普通車床主軸變速箱設(shè)計說明書

1、金屬切削機床課程設(shè)計說明書加Q87獲取Cad 裝配圖，零件圖設(shè)計題目：普通車床主軸變速箱設(shè)計學(xué)院：安徽農(nóng)業(yè)大學(xué)經(jīng)濟技術(shù)學(xué)院專業(yè)：機械設(shè)計制造及其自動化姓名：00000學(xué)號：00000指導(dǎo)老師 ：00000一、設(shè)計題目：普通車床主軸變速箱設(shè)計二、設(shè)計參數(shù)：主電機功率： KW主軸最高轉(zhuǎn)速： 1360 r/mi n主軸最低轉(zhuǎn)速：35r/mi n三、設(shè)計要求1、主軸變速箱裝配圖1張（A0）（展開圖和主要的橫向剖視圖）2、 主零件工作圖（A3）和傳動系統(tǒng)圖（A3）3、設(shè)計計算說明書1份齒輪強度校核 13目錄一、傳動設(shè)計電機的選擇 6運動參數(shù) 6擬定結(jié)構(gòu)式 61.3.1 傳動結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選擇 61.3

2、.2 傳動組和傳動副數(shù)可能的方案 61.3.3 結(jié)構(gòu)網(wǎng)和結(jié)構(gòu)式各種方案的選擇 61.3.4 各方案的分析比較 7轉(zhuǎn)速圖和系統(tǒng)圖的擬定 7確定帶輪直徑 81.5.1 確定計算功率 81.5.2選擇V帶類型81.5.3 確定帶輪直徑并驗算帶速 V81.5.4 確定帶傳動的中心距和帶的基準長度 81.5.5驗算小帶輪的包角 81.5.6 確定帶的根數(shù) 81.5.7 計算帶的張緊力 F091.5.8 計算作用在軸上的壓軸力 9確定各變速組傳動副齒數(shù) 9繪制傳動系統(tǒng)圖 10主軸計算轉(zhuǎn)二、動力設(shè)計 10確定傳動件計算轉(zhuǎn)速10 2.1.1速102. 1 .2各傳動軸計算轉(zhuǎn)速 112. 1 .3各齒輪計算轉(zhuǎn)速

3、 112. 1 .4核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 11各傳動組齒輪模數(shù)的確定和校核 112.3.1 校核 a 傳動組齒輪 132.3.2 校核 b 傳動組齒輪 142.3.3 校核 c 傳動組齒輪 14主軸撓度的校核 152.4.1 確定各軸最小直徑 152.4.2 軸的校核 16片式摩擦離合器的選擇及計算 162.5.1 決定外摩擦片的內(nèi)徑 d0 162.5.2 選擇摩擦片尺寸 172.5.3 計算摩擦面對數(shù) Z172.5.4 計算摩擦片片數(shù) 182.5.5 計算軸向壓力 Q18三、結(jié)構(gòu)設(shè)計 18帶輪的設(shè)計 18主軸換向機構(gòu)的設(shè)計 18制動機構(gòu)的設(shè)計 19齒輪塊的設(shè)計 19軸承的選擇 19主軸組件的設(shè)計

4、 193.6.1 各部分尺寸的選擇 193.6.1.1 主軸通孔直徑 193.6.1.2 軸頸直徑 193.6.1.3 支承跨距及懸伸長度 203.6.2 主軸軸承的選擇 20潤滑系統(tǒng)的設(shè)計 20四、設(shè)計小結(jié) 20五、 參考文獻20、傳動設(shè)計電機的選擇(1) 床身上最大回轉(zhuǎn)直徑：400mm(2) 主電機功率：(3) 主軸最高轉(zhuǎn)速：1360r/min參考機床主軸變速箱設(shè)計指導(dǎo)(以下簡稱設(shè)計指導(dǎo))P16選擇Y100L2-4型異步電動機。運動參數(shù)變速范圍Rn =Vmax = 1360/35= Z 1vmin對于中型車床，=或 = 此處取 =得轉(zhuǎn)速級數(shù)Z=17。查設(shè)計指導(dǎo)P6標(biāo)準數(shù)列表得轉(zhuǎn)速系列為：3

5、34455698710613217021226533542553067085010601360擬定結(jié)構(gòu)式1、確定公比根據(jù)設(shè)計數(shù)據(jù)，公比 =2、求出主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)Z由題目可知，轉(zhuǎn)速級數(shù)Z=173、確定結(jié)構(gòu)式(1) 確定傳動組和傳動副數(shù)由于總級數(shù)為17,先按18設(shè)計再減掉一組。共有以下幾種方案：18=3*3*2 18=3*2*318=2*3*3根據(jù)傳動副前多后少原則，以減少傳動副結(jié)構(gòu)尺寸選擇第一組方案即：18=3*3*2(2) 確定結(jié)構(gòu)式按前密后疏原則設(shè)計結(jié)構(gòu)式中的級比指數(shù)，得到：18 = 31 x33 x2q減掉一組轉(zhuǎn)速為：1 二 S x3, x2g1 a對于該結(jié)構(gòu)式中的第二擴大組一 一_，因 匹

6、二卩=6,35105 r/min,能傳遞全 部功率，所以軸川的計算轉(zhuǎn)速為 106 r/min，軸U的計算轉(zhuǎn)速為425r/min ；軸1 的計算轉(zhuǎn)速為850r/min。2.1.3各齒輪計算轉(zhuǎn)速傳動組c中，18/72只需計算z = 18的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為475r/min ; 60/30只需計 算z = 30的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為355r/min ;傳動組b計算z = 45的齒輪，計算轉(zhuǎn)速 為425r/min ;傳動組a應(yīng)計算z =32的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為 850r/min。2.1.4核算主軸轉(zhuǎn)速誤差（n實n標(biāo)）n標(biāo)100%1.64%5%所以合適。各傳動組齒輪模數(shù)的確定和校核一般同一變速組中的齒輪取同一模

7、數(shù)，選擇負荷最重的小齒輪，按簡化的接 觸疲勞強度下列公式進行計算：mj163383(u 1)Nd山和oj 2 n其中，m -按接觸疲勞強度計算的齒輪模數(shù);U大小齒輪齒數(shù)比；Nd-電動機功率kw，肌=;0m-齒寬系數(shù)，取m 8 ;z1 -小齒輪齒數(shù)o-齒輪傳動許用接觸應(yīng)力nj -計算齒輪計算轉(zhuǎn)速（r/min ）齒輪材料初選45鋼調(diào)質(zhì)+表面淬火（硬度約45HRQ，按較高可靠度選擇安全系數(shù)為，得:hH limST1120MPa125896MPa變速組a：ma16338 3(u 1)Nd16338 3 &(2 1) 52422 89628502.18mm ,取ma=得軸I上齒輪的直徑:da1=*32=

8、80mm,da2=*28=70mm, da3=*24=60軸U上兩聯(lián)齒輪的直徑分別為：Da1=*40=100mm,Da2=*44=110mm, Da3=*48=120mm變速組b:叫(U1)Nd,幾乙2讓巧2 nj16338316338384253.13mm，取佩 3.5mm于是軸u齒輪的直徑分別為：db仁 *45=158mm,db2=*30=105mm,db3=*18=63mm軸川上與軸U三聯(lián)齒輪嚙合的兩齒輪直徑分別為：Db1=*45=158mm,Db2=*60=210mm,Db3=*72=252mm變速組 C：譏 16338 4 (U2 1)Nd m Z1 巧n j163383 8(4 1

9、) 5202 4 89623353.16mm，取mc 3.5mm軸川上齒輪的直徑分別為：dc1=*18=63mm,dc2=*60=210mm軸四上兩齒輪的直徑分別為：Dc1=*72=252mm,Dc2=*30=105mm齒輪強度校核：計算公式F2KTaYsabm2.3.1校核a傳動組齒輪校核齒數(shù)為32的即可，確定各項參數(shù) P=,n=850r/min,T=*10A6*850=*10A確定動載系數(shù)：v=*d* n/(60*1000)=s齒輪精度為7級，由機械設(shè)計查得使用系數(shù) Kv= b=8*2=16mm確定齒向載荷分配系數(shù)：取齒寬系數(shù)d 1非對稱 Kh1.12 0.18 1 0.6 d2 d2 0

10、.23 10 3b =b/h=16/(2*2)=4,查機械設(shè)計得 KFb=確定齒間載荷分配系數(shù)：Ft=2T/d=1200NKA*Ft/b=75100N/mm由機械設(shè)計查得Kh Kf 1.2確定動載系數(shù)：K KaKvKf Kh查表10-5YFa2.65Fsa1.58計算彎曲疲勞許用應(yīng)力由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限1.0 1.05 1.2 1.27FE540 Mpa。1.6圖 10-18 查得 Kn 0.9,S =f0.9 5401.3374MpafYFaYsa3742.65 1.5889.3，KFt/(bm)=故合適。2.3.2校核b傳動組齒輪校核齒數(shù)為45的即可，確定各項參數(shù) P=,n=4

11、25r/min,T=*10A6*425=*10A確定動載系數(shù)：v=*d* n/(60*1000)=s齒輪精度為7級，由機械設(shè)計查得使用系數(shù) Kv 1.0 b=8*3=24mm確定齒向載荷分配系數(shù)：取齒寬系數(shù)d 1非對稱 Kh 1.12 0.18 1 0.6 d2 d2 0.23 10 3b = b/h=24/(3*=,查機械設(shè)計得 Kf 1.27確定齒間載荷分配系數(shù)：Ft=2T/d=KA*Ft/b=100N/mm由機械設(shè)計查得.271.397Kf Kh 1.1確定動載系數(shù)：K KAKvKF Kh 1.0 1.0 1.1 1查表10-5YFa 2.72Fsa 1.57計算彎曲疲勞許用應(yīng)力由圖查得

12、小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE 540MPa。圖 10-18 查得 Kn 0.9,S =f0.9 5401.3374MpafYFaYSa3742.72 1.5787.5，KFt/(bm)=v 故合適。2.3.3校核c傳動組齒輪校核齒數(shù)為18的即可，確定各項參數(shù) P=,n=475r/min,T=*10A6*475=*10A0.9確定動載系數(shù)：v=*d* n/(60*1000)=s齒輪精度為7級，由機械設(shè)計查得使用系數(shù)Kvb=8*3=24確定齒向載荷分配系數(shù)：取齒寬系數(shù)d 1非對稱 Kh1.12 0.18 1 0.6 d2 d2 0.23 10 3b =b/h=24/(3*4)=2,查機械設(shè)計得 K

13、F 1.27確定齒間載荷分配系數(shù)：Ft=2T/d=3311NKA*Ft/b=100N/mm由機械設(shè)計查得Kf Kh 1.1確定動載系數(shù)：K KAKvKF Kh查表10-5YFa2.91Fsa 1.53計算彎曲疲勞許用應(yīng)力由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限1.0 0.9 1.1 1.271.2573FE 540Mpa。圖 10-18 查得 Kn 0.9,S =f0.9 5401.3374MpafYFaYsa3742.91 1.5384，KFt/(bm)=84故合適。主軸撓度的校核2.4.1確定各軸最小直徑1 I軸的直徑:Njd 91J=33mm2 n軸的直徑:3川軸的直徑:91-N =54mm Y

14、 n皿4主軸的直徑:d.914 Nj =59mmH n242軸的校核I軸的校核：通過受力分析，在一軸的三對嚙合齒輪副中，中間的兩對齒輪 對I軸中點處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來進行校核T=*10A6*850=*10AFt=2T/d=1341NP=F=1836N已知：d=30mm，E=200*10A9Pa y=*2=X=300mm,b=228mmYbF b xl2 x2 b26 E I l0.91 10 3mmYby ,所以合格。U軸、川軸的校核同上。片式摩擦離合器的選擇及計算2.5.1決定外摩擦片的內(nèi)徑d結(jié)構(gòu)為軸裝式，則外摩擦片的內(nèi)徑d比安裝軸的軸徑 D大26 mm有d0 = D+

15、（26）= 36+（26） = 3842mm取 d0 = 42mm2.5.2選擇摩擦片尺寸參考設(shè)計指導(dǎo)P41表摩擦片尺寸及花鍵規(guī)格自行設(shè)計摩擦片的尺寸如圖所示24外摩擦片厚度1.5內(nèi)摩擦片2.5.3計算摩擦面對數(shù)Z3KzZ12M nK 10n f p(Dd0 )KvKmN式中Mn 額定動扭矩； Mn = 9550 n =，mnjK=；取 K=;f摩擦片間的摩擦系數(shù)；查設(shè)計指導(dǎo)表12f =（摩擦片材料10鋼，油潤）P摩擦片基本許用比壓；查設(shè)計指導(dǎo)表12 P=（摩擦片材料10鋼，油潤）；D摩擦片內(nèi)片外徑 mm ;d外摩擦片的內(nèi)徑 mm ；Kv 速度修正系數(shù)；根據(jù)平均圓周速度（s）查設(shè)計指導(dǎo)表 13

16、近似取為；Km結(jié)合次數(shù)修正系數(shù)；查設(shè)計指導(dǎo)表 13取為;Kz 接合面修正系數(shù);查設(shè)計指導(dǎo)表 13取Z= 14把數(shù)據(jù)代入公式得 KzZ=2.5.4計算摩擦片片數(shù)摩擦片總片數(shù)（Z+ 1 ）= 15片2.5.5計算軸向壓力Qn 22Q= (Dd0 ) p Kv40=(902422) xx40=478N三、結(jié)構(gòu)設(shè)計帶輪的設(shè)計根據(jù)V帶計算，選用5根A型V帶。由于I軸安裝摩擦離合器及傳動齒輪，為了改善 它們的工作條件，保證加工精度，采用卸荷式帶輪結(jié)構(gòu)輸入。如圖所示，帶輪支承在軸承外圓上，而兩軸承裝在與箱體固定的法蘭盤上，扭矩從端頭花鍵傳入。主軸換向機構(gòu)的設(shè)計主軸換向比較頻繁，才用雙向片式摩擦離合器。這種離

17、合器由內(nèi)摩擦片、外摩擦片、滑動套筒、螺母、鋼球和空套齒輪等組成。離合器左右兩部門結(jié)構(gòu)是相同的。左離 合器傳動主軸正轉(zhuǎn)，用于切削加工。需要傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，片數(shù)較多。右離合器用來傳 動主軸反轉(zhuǎn)，主要用于退回，片數(shù)較少。這種離合器的工作原理是，內(nèi)摩擦片的花鍵孔裝在軸I的花鍵上，隨軸旋轉(zhuǎn)。外摩擦片的孔為圓孔，直徑略大于花鍵外徑。外圓上有4個凸起，嵌在空套齒輪的缺口之中。內(nèi)外摩擦片相間安裝。移動套筒4時，鋼球沿斜面向中心移動并使滑塊3、螺母1向左移動，將內(nèi)片與外片相互壓緊。 軸I的轉(zhuǎn)矩便通過摩擦片間的摩擦力矩傳遞給齒輪， 使主軸正傳。同理，當(dāng)滑塊7、螺母8向右時，使主軸反轉(zhuǎn)。處于中間位置時，左、右離合器

18、都脫開，軸H以后的各軸停轉(zhuǎn)。摩擦片的間隙可通過放松銷6和螺母8來進行調(diào)整。摩擦片的軸向定位是由兩個帶花鍵孔的圓盤實現(xiàn)。其中一個圓盤裝在花鍵上，另一個裝在花鍵軸的一個環(huán)形溝槽里，并轉(zhuǎn)過一個花鍵齒，和軸上的花鍵對正，然后用螺 釘把錯開的兩個圓盤連接起來。制動機構(gòu)的設(shè)計根據(jù)制動器的設(shè)計原理，將其安裝在靠近主軸的較高轉(zhuǎn)速的軸川，在離合器脫開時制動主軸，以縮短輔助時間。此次設(shè)計采用帶式制動器。該制動器制動盤是一個鋼制圓盤，與軸用花鍵聯(lián)接，周邊圍著制動帶。制動帶是一條剛帶，內(nèi)側(cè)有一層酚醛石棉以增加摩擦。制動帶的一端與杠桿連接。另一端與箱體連接。為了操縱方便并保證離合器與 制動器的聯(lián)鎖運動，采用一個操縱手柄

19、控制。當(dāng)離合器脫開時，齒條處于中間位置，將 制動帶拉緊。齒條軸凸起的左、右邊都是凹槽。左、右離合器中任一個結(jié)合時，杠桿都 按順時針方向擺動，使制動帶放松。齒輪塊的設(shè)計機床的變速系統(tǒng)采用了滑移齒輪變速機構(gòu)。根據(jù)各傳動軸的工作特點，基本組（傳動組b）滑移齒輪采用平鍵聯(lián)接裝配式齒輪，固定齒輪用獨立式；第一擴大組（傳動組a）的滑移齒輪采用了整體式滑移齒輪；第二擴大組（傳動組c）傳動轉(zhuǎn)矩較大用平鍵聯(lián)接裝配式齒輪，此時平鍵傳遞轉(zhuǎn)矩，彈性擋圈軸向固定，簡單、工藝性好、結(jié)構(gòu)方便。所有滑移齒輪 與傳動軸間均采用花鍵聯(lián)接。從工藝角度考慮，其他固定齒輪 （主軸上的齒輪除外）也采用花鍵聯(lián)接。由于主軸直徑 較大，為了降

20、低加工成本而采用了單鍵聯(lián)接。由各軸的圓周速度參考設(shè)計指導(dǎo)P53,I川軸間傳動齒輪精度為 8 7-7Dc,川軸間齒輪精度為 7 6 6 De。齒輪材料為 45 鋼，采用整體淬火處理。軸承的選擇為了方便安裝，1軸上傳動件的外徑均小于箱體左側(cè)支承孔直徑，均采用深溝球軸承。為了便于裝配和軸承間隙調(diào)整，n、川軸均采用圓錐滾子軸承。滾動軸承均采用E級精度。主軸組件的設(shè)計3.6.1 各部分尺寸的選擇3.6.1.1 主軸通孔直徑參考設(shè)計指導(dǎo) P5,取主軸通孔直徑 d= 30mm。3.6.1.2 軸頸直徑按電機功率在參考文獻一圖 6-15 選擇主軸前端直徑， 結(jié)合臥式銑鏜床主軸端部尺寸標(biāo)準 JB/T ，選擇主軸前端直徑為 90mm 。后軸頸直徑選擇按照以下經(jīng)驗公式：D2 （0.75 0.85）D1