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 院： 安徽農(nóng)業(yè)大學經(jīng)濟技術(shù)學院專 業(yè)： 機械設(shè)計制造及其自動化姓 名 ： 00000學 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/min主軸最低轉(zhuǎn)速： 35 r/min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

2、選擇 61.3.2 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 F0 91.5.8 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 10二、動力設(shè)計 10確 定 傳 動 件 計 算 轉(zhuǎn) 速 102.1.1 主軸計算轉(zhuǎn)速 102.1.2 各傳動軸

3、計算轉(zhuǎn)速 112.1.3 各齒輪計算轉(zhuǎn)速 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 11齒輪強度校核 132.3.1 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)

4、計 19齒輪塊的設(shè)計 19軸承的選擇 19主軸組件的設(shè)計 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

5、取 得轉(zhuǎn)速級數(shù) Z=17。查設(shè)計指導(dǎo) P6 標準數(shù)列 表得轉(zhuǎn)速系列為： 33 44 55 69 87 106 132 170 212 265 335 425 530 670850 1060 1360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*3 18=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

6、 到：減掉一組轉(zhuǎn)速為：對 于 該 結(jié) 構(gòu) 式 中 的 第 二 擴 大 組 ， 因該方案符合升二降四原則。轉(zhuǎn)速圖和系統(tǒng)圖的擬定 由于車床軸轉(zhuǎn)速一般取 7001000 r/min 。在中型通用機床中， 通常傳動比1的范圍內(nèi)， u=u主/uI=1440/850 = 故初選軸轉(zhuǎn)速為 850r/min 。擬定轉(zhuǎn)速圖如圖 1確定帶輪直徑1.5.1 確定計算功率 Pca由機械設(shè)計表 87查得工作情況系數(shù) K A=故Pca K AP×1.5.2 選擇 V 帶類型據(jù) Pca、 N1的值由機械設(shè)計圖 811 選擇 A型帶。1.5.3 確定帶輪直徑并驗算帶速 V由機械設(shè)計表 87、表 89，取基準直徑 d

7、1 100mm。驗算帶速 V V d1 nE /(60 × 1000) × 100×1440/(60 ×1000)s因為 5m/s< V<25m/s, 所以帶輪合適。定大帶輪直徑 d 2d2i d1 100× 2 200mm 據(jù)機械設(shè)計 表 8 7，取基準直徑 d2 200mm。1.5.4 確定帶傳動的中心距和帶的基準長度設(shè)中心距為 a0, 則7(d1 d2) a 2( d1 d2)于是 210 a 600, 初取中心距為 a0 400mm。帶長 L0 2a0(d1d2)(d2 d1)4a02=1277查表取相近的基準長度 Ld，

8、Ld =1430mm。帶傳動實際中心距 a=a。 +(Ld-L 。) /2=477mm1.5.5驗算小帶輪的包角般小帶輪的包角不應(yīng)小于 120 。1 180d2 d1 57.3 168 a120 。合適。1.5.6確定帶的根數(shù)pcaZ(p0p0 )k kL其中：p0- i 1時傳遞功率的增量；k - 按小輪包角 ，查得的包角系數(shù)；kL- 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 10pcaZ = 6 (p0p0 )k kL1.5.7計算帶的張緊力 F0F02.5 k vZ (2.5 k )500 pca2qv其中：pca -帶的傳動功率 ,KW；v- 帶速,m/s

9、；q-每米帶的質(zhì)量， kg/m；取 q=m。v = 1440r/min = sF0pca 2.5 k500 vpZca (2.5k k )2qv =計算作用在軸上的壓軸力 Fp=2ZF 。Sin （ a/2）=1568 N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/ ai2=1/ ai3=1/2 由參考文獻 1 表 5-1 查得：ai1=1/ 時： Sz 61、63、65、66、68、70、72、74ai2=1/ 時： Sz 62、65、67、69、70、72、73ai3=1/2 時： S z 63、66、69、72

10、、75、78可取 S z 72, 查表可得軸主動齒輪齒數(shù)分別為： 32、28、24。根據(jù)相應(yīng)傳動比， 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： Sz 80、82、84、86、88、90、92bi2=1/2 時： Sz 81、84、86、87、89、90、9245、30、18。45、60、72。90繪制傳動系統(tǒng)圖bi3=1/4 時： Sz 80、81、84、85、86、89、90 可取 S z 90，于是可得軸上兩聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別為： 于是根據(jù)相應(yīng)傳動比，得軸上

11、兩齒輪的齒數(shù)分別為：變速組 c:查表 8-1, ci 1 1 / 4 , i c2 2ci1 1/4時： Sz 84、85、89、90、94、95ic2 2 時： Sz 72、75、78、81、84、87、89、可取 Sz 90.ci1 1/ 4 為降速傳動，取軸齒輪齒數(shù)為 18；ic2 2 為升速傳動，取軸齒輪齒數(shù)為 30。于是得 ci1 18/72, ic2 60/30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， 30二、動力設(shè)計確定傳動件計算轉(zhuǎn)速2.1.1 主軸計算轉(zhuǎn)速10主軸計算轉(zhuǎn)速是第一個三分之一轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的最高一級轉(zhuǎn)速，即Z13nj = n min 3 =1

12、00r/min 即 n4=100r/min;2.1.2 各傳動軸計算轉(zhuǎn)速軸可從主軸 100r/min 按 72/18 的傳動副找上去，軸的計算轉(zhuǎn)速 400r/min ；. 而變速組 C有兩個傳動副，軸的最低轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速， 250 r/min >105 r/min,能傳遞全部功率，所以軸的計算轉(zhuǎn)速為 106 r/min ，軸的計算轉(zhuǎn)速為 425r/min ； 軸的計算轉(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

13、 ；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 )n標100% 1.64% 5%所以合適。各傳動組齒輪模數(shù)的確定和校核(u 1)N d2一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：mj16338 3 2 2mz1uj nj其中， mj - 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， N

14、d = ；m-齒寬系數(shù)，取 m 8； z1 -小齒輪齒數(shù)j- 齒輪傳動許用接觸應(yīng)力nj - 計算齒輪計算轉(zhuǎn)速（ r/min ）11齒輪材料初選 45 鋼調(diào)質(zhì) +表面淬火（硬度約 45HRC），按較高可靠度選擇安全系數(shù)為，得：變速組 a：maH limSH1120MPa1.25896MPa16338 3 (u2 1)Nd2mz1 j n j16338 3(2 1) 522242 2 896 28502.18mm ，取 ma=得軸上齒輪的直徑：da1=*32=80mm,da2=*28=70mm， da3=*24=60軸上兩聯(lián)齒輪的直徑分別為：Da1=*40=100mm,Da2=*44=110mm,

15、 Da3=*48=120mm變速組 b： mb16338 3(u 1)Ndmz1 j n j16338 3(4 1) 58 182 4 8962 4253.13mm ，取mb 3.5mm于是軸齒輪的直徑分別為：db1=*45=158mm,db2=*30=105mm,db3=*18=63mm軸上與軸三聯(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： mc16338 3 (u2 1)Nd2m z1 j n j(4 1) 52216338 3 2 28 202 4 8962 3353.16mm ，取mc 3.5mm軸上齒輪的

16、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 F 2KTb1YmFaYSa12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=*106*850=*10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 KH 1.12 0.18 1 0.6 d2 d2 0.23 10 3b= b/h=16/(2*2)=4,

17、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=75<100N/mm由機械設(shè)計查得K H K F 1.21.27 1.6確定動載系數(shù) : K K AK vK F K H 1.0 1.05 1.2 查表 10-5YFa 2.65FSa 1.58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 FE 540Mp a 。圖 10-18 查得 KN 0.9,S =0.9 5401.3374 Mp a F YFaYSa3742.65 1.5889.3，KFt/(bm)=< 故合適。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=

18、,n=425r/min,T=*106*425=*1013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 1.0b=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 K F 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K F KH 1.11.397確定動載系數(shù) : K K AK vK F KH 1.0 1.0 1.1 1.27查表 10-5YFa 2.7

19、2FSa 1.57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 FE 540Mp a 。圖 10-18 查得 KN 0.9,S =0.9 5401.3374MpaYFaYSa3742.72 1.5787.5，KFt/(bm)=<故合適。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=*106*475=*10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 0.9b=8*3=2414確定齒向載荷分配系數(shù) : 取齒寬系數(shù)非對稱 KH 1.12 0.18 1 0.6 d2 d2 0.23

20、10 3b= b/h=24/(3*4)=2, 查機械設(shè)計得 K 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K F K H 1.11.2573確定動載系數(shù) : K KAKvKF K H 1.0 0.9 1.1 1.27查表 10-5YFa 2.91 FSa 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 FE 540Mp a 。圖 10-18 查得 KN 0.9,S =0.9 5401.3374MpaYFaYSa3742.91 1.5384，KFt/(bm)=<84 故合適。主軸撓度的校核確定各軸最

21、小直徑1 軸的直徑：2 軸的直徑：d914 N j =38mm4n153 軸的直徑：d914 N j =54mm n4 主軸的直徑：d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=*106*850=*10Ft=2T/d=1341NP=F=1836N已知： d=30mm， E=200*109Pa y=*2=X=300mm,b=228mm222F b x l 2 x2 b2YBB 6 E I l0.91 10 3mmYB y , 所以合格 。軸、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

22、摩擦片的內(nèi)徑 d0結(jié)構(gòu)為軸裝式，則外摩擦片的內(nèi)徑 d0比安裝軸的軸徑 D大 26 mm有d0 D+（2 6） 36+（2 6） 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1624外摩擦片厚度 1.5 內(nèi)摩擦片2.5.3 計算摩擦面對數(shù) Z3KzZ12MnK 10333fp(D 3 d 03 ) KvKmN式中 Mn額定動扭矩； Mn 9550 · mnjK ；取 K ；f 摩擦片間的摩擦系數(shù)；查設(shè)計指導(dǎo)表 12 f （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

23、擦片材料 10 鋼，油 潤）；D摩擦片內(nèi)片外徑 mm；d0 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 近似取為；K m 結(jié)合次數(shù)修正系數(shù)；查設(shè)計指導(dǎo)表13 取為；查設(shè)計指導(dǎo)表 13 取 Z14K z 接合面修正系數(shù)； 把數(shù)據(jù)代入公式得 K z Z2.5.4 計算摩擦片片數(shù)摩擦片總片數(shù)（ Z 1） 15 片172.5.5 計算軸向壓力 Q 2 2Q (D 2 d02 ) p Kv40 0 (902 422) ××40478N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。由于軸安裝摩擦離合器及傳動齒輪，為了改善 它們的工

24、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

25、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 離合器都脫開，軸以后的各軸停轉(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， 在離合器脫開時 制動主軸，以縮短輔助時間

26、。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18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、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, 軸間傳動齒輪精度為 87 7Dc， 軸間齒輪精度為 766 Dc。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，軸上傳動件的外徑均小于箱體左側(cè)支承孔