中型普通车床主轴变速箱设计【最大40047.5-2120,4KW1.41Z=12】.doc

全套图纸加153893706机械加工设备课程设计任务书1、 设计题目：中型普通车床主轴变速箱设计2、 设计参数：床身上最大工件回转直径：400mm 主电动机功率：4千瓦 主轴最高转速：2120转分 主轴最低转速：47.5 转分3、 设计要求：1、 主轴变速箱传动设计及计算；2、 主轴变速箱结构设计；3、 绘制主轴变速箱装配图；4、 编写设计计算说明书。4、 设计时间：开始日期：2013年2月2日 结束日期：2013年2月13日学生姓名： 指导教师：25目 录1.车床参数的拟定02.运动设计12.1传动结构式、结构网的选择确定12.1.1传动组及各传动组中传动副的数目12.1.2 传动系统扩大顺序的安排22.1.3 绘制结构网32.1.4 传动组的变速范围的极限值32.1.5最大扩大组的选择42.2 转速图的拟定42.2.1主电机的选定42.2.2变速传动组中齿轮齿数的确定52.3 验算主轴转速误差72.4 由转速图确定各轴及各齿轮计算转速82.5 齿轮模数计算及验算93 传动轴的估算134片式摩擦离合器的选择和计算155 带轮直径和齿轮齿数的确定165.1 带传动设计165.2选择带型175.3确定带轮的基准直径并验证带速185.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角195.5确定带的根数z205.6确定带轮的结构和尺寸205.7确定带的张紧装置205.8计算压轴力205.9 确定齿轮齿数225.10齿轮的布置226 主轴及其组件的设计23参考文献251.车床参数的拟定1.1车床主参数和基本参数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： 、 则其转速范围 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分级变速，并选取级数z=12,设其转速公比为。则由式： 现以=1.26和1.41代入上式得R=12.7和43.8，因此选=1.41各级转速数列由标准数列表中查出，因=1.41=，首先找到45，然后每隔5个数取一个值，可得如下转速数列:47.5、67、95、132、190、265、375、530、750、1060、1500、2120共12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=12级 则Z=22 =2120 =47.5 =44.63综合上述可得：主传动部件的运动参数 =2120 =47.5 Z=12 =1.413、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=2mm 进给量f(s)=0.4mm/r切削速度V=80m/min功率估算法用的计算公式a 主切削力：Fz=1900=19002=1729.16Nb 切削功率： c 估算主电机功率： 可选取电机为：Y132S 额定功率为4KW，满载转速为1440rmin.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方案1）和方案2)可省掉一根轴。但有一个传动组有四个传动副。若用一个四联滑移齿轮，则将大大增加其轴向尺寸；若用两个双联滑移齿轮，则操纵机构必须互锁以防止两个滑移齿轮同时啮合。将使得结构比较复杂。故在此不予采用。 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，加之主轴对加工精度、表面粗超度的影响最大。因此在主轴的传动副不宜太多，故方案5）亦不采用。而应先择12=232。综上所述： 方案4） 12=232 是比较合理的 2.1.2 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种形式：1) 12=213226 2) 12=2134223) 12=233126 4) 12=2631235) 12=223421 6) 12=263221 以上各种结构式方案中，由于传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围的限制，一般升速时。极限变速范围。检查传动组的变速范围时，只需检查最后一个扩大组,因其他传动组的变速范围都比他小。由式 对于方案2）和 方案5）有：,则对于方案2）和 方案5）不予考虑。对于其余方案有：。然而在可行的结构式方案1）、3）、4）、6）中，为了使中间轴变速范围最小，在各方案同号传动轴的最高转速相同时，变速范围越小，最低转速越高，转矩越小，传动件尺寸也就越小。比较方案1）、3）、4）、6），方案1）的中间传动轴变速范围最小，方案1）最佳。但由于轴装有摩擦离合器，在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合器的直径因而采用方案3）12=233126 最佳2.1.3 绘制结构网 由上选择的结构式12=233126 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=1/44X值：Umax=x, =22(X+ X)值：rmin=x+x=8 62.1.5最大扩大组的选择正常连续的顺序扩大组的传动结构式为：Z=Z11Z2Z1Z3Z1Z2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R为：表2.2 Z3 2 3 1.41 Z=12 R=44 Z=9 R=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 Z3=2时:R64/ Z3=3时：R22.6/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=4KW2） 电机转速： 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，以免采用过大的升速或过小的降速传动。=1440r/min3）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，确定各传动组最大、最小传动比。 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。a 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=1.41，1.414=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=1/2.5，即从轴向上2.5格，为了使轴-间中心距不至太大，故降速比不宜太大，可取；另一传动副采用升速传动，传动比为连接各线。c 根据每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（3）画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数，画主传动系统图如图2-3,2.2.2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 其中： 主动齿轮的齿数 被动齿轮的齿数 对齿轮的传动比 对齿轮的齿数和 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。且齿根圆直径应大于摩擦离合器外片外径，即大于90mm。1-2轴最小中心距：A1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)轴最小齿数和:Szmin(Zmax+2+D/m)同理可得其它的齿轮如下表所示：表2.4 各传动组的最小齿轮齿数和齿数和变速组第一变速组第二变速组第三变速组齿数和8070130齿轮齿数40214059413529293541872643104由于结构式有三个传动组，变速机构共有四根轴，加上电动机轴共五根轴，由上分析画出其转速图如下：转速图2.3 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=nd(1-)u1u2u3u4其中： 滑移系数=0.2u1、 u2 、u3 、u4分别为各级的传动比 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)%n=(46.88-47.5)/47.5=0.0410.7%同样其他的实际转速及转速误差如下:表2.5各级传动组的转速误差主轴转速n1n2n3n4n5n6n7n8n9n10n11n12理论转速47.56795132190265375530750106015002120实际转速46.8866.8494.8132.8189.6264.4374.6529.5749.61058.315012118.5转速误差 （%）0.70.4 0.20.320.170.320.320.460.270.30.440.29故转速误差满足要求。 2.4 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从主轴最低转速算起，第一个转速范围内的最高一级转速，即为。轴的计算转速为、轴的计算转速为、轴的计算转速为 各传动齿轮的计算转速如下表：表2.3 齿轮的计算转速齿轮计算转速（r/min）7507507507507507507505305305305305301321322.5 齿轮模数计算及验算模数计算，一般同一变速组内的齿轮取同一模数，选取负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算，即mj=16338可得各组的模数，如表3-3所示。45号钢整体淬火， 按接触疲劳计算齿轮模数m 1轴由公式mj=16338可得mj=2.34mm，取m=3mm2轴由公式mj=16338可得mj=2.31mm，取m=3mm3轴由公式mj=16338可得mj=3.21mm，取m=3.5mm由于一般同一变速组内的齿轮尽量取同一模数，所以为了统一和方便如下取：表3-3 模数组号基本组第一扩大组第二扩大组模数 mm 333.5（2）基本组齿轮计算。 基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z1Z1 Z2Z2齿数40402159分度圆直径12012063177齿顶圆直径12612669183齿根圆直径112.5112.555.5169.5 齿宽24242424按基本组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB286HB，平均取240HB。计算如下： 齿面接触疲劳强度计算： 接触应力验算公式为 弯曲应力验算公式为： 式中 N-传递的额定功率（kW），这里取N为电动机功率，N=4kW; -计算转速（r/min）. =132（r/min）; m-初算的齿轮模数（mm）, m=3（mm）; B-齿宽（mm）;B=24（mm）; z-小齿轮齿数；z=21; u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=1.58; -寿命系数； = -工作期限系数； T-齿轮工作期限，这里取T=15000h.; -齿轮的最低转速（r/min）, =500（r/min） -基准循环次数，接触载荷取=，弯曲载荷取= m-疲劳曲线指数，接触载荷取m=3；弯曲载荷取m=6; -转速变化系数，查【5】2上，取=0.60 -功率利用系数，查【5】2上，取=0.78 -材料强化系数，查【5】2上， =0.60 -工作状况系数，取=1.1 -动载荷系数，查【5】2上，取=1 -齿向载荷分布系数，查【5】2上，=1 Y-齿形系数，查【5】2上，Y=0.386；-许用接触应力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；-许用弯曲应力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；根据上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa =78 Mpa（3）第一扩大组齿轮计算。 第一扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮Z3Z3Z4Z4Z5Z5齿数412935352941分度圆直径1238710510587123齿顶圆直径1299311111193129齿根圆直径11579.597.597.579.5115齿宽242424242424按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB286HB，平均取240HB。 同理根据基本组的计算，查文献【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，=1，=1，m=3，=355；可求得：=619 Mpa =135Mpa （3）第二扩大组齿轮计算。 第二扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮Z6Z6Z7Z7齿数874326104分度圆直径304.5150.591364齿顶圆直径311.5157.598371齿根圆直径297.75141.7582.25355.25齿宽28282828按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB286HB，平均取240HB。 同理根据基本组的计算，查文献【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，=1，=1，m=3，=355；可求得：=619 Mpa =135Mpa 3 传动轴的估算3.1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： 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),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0.5111.51.52对于一般的传动轴，取=1.1。取估算的传动轴长度为1000mm。 对轴有： =750r/min 预取mm对轴有：KW=750 r/min mm 预取d2=30 对轴有： KW=530r/min mm 预取采用花键轴结构，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。=250.93=23.25=300.93=27.9=380.93=35.24 查表可以选取花键的型号其尺寸分别为轴取 6-25215轴取 6-30266轴取 6-3833104片式摩擦离合器的选择和计算4.1片式摩擦离合器的选择片式摩擦离合器可以在运转中接通或断开，且具有结合平稳、没有冲击、结构紧凑等特点，部分零件已标准化。在机床主轴箱变速传动中用于主轴的启动和正、反转。1、 摩擦离合器上扭矩的计算 由上可知轴取 6-25215，直径为20mm、转速为。 摩擦离合器所在轴（轴）的扭矩由下式计算： 式中：离合器的额定静扭矩 K安全系数 运转时最大扭矩 N电动机额定功率 轴计算转速 电动机轴到轴传动效率由上知：N=4KW、=750、=0.96。查机床设计手册表得 K=1.5。则由表查的摩擦离合器外片外径D=90mm，内片内径d=30mm， 则其平均圆周速度2、 计算摩擦面对数Z 式中：f摩擦片间摩擦系数 p许用压强MPa D摩擦片外片外径mm d摩擦片内片内径mm Kv速度修正系数 Kz 结合面数修正系数 Km 接触系数修正系数 查表12得f=0.06、p=1.2.；查表13得Kv =0.94、Km =0.84所以经计算得KzZ=7.8取Z=10则摩擦片的总数为10+1=11片。3 计算轴向压力Q 轴向压力可由下式计算： /将D=90mm、d=30mm、 p=1.2、Kv =0.94代入上式得 Q=6375.5N5 带轮直径和齿轮齿数的确定5.1 带传动设计输出功率P=4kW,转速n1=1440r/min,n2=750r/min3.1.1计算设计功率Pd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）；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5.2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。5.3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=95mm 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YZABCDE205075125200355500由机械设计P295表13-4查“V带轮的基准直径”，得=180mm 误差验算传动比： （为弹性滑动率）误差 符合要求 带速 满足5m/sv300mm，所以宜选用E型轮辐式带轮。总之，小带轮选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。5.7确定带的张紧装置 选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。5.8计算压轴力 由机械设计P303表1312查得，A型带的初拉力F0127.7N，上面已得到=153.36o，z=6，则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 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 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）5.9 确定齿轮齿数 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。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=172.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，一般推荐齿数和100-120，常选用在100之内。3.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。图2.3 齿轮的壁厚5.10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。 图2.4齿轮结构的布置6 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）。主轴：选择主轴前端直径，后端直径对于普通车床，主轴内孔直径,故本例之中，主轴内孔直径取为支承形式选择两支撑，初取悬伸量，支撑跨距。 选择平键连接，由于电动机功率P=4KW，根据【1】表3.20，前轴径应为6090mm。初步选取d1=80mm。后轴径的d2=（0.70.9）d1，取d2=60mm。根据设计方案，前轴承为NN3016K型，后轴承为圆锥滚子轴承。定悬伸量a=120mm，主轴孔径为30mm。轴承刚度，主轴最大输出转矩T=9550=955