机床变速箱课程设计

1、金属切削机床课程设计说明书设计题目：中型普通车床主轴变速箱设计学 院： 机械工程学院 专 业：机械设计制造及其自动化姓 名： * 学 号： * 指导老师： 黄 勤 贵州大学机械工程学院机制专业机械加工设备课程设计任务书一、 设计题目：中型普通车床主轴变速箱设计二、 设计参数：床身上最大工件回转直径：320mm主电机功率：3KW主轴最高转速：1700r/min主轴最低转速：37.5r/min三、 设计要求1、 主轴变速箱传动设计及计算2、 主轴变速箱结构设计3、 绘制主轴变速箱装配图4、 编写设计说明书四、 设计时间开始：2013年12月16日结束：2014年01月4日 学生姓名：* 指导教师：

2、黄 勤 目录机械加工设备课程设计任务书21.车床参数的拟定21.1车床主参数和基本参数22.传动设计32.1传动结构式、结构网的选择确定32.2转速图的拟定62.3齿轮齿数的确定72.4由转速图确定各轴及各齿轮计算转速92.5确定带轮直径102.6验算主轴转速误差102.7绘制传动系统图113.传动件的估算123.1三角带的计算123.2传动轴直径的估算133.3片式摩擦离合器的选择及计算143.4传动齿轮模数164. 结构设计184.1带轮的设计184.2主轴换向机构的设计184.3制动机构的设计184.4齿轮块的设计194.5轴承的选择204.6主轴组件的设计204.7润滑系统的设计224

3、.8密封装置的设计225、总结23参考文献24 1.车床参数的拟定1.1车床主参数和基本参数1.1.1主电机功率动力参数的确定合理地确定电机功率N，使机床既能充分发挥其性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。中型普通车床典型重切削条件下的用量：刀具材料：YT15；工件材料：45号钢；切削方式：车削外圆。查表可知：切深度=3mm；进给量f=0.25mm/r；切削速度V=75m/min。功率估算法用的计算公式：a 主切削力：=1900=190030.250.75=2015.254Nb 切削功率： c 估算主电机功率： 可选取电机为：Y100L 额定功率为3KW，满载转速为1420r

4、min。1.1.2主轴转速级数Z和公比由设计任务书可知：机床主轴的极限转速为： 则其转速范围: 考虑到设计的结构复杂程度要适中，故采用常规的扩大传动分级变速，并选取级数z=12.设其转速公比为,则由式： 现以=1.26和1.41代入上式得R=12.7和43.8，因此选=1.41更为适合。各级转速数列由标准数列表中查出，因=1.41=，首先找到37.5，然后每隔5个数取一个值，可得如下转速数列:37.5、53、75、106、150、212、300、425、600、850、1180、1700共12级转速。综合上述可得：主传动部件的运动参数: =1700 =37.5 Z=12 =1.412.传动设计

5、2.1传动结构式、结构网的选择确定2.1.1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Z=传动副数为使结构尽量简单以2或3为适合，即变速级数Z应为2和3的因子,即Z=2a3b实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副的组合:1) 12=34 2) 12=433) 12=322 4) 12=2325) 12=223方案1）和方案2) 可以节省一根传动轴，缺点是有一个传动组内有四个传动副。如用一个四联滑移齿轮，则会增加轴向尺寸；如果用两个双联滑移齿轮，操纵机构必须互锁以防止两个双联滑移齿轮同时啮合，将使得结构比较复杂。故在此不

6、予采用。根据传动副数目分配应“前多后少”的原则，方案3) 12322是可取的。但是，主轴由于采用双向片式摩擦离合器结构，将导致轴的轴向尺寸加大，加之主轴对加工精度、表面粗超度的影响最大，此方案也不宜采用；而应选取方案4) 12232。综上所述： 方案4） 12=232 是比较合理的。 2.1.2 传动系统扩大顺序的安排12=232的传动副组合，其传动系统扩大顺序又可以有种形式：1) 12=213226 2) 12=2134223) 12=233126 4) 12=2631235) 12=223421 6) 12=263221 以上各种结构式方案中，由于传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围的

7、限制，一般升速时齿轮传动最大传动比，最小传动比，决定了一个传动组的最大变速范围。检查传动组的变速范围时，只需检查最后一个扩大组,因其他传动组的变速范围都比他小。由式：对于方案2）和 方案5）有：,则对于方案2）和 方案5）不予考虑。对于其余方案有：。然而在可行的结构式方案1）、3）、4）、6）中，为了使中间轴变速范围最小，在各方案同号传动轴的最高转速相同时，变速范围越小，最低转速越高，转矩越小，传动件尺寸也就越小。比较方案1）、3）、4）、6），方案1）的中间传动轴变速范围最小，方案1）最佳。但由于轴装有摩擦离合器，在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合器的直径，因而采用方案3）12=23312

8、6 最佳。2.1.3 绘制结构网 由上选择的结构式12=233126 ，画其结构网如图2.1：图2.1结构网2.1.4 传动组的变速范围的极限值齿轮传动最小传动比,最大传动比,决定了一个传动组的最大变速范围。因此，要按照下表，淘汰传动组变速范围超过极限值的所有传动方案。极限传动比及指数X,X,值为：表2.1 公比极限传动比指数1.41X值： =1/44X值：=x, =22(X+ X)值：=8 62.1.5最大扩大传动组的选择正常连续的顺序扩大组的传动结构式为：Z= 1 最后扩大组的变速范围按照r原则，导出系统的最大级数Z和变速范围R为：表2.2 2 3 1.41 Z=12 R=44 Z=9 R

9、=15.6 最后扩大组的传动副数目时的转速范围远比时大。 时:R64/=45.3；时：R22.6/=16.03因此，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。同时，最后传动组与最后扩大组往往是一致的。安装在主轴与主轴前一传动轴的具有极限或接近传动比的齿轮副承受最大扭距，在结构上可获得较为满意的处理，这也就是最后传动组的传动副经常为2的另一原因。2.2 转速图的拟定 电动机和主轴的转速是已定的，当选定了结构网后，就可以分配各传动组的传动比并确定中间轴的转速。再加上定比传动，就可以画出转速图。中间轴的转速如果能高一些，传动件的尺寸也就可以小一些。但是，中间轴如果转速过高，将会引起过大

10、的振动、发热和噪声。通常，希望齿轮的线速度不超过1215m/s。对于中型车床，中间轴的最高转速不宜超过电动机的转速。该结构式中共有三个传动组，变速机构共需4轴。加上电动机轴共5轴。故转速图需5条竖线，如图2.1。主轴共12种速度，电动机轴转速与主轴最高转速相近，故需12条横线。注明主轴的各级转速。电动机轴转速也应该在电动机轴上注明。该车床主轴传动系统共设有四个传动组其中有一个是带传动。根据降速比分配应“前慢后快”的原则以及摩擦离合器的工作速度要求，确定各传动组最大、最小传动比。 分配总降速传动比时，要考虑是否增加定比传动副，以使转速数列符合标准和有利于减小齿数和减小径向与轴向尺寸，必须按“前慢

11、后快”的原则给串联的各变速器分配最小传动比。中间各轴的转速可以从电动机开始往后推，也可以从主轴开始往前推。通常，以往前推比较方便。即先决定轴的转速。1）轴的转速传动组c的变速范围，可知两个传动副的传动比必然是前面叙述的极限值：，这样就确定了轴的六种转速即为150、212、300、425、600、850r/min。2）轴的转速传动组b的级比指数为1，在传动比极限值的变速范围内，轴的转速最高可为425、600、850r/min,最低可为150、212、300r/min。为了避免升速，又不使传动比太小，可取：，轴的转速确定为300、850r/min。3）轴的转速同理，对于轴，可取：，这样就确定了轴的

12、转速为600r/min。综上所述，可做出转速图如下图所示：图2.2 转速图2.3齿轮齿数的确定可用计算法或查表确定齿轮齿数，后者更为简便，根据要求的传动比和初步定出的传动副齿数和，查表即可求出小齿轮齿数。2.3.1选择时应考虑内容1.传动组小齿轮应保证不产生根切。对于标准齿轮，其最小齿数=1820。2.齿轮的齿数和不能太大，以免齿轮尺寸过大而引起机床结构增大，一般推荐齿数和100-120，常选用在100之内。3.同一变速组中的各对齿轮，其中心距必须保证相等。4.保证强度和防止热处理变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚5. 保证主轴的转速误差在规定的范围之内。 图2.3 齿轮的壁厚2.3.2 用查表

13、法确定第二变速组的齿数以传动组c为例，传动比，。查为2和4的两行，能同时满足三个传动比要求的齿数取=72。从表中依次可以查得各传动比对应的最小齿轮齿数为20和30。即=24/48，=42/30。同理可得其它的齿轮如下表所示：当传动比采用标准公比的整数次方时，齿数和以及小齿轮齿数可从表8-1中查得。查金属切削机床表81各种传动比的适用齿数求出各传动组齿轮齿数如下表：变速组第一变速组a第二变速组b第三变速组c齿数和727290齿轮齿数2448423036 363042244860301872传动过程中，会采用三联滑移齿轮，为避免齿轮滑移中的干涉，三联滑移齿轮中最大和次大齿轮之间的齿数差应大于4。所

14、选齿轮的齿数符合设计要求。2.4 由转速图确定各轴及各齿轮计算转速2.4.1轴的计算转速计算转速是指主轴或各传动件传递全功率时的最低转速。由金属切削机床表82可查得主轴的计算转速： 1）主轴的计算转速中型车床主轴的计算转速是第一个转速范围内的最高一级转速，即为。2）各传动轴的计算转速轴的计算转速可从主轴为106r/min按72/18的传动副找上去，似应为425r/min。但由于轴上的最低转速150r/min经传动组c可使主轴得到37.5和300 r/min两种转速。300 r/min要传递全部功率，所以轴的计算转速应为。轴的计算转速可按传动副b推上去，得、轴的计算转速为。综上所述，各传动轴的计

15、算转速如下表所示。表2.4.1 各传动轴的计算转速轴计算转速6003001501062.4.2齿轮计算转速各传动齿轮的计算转速如下表：表2.4.2 齿轮的计算转速齿轮Z1齿数24484230363630422448603018726003006008503003003002123001501503003001062.5 确定带轮直径2.5.1确定计算功率Pca 由（式中为v带计算转速、为工作情况系数、P为电动机额定功率）。电动机额定功率P=3KW，查机械设计表87取KA=1.1则:。2.5.2选择V带类型 小轮转速（即电机轴转速）为=1420，根据、的数值查机床主轴变速箱设计指导图4-1，选用

16、B型三角带。2.5.3确定带轮直径基准并验算带速V查机床主轴变速箱设计指导p29页表取小轮直径140mm。确定三角带速度v：。由于，对于B型带比较经济耐用。故满足设计要求。确定大轮直径：大轮直径由式mm。带的滑动系数一般取0.02，则。根据V带轮的基准直径系列圆整后取mm。2.6验算主轴转速误差 由于确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计的理论转速难以完全相符，需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过10(-1)%。主轴各级实际转速值用下式计算n实=(1-)u1u2u3u4其中：滑移系数=0.02； u1、 u2 、u3 、u4分别为各级的传动比 转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值

17、表示：n=10(-1)%n=(36.90-37.5)/37.5=0.01610（-1）%10（1.411）%=4.1%同样其他的实际转速及转速误差如下:表4.2各级传动组的转速误差主轴转速n1n2n3n4n5n6n7n8n9n10n11n12理论转速37.5537510615021230042560085011801700实际转速36.9052.773.8103.3147.6206.6295.2421.7590.4826.51180.81653.1转速误差 （%）1.60.5 1.62.51.62.51.60.81.62.70.062.8故转速误差满足要求。 2.7绘制传动系统图图2.7 传动

18、系统图3.传动件的估算3.1三角带的计算由2.5.2可知带传动选用B型三角带，2.5.3可知三角带速度，小轮直径140mm，大轮直径mm。1）初定中心距A0带轮的中心距通常根据机床总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取：mm中心距过小，将降低带的寿命；中心距过大又将引起带的振动。对重型机床电动机轴变速箱带轮轴的中心距一般为750850mm。故估算的带轮中心距=850mm满足要求。2）确定三角带的计算长度L0及内周长LN三角带的计算长度是通过三角带截面重心的长度。代入数据得=2448.5 mm.将其圆整得标准的计算长度为L=2533 mm,查表得相应的内周长度=2500mm，修正值Y=33mm

19、3）验算三角带的挠曲次数 挠曲次数，故能满足要求4）确定实际中心距 实际中心距 5）验算最小包角 故能满足要求6）确定三角带根数三角带根数式中：N1为根三角带传动的功率，N0为单根三角带在、特定长度、平稳工作情况下传递的功率，查表得N0=2.70； C1包角系数，查表得C1=0.98。三角带传递的功率N1=3 KW将所查数据代入可得所以，所需带轮的根数为2根3.2传动轴直径的估算传动轴直径按扭转刚度用下列公式估算传动轴直径： mm式中 d 传动轴危险截面处直径； N 该传动轴传递功率（KW）； N=（为电机额定功率）； 从电机到该传动轴间传动件的传动效率（不计轴承上的效率），对估算传动轴直径影

20、响不大可忽略； 该传动轴计算转速（r/min）； 每米长度上允许的扭转角(deg/m),可根据传动轴的要求选取如表3.2所示：表3.1 刚度要求允许的扭转角 主 轴 一般的传动轴较低的传动轴0.5111.51.52对于一般的传动轴，取=1.1。取估算的传动轴长度为1000mm。 对轴有： =600r/min 预取mm对轴有：KW=300r/minmm 预取d2=30mm 对轴有： KW=150r/min mm 预取mm采用花键轴结构，即将估算的传动轴直径d减小7%为花键轴的直径，在选相近的标准花键。=250.93=23.3=300.93=27.9=350.93=32.55查表可以选取花键的型号

21、其尺寸分别为轴取6-25215轴取6-30266轴取6-3530103.3片式摩擦离合器的选择及计算1)决定外摩擦片的内径的结构为轴装式，则外摩擦片的内径比安装轴的轴径D大26 mm,有: D+(26)36+(26) 3842mm 取42mm2）选择摩擦片尺寸 参考设计指导P41表摩擦片尺寸及花键规格自行设计摩擦片的尺寸如图所示6内摩擦片外摩擦片厚度 1.5249098903832423)计算摩擦面对数ZZ 式中额定动扭矩；9550955061.12Nm； K1.31.5；取 K1.3； f摩擦片间的摩擦系数；查设计指导表12 f0.6（摩擦片材料10钢，油润）P许用压强；查设计指导表12 P

22、1.0MPa（摩擦片材料10钢，油润）；D摩擦片内片外径 mm；外摩擦片的内径mm； 速度修正系数；根据平均圆周速度（1.62m/s）查设计指导表13,近似取为1.3；结合次数修正系数；查设计指导表13取为0.84；接合面修正系数；把数据代入公式得Z10.8；查设计指导表13取Z144)计算摩擦片片数摩擦片总片数（Z1）15片5）计算轴向压力Q Qp0.81.2478N3.4传动齿轮模数按接触疲劳和弯曲疲劳强度计算齿轮模数比较复杂，而且有些系数只有在齿轮参数都已经知道后方可确定，所以只在草图画完之后校核用。在画草图之前，先估算，再选用标准齿轮模数。按齿轮弯曲疲劳的估算： mm 按齿面点蚀的估算

23、： mm 式中 N 轴的传递功率（KW）； N=；从电机到该传动轴间传动件的传动效率（不计轴承上的效率）； 大齿轮的计算转速（r/min）；Z 所算齿轮的齿数；A齿轮中心距同一变速组中的齿轮取同一模数，按工作负荷最重（通常是齿数最小）的齿轮进行计算，然后取齿轮的标准模数作为该变速组齿轮的模数。据设计指导P32取每两传动轴间传动件的传动效率0.97。1）传动组a 查设计指导P32=0.96。 按齿轮弯曲疲劳的估算 mm =2.06mm 按齿面点蚀的估算 mm68.70mm mm=1.91mm取标准模数m2.5mm。2）传动组b 按齿轮弯曲疲劳的估算： mm = 2.57 mm 按齿面点蚀的估算：

24、 mm77.84mm mm 2.16mm取标准模数m3mm。3）传动组c 按齿轮弯曲疲劳的估算： mm = =3.2mm 按齿面点蚀的估算： mm=98.08mm mm 2.17mm取标准模数m4mm。 4. 结构设计4.1带轮的设计根据V带计算，选用2根B型V带。由于轴要安装摩擦离合器及传动齿轮，为了改善它们的工作条件，保证加工精度，采用卸荷式带轮结构输入。如图4.1所示，带轮支承在轴承外圆上，而两轴承装在与箱体固定的法兰盘上，扭矩从端头花键传入。4.2主轴换向机构的设计主轴换向比较频繁，才用双向片式摩擦离合器。这种离合器由内摩擦片、外摩擦片、滑动套筒、螺母、钢球和空套齿轮等组成。离合器左右

25、两部门结构是相同的。左离合器传动主轴正转，用于切削加工。需要传递的转矩较大，片数较多。右离合器用来传动主轴反转，主要用于退回，片数较少。这种离合器的工作原理是，内摩擦片的花键孔装在轴的花键上，随轴旋转。外摩擦片的孔为圆孔，直径略大于花键外径。外圆上有4个凸起，嵌在空套齿轮的缺口之中。内外摩擦片相间安装。移动套筒时，钢球沿斜面向中心移动并使滑块、螺母向左移动，将内片与外片相互压紧。轴的转矩便通过摩擦片间的摩擦力矩传递给齿轮，使主轴正传。同理，当滑块、螺母向右时，使主轴反转。处于中间位置时，左、右离合器都脱开，轴后面的轴停转。摩擦片的间隙可通过放松销和螺母来进行调整。摩擦片的轴向定位是由两个带花键

26、孔的圆盘实现。其中一个圆盘装在花键上，另一个装在花键轴的一个环形沟槽里，并转过一个花键齿，和轴上的花键对正，然后用螺钉把错开的两个圆盘连接起来。4.3制动机构的设计根据制动器的设计原理，将其安装在靠近主轴的较高转速的轴，在离合器脱开时制动主轴，以缩短辅助时间。此次设计采用带式制动器。该制动器制动盘是一个钢制圆盘，与轴用花键联接，周边围着制动带。制动带是一条刚带，内侧有一层酚醛石棉以增加摩擦。制动带的一端与杠杆连接。另一端与箱体连接。为了操纵方便并保证离合器与制动器的联锁运动，采用一个操纵手柄控制。当离合器脱开时，齿条处于中间位置，将制动带拉紧。齿条轴凸起的左、右边都是凹槽。左、右离合器中任一个

27、结合时，杠杆都按顺时针方向摆动，使制动带放松。4.4齿轮块的设计机床的变速系统采用了滑移齿轮变速机构。根据各传动轴的工作特点，基本组(传动组b)滑移齿轮采用平键联接装配式齿轮，固定齿轮用独立式；第一扩大组(传动组a)的滑移齿轮采用了整体式滑移齿轮；第二扩大组(传动组c)传动转矩较大用平键联接装配式齿轮，此时平键传递转矩，弹性挡圈轴向固定，简单、工艺性好、结构方便。所有滑移齿轮与传动轴间均采用花键联接。从工艺角度考虑，其他固定齿轮（主轴上的齿轮除外）也采用花键联接。由于主轴直径较大，为了降低加工成本而采用了单键联接。由各轴的圆周速度参考设计指导P53,轴间传动齿轮精度为877Dc，轴间齿轮精度为

28、766 Dc。齿轮材料为45钢，采用整体淬火处理。根据前面初估的模数计算齿轮直径，由于轴基本组的大齿轮会和离合器相干涉（相碰），因而对第一扩大组的齿轮模数进行调整，调为m=4mm,并取为统一模数。标准齿轮参数：齿顶圆直径 ； 齿根圆直径；分度圆直径 ；齿顶高 ；齿根高 ； 各齿轮参数如下表齿轮Z1齿数24484230363630600300600850300300300分度圆直径96192168120144144120齿顶圆直径104200176128152152128齿根圆直径86182158110134134110齿轮宽32303032323032齿轮齿数42244860301872212

29、300150150300300106分度圆直径1689619224012072288齿顶圆直径17610420024812880296齿根圆直径1588618223011062278 齿轮宽303230303232304.5轴承的选择为了方便安装，轴上传动件的外径均小于箱体左侧支承孔直径，均采用深沟球轴承。为了便于装配和轴承间隙调整，、轴均采用圆锥滚子轴承。滚动轴承均采用E级精度。4.6主轴组件的设计4.6.1各部分尺寸的选择1)轴颈直径 由车床功率N=3kw, 参考设计指导P33,查表可以选取前支承轴颈直径:,考虑到轴承的直径系列均为5的倍数，故取， 后支承轴颈直径 D2=(0.70.85)

30、D1=5668mm 选取 D2=60 mm。2)主轴通孔直径 车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶杆，必须是空心轴。确定孔径的原则是在满足对空心主轴孔径要求和最小壁厚要求以及不削弱主轴刚度的要求尽可能取大些。由车床主参数（规格尺寸）和基本参数（GB1582-79,JB/Z143-79）查得最大工件回转直径D=320mm的主轴通孔直径d36mm。推荐：普通车床d/D(或d1/D1)=0.550.6其中 D主轴的平均直径，D=(D1+D2)/2=70 d1前轴颈处内孔直径d=(0.550.6)D=38.542mm 所以，内孔直径取d=40mm。3)前锥孔尺寸 前锥孔用来装

31、顶尖或其他工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。据车床最大回转直径320mm，参考设计指导P61表莫氏锥度号选5；其标准莫氏锥度尺寸如下:简图莫氏号大端直径D锥度长度544.3991：19.0221304）头部尺寸的选择对机床主轴的头部广泛采用短圆周式结构，悬伸短、刚度好。在此选择B型，主轴前端轴径D1=100mm,故选代号为6的B型结构。其公称直径D=106.375,、偏差为+0.010、D1=170、D2=133.4、d1=19.05、d2=14、d3=M6、B=25、=14、h=5。5）主轴前端悬伸量的选择确定主轴悬伸量a的原则是在满足结构要求的前提下，尽可能取小值。主轴悬伸量与前轴颈直径之比=0.61.5。a=(0.61.5)D1=60150 mm所以，悬伸量取a=100mm。6）支承跨距及悬伸长度 为了提高刚度，应尽量缩短主轴的悬伸长度a，适当选择支承跨距L。取L/a35。跨距L小时，轴承变形对轴端变形的影响大。所以轴承刚度小时，应选大值，轴刚性差时，则取小值。其大小很大程度上受其他结构的限制，常常不能满足以上要求。在安排结构时力求接近即可。由头部尺寸取a100mm，可取L350mm。4.6.2主轴轴承的选择为提高刚度，主轴采用三支承，前支承和中支承