普通車床主軸變速箱設計說明書

1、金屬切削機床課程設計說明書加Q1162401387獲取 Cad裝配圖，零件圖 設計題目：普通車床主軸變速箱設計學 院： 安徽農業(yè)大學經濟技術學院 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 姓 名： 00000 學 號： 00000 指導老師： 00000 一、 設計題目：普通車床主軸變速箱設計二、 設計參數(shù)：主電機功率： 7.5 KW主軸最高轉速： 1360 r/min主軸最低轉速： 35 r/min三、 設計要求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、設計計算說明書1份目錄一、傳動設計 1.1電機的選擇.6 1.2運動參數(shù).6 1

2、.3擬定結構式.6 傳動結構式、結構網的選擇.6 傳動組和傳動副數(shù)可能的方案.6 結構網和結構式各種方案的選擇.6 各方案的分析比較.7 1.4轉速圖和系統(tǒng)圖的擬定.7 1.5確定帶輪直徑.8 確定計算功率.8 選擇V帶類型.8 確定帶輪直徑并驗算帶速V.8 確定帶傳動的中心距和帶的基準長度.8 驗算小帶輪的包角.8 確定帶的根數(shù).8 計算帶的張緊力.9 計算作用在軸上的壓軸力.9 1.6確定各變速組傳動副齒數(shù).9 1.7繪制傳動系統(tǒng)圖.10二、動力設計.10 2.1確定傳動件計算轉速.10 主軸計算轉速.10 各傳動軸計算轉速.11 各齒輪計算轉速.11 核算主軸轉速誤差.11 2.2 各傳

3、動組齒輪模數(shù)的確定和校核.11. 2.3 齒輪強度校核.13 校核a傳動組齒輪.13 校核b傳動組齒輪.14 2.3.3校核c傳動組齒輪.14 2.4主軸撓度的校核.15 確定各軸最小直徑.15 2.4.2軸的校核.16 2.5片式摩擦離合器的選擇及計算.16 決定外摩擦片的內徑.16 選擇摩擦片尺寸.17 計算摩擦面對數(shù)Z.17 計算摩擦片片數(shù).18 計算軸向壓力Q.18三、結構設計.18 3.1帶輪的設計.18 3.2主軸換向機構的設計.18 3.3制動機構的設計.19 3.4齒輪塊的設計.19 3.5軸承的選擇.19 3.6主軸組件的設計.19 各部分尺寸的選擇.19 .1主軸通孔直徑.

4、19 .2軸頸直徑.19 .3支承跨距及懸伸長度.20 主軸軸承的選擇.20 3.7潤滑系統(tǒng)的設計.204、 設計小結.205、 參考文獻.20一、傳動設計1.1電機的選擇（1）床身上最大回轉直徑：400mm（2）主電機功率：7.5KW（3）主軸最高轉速：1360r/min參考機床主軸變速箱設計指導（以下簡稱設計指導）P16選擇Y100L2-4型異步電動機。1.2運動參數(shù)變速范圍 Rn=1360/35=38.86對于中型車床，1.26或1.41 此處取1.26 得轉速級數(shù)Z=17。查設計指導P6標準數(shù)列表得轉速系列為：33 44 55 69 87 106 132 170 212 265 335

5、 425 530 670 850 1060 1360 1.3擬定結構式1、確定公比 根據(jù)設計數(shù)據(jù)，公比=1.26 2、求出主軸轉速級數(shù)Z 由題目可知，轉速級數(shù)Z=17 3、確定結構式 (1) 確定傳動組和傳動副數(shù) 由于總級數(shù)為17，先按18設計再減掉一組。共有以下幾種方案：18=3*3*2    =´´18=3*2*3   =´´18=2*3*3 根據(jù)傳動副前多后少原則，以減少傳動副結構尺寸選擇第一組方案&

6、#160;即： 18=3*3*2  (2) 確定結構式 按前密后疏原則設計結構式中的級比指數(shù)，得到：                      減掉一組轉速為： =´對于該結構式中的第二擴大組，因此該方案符合升二降四原則。1.4轉速圖和系統(tǒng)圖的擬定由于車床軸轉速一般取7001000 r/min 。在中型通用機

7、床中，通常傳動比u = 12.5的范圍內，u=u主/uI=1440/850 =1.69 故初選軸轉速為850r/min。擬定轉速圖如圖1 1.5確定帶輪直徑確定計算功率Pca 由機械設計表87查得工作情況系數(shù)=1.1故Pca P1.1×7.58.2KW選擇V帶類型 據(jù)Pca、N1的值由機械設計圖811選擇A型帶。確定帶輪直徑并驗算帶速V由機械設計表87、表89，取基準直徑100mm。驗算帶速V V /(60×1000)×100×1440/(60×1000)7.5m/s因為5m/sV25m/s,所以帶輪合適。定大帶輪直徑 i100×22

8、00mm 據(jù)機械設計表87，取基準直徑200mm。 確定帶傳動的中心距和帶的基準長度 設中心距為,則 07（）a2（） 于是 210a600,初取中心距為400mm。 帶長=1277查表取相近的基準長度，=1430mm。 帶傳動實際中心距a=a。+(Ld-L。）/2=477mm驗算小帶輪的包角 一般小帶輪的包角不應小于。 。合適。 確定帶的根數(shù) 其中： -時傳遞功率的增量； -按小輪包角，查得的包角系數(shù)； -長度系數(shù)； 為避免V型帶工作時各根帶受力嚴重不均勻，限制根數(shù)不大于10。 = 6 計算帶的張緊力 其中： -帶的傳動功率,KW； v-帶速,m/s； q-每米帶的質量，kg/m；取q=0.

9、17kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。 =131.4N計算作用在軸上的壓軸力 Fp=2ZF。Sin（a/2)=1568 N 1.6確定各變速組傳動副齒數(shù)（1）確定變速組齒輪傳動副的齒數(shù)變速組a:變速組a有三個傳動副，傳動比分別為ai1=1/1.26 ai2=1/1.58 ai3=1/2由參考文獻1表5-1查得：ai1=1/1.26時：61、63、65、66、68、70、72、74ai2=1/1.58時：62、65、67、69、70、72、73ai3=1/2時：63、66、69、72、75、78可取72, 查表可得軸主動齒輪齒數(shù)分別為：32、28、24。根據(jù)相應傳動比，

10、 可得軸上的三聯(lián)齒輪齒數(shù)分別為：40、44、48。變速組b:變速組b有三個傳動副，傳動比分別是bi1=1, bi2=1/2, bi3=1/4，查表得：bi1=1時：80、82、84、86、88、90、92bi2=1/2時：81、84、86、87、89、90、92bi3=1/4時：80、81、84、85、86、89、90可取 90，于是可得軸上兩聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別為：45、30、18。于是根據(jù)相應傳動比，得軸上兩齒輪的齒數(shù)分別為：45、60、72。變速組c: 查表8-1,時：84、85、89、90、94、95時： 72、75、78、81、84、87、89、90可取 90.為降速傳動，取軸齒輪齒數(shù)為

11、18；為升速傳動，取軸齒輪齒數(shù)為30。于是得,得軸兩聯(lián)動齒輪的齒數(shù)分別為18，60；得軸兩齒輪齒數(shù)分別為72，301.7繪制傳動系統(tǒng)圖二、動力設計2.1確定傳動件計算轉速主軸計算轉速主軸計算轉速是第一個三分之一轉速范圍內的最高一級轉速，即nj = nmin=100r/min 即n4=100r/min;各傳動軸計算轉速軸可從主軸100r/min按72/18的傳動副找上去，軸的計算轉速400r/min；.而變速組C有兩個傳動副，軸的最低轉速為106 r/min時，通過60/30的傳動副可使主軸獲得250 r/min的轉速，250 r/min >105 r/min,能傳遞全部功率，所以軸的計算

12、轉速為106 r/min，軸的計算轉速為425r/min；軸的計算轉速為850r/min。 各齒輪計算轉速傳動組c中，18/72只需計算z = 18 的齒輪，計算轉速為475r/min；60/30只需計算z = 30的齒輪，計算轉速為355r/min；傳動組b計算z = 45的齒輪，計算轉速為425r/min；傳動組a應計算z =32的齒輪，計算轉速為850r/min。核算主軸轉速誤差 所以合適。2.2 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： 其中， -按接觸疲勞強度計算的齒輪模數(shù)；-大小齒輪齒數(shù)比； -電動機

13、功率kw， = 4.96KW； -齒寬系數(shù)，取； -小齒輪齒數(shù) -齒輪傳動許用接觸應力 -計算齒輪計算轉速（r/min）。齒輪材料初選45鋼調質+表面淬火（硬度約45HRC），按較高可靠度選擇安全系數(shù)為1.25，得：變速組a：，取ma=2.5得軸上齒輪的直徑： da1=2.5*32=80mm,da2=2.5*28=70mm，da3=2.5*24=60 軸上兩聯(lián)齒輪的直徑分別為：Da1=2.5*40=100mm,Da2=2.5*44=110mm, Da3=2.5*48=120mm 變速組b：，取于是軸齒輪的直徑分別為： db1=3.5*45=158mm,db2=3.5*30=105mm,db3=

14、3.5*18=63mm 軸上與軸三聯(lián)齒輪嚙合的兩齒輪直徑分別為： Db1=3.5*45=158mm,Db2=3.5*60=210mm,Db3=3.5*72=252mm變速組c：，取軸上齒輪的直徑分別為： dc1=3.5*18=63mm,dc2=3.5*60=210mm軸四上兩齒輪的直徑分別為： Dc1=3.5*72=252mm,Dc2=3.5*30=105mm2.3 齒輪強度校核：計算公式2.3.1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=2.88KW,n=850r/min,T=9.55*106*2.88/850=3.22*104N.mm確定動載系數(shù)：v=3.14*d*n/(60

15、*1000)=2.14m/s齒輪精度為7級，由機械設計查得使用系數(shù)Kv=1.1b=8*2=16mm確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)非對稱=1.39b/h=16/(2*2)=4,查機械設計得KFb=1.25確定齒間載荷分配系數(shù): Ft=2T/d=1200NKA*Ft/b=75<100N/mm由機械設計查得確定動載系數(shù): 查表 10-5 計算彎曲疲勞許用應力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 圖10-18查得 ,S = 1.3 ， KFt/(bm)=61.9<89.3 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=2.77KW,n=425r/min,T=

16、9.55*106*2.77/425=6.67*104N.mm確定動載系數(shù)：v=3.14*d*n/(60*1000)=1.83m/s齒輪精度為7級，由機械設計查得使用系數(shù)b=8*3=24mm確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)非對稱=1.41b/h=24/(3*2.8)=2.86,查機械設計得確定齒間載荷分配系數(shù): Ft=2T/d=1687.9NKA*Ft/b=70.3<100N/mm由機械設計查得確定動載系數(shù): 查表 10-5 計算彎曲疲勞許用應力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 圖10-18查得 ,S = 1.3 ， KFt/(bm)=35.7<87.5 故合適。2.3.3校核c

17、傳動組齒輪校核齒數(shù)為18的即可，確定各項參數(shù) P=2.66KW,n=475r/min,T=9.55*106*2.66/475=4.16*105N.mm確定動載系數(shù)：v=3.14*d*n/(60*1000)=0.48m/s齒輪精度為7級，由機械設計查得使用系數(shù)b=8*3=24確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)非對稱=1.41b/h=24/(3*4)=2,查機械設計得確定齒間載荷分配系數(shù): Ft=2T/d=3311NKA*Ft/b=82.78<100N/mm由機械設計查得確定動載系數(shù): 查表 10-5 計算彎曲疲勞許用應力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 圖10-18查得 ,S = 1.3

18、 ， KFt/(bm)=70.1<84 故合適。2.4主軸撓度的校核 確定各軸最小直徑1軸的直徑：=33mm2軸的直徑： =38mm3軸的直徑： =54mm 4主軸的直徑：=59mm2.4.2軸的校核軸的校核：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=9.55*106*2.88/850=3.22*104N.mm Ft=2T/d=1341NP=F=1836N已知：d=30mm，E=200*109Pa y=0.03*2=0.06mmX=300mm,b=228mm 。軸、軸的校核同上。 2.5片式摩擦離合器的選擇及計算

19、決定外摩擦片的內徑 結構為軸裝式，則外摩擦片的內徑比安裝軸的軸徑D大26 mm有 D+(26)36+(26) 3842mm 取42mm選擇摩擦片尺寸 參考設計指導P41表摩擦片尺寸及花鍵規(guī)格自行設計摩擦片的尺寸如圖所示計算摩擦面對數(shù)ZZ式中Mn額定動扭矩；Mn955076.6N·m K1.31.5；取 K1.3； f摩擦片間的摩擦系數(shù)；查設計指導表12 f0.08（摩擦片材料10鋼，油潤）P摩擦片基本許用比壓；查設計指導表12 P0.8MPa（摩擦片材料10鋼，油潤）；D摩擦片內片外徑 mm；外摩擦片的內徑mm； 速度修正系數(shù)；根據(jù)平均圓周速度（1.62m/s）查設計指導表13近似取

20、為1.2；結合次數(shù)修正系數(shù)；查設計指導表13取為0.84；接合面修正系數(shù)；把數(shù)據(jù)代入公式得Z10.8 查設計指導表13取Z14計算摩擦片片數(shù)摩擦片總片數(shù)（Z1）15片計算軸向壓力Q QpKv×0.8×1.2478N三、結構設計3.1帶輪的設計根據(jù)V帶計算，選用5根A型V帶。由于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，采用卸荷式帶輪結構輸入。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。3.2主軸換向機構的設計主軸換向比較頻繁，才用雙向片式摩擦離合器。這種離合器由內摩擦片、外摩擦片、滑動套筒、螺母、鋼球和空套齒

21、輪等組成。離合器左右兩部門結構是相同的。左離合器傳動主軸正轉，用于切削加工。需要傳遞的轉矩較大，片數(shù)較多。右離合器用來傳動主軸反轉，主要用于退回，片數(shù)較少。這種離合器的工作原理是，內摩擦片的花鍵孔裝在軸的花鍵上，隨軸旋轉。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，將內片與外片相互壓緊。軸的轉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，當滑塊7、螺母8向右時，使主軸反轉。處于中間位置時，左、右離合器都脫開，軸以后的各軸停轉。摩擦片的間隙可通過放松銷6和螺母8來進行

22、調整。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。3.3制動機構的設計根據(jù)制動器的設計原理，將其安裝在靠近主軸的較高轉速的軸，在離合器脫開時制動主軸，以縮短輔助時間。此次設計采用帶式制動器。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，內側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，采用一個操縱手柄控制。當離合器脫開時，齒條處于中間位置，將制動帶拉緊。齒條軸凸起的左

23、、右邊都是凹槽。左、右離合器中任一個結合時，杠桿都按順時針方向擺動，使制動帶放松。3.4齒輪塊的設計機床的變速系統(tǒng)采用了滑移齒輪變速機構。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)傳動轉矩較大用平鍵聯(lián)接裝配式齒輪，此時平鍵傳遞轉矩，彈性擋圈軸向固定，簡單、工藝性好、結構方便。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計指導P53,軸間傳動齒輪精度為877Dc，軸間齒輪精度為766 Dc。齒輪材料為45鋼，采用整體淬火處理。3.5軸承的選擇為了方便安裝，軸上傳動件的外徑均小于箱體左側支承孔直徑，均采用深溝球軸承。為了便于裝配和軸承間隙調整，、軸均采用圓錐滾子軸承。滾動軸承均采用E級精度。3.6主