最大加工直径为mm中型车床的主传动系统设计kw级.转速.全套图纸

1、宁xx学院课程设计(论文)中型车床的主传动系统设计【参数28】所在学院专 业班 级姓 名学 号指导老师 年 月 日摘 要社会主义市场经济的发展为我国工业生产创造了条件，在现代一体化生产模式中运用了很多先进的设备。对于普通车床而言，主轴箱是其最为核心的组织结构，整个主轴箱影响着普通车床的变速情况。大部分制造企业在实行技术改造时把重点放在了主轴箱变速器上，这是调整机床运行速度的重点。在设计过程中必须要对主轴箱的每个部件加以控制，这样才能确保车床主轴变速性能的良好。关键词：普通车床，主轴箱，变速下载文档送cad图纸目 录摘 要ii1.车床参数和基本参数12.运动设计32.1传动结构式、结构网的选择确

2、定32.1.1结构分析式32.1.3 绘制结构网32.1.4 传动组的变速范围的极限值42.2绘制转速图52.3 由转速图确定各轴及各齿轮计算转速93 带轮的选择和直径计算103.1计算设计功率pd103.2选择带型113.3确定带轮的基准直径并验证带速113.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角123.5确定带的根数z133.6确定带轮的结构和尺寸133.7确定带的张紧装置153.8计算压轴力154 齿轮齿数的确定及计算164.1 第一变速组齿轮的结构尺寸164.2 第二变速组齿轮结构尺寸的设计194.3 第三变速组齿轮结构尺寸的设计235 主轴及其组件的设计266 传动轴的估算和轴承

3、计算校核286.1 传动轴直径计算286.2 轴上的轴承校核296.3轴上的轴承校核306.4 iii轴上的轴承校核316.5主轴上的轴承校核317 键的选用和强度校核327.1 轴上的键的选用和强度校核327.2 ii轴上的键的选用和强度校核327.3 轴上的键的选用和强度校核337.4 主轴上的键的选用和强度校核338 片式摩擦离合器的选择和计算34参考文献36331.车床参数和基本参数1、 主轴的极限转速由设计任务书可知：机床主轴的极限转速为：设计参数max=400mm主轴转速主轴转速级数z=18公比=1.26主电机功率p=4kw则其最大转速 查标准数列取 考虑到设计的结构复杂程度要适中

4、，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：各级转速数列由标准数列表中查出，因=1.26=，首先找到33.5，然后每隔4个数取一个值，可得如下转速数列:33.5、42.5、53、67、85、106、132、170、212、265、335、425、530、670、850、1060、1320、1700共18级转速。2、主轴转速级数z和公比已知= =且z=x3ba、b为正整数，即z应可以分解为2和3的因子，以便用2、3联滑移齿轮实现变速。（如取4或5的因子，则要用两个互锁的滑移齿轮，以确保只有一对齿轮啮合。使得结构过于复杂且不易控制。）取z=18级 则z=22 =17

5、00 =33.5 =50.85综合上述可得：主传动部件的运动参数 =1700 =33.5 z=18 =1.262.运动设计2.1传动结构式、结构网的选择确定2.1.1结构分析式级数为z的传动系统由若干个顺序的传递组组成，各传动组分别有z1、z2、z3、个传动副.即z=z1z2z3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(1) (3)从电动机到主轴主要为降速传动，若使传动副较多的传动组放在较接近电动机处可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，节省材料，也就是满足传动副“前多后少”的原则，及在降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比 ；在

6、升速时为防止产生过大的噪音和震动常限制最大转速比。故（3）方案最为合适。在主传动链任一传动组的最大变速范围的原则。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小，检查方案（3）传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组： 其中， 值，符合要求，其他变速组的变速范围肯定也符合要求。因此取方案。 根据中间传动轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下2.1.3 绘制结构网由上选择的结构式 画其结构图如下： 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umin1/4,最大传动比umax,决定了一个传动组的最大变速范围rmax=umax/umin。因此，要按照下表，淘汰传动组变

7、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1.26x值：umin=1/44x'值：umax=x, =22(x+ x')值：rmin=x+x=862.2绘制转速图1) 选择电动机类型根据已知工作条件和要求，选择一般用途的y系列三相鼠笼式异步电动机，卧式封闭结构。 2) 机械传动效率式中分别为传动装置中每一件传动副（齿轮、涡轮、带或者链传动等）每对轴承和每个齿轮的效率根据以上公式可得传动副效率的概略值可按表2-3选取（参考机械设计基础课程指导主编林远艳、下面简称文献11）（齿轮8级精度）于是 3) 电动机所需的输出功率为： 其中：所以

8、 4) 确定电动机的型号根据已知条件选择最低转速33.5r/min，最高转速1700r/min,功率4kw，所以选择y112m-4的y系列三相鼠笼式异步电动机表3-1 y112m-4电动机性能电机型号额定功率/kw电机转速/(r/min)同步转速满载转速y112m-44150014405) 分配总降速传动比 总降速传动比 又电动机转速不符合转速数列标准，因此需增加定比传动副。确定传动轴轴数 传动轴轴数 = 变速组数 + 定比传动副数。确定各级转速并绘制转速图 由 确定各级转速：33.5、42.5、53、67、85、106、132、170、212、265、335、425、530、670、850、

9、1060、1320、1700共18级转速。在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按传动顺序依次设为、。与、与、与轴之间的传动组分别设为a、b、c。在降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比 ，现取最后的变速组的最小降速传动比为1/4；查表，可得。根据降速前慢后快的原则，决定其余变速组的最小降速传动比，变速组c的最小传动比=；变速组b的最小传动比=；变速组a的最小传动比=.轴的转速：132、170、212、265、335、425、530、670、850r/min。轴的转速：425、530、670r/min。的转速：670r/min。由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比。下面画出

10、转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）<3> 确定各变速组传动副齿数根据参考文献7表2-8查得 传动组a: ，时：57、60、63、66、69、72、75、78时：58、60、63、65、67、68、70、72、73、77时：58、60、62、64、66、68、70、72、74、76可取72,于是可得轴齿轮齿数分别为：24、30、36。于是，可得轴上的三联滑移齿轮数分别为：44、40、36。 动组b:，,时：69、72、73、76、77、80、81、84、87时：70、72、74、76、78、80、82、84、86时，66、70、71、74、83、84、87可取 83，于是可得轴上

11、三联滑移齿轮的齿数分别为：46、32、20。于是 ，得轴上三齿轮的齿数分别为：37、51、63。 传动组c:,时：84、85、89、90、94、95时： 72、75、78、81、84、87、89、90可取 99.为降速传动，取轴齿轮齿数为20；为升速传动，取轴齿轮齿数为33。于是得,得轴两联动齿轮的齿数分别为20，66；得轴两齿轮齿数分别为79，33。根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图（图3-3）：图3-3 传动系统简图+2.3 由转速图确定各轴及各齿轮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确定主轴计算转速 由转速图可

12、知：主轴的计算转速是低速第一个三分之一变速范围的最高以转速，即2各传动轴的计算转速： 轴可从主轴106r/min按79/20的传动副找上去，轴的计算转速为132r/min；轴的计算转速为425r/min；轴的计算转速为672r/min。3各齿轮的计算转速传动组c中，20/79只需计算z = 20 的齿轮，计算转速为106r/min；66/33只需计算z = 33的齿轮，计算转速为132/min；传动组b计算z = 20的齿轮，计算转速为425r/min；传动组a应计算z = 28的齿轮，计算转速为675r/min。4核算主轴转速误差 所以合适。5各轴的功率 6计算各轴的输入转矩3 带轮的选择和

13、直径计算3.1计算设计功率pd输出功率p=4kw,转速n1=1440r/min,n2=670r/min表4 工作情况系数工作机原动机类类一天工作时间/h10161016载荷平稳液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（）；离心式压缩机；轻型运输机1.01.11.21.11.21.3载荷变动小带式运输机（运送砂石、谷物），通风机（）；发电机；旋转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛1.11.21.31.21.31.4载荷变动较大螺旋式运输机；斗式上料机；往复式水泵和压缩机；锻锤；磨粉机；锯木机和木工机械；纺织机械1.21.31.41.41.51.6载荷变动很大破碎机（旋转式、颚式等）

14、；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机1.31.41.51.51.61.8根据v带的载荷平稳，两班工作制（16小时），查机械设计p296表4，取ka1.1。即3.2选择带型普通v带的带型根据传动的设计功率pd和小带轮的转速n1按机械设计p297图1311选取。根据算出的pd4.4kw及小带轮转速n11440r/min ，查图得：dd=80100可知应选取a型v带。3.3确定带轮的基准直径并验证带速由机械设计p298表137查得，小带轮基准直径为80100mm则取dd1=100mm> ddmin.=75 mm（dd1根据p295表13-4查得）表3 v带带轮最小基准直径槽型yzabc

15、de205075125200355500由机械设计p295表13-4查“v带轮的基准直径”，得=212mm 误差验算传动比： （为弹性滑动率）误差 符合要求 带速 满足5m/s<v<2530m/s的要求，故验算带速合适。3.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角由式可得0.7（100+212）2（100+212）即218.4624，选取=400mm 所以有： 由机械设计p293表132查得ld1250mm 实际中心距符合要求。表4. 包角修正系数包角220210200190180150170160140130120110100901.201.151.101.051.000.92

16、0.980.950.890.860.820.780.730.68表5. 弯曲影响系数 带型zabcde3.5确定带的根数z查机械设计手册，取p1=0.35kw，p1=0.03kw由机械设计p299表138查得，取ka=0.95 由机械设计p293表132查得，kl1.16 则带的根数所以z取整数为3根。3.6确定带轮的结构和尺寸根据v带轮结构的选择条件，电机的主轴直径为d=28mm；由机械设计p293 ，“v带轮的结构”判断：当3ddd1(90mm)300mm，可采用h型孔板式或者p型辐板式带轮，这次选择h型孔板式作为小带轮。由于dd2>300mm，所以宜选用e型轮辐式带轮。总之，小带轮

17、选h型孔板式结构，大带轮选择e型轮辐式结构。带轮的材料：选用灰铸铁，ht200。对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小, 带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通v带两侧面间的夹角是40°，为了适应v带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通v带轮槽角 为32°、34°、36°、38°（按带的型号及带轮直径确定），轮槽尺寸见表7-3。装在轴上的

18、筒形部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板），用来联接轮缘与轮毂成一整体。表 普通v带轮的轮槽尺寸（摘自gb/t13575.1-92） 项目   符号 槽型 y z a b c d e 基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基准线下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 ± 0.3 12 ± 0.3 15 ± 0.3 19 ± 0.4

19、25.5 ± 0.5 37 ± 0.6 44.5 ± 0.7 第一槽对称面至端面的距离 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小轮缘厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 带轮宽 b b =( z -1) e + 2 f   z 轮槽数 外径 d a 轮 槽 角 32° 对应的基准直径 d d 60 - - - - - - 34° - 80 118 190 315 - - 36° 60 - - - - 475 600 38° - 80 118 190 315 475 600 极限偏差 

20、7; 1 ± 0.5 v带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式： （1） 实心带轮：用于尺寸较小的带轮(dd(2.53)d时)，如图7 -6a。 （2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd 300mm 时)，如图7-6b。 （3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮(ddd) 100 mm 时)，如图7 -6c 。 （4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd 500mm 时)，如图7-6d。（a） （b） （c） （d）图7-6 带轮结构类型根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图（a）,大带轮选择腹板带轮如图（b）3.7确定带的张紧装置 选用结构简单，调整方便的定期调

21、整中心距的张紧装置。3.8计算压轴力 由机械设计p303表1312查得，a型带的初拉力f0123.75n，上面已得到=171.2o，z=4，则4 齿轮齿数的确定及计算4.1 第一变速组齿轮的结构尺寸已知：v带效率为,轴承(对)效率为传递功率，主动轮转速，最大传动比，载荷平稳，单向回转，单班制工作，工作期限10年，每年按300天计，原动机为电动机。解：材料、热处理方法。可选一般齿轮材料如下：小齿轮选用45号钢，调制处理，；大齿轮选用45号钢，正火处理，硬质差40,在规定的3050范围内。选择精度等级。减速器为一般齿轮传动，估计圆周速度不大于6，根据参考文献1中的表8-4，初选8级精度。按齿面接触

22、疲劳强度设计齿轮，齿轮承载能力应由齿面接触疲劳强度决定。1) 载荷系数k：查参考文献1中表8-5，取k=1.2.2) 转矩：3) 接触疲劳许用应力:由参考文献1的图8-12查得： 950 ，850。接触疲劳寿命系数:由公式n=得查参考文献1的图8-11，得 按一般可靠性要求，查参考文献2的表8-8，取=1.1,则4) 计算小齿轮分度圆直径：查参考文献1中的表8-10，取 取5) 计算圆周速度：因，故所取的八级精度合适。 确定主要参数，第一对齿轮(齿数28/44)主要几何尺寸1) 模数: ，取m=3.2) 分度圆直径： 3) 中心距: 4) 齿根圆直径： 5) 齿顶圆直径：6) 齿宽b：经处理后

23、取，则第二对齿轮(齿数32/40)的主要几何尺寸1) 分度圆直径：2) 齿根圆直径：3) 齿顶圆直径： 4) 齿宽：经处理后取，则第三对齿轮（36/36）的主要几何尺寸1) 分度圆直径：2) 齿根圆直径：3) 齿顶圆直径： 4) 齿宽：经处理取 按齿根弯曲疲劳强度校核。由参考文献1中的式（8-5）得出，若则校核合格。齿形系数：由考文献1；查表8-6得： 应力修正系数：查文献1中表8-7得：由文献1中图8-8查得:由文献1表8-8查得：由文献1图8-8查得：所以：故 齿根弯曲疲劳强度校核合格。4.2 第二变速组齿轮结构尺寸的设计已知：v带效率为,轴承(对)效率为传递功率,主传动轮最低转速，传动比

24、，载荷平稳，但想回转，单班制工作，工作期限10年，每年按300天计，原动机为电动机。解：小齿轮选用45号钢，调质处理，；大齿轮选用45号钢正火处理，硬质差，在规定的3050范围内。选择精度等级。估计圆周速度不大于，根据参考文献1中的表8-4，初选8级精度。 齿面接触疲劳强度设计齿轮，齿轮承载能力应由齿面解除疲劳强度决 0定。 1) 载荷系数k：参考文献1中的表8-5，取。2) 转矩:3) 接触疲劳许用应力 ： 由参考文献1中的图8-12查得：，接触疲劳寿命系数:由公式n=得查参考文献1的图8-11，得 按一般可靠性要求，查参考文献1的表8-8，取=1.1,则 4) 计算小齿轮分度圆直径：查参考

25、文献1中的表8-10，取 取5) 计算圆周速度：因，故所取的八级精度合适。 确定主要参数， 第一对齿轮(齿数20/63)主要几何尺寸1)模数: 2)分度圆直径：3) 中心距: 4) 齿根圆直径： 5)齿顶圆直径：6)齿宽：经处理后取，则第二对齿轮(齿数32/51)的主要几何尺寸1) 分度圆直径：2) 齿根圆直径：3) 齿顶圆直径：4) 齿宽： 经处理后取第三对齿轮（46/37）的主要几何尺寸 1) 分度圆直径： 2) 齿顶圆直径： 3) 齿根圆直径 4) 齿宽b 经处理后，取 按齿根弯曲疲劳强度校核。由参考文献1中的式（8-5）得出，若则校核合格。齿形系数：由文献1查表8-6得： 应力修正系数

26、：查文献1中表8-7得：由文献1图8-8查得:由文献1表8-8查得：由文献1图8-8查得：所以：故 齿根弯曲疲劳强度校核合格。4.3 第三变速组齿轮结构尺寸的设计已知：v带效率为,轴承(对)效率为传递功率,主传动轮最低转速，传动比，载荷平稳，但想回转，单班制工作，工作期限10年，每年按300天计，原动机为电动机。解：小齿轮选用45号钢，高频淬火，;大齿轮选用45号钢，高频淬火，硬质差，在规定的3050的范围内。选择精度等级。估计圆周速度不大于，根据参考文献1中的表8-4，初选八级精度。 载荷系数k：参考文献1中的表8-5，取。转矩:接触疲劳许用应力 ：由参考文献1的图8-12查得 ：， 接触疲

27、劳寿命系数:由公式n=得 查参考文献1的图8-11，得按一般可靠性要求，查参考文献1的表8-8，取按一般可靠性要求，查参考文献2表 8-8，取，则 计算小齿轮分度圆直径：查参考文献1中的表8-10，取 取计算圆周速度： 因，故所取的八级精度合适。确定主要参数，第一对齿轮(齿数20/79)主要几何尺寸1) 模数:2) 分度圆直径：3)中心距: 4) 齿根圆直径： 5) 齿顶圆直径：6) 齿宽：经处理后取，则第二对齿轮(齿数66/33)的主要几何尺寸1)分度圆直径：2) 齿根圆直径： 3) 齿顶圆直径： 4) 齿宽：经处理后取,按齿根弯曲疲劳强度校核。齿形系数：由机械设计基础刘孝民主编；查表8-6

28、得： 应力修正系数：查机械设计基础刘孝民主编中表8-7得：由机械设计基础刘孝民主编；由图8-8查0得:由机械设计基础刘孝民主编；由表8-8查得：由机械设计基础刘孝民主编；由图8-8查得：所以：故 齿根弯曲疲劳强度校核合格。5 主轴及其组件的设计 主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件的主轴参与切削成形运动，因此，它的精度和性能性能直接影响加工质量（加工精度与表面粗糙度）。1）主轴直径的选择由车床功率n=4kw,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)d1=7085mm 选取 d2=80 mm2）主轴内径的选择车床主轴由于要通

29、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=400mm的主轴通孔直径d50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=90 d1前轴颈处内孔直径d=(0.550.6)d=49.554mm 所以，内孔直径取d=50mm3）前锥孔尺寸前锥孔用来装顶尖或其它工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。选择如下：莫氏锥度号取5号、标准莫氏锥

30、度尺寸为：大端直径 d=63.348mm、锥度、长度l=181mm4）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a/d=0.61.5a=(0.61.5)d1=60150 mm所以，悬伸量取100mm5）支承跨距及悬伸长度 为了提高主轴刚度，应尽量缩短主轴的外伸长度a，选择适当的支承跨距l。一般推荐取跨距l小时，轴承变形对轴端变形影响大。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。6）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

31、，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。7）主轴材料与热处理材料为45钢，调质到220250hbs，主轴端部锥孔、定心轴颈或定心圆锥面等部位局部淬硬至hrc5055，轴径应淬硬。8） 主轴轴承 主轴的前轴承选取3182100系列双列向心短圆柱滚子轴承。这种轴承承载能力大，内孔有1：12锥度，磨擦系数小，温升低，但不能承受轴向力，必须和能承受轴向力的轴承配合使用，因此整个部件支承结构比较复杂。6 传动轴的估算

32、和轴承计算校核6.1 传动轴直径计算传动轴直径按扭转刚度用下列公式估算传动轴直径： mm其中：n该传动轴的输入功率 kwnd电机额定功率；从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积该传动轴的计算转速r/min每米长度上允许的扭转角(deg/m)对轴有：1) 选择轴的材料 由文献1中的表11-1和表11-3选用45号钢，调质处理，硬度，。2) 按扭矩初算轴径 根据文献1中式（11-2），并查表11-2，取c=115，则考虑有键槽和轴承，轴加大5%：所以取对轴有：选择轴的材料 由文献1中的表11-1和表11-3选用45号钢，调质处理，硬度，。2) 按扭矩初算轴径 根据文献1中式（11-2），并查表

33、11-2，取c=115，则 考虑有键槽，轴加大5%：所以取最小d=30mm对轴有：1) 选择轴的材料 由文献1中的表11-1和表11-3选用45号钢，调质处理，硬度，。2) 按扭矩初算轴径 根据文献1中式（11-2），并查表11-2，取c=115，则 有键槽和轴承，轴加大5%：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。=32×0.93=29.76=38×0.93=35.34=46×0.93=42.78查表可以选取花键的型号其尺寸分别为轴取 6-30×26×6轴取 6-38×33×10轴取 6-43×40×126.2 轴上的轴承校核1) 确定参数 已知计算转速为670r/min,两轴承径向反力为。 初选圆锥滚子轴承30205型，额定动载荷，额定静载荷。 根据文献1中表（12-6）按减速器，取，由文献中表12-8的温度系数。根据根据文献1中式（12-1