Ф400mm普通车床主轴变速箱设计

1、最大加工直径为400mm普通车床主轴变速箱设计院（系）部：学生姓名指导教师专业班级完成时间 目录TOC o 1-5 h z HYPERLINK l bookmark4 车床参数的拟定-21.1车床主参数和基本参数21.1.1拟定参数的步骤和方法2 HYPERLINK l bookmark24 运动设计-4 HYPERLINK l bookmark26 2.1传动结构式、结构网的选择确定4 HYPERLINK l bookmark28 2.1.1传动组及各传动组中传动副的数目4 HYPERLINK l bookmark30 2.1.2传动系统扩大顺序的安排4 HYPERLINK l bookma

2、rk32 2.1.3绘制结构网4 HYPERLINK l bookmark34 2.1.4传动组的变速范围的极限值5 HYPERLINK l bookmark36 2.1.5最大扩大组的选择5 HYPERLINK l bookmark38 2.2转速图的拟定62.2.1主电机的选定6 HYPERLINK l bookmark40 2.3齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制7 HYPERLINK l bookmark42 2.3.1齿轮齿数的确定的要求7 HYPERLINK l bookmark44 2.3.2变速传动组中齿轮齿数的确定8 HYPERLINK l bookmark62 强度计算和结构

3、草图设计-11 HYPERLINK l bookmark64 3.1确定计算转速11 HYPERLINK l bookmark66 3.1.1主轴的计算转速11 HYPERLINK l bookmark68 3.1.2中间传动件的计算转速11 HYPERLINK l bookmark70 3.1.3齿轮的计算转速12 HYPERLINK l bookmark72 3.2传动轴的估算和验算12 HYPERLINK l bookmark74 3.2.1传动轴直径的估算12 HYPERLINK l bookmark110 3.2.2主轴的设计与计算13 HYPERLINK l bookmark126

4、 3.2.3主轴材料与热处理16 HYPERLINK l bookmark128 3.3齿轮模数的估算和计算16 HYPERLINK l bookmark130 3.3.1齿轮模数的估算16 HYPERLINK l bookmark204 3.3.2齿轮模数的验算19 HYPERLINK l bookmark260 3.4轴承的选择与校核21 HYPERLINK l bookmark262 3.4.1一般传动轴上的轴承选择21 HYPERLINK l bookmark264 3.4.2主轴轴承的类型22 HYPERLINK l bookmark266 3.4.3轴承间隙调整22 HYPERLI

5、NK l bookmark268 3.4.4轴承的校核23 HYPERLINK l bookmark294 3.5摩擦离合器的选择与验算23 HYPERLINK l bookmark296 3.5.1按扭矩选择243.5摩擦离合器的选择与验算243.5.1按扭矩选择24 HYPERLINK l bookmark302 3.5.2外摩擦片的内径d25 HYPERLINK l bookmark304 3.5.3选择摩擦片尺寸（自行设计）25 HYPERLINK l bookmark306 3.5.4计算摩擦面的对数Z25 HYPERLINK l bookmark322 3.5.5摩擦片片数25参考

6、文献-26车床参数的拟定1.1车床主参数和基本参数1.1.1拟定参数的步骤和方法1）极限切削速度Vmax、Vmin根据典型的和可能的工艺选取极限切削速度要考虑允许的切速极限参考值如下：表1.1加工条件Vmax(m/min)Vmin(m/min)硬质合金刀具粗加工铸铁工件3050硬质合金刀具半精或精加工碳钢工件150300螺纹加工和铰孔38根据给出条件，取Vmax=150m/min螺纹加工和铰孔时取Vmin=4m/min2）主轴的极限转速计算车床主轴极限转速时的加工直径，按经验分别取K=05,Rn=0.25。则主轴极限转速应为：lOOOvlOOOv1000 x180.nmazmaz1146r/m

7、inmaxndDkRn3.1415x400 x0.5x0.25min取标准数列数值，即n=1250r/minmax在n.中考虑车螺纹和铰孔时，其加工的最大直径应根据实际加工情况选取50mmmin左右。n=1000爲=1000 x431.8r/min取标准数歹U数值，即n=28r/minmin7vd3.14x40minmax转速范围Rn二厶转速范围Rnmax=1250=44.64r/minnminnmin28取0=1.41乙=1+空心1+lg44.64=12lg0lg1.41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。并选级数Z=12，各级转速数歹可直接从标准的数歹表中查出，按标准转速

8、数歹为：28，40，56，80，112，160，224，315，450，630，900，12503）主轴转速级数Z和公比n已知Rn二亠Rn=Z-1且Z=2ax3bnmina、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。取Z=12级则Z=22x3R=匪一1max1.4112i=Rn=43.8TOC o 1-5 h znnminn=1250n=28Rnmax=44.64综合上述可得：主传动部件的运动参数maxminnminn1250n=28Z=12-|-=1.41maxmin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

9、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a=35mm进给量f(s)=035mm/r切削速度V=90m/minp功率估算法用的计算公式a主切削力：Fz=1900apfo75=1900 x3.5x0.35o.75=3026NFZV3026x90b切削功率：N切=zKW=KW=4.45KW切6120061200N4.45c估算主电机功率：N=-切=5.5KW可选取电机为：Y132S4额定功率为5.5KW，满载转速为1440r/min.运动设计传动结构式、结构网的选择确定2.1.1传动组及各传动组中传动副的数目级

10、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Zl、Z2、Z3、个传动副即Z=ZZZ传动副数由于结构的限制以2或3为适合，即变速级数Z123应为2和3的因子：即Z=2ax3b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:12=3X42)12=4X33)12=3X2X24)12=2X3X25)12=2X2X3按照传动副“前多后少”的原则选择Z=3X2X2这一方案，但主轴换向采用双向片式摩擦离合器结构，致使I轴的轴向尺寸过大，所以此方案不宜采用，而应先择12=2X3X2。方案4)是比较合理的12=2X3X22.1.2传动系统扩大顺序的安排12=2X3X2的传动副组合，其传动组

11、的扩大顺序又可以有6种形式：1)12=2X3X22)12=2X3X23)12=2X3X24)12=2X3X22614231661312=2X3X26)12=2X3X241621根据级比指数分配要“前密后疏”的原则，应选用乙=2X3X2这一方案，然126而对于我们所设计的结构将会出现两个问题：第一变速组采用降速传动时，由于摩擦离合器径向结构尺寸限制，使得I轴上的齿轮直径不能太小，11轴上的齿轮则会成倍增大。这样，不仅使I-II轴间中心距加大，而且I-II轴间的中心距也会辊大，从而使整个传动系统结构尺寸增大。这种传动不宜采用。如果第一变速组采用升速传动，则I轴至主轴间的降速传动只能同后两个变速组承

12、担。为了避免出现降速比小于允许的杉限值，常常需要增加一个定比降速传动组，使系统结构复杂。这种传动也不是理想的。如果采用Z=2X3X2这一方案则可解决上述存在的问题。316绘制结构网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Umax2,决定了一个传动组的最大变速范围rmax二umax/uminS8。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-公比申极限传动比指数1.41X值：Umin二1=1/4申x4X,值：Umax二卑x,=22(X+X,)值：rmin二申x+x、=862.1.5最大扩大组的选择正常连续的顺序扩

13、大组的传动的传动结构式为：Z=Z11KZ2Z1KZ3Z1Z2最后扩大组的变速范围按照rz=17minmin2齿轮的齿数和S不能太大，以免齿轮尺寸过大而引起机床结构增大，一般推荐齿图2.3齿轮的壁厚Z数和S100-120，常选用在100之内。Z3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。232变速传动组中齿轮齿数的确定1）确定齿轮齿数1.用计算法确定第一个变速组中各齿轮的齿数Z+Z=SZj/Zj=ujjjZJJJ其中ZJ主动齿轮的齿数ZJ被动齿轮的齿数u.一对齿轮的传动比S一对齿轮的齿数和JZ为了保

14、证不产生根切以及保证最小齿轮装到轴上或套筒上具有足够的强度，最小齿轮必然是在降速比最大的传动副上出现。201/2.85=58Z把J的齿数取大些：取Z1=Zmin=20则Z2=-1二丄丄1JLJLJLJL1厶p-u2齿数和Sz=Z+Z2=20+58=78同样根据公式Z3=Z4=392.用查表法确定第二变速组的齿数a首先在uu2、u3中找出最小齿数的传动比u1b为了避免根切和结构需要，取Zmin=24c查表找到u1=1/1.413的倒数2.82的行找到Zmin=24查表最小齿数和为92d找出可能的齿数和S的各种数值，这些数值必须同时满足各传动比要求的齿轮齿Z数能同时满足三个传动比要求的齿数和有S=

15、929699102Ze确定合理的齿数和S=102依次可以查得Z5=27Z6=75Z7=34Z8=68ZZ9=42Z10=60同理可得其它的齿轮如下表所示：表2.3变速组第一变速组第二变速组第二变速组齿数和78102114齿轮Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14齿数20583939247834684260239176382)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(2-1)%。主轴各级实际转速值用下式计算n实=nEX(1-e)XuaXubXucXud其中e滑移系数e=0.2uaubu

16、cud分别为各级的传动比12/45转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示nn/n=丨_际标准|W10(2-1)%n实1=1440X0.625X0.98X0.35X0.35X0.25=27.8n实实际/n二|(27.828)/28|=0.7%同样其他的实际转速及转速误差如下：表2.4主轴转速n1n2n3n4n5n6n7n8n9n10n11n12标准转速284056801121602243154506309001250实际转速27.839.855.779.6111.2159.3223.6314.5445.6628.4897.81244.9转速误差0.70.50.50.50.70.40

17、.10.20.90.30.20.4转速误差满足要求。3)齿轮的布置为了使变速箱结构紧凑以及考虑主轴适当的支承距离和散热条件，其齿轮的布置如下图2.4所示。绘制主传动系统图按照主传动转速图以及齿轮齿数绘制主传动系统图如下2.5所示 图2.4齿轮结构的布置图2.5主传动系统图3.强度计算和结构草图设计3.1确定计算转速3.1.1主轴的计算转速n=nmin2z/3-1z=12n=nmin23=28X2.82=79r/minjj3.1.2中间传动件的计算转速III轴上的6级转速分别为：112、160、224、315、450、630r/min.主轴在79r/min以上都可以传递全部功率。III轴经Z-Z

18、传递到主轴，这时从112r/min以上的转速全部功率，所以确定最低1314转速112r/min为III轴的计算转速。按上述的方法从转速图中分别可找到计算转速：II轴为315r/min,I轴为900r/min,电动机轴为1440r/min.3.1.3齿轮的计算转速Z。安装在III轴上，从转速图可见Z齿轮本身有6种转速，其要传递全部的功率的计算转速为112r/min。同样可以确定其余齿轮的转速如下表3.1所示：表3.1齿轮Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14计算转速900315900900315112315112315112150160112112传动轴的估算和验算3

19、.2.1传动轴直径的估算I传动轴直径按扭转刚度用下列公式估算传动轴直径：d=944Nmm4np其中：N该传动轴的输入功率N=NnKWjdN电机额定功率；n从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积dn一该传动轴的计算转速r/minp一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3.2刚度要求允许的扭转角主轴一般的传动轴较低的传动轴P05111.5152对于一般的传动轴，取p=15N=N5.5x0.96=5.28KWn=900r/min二915.28；900X般X1-5二28.5mm取d=32mm1N=Nn=5.5x0.96x0.995=5.25KW2dn=425

20、jr/min5.25d=91“2J315400._4315xx1.51000=37mm取d=362N=Nn=5.5x0.96x0.995x0.99=5.20KW3dn=150jd=91135.20422=42.2mm1504005150 xx1.51000d=463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。d=29.3X0.93=27.01d=34.5X0.93=32.02d=42.2X0.93=40.03查表可以选取花键的型号其尺寸Z-Dxdxb(GB1144-74)分别为d轴取6-28X32X71d轴取8-32X36X62d3轴取8-42X46X80

21、主轴的设计与计算主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件的主轴参与切削成形运动，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)。主轴直径的选择查表可以选取前支承轴颈直径D=90mm1后支承轴颈直径D=(0.70.85)D=6377mm21选取D=70mm2主轴内径的选择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。推荐：普通车床d/D（或d/D）=0.550.611其中D主轴的平均直径，D=（D+D）/212d前轴颈处内孔直径1d=（0.550.6）D=44

22、48mm所以，内孔直径取45mm3）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号标准莫氏锥度尺寸大端直径D=44.3994）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）D=54135mm1所以，悬伸量取100mm5）主轴合理跨距和最佳跨距选择根据表3-14见金属切削机床设计计算前支承刚度K。A前后轴承均用3182100系列轴承，并采用前端定位的方式。查表K二1700 xD1-4A1K=1700X901.4=9.26X105N/mmA因为后轴

23、承直径小于前轴承，取KA二1-4KB二（九）3aKB=6.61X105N/mmLK6（亠+A+1）aKB其中IA为参变量EI综合变量耳二Ka3A其中E弹性模量，取E=2.0X105N/mm2I转动惯量，1=n(D4-d4)/64=3.14X(804-454)=1.81X106mm4El_2.0 x105x1.81x106q=Ka39.26x105x1003A=0.3909由图3-34中,在横坐标上找出n-0.3909的点向上作垂线与Ka=1.4的斜线相交，KB由交点向左作水平线与纵坐标轴相交，得气/&-2.5。所以最佳跨距L0L-2.5a-2.5X100-250mm0又因为合理跨距的范围L-(

24、0.751.5)L-187.5375mm合理0所以取L-260mm主轴刚度的验算对于一般机床主轴，主要进行刚度验算，通常能满足刚度要求的主轴也能满足强度要求。对于一般受弯矩作用的主轴，需要进行弯矩刚度验算。主要验算主轴轴端的位移y和前轴承处的转角。A图3.1主轴支承的简化切削力Fz-3026N挠度Fa2(L+a)y-A3EI-3026x1002x(260+100)3x2.0 x105x1.81x106-0.01y-0.0002L-0.0002X260-0.052yyA 12 倾角q=Fa(2L+3a)A6EI=3026x100 x(2x260+3x100)6x2.0 x105x181x106=

25、0.00011前端装有圆柱滚子轴承，查表q=0.001radA032mm齿面点蚀的估算：A370|匹mm3nj其中n为大齿轮的计算转速，A为齿轮中心距。j由中心距A及齿数z、z求出模数：m二2Amm12jz+z12根据估算所得m和m中较大的值，选取相近的标准模数。oj1）齿数为32与64的齿轮N=5.28KWm32528二1.85mmo32x425A370，tnj370i5-285=3703=85.5mm4252x85.532+64=1.78mm2Am二一jz+z取模数为22）齿数为56与40的齿轮m32(528二1.54mm56x8502A2x68142m=1.42mmjz+z56+4012

26、取模数为23）齿数为27与75的齿轮N=5.25KW525吩323：75XB0二2.48mm5252A370用=121mm2x121m=2.37mmjz+z27+7512取模数为2.5齿数为34与68的齿轮N=525KW525m323=2.29mm68x212A370.3n1525=37気二107.8mm2A2x107.8m=2.11mmjz+z34+6812取模数为2.55）齿数为42与60的齿轮N=5.25KW525m323=2.12mm勺60 x300竺二96.1mm3002Am二一jz+z12取模数为2.5=謀=1.88mm6）齿数为23与91的齿轮N=5.20KWm323二2.32m

27、m91x150A370590=3叫而二121.0mm2Am二一jz+z122x121.023+91=2.12mm取模数为2.57）齿数为76与38的齿轮N=5.20KW、J5.20246m323=2.46mm376x150=叫520=120.6mm2Am二一jz+z12=沖6=2.12mm76+38取模数为2.53.3.2齿轮模数的验算结构确定以后，齿轮的工作条件、空间安排、材料和精度等级等都已确定，才可能核验齿轮的接触疲劳和弯曲疲劳强度值是否满足要求。根据齿轮的接触疲劳计算齿轮模数公式为：=16300(i+1)KKKKN123一_SWz2ib2n1m1jjmm根据齿轮的弯曲疲劳强度计算齿轮模

28、数公式为：KKKKNm=275，123smmzYWnb1mj式中：N-计算齿轮传递的额定功率N-计算齿轮（小齿轮）的计算转速r/minJbWm-齿宽系数Wm=,Wm常取610；mz计算齿轮的齿数，一般取传动中最小齿轮的齿数1i大齿轮与小齿轮的齿数比，i=仝1；“+用于外啮合，“-号用于内啮z1合；Ks寿命系数，Ks=KKKK；rnNq3.5k工作期限系数，k=m60nTTT3.6齿轮等传动件在接触和弯曲交变载荷下的疲劳曲线指数m和基准循环次数Con齿轮的最低转速r/min;T-预定的齿轮工作期限，中型机床推荐：T=1500020000h;K转速变化系数nK功率利用系数NK材料强化系数。幅值低的

29、交变我荷可使金属材料的晶粒边界强化，起着q阻止疲劳细缝扩展的作用；K（寿命系数）的极限K,KSSmaxSmin当KK时，则取KKSmax所以取Ks=0.6由表11许用应力知，可取齿轮材料为45整淬Q=1100MPab=320MPaj由表10可知可查得Y=0.45(i1)KKKKNm=1630012_3_sj3：屮z2ib2nm1jjr64(+1)x1.2X1.2X1X0.6X5.28m=16300空刃=1.89I647x322xx11002x85032KKKKNm=275，12_3szYnb1mjx1.2x1x0.6x5.28m=275=1.5132x0.45x7x850 x320所以模数取2

30、适合要求。同样可以校核其它齿轮的模数也符合要求。轴承的选择与校核机床传动轴常用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升。空载功率和噪音等方面，球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支承孔的加工精度要求都比较高，异常球轴承用得更多。但滚锥轴承的内外圈可以公开。装配方便，间隙容易调整。所以有时在没有轴向力时，也常采用这种轴承。选择轴承的型式和尺寸，首先取决于承载能力，但也要考虑其它结构条件。即要满足承载能力要求，又要符合孔的加工工艺，可以用轻、中、或重系列的轴承来达到支承孔直径的安排要求。花键轴两端装轴承的轴颈尺寸至少有一个应小于花键的内径，一般传动轴承选用G级精度。3.4.1一般传动轴上的轴承选择在传动轴上选择6200系列的深沟球轴承，其具体的型号和尺寸如下表3.3所示表3.3传动轴IIIIII轴承型号620572067207轴承尺寸25X5230X5535X723.4.2主轴轴承的类型主轴的前轴承选取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。 图3.2 343轴承间隙调整为了提高主轴回转精度和刚度，主轴轴承的间隙应能调整。把轴承调到合适的负间隙，形成一定的预负载，回转精度和刚度都能提高，寿命、噪声和抗振性也有改善。预负载使轴承内产生