基于ProE的CK5235主工作台变速箱设计

毕业设计（论文）论文题 基于Pro/E的CK5235主工作台变速箱设 学生姓 专业班 指导教 总评成 Abstract第一章绪 数控车床的工作原理和构 CK5235系列数控双柱立式车 第二 立式车床总体设 2·1机床主传动系统设计介 2·2主传动系统的构造设 2·3机床设计的环 2·4机床总体布 第三章主变速箱总体设 传动方案的比较和选择 电动机的选 计算传动装置总传动比和分派各级传动 齿轮的选择和齿数的拟 双柱立式车床主轴箱传动原理 第四 主变速箱的具体设 V带的设计选 齿轮的设计与校 轴及轴上零件的设计校 变速箱的密封与润 总 致 参考文 CK5235双柱立式C5240车床含有操纵方便，构造合理等优点。【核心词】：CK5235双柱立式车床主变速箱ThisdesignfirstthestructureandcompositionofmachinesimplyintroducesandCK5235doublecolumnverticallatheintroducedthestructureandtheworkingprincipleofmachinetools,animportantpartofthemaintransmissioninoverall:machinetooldesignanddetaileddesign.Machineistypicalofthemodernelectromechanicalintegrationtechnology,toimprovetheproductqualityandmachiningpartsprocessingefficiencyhasgoodeffect.Inthisdesign,themaincompletedtheoveralldesignofthemachineandthedetaileddesigngearbox.Theoveralldesignofthemachinetool,theappearanceofmachinetools,layoutstructuredesign.Inthemaingearboxdetaileddesign,thedesignoftransmissionsystemanddeterminethetransmissionscheme,maintransmissionspeedregulatingmode;Thenthespindleboxtothetransmissiongears,transmissionshafthascarriedonthepreliminarydesignandthedetaileddesign,gotmorereasonabledesignresults,completedthemachineassignmentLordgearbox.DesignC5240lathewithmanipulationconvenient,reasonablestructure,etc.Keyword:CK5235doublecolumnverticallathemaingearboxdetailed①1949（MIT）和巴森兹公司（PasronCo）共同研究，1952第一代数控系统：19521959第二代数控系统：1959第三代数控系统：1965第五代数控系统：1974化的同时，出现了一次装夹可完毕多道工序的数控加工中心（MachineCenter）CAD60（Direct-Nc-DNC）系统。（FMC（CIMS（参考文献《数字控制技术与数控机床》1-1：（1-（参考《机械制造装备设计》CK5235重要规格和技术参数（1-（1-0.63-0.5-0.4-0.315-0.1-0.25-D1=工作台直径D2=最大车削直径H=最大车削高度L=工作台载重量P=主电机功率MD=工作台最大扭 N=工作台转 S=刀架进给 Z=滑枕行机床的外观（1-(5235立式车床第二 立式车床总体设2·12·1·1主传动系统的分2·1·2主传动系统设计的普通原②传动次序与扩大次序相一致的原则（前密后疏原则2·22·2·1主传动系统构造选⑴集中传动式多数机床都是采用集中传动式布局。其优点是：构造紧凑，便于实现集中操纵，箱体数少，在机床上安装调节方便。缺点是：传动机构的振动和发热⑵分离传动式某些高速，精密机床的主传动采用分离传动式布局，其优点是：2·2·2变速方式的选⑴机械摩擦无级变速器。其构造简朴，使用可靠，惯用在中小型车床、铣床等主⑵液压无级变速装置。其传动平稳、运动换向冲击小，易于实现直线运动，惯用⑶电气无级变速装置。其有直流电动机和交流电动机两种，由于能够大大简化机2·312拟定方案时要注意尽量采用先进的工艺和创新的构造，尽量采用新的先进技术，3、技术设计（含工程设计⑴、重要技术指标设 重要技术指标设计是后续设计的前提和根据★用 指机床的工艺范畴，涉及加工对象的材料、质量、形成及尺寸等★生产 涉及加工对象的种类、批量及所规定的生产率 ★重要参 即拟定机床的主参数和基本参数★驱动方 机床的驱动方式有电动机驱动和液压驱动 ⑵、总体方案设 总体方案设计涉及下面几 ★基本参数设 涉及尺寸参数、运动参数和动力参数设计★传动系统设 涉及传动方式、传动原理图及传动系统图设计 ★控制系统设 涉及控制方式及控制原理、控制系统图设计 ★技术设 涉及拟定构造原理方案、装配图设计、分析计算或优化★施工设 涉及零件图设计、商品化设计、编制技术文档等⑹、机床整机综合评 对所设计的机床进行整机性能分析和综合评价42·4②确保所采用的工艺办法能实现所规定的工件和刀具之间相对位置关系和相对运动关系。1（一）（二）（三）（四）★提高机床传动精度——★框架式构造——★减少振动和考虑热变形对加工精度的影响——（五）（六）2，——第三章惯用的两种减速器的类型和特点（文献[1]P42-（3-1惯用的减速器类型d=mz

（图3- 传动原理图根据负载转矩、速度变化范畴和启动频繁程度等规定，考虑电动机的温升限0.8～0.9其功率因数将变坏，并使按电机最大转矩校验强度的生产机械造价提高。ZC（文献[2]P35-根据经验公式：n计=最高速/（机械比*调磁比i=1:4（有级变速。与此同时，根据文献[3]P22-1451:21:4。为磁通）.能够根据经验拟定，调磁比=1:3.5。同时，由于调速范畴为：31.5/0.315=100=4*3.5*=1:7.1 计算转速：n计D 电机的功率为：P=Tn/9550=11.3*105*3.577/9550=48.60kw（TD 将η0.85，则能够粗算其额定功率为：P额①型号：ZC-315/10S，额定功率：125kw，转速范畴②型号：ZC-250/02S，额定功率：55kw，转速范畴55kw，Mn=203kg·m，n=85～600～由此能够看出，机械比=iⅠ/iⅡ=42/170=1:4.05≠1:4。∴根据机械比：iⅠ:iⅡ=42:iⅡ=1:4，能够算出：iⅡ=168再列出方程式进行倒推：n低=χ*（1/iⅡ）=0.5，能够算出：χ=84r/min125kw，Mn=100KN·m，nn=84～600～2100r/miniⅠ=42，Y、Z、a、b，通过计算可得第一档：i12=2.00,i23=0.768,i34=1.272,i45=1.59,1:4，266.68第二档：i12=2.00,i23=2.712,i34=1.272,i45=1.59,i57=15.31则能够按照比例拟定：i12=1.80，i57=10.40。因此第一档：i12=1.80i23=0.8i34=1.5i45=1.87i57=10.40；第二档：i12=1.80,i23=3.2,i34=1.5,i45=1.87,i57=10.40根据第一套方案：i12=2.00i23=0.678i34=1.272i45=1.59i57=15.31第一档：选择,Z2=32*2.00=64∴,Z5=40*0.678=27∴,Z8=42*1.272=53∴Z10=30,则Z11=30*1.59=48, ∴i45=48/30；Z12=28,则Z13=28*16.74=429,∴第二档：选择Z3=20 则Z6=20*0.67*4=54,∴i23=54/20根据第二套方案：i12=1.80i23=0.8i34=1.5i45=1.87i57=10.40第一档：选择,Z2=36*1.80=65∴,Z5=46*0.80=37∴,Z8=40*1.5=60∴Z10=30,则Z11=30*1.87=56, ∴i45=56/30；Z12=30,则Z13=30*10.40=312,∴第二档：选择Z3=20 则Z6=20*0.80*4=64 ∴i23=64/20根据第一套方案根据第二套方案从电机轴计算各轴的传递转矩T=9550*P额/nj=9550*55/596.360=880.76根据第一套方案根据第二套方案100000N·m将背面计算中需要用到的转矩进行单位换算（分别乘以9.8）可得：M1=874.47N·m,M2=1499.96N·m,M3=4559.88N·m,M4=6497.83N·m，M5=11522.81N·m，M7=113845.41N·m。计算各轴的输入功率(P电 PⅢ=49.64*0.95=47.16kwPⅣ=47.16*0.95=44.80kwPⅤ=44.80*0.95=42.56kw（图3- 轴的空间布置简图（工作台）根据前面的设计方案以及选定的齿轮齿数绘制出主轴箱的传动原理图。（图3- 主轴箱的传动原理图 第四 主变速箱的具体设VVVVVP=55kw，n1=2100r/min,i=1，8VPca，n18-11cdddd18-68-8，v。按式（8-13）v=

5m/s＜v＜30m/s8-8，Va20由式8-2选带的基准长度Ld=mm3）按式（8-23）a0a1=180°-（dd2-1）VPrdd1=250mmn1=2100r/min,8-4a8-5Ka=1.00，8-2KL=0.88，于是2)VZZ=Pca/Pr=60.5/8.43=7.128V8-33Cq=0.3kg/m(F0)min=500*（2.5-（57（文献[5]P20810-8HBS2=162-217（文献[6]P16-6316.2-14）4)Z1=36，按齿面接触强度设 即d1t≥2.32*

2KT(u1)Zt u[σt Kt=1.3计算小齿轮传递的转矩10-7110-6ZE=189.8Mpa10-13N2=8.65*108/(65/36)=4.79*10810-191%S=1，由式（10-得d1td1t≥2.32

V=d1t

60模数:mt=d1t/Z1=178.13/36=4.948K(10-4KHβ=1.12+0.18(1+0.6Φd²)Φd²+0.23*10‐³b10-13KFβ=1.43；10-3KHa=KFa=1.110-2故按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）d1=d1t·

K=178.13·Kt

计算模数 nZnZ2[бd 10-510-510-20бFE1=450Mpa；大齿轮的弯曲疲10-18S=1.3，由式（10-12）得YFaYSa/[бF小大：YFa2Ysa2/[бF]2=2.26*1.74/212.307=0.018522（大齿轮的数值大mn≥

2*2.0842*874470*

mn不小于由齿根弯曲疲劳强mn=4mm，已可满足弯曲强度。d2=Z2·mn=65*4=260mmb1=140mm，b2=136mm；Φd1=140/144，Φd2=136/260。以小齿轮的宽度b1=140mm已知：K=2.0842，Ft=2T1/d1=12148.61N，YFa=2.49，YSa=1.64,mn=4,齿根弯曲疲劳强度：бF=KFtYFaYSa/bm=2.0842*12148.61*2.49*1.64/(140*4)≤[бF]=315Mpa1140*144140*144同理，b14=120mm（办法同上） ，b8=60mmdf2=d2-2.5ha=260-径向力圆周速度

7（文献[5]P20810-8286（240217（1804)Z1=37，5）选用螺旋角。初选螺旋角2KT(u1)(ZZ)2按齿面接触强度设 即d1t≥

t εu[σd Kt=1.610-30ZH=2.4210-26εa1=0.815，εa2=0.825，则εa=0.815+0.825=1.64计算小齿轮传递的转矩10-7110-6ZE=189.8Mpa10-13N2=4.79*10710-191%，S=1，由式（10-得d1td1t≥

1*1.64*(34/

V=d1t

60bb/h=423.16/24.968=16.95计算纵向重叠度K(10-4KHβ=1.12+0.18(1+0.6Φd²)Φd²+0.23*10‐³b10-13KFβ=1.51；10-3KHa=KFa=1.2。故按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）d1=d1t·

K=423.16·Kt

计算模数 2KTYcos2βY按齿根弯曲强度设 即mn≥ 1

FaZ2ε[σd 根据纵向重叠度εβ=5.508，10-28Yβ=0.8810-510-510-20бFE1=400Mpa；大齿轮的弯曲疲10-18S=1.3，由式（10-12）得YFaYSa/[бF小大：YFa2Ysa2/[бF]2=2.33*1.74/228.92=0.01720（大齿轮的数值大2*2.47*4559880*0.88*cos214o*mn≥

1*372

mn不小于由齿根弯曲疲劳强mn=6mm，已可满足弯曲强度。d2=b4=70mmb5=100mm已知：K=2.4688,Tt=2T1/d1=10526.04N，εa=1.64=2.4688*10526.04*2.42*1.66*0.88≤[бF]=357Mpa100*6*1.6412KFt(uKFt(u2.461*10526.04*(0.8100*2.461*10526.04*(0.8100*229*1.64同理，b6=100mm通过强度校核（办法同上） b4=70mm，b5=100mmdf2=d2-2.5ha=285-圆周力径向力：Fr=Ft·tan20º/轴向力：Fa=圆周速度

=3.14*285*332.667607（文献[5]P20810-8286（240217（1804)Z1=20，5）选用螺旋角。初选螺旋角2KT(u1)(ZZ按齿面接触强度设 即d1t≥

t H d Kt=1.610-30ZH=2.43310-26εa1=0.765，εa2=0.87，则εa=0.765+0.87=1.635计算小齿轮传递的转矩10-7110-6ZE=189.8Mpa10-13N2=4.79*10710-191%，S=1，由式（10-得d1td1t≥1*1.635*(64/

V=d1t

=3.14*160.81*332.66760bb/h=160.81/17.55=9.16计算纵向重叠度K(10-4KHβ=1.12+0.18(1+0.6Φd²)Φd²+0.23*10‐³b10-13KFβ=1.44；10-3KHa=KFa=1.2。故按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）d1=d1t·

K=160.81·Kt

计算模数 2KTYcos2βY按齿根弯曲强度设 即mn≥ 1

FaZ2ε[σd 根据纵向重叠度εβ=5.508，10-28Yβ=0.8810-510-510-20бFE1=400Mpa；大齿轮的弯曲疲10-18S=1.3，由式（10-12）得YFaYSa/[бF小大：YFa2Ysa2/[бF]2=2.30*1.74/231.38=0.01692（大齿轮的数值大2*2.352*1499960*0.88*cos214*mn≥

1*202

mn不小于由齿根弯曲疲劳强mn=10mm，已可满足弯曲强度。d2=Z2·mn/cosβ=64*6/cos14.25°=396.2b9=120mma=1.635=2.352*24232.0*2.80*1.55*0.88≤[бF]=286.15Mpa120*6*1.635K=2.4192，Ft=24232.0N，u=3.2,d1=123.8,ε1ZE=189.8Mpa2KFt(uKFt(u2.4192*24232.0*(3.22.4192*24232.0*(3.2120同理，b6=100mm通过强度校核（办法同上） b3=120mm，b6=100mmdf2=d2-2.5ha=396-圆周力径向力：Fr=Ft·tan20º/轴向力：Fa=圆周速度

=3.14*123.8*332.667607（文献[5]P20810-8HBS2=162-217（文献[6]P16-6316.2-14）4)Z1=40，2KT(u1)Z按齿面接触强度设 即d1t≥2.32* t nu[σ Kt=1.3计算小齿轮传递的转矩10-7110-6ZE=189.8Mpa10-13N2=1.479*107/(60/40)=9.980*1010-191%S=1，由式（10-得d1td1t≥2.32

V=d1t

60模数:mt=d1t/Z1=312.2/40=7.805K(10-4KHβ=1.12+0.18(1+0.6Φd²)Φd²+0.23*10‐³b10-2KA=1.25故按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）d1=d1t·

K=312.2·Kt

计算模数 nZnZ2[бd 10-510-510-20бFE1=450Mpa；大齿轮的弯曲疲10-18S=1.3，由式（10-12）得YFaYSa/[бF小大：YFa2Ysa2/[бF]2=2.28*1.73/223.85=0.01762（大齿轮的数值大mn≥

2*2.1801*4559880*1*

mn不小于由齿根弯曲疲劳强mn=7mm，已可满足弯曲强度。d2=Z2·mn=60*7=420mmb7=110mmb8=125mm已知：K=2.1801，Ft=2T1/d1=32570.571N，YFa=2.40，YSa=1.67,mn=7,齿根弯曲疲劳强度≤[бF]=369.611又已知：K=2.137，Ft=32570.571N，u=1.5,d1=280,ZH=2.5,ZE=189.8Mpa2110*280110*280同理，b14=120mm（办法同上） ，b8=150mmdf2=d2-2.5ha=420-径向力圆周速度

7（文献[5]P20810-8286（240217（1804)Z1=30，5）选用螺旋角。初选螺旋角2KT(u1)(ZZ)2按齿面接触强度设 即d1t≥

t εu[σd Kt=1.610-30ZH=2.2310-26εa1=0.67，εa2=0.71，则εa=0.67+0.71=1.38计算小齿轮传递的转矩10-7110-6ZE=189.8Mpa10-13N2=9.98*107/(56/30)=5.35*1010-191%，S=1，由式（10-得d1td1t≥

V=d1t

b计算纵向重叠度K(10-4KHβ=1.12+0.18(1+0.6Φd²)Φd²+0.23*10‐³b10-13KFβ=1.44；10-3KHa=KFa=1.2。故按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）d1=d1t·

K=265.08·Kt

计算模数 2KTYcos2βY按齿根弯曲强度设 即mn≥ 1

FaZ2ε[σd 根据纵向重叠度εβ=5.508，10-28Yβ=0.7510-510-510-20бFE1=400Mpa；大齿轮的弯曲疲10-18S=1.4，由式（10-12）得YFaYSa/[бF小大：YFa2Ysa2/[бF]2=2.30*1.715/221.71=0.01779（大齿轮的数值大mn≥

mn不小于由齿根弯曲疲劳强mn=10mm，已可满足弯曲强度。d2=Z2·mn/cosβ=56*7/cos30°=452.64mmb9=122mm，b14=110mm；则Φd1=122/242，Φd2=120/453。以小齿轮的宽度b9=122mmK=2.2557，Ft=2T1/d1=53592.56N，YFa=2.52，YSa=1.625，Yβmn=7,εa=1.38=2.2557*53592.56*2.52*1.625*0.75≤[бF]=315122*712KFt(uKFt(u 同理，b14=120mm（办法同上） b14=110mm。df2=d2-2.5ha=453-圆周力径向力：Fr=Ft·tan20º/轴向力：Fa=圆周速度

=3.1434653.4460346）螺旋角----------------466788----88------------P3n计算公式（15-2）可知：d≥P3n 轴

d1103d1103d1103

d1103

P20-6314(故轴能够设计为：轴径轴长轴Ⅰ的载荷分析 图4-已知：T=874N•m,圆周力：Ft=12145N：Fr=4420N（1）

FRlac

4421.231801349.00N

4421.23410

FTlac

12148.61180(2)

RA=RB

12148.61410=8442.25N =1349 垂直面

4-4MAX=MBXMCX=RAH.LAC=3706.36180=667144.8N.mmMAX=MBX=0MCX=RAH.LAC=1349.00MA=MB

CY CY

McaA=Mcac=McaB

2 22AMM2B2P373，MC2MC2(aT2

22 d2=76mm Ra=4168.54mm 对每个轴承来计60nLCP

P=3540Nn=600rmin60C

所选择键的尺寸参数为B6-1p 2Tp

p

20.510012

轴Ⅱ的最小直径d258.34,取最小尺寸为70mm232314d=70mmD=150mmT=67.5mmB=51mmC=42mm轴承设计为：轴径轴 轴Ⅱ的载荷分析 图4-已知径向力：Fr1=8094N,Fr2=4420N,Fr3=6179N40Cr（1）Rav=Fr3+Fr2+Fr1-Rbv=8415NRAR

R2R22 R2R B水平面：Mah=Mbh=0Meh=Rbh*Leb=1790982N•mm垂直面：MAv=MBv=0Mdv=Rav•lac-(Frc-Rav)•Lcd=198457N•mm222MdMe

222222MA(aT22MMA(aT22MC12(aT2 MDMD2(aT2Me2Me2(aTME2ME2(aT2[б-

40Cr（调质15-1[б-1]=70Mpa32314d=70mmD=150mmB=51mm1）

Cr

Cor

e=0.35

YoFd1=Ra Fd2=RbFae=Fa1-Fa3=5378-4106=1072N2 Fd1

Fd2

0.53故X1=1Y1=0 X2=0.4Y2=1.7 Lh

106 )3

60n

60*33316-1p 2Tp

p

20.55090

p,因此强度适合，安全可轴三最小直径 取值329184—轴Ⅲ的载荷分析 图4-已知圆周力 40CrRAR

R2R22 R2R BMah=Mbh=0,Mdh=Mch-（Ftc-Rah）Lcd=335742N•mmMe=Rbh*Leb=-1568421N•mm(-为反向)MAv=MBv=0,Mdv=Rav•lac-(Frc-Rav)•Lcd=318393N•mmMe=2152410Mca=Fac*Rc=1392150N•mmMea=Fae*Re=215410N•mm14-轴Ⅲ校核分析图 图4-12MA=MB=0222222Md

=-Me

222MAMA(aT22MC12MC12(aT2MDMD2(aT2Me2Me2(aTME2ME2(aT2=28.7Mpa32318d=90mmD=190mmB=64mmC=53mmT=67.5mm1）

Cr478Cor

e=0.35

YoFae=Fa4-Fa3=3864N2端Fd1

0.29

Fd2

故X1=1 X2=0.4Lh

106 )3

60n

60*9231320d=100mmD=215mm

Cr

Cor

e=0.83Y=0.7YoRbv=Frc*Lac+Frd*Lad+Fre*Lae+/lab=34780NRav=Frc+Frd+Fre-Rbv=18478NRAR

R2R22 R22 B（3）水平面：Mah=Mbh=0Mdh=Mch-（Ftc-Rah）Lcd=-356537N•mmMe=Rbh*Leb=-1670955N•mm垂直面：MAy=MBy=0Mdv=Rav•lac-(Frc-Rav)•Lcd=3718864N•mmMev=Rbv•Leb=6608200N•mmMca=Fac*Rc=Mea=Fae*Re轴向力抵消14—24—MA=MB=0222222Md

=4564272222o

MA(aT22MMA(aT22MC12(a