最大加工直径为Ф400mm普通车床主轴变速箱设计

最大加工直径为 400mm 普通车床主轴变速箱设计1目录1.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-22.运动设计- -42.1 传动结构式、结构网的选择确定-42.1.1 传动组及各传动组中传动副的数目-42.1.2 传动系统扩大顺序的安排 -42.1.3 绘制结构网-42.1.4 传动组的变速范围的极限值-52.1.5 最大扩大组的选择-52.2 转速图的拟定-62.2.1 主电机的选定-62.3 齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制-72.3.1 齿轮齿数的确定的要求-72.3.2 变速传动组中齿轮齿数的确定-83.强度计算和结构草图设计- -113.1 确定计算转速-113.1.1 主轴的计算转速-113.1.2 中间传动件的计算转速-113.1.3 齿轮的计算转速-123.2 传动轴的估算和验算-123.2.1 传动轴直径的估算-123.2.2 主轴的设计与计算-133.2.3 主轴材料与热处理-163.3 齿轮模数的估算和计算-163.3.1 齿轮模数的估算-163.3.2 齿轮模数的验算-193.4 轴承的选择与校核-213.4.1 一般传动轴上的轴承选择-213.4.2 主轴轴承的类型-223.4.3 轴承间隙调整-223.4.4 轴承的校核-233.5 摩擦离合器的选择与验算-233.5.1 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-243.5.2 外摩擦片的内径 d- -2253.5.3 选择摩擦片尺寸(自行设计)-253.5.4 计算摩擦面的对数 Z-253.5.5 摩擦片片数 -25参考文献- -261.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=150 m/min 螺纹加工和铰孔时取 Vmin=4 m/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=0.5,Rn=0.25。则主轴极限转速应为：取标准数列数值，即 =1250r/minmaxn在 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min50mm 左右。= r/minin 8.3140.10maxindv取标准数列数值，即 =28r/minmin转速范围 Rn= iaxmin/14625.0415.3810minax rDkRvdvazaz 3转速范围 Rn= = =44.64r/minminax28150取 4.1Z= =1241.lg6lnR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，各级转速数列可直接从标准的数列表中查出，按标准转速数列为：28，40，56，80，112，160，224，315，450，630，900，12503）主轴转速级数 Z 和公比 已知Rn= minaxRn= Z-1且 Z= x3b2aa、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=22 3minax1RZn124.8.4Rn=1250 =28 Rn= =44.64maxi minax综合上述可得：主传动部件的运动参数 =28 Z=12 =1.411250axnmin4）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 ap=3.5mm 进给量 f(s)=0.35mm/r切削速度 V=90m/min功率估算法用的计算公式a 主切削力：Fz=1900apf0.75=1900 0.75=3026N35.0b 切削功率： N 切 = KW= KW=4.45KW6120VFZ61294c 估算主电机功率： N= = =5.5KW 总切N8.045可选取电机为：Y132S-4 额定功率为 5.5KW，满载转速为 1440r/min.2.运动设计2.1 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传动副数由于结构的限制以 2 或 3 为适合，即变速级数 Z 应为 2 和 3 的因子：即Z=2a 3b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按照传动副“前多后少”的原则选择 Z=322 这一方案，但主轴换向采用双向片式摩擦离合器结构，致使轴的轴向尺寸过大，所以此方案不宜采用，而应先择 12=232。方案 4）是比较合理的12=2322.1.2 传动系统扩大顺序的安排12=232 的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有 6 种形式：1) 12=213226 2) 12=2134223) 12=233126 4) 12=2631235) 12=223421 6) 12=263221根据级比指数分配要“前密后疏”的原则，应选用 Z= 这一方案，1236然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，使得轴上的齿轮直径不能太小，轴上的齿轮则会成倍增大。这样，不仅使-轴间中心5距加大，而且-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，则轴至主轴间的降速传动只能同后两个变速组承担。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= 这一方案则可解决上述存在的问题。32162.1.3 绘制结构网图 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 Umin 1/4,最大传动比 Umax ,决定了一个传动组的最大2变速范围 rmax=umax/umin 。8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：Umin= x1=1/44X,值：Umax= x, =22(X+ X,)值：rmin= x+x =8 62.1.5 最大扩大组的选择6正常连续的顺序扩大组的传动的传动结构式为：Z=Z11 Z2Z1 Z3Z1 Z2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 Rn 为：8表 2.2Z3 231.41 Z=12 Rn=44 Z=9 Rn=15.6最后扩大组的传动副数目 Z3=2 时的转速范围远比 Z3=3 时大因此，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 转速图的拟定运动参数确定以后，主轴各级转速就已知，切削耗能确定了电机功率。在此基础上，选择电机型号，确定各中间传动轴的转速，这样就拟定主运动的转速图，使主运动逐步具体化。2.2.1 主电机的选定1）电机功率 N：中型机床上，一般都采用三相交流异步电动机作为动力源。根据机床切削能力的要求确定电机功率：N=5.5KW2）电机转速 ：dn选用时，要使电机转速 与主轴最高转速 和 I 轴转速相近或相宜，以免采dnmaxn用过大的升速或过小的降速传动。=1440r/mind3）分配降速比: 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，确定各传动组最小传动比。u 总 = / =28/1440=1/51.4minE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“前慢后快”的原则给串联的各变速器分配最小传动比。7a 决定轴-的最小降速传动比主轴上的齿轮希望大一些，能起到飞轮的作用，所以最后一个变速组的最小降速传动比取极限 1/4，公比 =1.41，1.41 4=4，因此从 轴的最下点向上 4 格，找到上对应的点，连接对应的两点即为-轴的最小传动比。b 决定其余变速组的最小传动比根据“前慢后快”的原则，轴-间变速组取umin=1/3，即从轴向上 3 格，同理，轴-间取 u=1/3，连接各线。c 根据个变速组的传动比连线按基本组的级比指数 x0=3，第一扩大组的级比指数x1=1，第二扩大组的级比指数 x3=6,画出传动系统图如 2.2 所示 图 2.2转速图2.3 齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制2.3.1 齿轮齿数的确定的要求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 u 和初步定出的传动副齿数和 ，查表即可求出小齿轮齿数。ZS选择时应考虑：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 =17miniZ2.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ZS数和 100-120，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。8图 2.3 齿轮的壁厚2.3.2 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Zj+Zj= ZSZj/Zj =uj其中Zj主动齿轮的齿数Zj被动齿轮的齿数uj一对齿轮的传动比一对齿轮的齿数和ZS为了保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。把 Z1 的齿数取大些：取 Z1=Zmin=20 则 Z2= =5885./10u齿数和 =Z1+Z2=20+58=78ZS同样根据公式Z3= =39 42. 用查表法确定第二变速组的齿数a 首先在 u1、u 2、u 3 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 的各种数值，这些数值必须同时满足各传动比要求的齿轮ZS齿数能同时满足三个传动比要求的齿数和有9=92 96 99 102ZSe 确定合理的齿数和=102Z依次可以查得Z5=27 Z6=75Z7=34 Z8=68Z9=42 Z10=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 第三变速组齿数和 78 102 114齿轮 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 Z13 Z14齿数 20 58 39 39 24 78 34 68 42 60 23 91 76 382）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=n E(1-) uaubucud其中 滑移系数 =0.2ua ub uc ud 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n= 10(-1)%实 际 标 准实 际 nn 实 1=14400.6250.980.350.350.25=27.8n=(27.8-28)/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n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9 n10 n11 n12标准转速28 40 56 80 112 160 224 315 450 630 900 1250实际转速27.8 39.8 55.7 79.6 111.2 159.3 223.6 314.5 445.6 628.4 897.8 1244.9转速误差0.7 0.5 0.5 0.5 0.7 0.4 0.1 0.2 0.9 0.3 0.2 0.410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。4）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113 .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nj=nmin z/3-1z=12nj=nmin 3=282.82=79r/min3.1.2 中间传动件的计算转速轴上的 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。轴经 Z13-Z14传递到主轴，这时从 112r/min 以上的转速全部功率，所以确定最低转速 112r/min 为轴的计算转速。按上述的方法从转速图中分别可找到计算转速：轴为 315r/min,轴为 900r/min,电动机轴为 1440r/min.3.1.3 齿轮的计算转速Z10安装在轴上，从转速图可见 Z10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 3.13.2 传动轴的估算和验算3.2.1 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：mm49jnNd其中：N该传动轴的输入功率KWdNd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/minjn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齿轮 Z1 Z Z Z Z Z Z Z Z Z1 Z1 Z1 Z1 Z1计算转速 900 315 900 900 315 112 315 112 315 112 150 160 112 112123.2 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0.51 11.5 1.52对于一般的传动轴，取 =1.5KW28.596.0dN=900 r/min jnmm.5.1049.14取 mm321dKW2.9.6.N=425 r/min jn=37 mm425.1032.91d取 62dKW20.9.95.3dN=150 mmjn 45.10143 63d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。d1=29.30.93=27.0d2=34.50.93=32.0d3=42.20.93=40.0查表可以选取花键的型号其尺寸 分别为)741(GBbDZ轴取 6-283271轴取 8-323662轴取 8-4246803d133.2.2 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） 。1）主轴直径的选择查表可以选取前支承轴颈直径D1=90 mm后支承轴颈直径 D2=(0.70.85)D 1=6377 mm 选取 D2=70 mm2）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 d1/D1)=0.550.6其中D主轴的平均直径，D= (D1+D2)/2d1前轴颈处内孔直径d=(0.550.6)D=4448 mm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 1=54135 mm所以，悬伸量取 100mm5）主轴合理跨距和最佳跨距选择14根据表 3-14 见金属切削机床设计计算前支承刚度 。AK前后轴承均用 3182100 系列轴承，并采用前端定位的方式。查表 4.170DKA=1700901.4=9.26105 N/mm因为后轴承直径小于前轴承，取 4.1BAKKB =6.61105N/mm )1(6)03BAKaL其中 为参变量BAK综合变量 3aEIA其中E弹性模量，取 E=2.0105 N/mm2 I转动惯量，I=(D 4-d4)/64=3.14(804-454)=1.81106mm4 =3aKEIA356106.98.=0.3909由图 3-34 中，在横坐标上找出 =0.3909 的点向上作垂线与 的斜线相4.1BAK交，由交点向左作水平线与纵坐标轴相交，得 L0/a=2.5。所以最佳跨距 L0L0=2.5a=2.5100=250 mm又因为合理跨距的范围 L 合理 =(0.751.5)L 0=187.5375 mm所以取 L=260 mm6）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。15图 3.1 主轴支承的简化 切削力 Fz=3026N挠度 y A= EIaLFz3)(2= 652108.0.)(16=0.01y=0.0002L=0.0002260=0.052yAy倾角 A= EIaLF6)32(= 651080. )1=0.00011前端装有圆柱滚子轴承，查表 A=0.001rad A A 符合刚度要求。3.2.3 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 HRC50 55，轴径应淬硬。3.3 齿轮模数的估算和计算3.3.1 齿轮模数的估算根据齿轮弯曲疲劳的估算：mm32jznNm齿面点蚀的估算：mm370jnA其中 为大齿轮的计算转速，A 为齿轮中心距。jn16由中心距 A 及齿数 、 求出模数： mm1z2 21zAmj根据估算所得 和 中较大的值，选取相近的标准模数。mj1）齿数为 32 与 64 的齿轮N=5.28KW mm85.1423.70jnNA= mm 5.842.3mm21zAmj7.16取模数为 22）齿数为 56 与 40 的齿轮mm54.18062.3m37jnNA= mm681502.3mm21zAmj42.1取模数为 23）齿数为 27 与 75 的齿轮N=5.25KWmm 48.21507.32m17370jnNA= mm125.3mm21zAmj37.取模数为 2.54）齿数为 34 与 68 的齿轮N=525KW mm29.1685.32m370jnNA= mm 8.125.3mm21zAmj1.26407取模数为 2.55）齿数为 42 与 60 的齿轮N=5.25KWmm12.3065.2m= mm7jnNA.96.mm21zj8.104取模数为 2.56）齿数为 23 与 91 的齿轮N=5.20KW18mm 32.1509.32m37jnNA= mm0.125.03mm21zAmj.9取模数为 2.57）齿数为 76 与 38 的齿轮N=5.20KWmm 46.21507.32m3jnNA= mm6.1205.73mm21zAmj12.387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：mm3213)(160jjmSj nizNKi根据齿轮的弯曲疲劳强度计算齿轮模数公式为：mm275132jmsnYz19式中：N-计算齿轮传递的额定功率-计算齿轮（小齿轮）的计算转速 r/minJN-齿宽系数 ， 常取 610；mmb-计算齿轮的齿数，一般取传动中最小齿轮的齿数；1z-大齿轮与小齿轮的齿数比， ；“+”用于外啮合， “-”号用于内i 12zi啮合；-寿命系数， ；3.5Ks qNnrKs-工作期限系数， ；3.6T mTC06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;-转速变化系数nK-功率利用系数N-材料强化系数。幅值低的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；（寿命系数）的极限S minax,SK当 ；minimax SSK时 ， 取时 ， 则 取-工作情况系数。中等冲击的主运动： =1.21.6；1 1-动载荷系数2-齿向载荷分布系数3Y-齿形系数；、 -许用弯曲、接触应力 MPaj1)齿数为 32 与 64 的齿轮KW28.5Nmm643mzd节圆速度 m/s85.20ndV由表 8 可得：取精度等级为 7 级 。 =1.2 2K2.11.321mz20由表 9 得： =13KqNnrsmTC0643.1078563T=0.71 nK.w.qK47867143.s由表可知 maxS所以 取 Ks=0.6由表 11 许用应力知，可取齿轮材料为 45 整淬=1100MPa =320MPaj由表 10 可知 可查得 Y=0.453213)(160jjmSj nizNKi 89.1501326472.)(3 j 2512jmsnYzNK51.320874.03.67所以 模数取 2 适合要求。同样可以校核其它齿轮的模数也符合要求。3.4 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21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 轴承型号 6205 7206 7207轴承尺寸 2552 3055 35723.4.2 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 3.13.4.3 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接触变形，过大的预负载对提高刚度没有明显效果，而磨损发热量和噪声都会增大，轴承寿命将因此而降低。调整结构形式如下图所示：22图 3.2调整说明：转动调整螺母，使内圈向大端移动。特点：结构简单。移动量完全靠经验，一旦调整过紧，难以把内圈退回。3.4.4 轴承的较核1) 滚动轴承的疲劳寿命验算 hT