求出模數：mm 根據估算所得和中較大的值，選取相近的標準模數。 1）齒數為41與82的齒輪N=7.2KW mm= mm mm取模數為2

26、2）齒數51與72的齒輪 mm=mmmm取模數為23）齒數為35與49的齒輪 N=7.16KW mm =mmmm取模數為44）齒數為28與56的齒輪N=7.16KW mm=mm mm取模數為45）齒數為22與62的齒輪 N=7.16KW mm=mmmm取模數為46）齒數為40與80的齒輪N=7.09KWmm =mmmm取模數為47）齒數為24與96的齒輪 N=7.09KW mm =mmmm取模數為46.2 齒輪分度圓直徑及（軸）中心距的估算1）-傳動軸上兩齒輪傳動副齒輪齒數分別為：72與51、41與82。為了使軸上小齒輪齒根圓比摩擦離合器外片的外徑大，即大于90mm,取模數為2.5，則其分度圓

27、直徑分別為：-傳動軸間中心距 2）-傳動軸上齒輪傳動副齒輪齒數分別為：35與49、28與56、22與62。模數為4，則其分度圓直徑分別為：-傳動軸間中心距3）-傳動軸上兩齒輪傳動副齒輪齒數分別為：28與56、17與67。模數為4，則其分度圓直徑分別為：-傳動軸間中心距 7 主軸及其組件的設計 主軸組件結構復雜，技術要求高。安裝工件的主軸參與切削成形運動，因此，它的精度和性能性能直接影響加工質量（加工精度與表面粗糙度）。1）主軸直徑的選擇由車床功率N=5.5kw,查表可以選取前支承軸頸直徑:,考慮到軸承的直徑系列均為5的倍數，故取 后支承軸頸直徑 D2=(0.70.85)D1=7085mm 選取 D2=80 mm2）主軸內徑的選擇車床主軸由于要通過棒料，安裝自動卡盤的操縱機構及通過卸頂尖的頂桿，必須是空心軸。確定孔徑的原則是在滿足對空心主軸孔徑要求和最小壁厚要求以及不削弱主軸剛度的要求盡可能取大些。由車床主