普通车床主轴变速箱设计说明书

1、金属切削机床课程设计说明书加Q87获取Cad 装配图，零件图设计题目：普通车床主轴变速箱设计学 院： 安徽农业大学经济技术学院专 业： 机械设计制造及其自动化姓 名 ： 00000学 号： 00000指导老师 ： 00000一、设计题目：普通车床主轴变速箱设计二、设计参数：主电机功率： KW主轴最高转速： 1360 r/min主轴最低转速： 35 r/min三、设计要求1、主轴变速箱装配图 1 张（ A0）（展开图和主要的横向剖视图）2、主零件工作图（ A3）和传动系统图 （A3）3、设计计算说明书 1 份目录一、传动设计电机的选择 6运动参数 6拟定结构式 61.3.1 传动结构式、结构网的

2、选择 61.3.2 传动组和传动副数可能的方案 61.3.3 结构网和结构式各种方案的选择 61.3.4 各方案的分析比较 7转速图和系统图的拟定 7确定带轮直径 81.5.1 确定计算功率 81.5.2 选择 V带类型 81.5.3 确定带轮直径并验算带速 V81.5.4 确定带传动的中心距和带的基准长度 81.5.5 验算小带轮的包角 81.5.6 确定带的根数 81.5.7 计算带的张紧力 F0 91.5.8 计算作用在轴上的压轴力 9确定各变速组传动副齿数 9绘制传动系统图 10二、动力设计 10确 定 传 动 件 计 算 转 速 102.1.1 主轴计算转速 102.1.2 各传动轴

3、计算转速 112.1.3 各齿轮计算转速 112.1.4 核算主轴转速误差 11各传动组齿轮模数的确定和校核 11齿轮强度校核 132.3.1 校核 a 传动组齿轮 132.3.2 校核 b 传动组齿轮 142.3.3 校核 c 传动组齿轮 14主轴挠度的校核 152.4.1 确定各轴最小直径 152.4.2 轴的校核 16片式摩擦离合器的选择及计算 162.5.1 决定外摩擦片的内径 d0 162.5.2 选择摩擦片尺寸 172.5.3 计算摩擦面对数 Z172.5.4 计算摩擦片片数 182.5.5 计算轴向压力 Q18三、结构设计 18带轮的设计 18主轴换向机构的设计 18制动机构的设

4、计 19齿轮块的设计 19轴承的选择 19主轴组件的设计 193.6.1 各部分尺寸的选择 193.6.1.1 主轴通孔直径 193.6.1.2 轴颈直径 193.6.1.3 支承跨距及悬伸长度 203.6.2 主轴轴承的选择 20润滑系统的设计 20四、设计小结 20五、 参考文献20、传动设计电机的选择（ 1）床身上最大回转直径： 400mm（ 2）主电机功率：（ 3）主轴最高转速： 1360r/min参考机床主轴变速箱设计指导 （以下简称设计指导 ）P16 选择 Y100L2-4 型异步电 动机。运动参数变速范围 Rn= vmax 1360/35= Z 1vmin对于中型车床， 或 此处

5、取 得转速级数 Z=17。查设计指导 P6 标准数列 表得转速系列为： 33 44 55 69 87 106 132 170 212 265 335 425 530 670850 1060 1360拟定结构式1、确定公比根据设计数据，公比 =2、求出主轴转速级数 Z由题目可知，转速级数 Z=173、确定结构式（1） 确定传动组和传动副数由于总级数为 17，先按 18 设计再减掉一组。共有以下几种方案： 18=3*3*2 18=3*2*3 18=2*3*3根据传动副前多后少原则，以减少传动副结构尺寸选择第一组方 案 即： 18=3*3*2（2） 确定结构式按前密后疏原则设计结构式中的级比指数，得

6、 到：减掉一组转速为：对 于 该 结 构 式 中 的 第 二 扩 大 组 ， 因该方案符合升二降四原则。转速图和系统图的拟定 由于车床轴转速一般取 7001000 r/min 。在中型通用机床中， 通常传动比1的范围内， u=u主/uI=1440/850 = 故初选轴转速为 850r/min 。拟定转速图如图 1确定带轮直径1.5.1 确定计算功率 Pca由机械设计表 87查得工作情况系数 K A=故Pca K AP×1.5.2 选择 V 带类型据 Pca、 N1的值由机械设计图 811 选择 A型带。1.5.3 确定带轮直径并验算带速 V由机械设计表 87、表 89，取基准直径 d

7、1 100mm。验算带速 V V d1 nE /(60 × 1000) × 100×1440/(60 ×1000)s因为 5m/s< V<25m/s, 所以带轮合适。定大带轮直径 d 2d2i d1 100× 2 200mm 据机械设计 表 8 7，取基准直径 d2 200mm。1.5.4 确定带传动的中心距和带的基准长度设中心距为 a0, 则7(d1 d2) a 2( d1 d2)于是 210 a 600, 初取中心距为 a0 400mm。带长 L0 2a0(d1d2)(d2 d1)4a02=1277查表取相近的基准长度 Ld，

8、Ld =1430mm。带传动实际中心距 a=a。 +(Ld-L 。) /2=477mm1.5.5验算小带轮的包角般小带轮的包角不应小于 120 。1 180d2 d1 57.3 168 a120 。合适。1.5.6确定带的根数pcaZ(p0p0 )k kL其中：p0- i 1时传递功率的增量；k - 按小轮包角 ，查得的包角系数；kL- 长度系数；为避免 V 型带工作时各根带受力严重不均匀，限制根数不大于 10pcaZ = 6 (p0p0 )k kL1.5.7计算带的张紧力 F0F02.5 k vZ (2.5 k )500 pca2qv其中：pca -带的传动功率 ,KW；v- 带速,m/s

9、；q-每米带的质量， kg/m；取 q=m。v = 1440r/min = sF0pca 2.5 k500 vpZca (2.5k k )2qv =计算作用在轴上的压轴力 Fp=2ZF 。Sin （ a/2）=1568 N确定各变速组传动副齿数 （1）确定变速组齿轮传动副的齿数变速组 a: 变速组 a 有三个传动副，传动比分别为 ai1=1/ ai2=1/ ai3=1/2 由参考文献 1 表 5-1 查得：ai1=1/ 时： Sz 61、63、65、66、68、70、72、74ai2=1/ 时： Sz 62、65、67、69、70、72、73ai3=1/2 时： S z 63、66、69、72

10、、75、78可取 S z 72, 查表可得轴主动齿轮齿数分别为： 32、28、24。根据相应传动比， 可得轴上的三联齿轮齿数分别为： 40、44、 48 变速组 b:变速组 b 有三个传动副，传动比分别是 bi1=1, bi2=1/2, bi3=1/4，查表得：bi1=1 时： Sz 80、82、84、86、88、90、92bi2=1/2 时： Sz 81、84、86、87、89、90、9245、30、18。45、60、72。90绘制传动系统图bi3=1/4 时： Sz 80、81、84、85、86、89、90 可取 S z 90，于是可得轴上两联齿轮的齿数分别为： 于是根据相应传动比，得轴上

11、两齿轮的齿数分别为：变速组 c:查表 8-1, ci 1 1 / 4 , i c2 2ci1 1/4时： Sz 84、85、89、90、94、95ic2 2 时： Sz 72、75、78、81、84、87、89、可取 Sz 90.ci1 1/ 4 为降速传动，取轴齿轮齿数为 18；ic2 2 为升速传动，取轴齿轮齿数为 30。于是得 ci1 18/72, ic2 60/30得轴两联动齿轮的齿数分别为 18，60；得轴两齿轮齿数分别为 72， 30二、动力设计确定传动件计算转速2.1.1 主轴计算转速10主轴计算转速是第一个三分之一转速范围内的最高一级转速，即Z13nj = n min 3 =1

12、00r/min 即 n4=100r/min;2.1.2 各传动轴计算转速轴可从主轴 100r/min 按 72/18 的传动副找上去，轴的计算转速 400r/min ；. 而变速组 C有两个传动副，轴的最低转速为 106 r/min 时，通过 60/30 的传动副可使主轴获得 250 r/min 的转速， 250 r/min >105 r/min,能传递全部功率，所以轴的计算转速为 106 r/min ，轴的计算转速为 425r/min ； 轴的计算转速为 850r/min 。2.1.3 各齿轮计算转速传动组 c中，18/72 只需计算 z = 18 的齿轮，计算转速为 475r/min

13、 ；60/30 只 需计算 z = 30 的齿轮，计算转速为 355r/min ；传动组 b 计算 z = 45 的齿轮， 计算转速为 425r/min ；传动组 a 应计算 z =32 的齿轮，计算转速为 850r/min 。2.1.4 核算主轴转速误差(n实 n标 )n标100% 1.64% 5%所以合适。各传动组齿轮模数的确定和校核(u 1)N d2一般同一变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷最重的小齿轮，按简化的接 触疲劳强度下列公式进行计算：mj16338 3 2 2mz1uj nj其中， mj - 按接触疲劳强度计算的齿轮模数； u- 大小齿轮齿数比；Nd - 电动机功率 kw， N

14、d = ；m-齿宽系数，取 m 8； z1 -小齿轮齿数j- 齿轮传动许用接触应力nj - 计算齿轮计算转速（ r/min ）11齿轮材料初选 45 钢调质 +表面淬火（硬度约 45HRC），按较高可靠度选择安全系数为，得：变速组 a：maH limSH1120MPa1.25896MPa16338 3 (u2 1)Nd2mz1 j n j16338 3(2 1) 522242 2 896 28502.18mm ，取 ma=得轴上齿轮的直径：da1=*32=80mm,da2=*28=70mm， da3=*24=60轴上两联齿轮的直径分别为：Da1=*40=100mm,Da2=*44=110mm,

15、 Da3=*48=120mm变速组 b： mb16338 3(u 1)Ndmz1 j n j16338 3(4 1) 58 182 4 8962 4253.13mm ，取mb 3.5mm于是轴齿轮的直径分别为：db1=*45=158mm,db2=*30=105mm,db3=*18=63mm轴上与轴三联齿轮啮合的两齿轮直径分别为：Db1=*45=158mm,Db2=*60=210mm,Db3=*72=252mm变速组 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轴上齿轮的

16、直径分别为：dc1=*18=63mm,dc2=*60=210mm轴四上两齿轮的直径分别为：Dc1=*72=252mm,Dc2=*30=105mm齿轮强度校核 ：计算公式 F 2KTb1YmFaYSa12校核 a 传动组齿轮校核齿数为 32 的即可，确定各项参数 P=,n=850r/min,T=*106*850=*10确定动载系数： v=*d*n/(60*1000)=s齿轮精度为 7 级，由机械设计查得使用系数 Kv=b=8*2=16mm确定齿向载荷分配系数 : 取齿宽系数 d 1 非对称 KH 1.12 0.18 1 0.6 d2 d2 0.23 10 3b= b/h=16/(2*2)=4,

17、查机械设计得 KFb=确定齿间载荷分配系数 : Ft=2T/d=1200NKA*Ft/b=75<100N/mm由机械设计查得K H K F 1.21.27 1.6确定动载系数 : K K AK vK F K H 1.0 1.05 1.2 查表 10-5YFa 2.65FSa 1.58计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE 540Mp a 。图 10-18 查得 KN 0.9,S =0.9 5401.3374 Mp a F YFaYSa3742.65 1.5889.3，KFt/(bm)=< 故合适。校核 b 传动组齿轮校核齿数为 45 的即可，确定各项参数 P=

18、,n=425r/min,T=*106*425=*1013确定动载系数： v=*d*n/(60*1000)=s齿轮精度为 7 级，由机械设计查得使用系数 Kv 1.0b=8*3=24mm确定齿向载荷分配系数 : 取齿宽系数 d 1非对称 KH 1.12 0.18 1 0.6 d2 d2 0.23 10 3b= b/h=24/(3*=, 查机械设计得 K F 1.27 确定齿间载荷分配系数 : Ft=2T/d=KA*Ft/b=<100N/mm由机械设计查得K F KH 1.11.397确定动载系数 : K K AK vK F KH 1.0 1.0 1.1 1.27查表 10-5YFa 2.7

19、2FSa 1.57计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE 540Mp a 。图 10-18 查得 KN 0.9,S =0.9 5401.3374MpaYFaYSa3742.72 1.5787.5，KFt/(bm)=<故合适。校核 c 传动组齿轮校核齿数为 18 的即可，确定各项参数 P=,n=475r/min,T=*106*475=*10确定动载系数： v=*d*n/(60*1000)=s齿轮精度为 7 级，由机械设计查得使用系数 Kv 0.9b=8*3=2414确定齿向载荷分配系数 : 取齿宽系数非对称 KH 1.12 0.18 1 0.6 d2 d2 0.23

20、10 3b= b/h=24/(3*4)=2, 查机械设计得 K F 1.27 确定齿间载荷分配系数 : Ft=2T/d=3311NKA*Ft/b=<100N/mm由机械设计查得K F K H 1.11.2573确定动载系数 : K KAKvKF K H 1.0 0.9 1.1 1.27查表 10-5YFa 2.91 FSa 1.53计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE 540Mp a 。图 10-18 查得 KN 0.9,S =0.9 5401.3374MpaYFaYSa3742.91 1.5384，KFt/(bm)=<84 故合适。主轴挠度的校核确定各轴最

21、小直径1 轴的直径：2 轴的直径：d914 N j =38mm4n153 轴的直径：d914 N j =54mm n4 主轴的直径：d轴的校核轴的校核： 通过受力分析， 在一轴的三对啮合齿轮副中， 中间的两对齿轮 对轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核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 。轴、轴的校核同上。片式摩擦离合器的选择及计算2.5.1 决定外

22、摩擦片的内径 d0结构为轴装式，则外摩擦片的内径 d0比安装轴的轴径 D大 26 mm有d0 D+（2 6） 36+（2 6） 3842mm 取 d0 42mm2.5.2 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1624外摩擦片厚度 1.5 内摩擦片2.5.3 计算摩擦面对数 Z3KzZ12MnK 10333fp(D 3 d 03 ) KvKmN式中 Mn额定动扭矩； Mn 9550 · mnjK ；取 K ；f 摩擦片间的摩擦系数；查设计指导表 12 f （摩擦片材料 10 钢，油润）P 摩擦片基本许用比压；查设计指导表 12 P （摩

23、擦片材料 10 钢，油 润）；D摩擦片内片外径 mm；d0 外摩擦片的内径 mm；KV 速度修正系数；根据平均圆周速度（s）查设计指导表 13 近似取为；K m 结合次数修正系数；查设计指导表13 取为；查设计指导表 13 取 Z14K z 接合面修正系数； 把数据代入公式得 K z Z2.5.4 计算摩擦片片数摩擦片总片数（ Z 1） 15 片172.5.5 计算轴向压力 Q 2 2Q (D 2 d02 ) p Kv40 0 (902 422) ××40478N三、结构设计带轮的设计根据 V带计算，选用 5根 A型 V带。由于轴安装摩擦离合器及传动齿轮，为了改善 它们的工

24、作条件，保证加工精度，采用卸荷式带轮结构输入。 如图所示，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。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

25、套筒 4 时，钢球沿斜面向中心移动并使滑块3、螺母 1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 7、螺母 8 向右时，使主轴反转。处于中间位置时，左、右 离合器都脱开，轴以后的各轴停转。摩擦片的间隙可通过放松销 6 和螺母 8 来进行调 整。摩擦片的轴向定位是由两个带花键孔的圆盘实现。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。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

26、。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18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、右离合器中任一个结合时，杠杆都 按顺时针方向摆动，使制动带放松。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 87 7Dc， 轴间齿轮精度为 766 Dc。齿轮材料为 45 钢，采用整体淬火处理。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