C6140普通车床主轴变速箱设计（含全套CAD图纸） .docVIP

i 编编 号号 无锡太湖学院 毕毕业业设设计计 论论文文 题目 题目 车床主轴传动系统设计车床主轴传动系统设计 单主轴变速机构设计单主轴变速机构设计 信机 系系 模具设计与制造 专专业业 学 号 学生姓名 指导教师 2013 年 5 月 25 日 ii 无锡太湖学院本科毕业设计 论文 无锡太湖学院本科毕业设计 论文 诚诚 信信 承承 诺诺 书书 本人郑重声明 所呈交的毕业设计 论文 车床主轴传动系统 设计 单主轴变速机构设计 是本人在导师的指导下独立进行研究所取 得的成果 除了在毕业设计 论文 中特别加以标注引用 表示致谢的 内容外 本毕业设计 论文 不包含任何其他个人 集体已发表或撰写 的成果作品 班 级 机械 95 学 号 0923211 作者姓名 2013 年 5 月 22 日 iii 无锡太湖学院 信 机 系系 模具设计与制造 专业专业 一 一 题目及专题题目及专题 1 题目 车床主轴传动系统设计 2 专题 单主轴变速机构设计 二 二 课题来源及选题依据课题来源及选题依据 课题来源为无锡某机械有限公司 通过毕业设计是为了培养学生开发 和创新机械产品的能力 要求学生能够针对实际使用过程中存在的机床选择 问题 综合所学的机械理论设计与方法 专用机床设计方法 在机床基础型 系的基础上 设计一个简单的主传动变速系统 从而达到解决实际工程问题 的能力 在设计传动件时 在满足产品工作要求的情况下 应尽可能多的采用标 准件 提高其互换性要求 以减少产品的设计生产成本 三 三 本设计 论文或其他 应达到的要求本设计 论文或其他 应达到的要求 1 该部件工作时 能运转正常 2 拟定工作机构和驱动系统的运动方案 并进行多方案对比分析 iv 3 根据车床的加工要求 设计出机床主传动系统的原理及绘制主传 动系 统的装配图 4 对所设计的主传动系统进行必要的验算和推导 5 绘制车床的主传动轴的零件图 6 绘制车床主传动系转速图和变速传动系图 7 编制设计说明书 1 份 四 接受任务学生接受任务学生 机械 95 班 姓名 郭磊 五 开始及完成日期开始及完成日期 自自 20122012 年年 1111 月月 1212 日日 至至 20132013 年年 5 5 月月 2525 日日 六 设计 论文 指导 或顾问 设计 论文 指导 或顾问 指导教师 签名 签名 签名 教研室主任 科学组组长 签名 系主任 签名 年 月 日 v 摘要摘要 车床主要是为了进行车外圆 车端面和镗孔等项工作而设计的机床 车削很少在其 他种类的机床上进行 而且任何一种其他机床都不能像车床那样方便地进行车削加工 由于车床还可以用来钻孔和铰孔 车床的多功能性可以使工件在一次安装中完成几种加 工 因此 在生产中使用的各种车床比任何其他种类的机床都多 车床的基本部件有 床身 主轴箱组件 尾座组件 溜板组件 丝杠和光杠 主轴箱安装在内侧导轨的固定位置上 一般在床身的左端 它提供动力 并可使工 件在各种速度下回转 它基本上由一个安装在精密轴承中的空心主轴和一系列变速齿轮 类似于卡车变速箱 所组成 通过变速齿轮 主轴可以在许多种转速下旋转 大多数车 床有 8 12 种转速 一般按等比级数排列 而且在现代机床上只需扳动 2 4 个手柄 就能 得到全部转速 一种正在不断增长的趋势是通过电气的或者机械的装置进行无级变速 由于机床的精度在很大程度上取决于主轴 因此 主轴的结构尺寸较大 通常安装 在预紧后的重型圆锥滚子轴承或球轴承中 主轴中有一个贯穿全长的通孔 长棒料可以 通过该孔送料 主轴孔的大小是车床的一个重要尺寸 因此当工件必须通过主轴孔供料 时 它确定了能够加工的棒料毛坯的最大尺寸 关键字关键字 车床 主轴箱组件 主轴 无级变速 vi abstract lathes are machine tools designed primarily to do turning facing and boring very little turning is done on other types of machine tools and none can do it with equal facility because lathes also can do drilling and reaming their versatility permits several operations to be done with a single setup of the work piece consequently more lathes of various types are used in manufacturing than any other machine tool the essential components of a lathe are the bed headstock assembly tailstock assembly and the leads crew and feed rod the headstock is mounted in a foxed position on the inner ways usually at the left end of the bed it provides a powered means of rotating the word at various speeds essentially it consists of a hollow spindle mounted in accurate bearings and a set of transmission gears similar to a truck transmission through which the spindle can be rotated at a number of speeds most lathes provide from 8 to 18 speeds usually in a geometric ratio and on modern lathes all the speeds can be obtained merely by moving from two to four levers an increasing trend is to provide a continuously variable speed range through electrical or mechanical drives because the accuracy of a lathe is greatly dependent on the spindle it is of heavy construction and mounted in heavy bearings usually preloaded tapered roller or ball types the spindle has a hole extending through its length through which long bar stock can be fed the size of maximum size of bar stock that can be machined when the material must be fed through spindle key words lathes headstock assembly variable speed vii 目录目录 摘要 iii abstract iv 1 绪论 1 1 1 毕业设计的目的 1 1 2 机床主传动系统设计要求 1 2 车床参数的拟定 2 2 1 车床主参数和基本参数 2 2 1 1 极限切削速度 vmax vmin 的确定 2 2 1 2 主轴的极限转速的确定 2 2 1 3 主轴转速级数和公比的确定 3 2 1 4 主电机的选择 3 3 主传动系统设计 6 3 1 传动结构式 结构网 转速图的确定 6 3 1 1 传动形式的确定 6 3 1 2 传动组及各传动组中传动副的数目 6 3 1 3 传动系统扩大顺序的安排 7 3 1 4 绘制转速图 7 3 1 5 转速图的拟定 7 3 1 6 分配降速比 8 3 2 齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制 10 3 2 1 带轮确定 10 3 2 2 齿轮齿数的确定的要求 14 4 强度计算和结构草图设计 17 4 1 确定计算转速 17 4 1 1 各轴 齿轮的计算转速 17 4 2 轴的估算和验算 19 4 2 1 主轴的设计与计算 19 4 2 2 传动轴直径的估算 22 4 3 齿轮模数的估算和计算 24 4 3 1 齿轮模数的估算 24 4 3 2 齿轮模数的验算 26 viii 4 4 轴承的选择与校核 31 4 4 1 一般传动轴上的轴承选择 31 4 4 2 主轴轴承的类型 31 4 4 3 轴承间隙调整和预紧 33 4 4 4 轴承的较核 34 4 4 5 轴承的密封和润滑 36 4 5 片式摩擦离合器的选择与验算 36 4 5 1 按扭矩选择 36 4 5 2 片式离合器的计算 36 4 5 3 计算摩擦面的对数 z 37 5 主轴箱的箱体设计 39 6 结论与展望 40 6 1 结论 40 6 2 展望 40 致 谢 41 参考文献 42 ca6140 车床主轴变速箱的设计 1 1 绪论绪论 1 1 毕业设计的目的毕业设计的目的 通过机床主运动机械变速传动系统的结构设计 在拟定传动和变速的结构方案过程 中 得到设计构思 分析方案 结构工艺性 机械制图 零件计算 编写技术要求文件 和查阅级数资料等方面的综合训练 树立正确的设计思想 掌握机床设计的过程和方法 使原有的知识有了进一步的加深 1 课程设计属于机械系统设计课程的延续 通过设计实践 进一步学习掌握机械系 统的一般方法 2 培养综合运用机械制图 机械设计基础 精度设计 金属工艺学 材料热处理及 结构工艺等相关知识 进行工程设计的能力 3 培养使用手册 图册 有关资料及设计标准规范的能力 4 提高技术总结及编制技术文件的能力 5 为进入工厂打下基础 1 2 机床主传动系统设计要求机床主传动系统设计要求 1 主轴具有一定的转速和足够的转速范围 转速级别 能够实现运动的开停 变速 换向和制动等 以满足机床的运动要求 2 主电动机具有足够的功率 全部机构和元件具有足够的强度和刚度 以满足 机床的传动要求 3 主运动的有关机构 特别是主轴组件有足够的精度 抗振性 温升小和噪音 小 传动效率高 以满足机床的工作性能要求 4 操作灵活可靠 调整维修方便 润滑密封良好 以满足机床的使用要求 5 结构紧凑简单 工艺性好 成本低 以满足经济要求 三 车床主要参数 规格尺寸 最大工件回转直径 d mm 400 刀架上最大回转直径 d1 200 主轴通孔直径 d 50 主轴头号 jb2521 79 6 最大工件长度 l 750 2000 无锡太湖学院毕业设计说明书 2 2 车床参数的拟定车床参数的拟定 2 1 车床主参数和基本参数车床主参数和基本参数 2 1 1 极限切削速度极限切削速度 vmax vmin 的确定的确定 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 2 1 允许的切速极限参考值 加 工 条 件vmax m min vmin m min 硬质合金刀具粗加工铸铁工件30 50 硬质合金刀具半精或精加工碳钢工件150 300 螺纹加工和铰孔3 8 根据给出条件 取 vmax 200 m min 螺纹加工和铰孔时取 vmin 5 m min 2 1 2 主轴的极限转速的确定主轴的极限转速的确定 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 rd 0 25 dmax kd 0 5 400 200mm dmin rd dmax 0 25x200 50mm 其中 dmax dmin并不是指机床上可加工的最大和最小直径 而是指实际使用情况下 采用 vmax vmin 时常用的经济加工直径 则主轴极限转速应为 取标准数列数值 即 1400r min max n 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 min n max d 因此 此处选最大直径为 50mmmm50 40 min 8 31 5014 3 510001000 max min min r d v n min 1273 501415 3 20010001000 min max max r d v n ca6140 车床主轴变速箱的设计 3 取标准数列数值 即 31 5r min min n 转速范围 rn min max n n 转速范围 rn 44 44r min min max n n 5 31 1440 考虑到设计的机构复杂程度要适中 故采用常规的扩大传动 并选级数 z 12 今以 和代入公式得 r 12 7 和 43 8 因此取更合适 各级转41 1 26 1 1 n r41 1 速数列可直接从标准的数列表中查出 标准转速数列表给出了的从 1 10000 的06 1 数值 因为 从表中找到 1440r min 就可以每个 5 个数值选取一个 6 06 1 41 1 max n 得列表如下 31 5 45 63 90 125 180 250 355 500 710 1000 1400 2 1 3 主轴转速级数主轴转速级数 z 和公比和公比的确定的确定 已知 1 min max z n n n r 取 z 12 级 min max1 n n r z n 112 41 1 8 43 rn 1440 31 5 max n min n 7 45 5 31 1440 min max n n rn 综合上述可得 主传动部件的运动参数 z 12 1 41min 1440 max rn min 5 31 min rn 2 1 4 主电机的选择主电机的选择 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如表 2 2 所示 刀具材料 yt15 工件材料 45 号钢 切削方式 车削外圆 查下表可知 切深 ap 3 5mm 进给量 f s 0 35mm r 无锡太湖学院毕业设计说明书 4 切削速度 v 90m min 表 2 2 中型普通车床典型重切削条件下的切削用量 320 400 切削用量普通型 轻型 普通型 轻型 切深 p a 3 5 3 4 3 5 进给量 f 0 35 0 25 0 4 0 35 切削速度v 90 75 100 80 功率估算法用的计算公式 a 主切削力 b 切削功率 pc kw fcv pc45 4 61200 903026 61200 c 估算主电机功率 min 1440rnd kw p p c 56 5 8 0 45 4 总 中型机床上 一般都采用三相交流异步电动机作为动力源 可以在系列中选用 在选择 电动机型号时 应注意 根据机床切削能力的要求确定电机功率 但电动机都已经标准化 因此选取相应的标 准值 kwp5 5 电机转速 d n 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 d n max n 大的升速或过小的降速传动 查 机械设计手册 可知 p 值为 5 5kw 按我国生产的电机在 y 系列的额定功率选择 nfaf pc 30265 335 0 19001900 75 0 75 0 ca6140 车床主轴变速箱的设计 5 表 2 3 y 系列的额定功率 电机型号额定功率满载转速同步转速abcde 0 018 y132s 45 5kw144015002161408938 0 002 80 fghkabacadhdbbl 103313212280270210315200475 图 2 1 为 y 系列的电机的外形图 图 2 1 为 y 系列的电机的外形图 无锡太湖学院毕业设计说明书 6 3 主传动系统设计主传动系统设计 3 1 传动结构式 结构网 转速图的确定传动结构式 结构网 转速图的确定 3 1 1 传动形式的确定传动形式的确定 集中传动方式 传动系的全部传动和变速机构集中装在同一个主轴箱内 集中传动适用于中 大型机床 尤其是 ca6140 其优点是结构紧凑 便于集中操纵 安装调整方便 利于降低制造成本 缺点是运转的传动件在运转过程中所产生的振动 热量 会使主轴产生变形 使主轴回转中心线偏离正确位置而直接影响加工精度 3 1 2 传动组及各传动组中传动副的数目传动组及各传动组中传动副的数目 拟定传动链的基本原则 就是以经济的满足对机床的要求 可以满足同样要求的方案 有很多种 在进行传动链的可能性分析时 应根据经济合理的原则 选出有最好的方案 转速图有助于各种方案的比较 并为进一步确定传动系统提供方便 拟定主运动转速图 应该按照下列步骤进行 拟定传动方案 包括传动形式的选择以及开停 换向 操纵等整个传动系统的确定 传动形式则指传动和变速的元件 机构以及组成 安排不同特点的传动形式 变速类型 传动方案和形式与结构的复杂程度密切相关 和工作性能也有关 因此 确定传动 方案和形式 要从结构 工艺 性能 以及经济性等多方面统一考虑 级数为的传动系统由若干个顺序的传递组组成 各传动组分别有z 个传动副 4321 z zzz 即 4321 zzzzz 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 ba z32 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 2 4312 3412 3 4 22312 23212 5 22212 在上述方案中 1 2 方案有时可以省掉一根轴 缺点是一个传动组内有四个传动 ca6140 车床主轴变速箱的设计 7 副 如果用一个四联滑移齿轮 则会增加轴向尺寸 如果用两个双联滑移齿轮 则操纵 机构必须互销 以防止两个滑移齿轮同时啮合 所以一般少用 3 4 5 方案 按照传动副 前多后少 的原则选择 z 3 2 2 这一方案 但 轴换向采用双向片式摩擦离合器结构 轴的轴向尺寸不至于过大 以免加长变速箱尺 寸 第一传动组的传动副不宜过多 以 2 为宜因此此方案不宜采用 而应选择 12 2 3 2 方案 4 是比较合理的 12 2 3 2 3 1 3 传动系统扩大顺序的安排传动系统扩大顺序的安排 12 2 3 2 的传动副组合 其传动组的扩大顺序又可以有形式 1 621 23212 2 613 23212 根据级比指数分配要 前密后疏 的原则 应选用 z 这一方案 然而 1 2 2 3 6 2 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 如果采用这一方案则可解决上述存在的问题 613 23212 3 1 4 绘制转速图绘制转速图 车床主传动系统转速结构图如图 3 1 所示 3 1 5 转速图的拟定转速图的拟定 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 无锡太湖学院毕业设计说明书 8 3 1 6 分配降速比分配降速比 设计机床主轴变速传动时 为了避免从动齿轮过大而增加箱体的径向尺寸 一般限制 降速最小传动比 umin1 4 为避免扩大传动误差 减少振动噪声 一般限制直齿圆柱齿 轮的最大升速比 umax 因此决定了一个传动组的最大变速范围2 8 minmax uur 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 总的传动比 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 4 613 23212 最末一级间的间隔为 6 级 1 11 min 41 1 1 7 45 1 1440 5 31 n n 电 总 u minminmincba uuuuu 皮总 44 min 41 1 11 c u 99 1 1 26 4 1 c u 4 11 4 2min cc uu 图 3 1 转速结构网 132 280 44 31 25 50 1800r min 1400 1000 710 500 355 250 180 125 90 31 5 45 31 5 ca6140 车床主轴变速箱的设计 9 b 中间轴传动比 可按先快后慢的原则 确定最小传动比 根据基比指数确定其他传动比 轴最小传动比 minminamincb uuu 因为 所以 轴最小传动 轴采用升速传动 加大齿轮 外径 使主动轮齿根直径大于离合器外毂 因此 皮带轮的传动比为 4 min 1 c u 5 0 11 23 2 b u 71 0 41 1 111 2 1 b u 2 1 41 1 11 22 mina u 41 1 1 3 2 1 a u 2 1 41 1 11 22 min2 aa uu 49 0 41 1 11 1 21 2 皮 u 33 3min 41 1 11 bb uu 无锡太湖学院毕业设计说明书 10 3 2 传动原理图 3 2 齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制 3 2 1 带轮确定带轮确定 因为床头箱内部紧凑 而第一轴除皮带轮外的受力不大 没有必要为抵消皮带的拉 力而选用大的轴承和轴 所以用卸荷式带轮结构更划算 1 选择三角带型号 根据计算功率nkp aca p 电机额定功率 ka 工作情况系数 车床的启动载荷轻 工作载荷稳定 两班制工作时 取ka 1 1 ca6140 车床主轴变速箱的设计 11 故 5 5x1 1 6 05kkwpkp aca 2 选择 v 带的带型 根据计算功率和电机额定转速查机械设计图 8 11 选用 b 型 3 确定小带轮的基准直径并验算带速 v d d 皮带轮的直径越小 带的弯曲应力就越大 为了提高带的使用寿命 小带轮直径不 宜过小 1 初选小带轮的基准直径 1d d 由表 8 6 和表 8 8 取小带轮的基准直径 132 1d d 2 验算带速v sm ndd 54 7 60000 1440100 100060 1 电 因为 5m s v 30m s 故带速合适 4 计算大带轮的基准直径 因为 1 2 2d 1d 41 1 1 d d 皮 u 得 轴的转速 n1 为 699 85r min 所以27213206 2 d41 1 d 1d 1 2 2 d 大带轮直径圆整为 280 47 0 280 132 u 2 1 d d d d 皮 轴的实际转速 min 9 67847 0 1440rn 转速误差031 0 9 678 9 67885 699 n 对于带传送装置 转速误差允许在范围内 05 0 05 0 5 确定 v 带的中心距 2 7 0 2210ddadd dddda 初定中心距为 500mm 无锡太湖学院毕业设计说明书 12 由下列公式计算所需的基准长度 ld mm a dd ddal dd ddd 1 1658 4 2 2 2 0 12 2100 由 查表 8 2 选带的基准长度 ld 1600mm 按下列公式计算实际中心距 a 53006 52906 29500 2 0 0 dd ll aa 6 验算小带轮的包角 1 12004 163 500 3 57 148180 3 57 180 12 a dd dd 因此 小带轮包角取值合理 7 计算带的根数 z 1 计算单根 v 带的额定功率 pr 由 和 b 型带查表 8 4a 由插补法得 132 1 mmdd min r1440 电 n 17 2 0 kwp 由 和 b 型带查表 8 4b 得 132 1 mmdd 2 ikwp4 0 0 查表 8 5 得 表 8 2 得95 0 a k92 0 l k kwkkppp alr 25 292 0 95 0 4 017 2 00 2 计算单根 v 带的根数 z 69 2 25 2 05 6 r ca p p z 因此 带的根数为 3 8 计算单根 v 带的初拉力的最小值 min 0 f 带型y z a b c d e 0 02 0 06 0 10 0 18 0 30 0 61 0 92 由上表知道 b 型带的单位长度质量 q 0 18kg m nvq zvk pk f a caa 4 22854 7 18 0 54 7 395 0 05 6 95 0 5 2 500 5 2 500min 22 0 ca6140 车床主轴变速箱的设计 13 应使带的实际初拉力 0 fmin 0 f 9 计算压轴力 p f 压轴力的最小值 nfzfp1360 2 04 163 sin 4 22832 2 sinmin 2min 0 带轮结构工作表如下表所示 带轮直径 mm带型号带长 ld中心距 大带轮小带轮 带根数 作用于轴上的 压力 b 1600530280132 31360n 主轴箱的动力是从主电机经过皮带轮和三角带传递给轴 并且输进主轴箱 为防 止轴 在三角带的张力作用下产生变形 设计时将皮带轮先通过花键套 滚动轴承和法 兰安装在箱体上 从而使张力由床身承受 扭矩由花键套传递给轴 轴 不在因皮带 轮的张力而产生弯曲变形 故轴 上的零件的动作条件得到改善 如下图所示 无锡太湖学院毕业设计说明书 14 3 2 2 齿轮齿数的确定的要求齿轮齿数的确定的要求 1 确定齿轮齿数 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 z s 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 17 minmin zz 2 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 z s 100 120 z s 3 同一变速组中的各对齿轮 其中心距必须保证相等 4 采用三联滑移齿轮时 最大齿轮齿数与次大齿轮齿数差应该大于或等于 4 5 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 6 保证主轴的转速误差在规定的范围之内 卸荷式皮带轮 1 皮带轮 2 花键套筒 3 螺钉 4 支撑套 ca6140 车床主轴变速箱的设计 15 查 机械制造装备设计 表 3 9 第一变速组 时 70 72 75 84 41 1 1 a u68 5 z s 时 72 75 84 2 1 41 1 1 2 2 a u69 z s 符合条件的 72 75 和 84 因此选 于是得变速组 a 的两个传动副的主从齿轮数分别为 49 35 28 5684 z s 第二变速组 时 82 84 85 87 89 90 41 1 1 1 b u80 z s 时 84 86 87 89 90 2 2 41 1 1 b u81 z s 时 81 84 87 88 91 3 3 41 1 1 b u80 z s 符合条件的和 8784 z s 因此选 于是得变速组 b 的三个传动副的主从齿轮数分别为 87 z s 36 51 29 58 23 64 第三变速组 时 84 86 87 89 90 92 93 95 104 105 2 1 c u81 z s 时 84 85 86 89 90 91 94 95 104 105 4 1 41 1 1 4 2 c u81 z s 符合条件的 104 和 10595 z s 因此选 于是得变速组 c 的两个传动副的主从齿轮数分别为 105 z s 70 35 21 84 表 3 3 变速组第一变速组第二变速组第三变速组 齿数和8487105 齿轮z1z2z3z4z5z6z7z8z9z10z1 1 z12z13z14 无锡太湖学院毕业设计说明书 16 齿数4935285636512958236470352184 2 验算主轴转速误差 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 cbu uuunn a 皮电实 1 其中 滑移系数 0 02 ua ub uc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 4 1 实际 标准实际 n nn 同样其他的实际转速及转速误差如下 表 3 4 主轴 转速 n1n2n3n4n5n6n7n8n9n10n11n12 标准 转速 31 545639012518025035550071010001440 实际 转速 31 3544 262 3387 8123 8175 1247 6350 2495 3700 5990 651401 转速 误差 0 481 81 072 50 972 80 971 40 951 40 942 8 转速误差满足要求 3 3 绘制主传动系统图 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 3 5 所示 ca6140 车床主轴变速箱的设计 17 图 3 5 主传动系统图 无锡太湖学院毕业设计说明书 18 4 强度计算和结构草图设计强度计算和结构草图设计 4 1 确定计算转速确定计算转速 4 1 1 各轴 齿轮的计算转速各轴 齿轮的计算转速 主轴 的计算转速 iii 轴 计算转速 1 iii 轴最低转速 125r min 2 可使主轴获得 31 5r min 250r min 两级转速 3 其中 250r min 大于 nj 需要传递全部功率 4 所以 iii 轴计算转速为 125r min ii 轴 计算转速 1 iii 轴计算转速为 125r min 由 ii 轴最低转速 355r min 得来 需要传递全部功率 2 所以 ii 轴计算转速为 355r min i 轴 计算转速 ii 轴计算转速为 355r min 由 i 轴最低转速 710r min 得来 需要传递全部功率 所以 i 轴计算转速为 710r min 变速组 c 最小齿轮 z 21 装在第 iii 轴上 使主轴获得 31 5 180r min 共 6 级 其中主轴的计算转速为 90r min 故 z 21 齿轮计算转速为 355r min 齿轮 z 84 装在第 轴上 获得 31 5 180r min 共 6 级 其中主轴的计算转速为 90r min 故 z 84 齿轮计算转速为 90r min 齿轮 z 70 装在第 iii 轴上 使主轴获得 250 1400r min 共 6 级 其中主轴的计算转速为 355r min 故 z 70 齿轮计算转速为 125r min 齿轮 z 35 装在第 轴上 获得 250 1400r min 共 6 级 其中主轴的计算转速为 90r min min 9041 1 5 31 1 3 12 1 3 min rnn z j ca6140 车床主轴变速箱的设计 19 故 z 35 齿轮计算转速为 250r min 变速组 b 最小齿轮 z 23 装在第 ii 轴上 iii 轴获得 125 355r min 其中 iii 轴的计算转速为 125r min 故 z 23 齿轮计算转速为 355r min 齿轮 z 64 装在第 iii 轴上 iii 轴获得 125 355r min 其中 iii 轴的计算转速为 125r min 故 z 64 齿轮计算转速为 355r min z 29 装在第 ii 轴上 iii 轴获得 180 500r min 其中 iii 轴的计算转速为 125r min 故 z 29 齿轮计算转速为 355r min 齿轮 z 58 装在第 iii 轴上 iii 轴获得 180 500r min 其中 iii 轴的计算转速为 125r min 故 z 58 齿轮计算转速为 180r min z 36 装在第 ii 轴上 iii 轴获得 250 710r min 其中 iii 轴的计算转速为 125r min 故 z 36 齿轮计算转速为 355r min 齿轮 z 52 装在第 iii 轴上 iii 轴获得 250 710r min 其中 iii 轴的计算转速为 125r min 故 z 52 齿轮计算转速为 250r min 变速组 a 最小齿轮 z 28 ii 轴获得 355r min 其中 ii 轴的计算转速为 355r min 故 z 28 齿轮计算转速为 710r min 齿轮 z 56 ii 轴获得 355r min 其中 ii 轴的计算转速为 355r min 故 z 56 齿轮计算转速为 355r min 齿轮 z 49 ii 轴获得 1000r min 其中 ii 轴的计算转速为 355r min 无锡太湖学院毕业设计说明书 20 故 z 49 齿轮计算转速为 710r min 齿轮 z 35 ii 轴获得 1000r min 其中 ii 轴的计算转速为 355r min 故 z 35 齿轮计算转速为 1000r min 4 2 轴的估算和验算轴的估算和验算 4 2 1 主轴的设计与计算主轴的设计与计算 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 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 1 主轴直径的选择 主轴直径的选择 查表可以选取前支承轴颈直径 d1 105 mm 后支承轴颈直径 d2 0 7 0 85 d1 73 5 89 25 mm 选取 d2 75 mm 2 主轴内径的选择 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 55 0 6 其中 d 主轴的平均直径 d d1 d2 2 d1 前轴颈处内孔直径 d 0 55 0 6 d 49 5 54mm 所以 内孔直径取 52mm 主轴锥孔对支撑轴径 a b 的跳动 近轴端允差 0 005mm 离轴端 300mm 处允差 0 01mm 锥度的接触率大于 70 表面粗糙度 ra0 4um 硬度要求 hrc48 3 前锥孔尺寸 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 6 号 标准莫氏锥度尺寸 大端直径 d 63 348 ca6140 车床主轴变速箱的设计 21 4 主轴前端悬伸量的选择 主轴前端悬伸量的选择 轴悬伸量指主轴前端面到前支撑径向反力作用点 一般即为前径支撑中点 的距离 它 主要取决于主轴前端部结构形式和尺寸 前支撑轴配置和密封等 因此 主要由结构设 计确定 悬伸量与主轴部件的刚度和抗振性成反比 故应取小值主轴悬伸量与前轴颈直径之比 a d1 0 6 1 25 a 0 6 1 5 d1 66 131 25mm 所以 悬伸量取 120mm 5 主轴合理跨距和最佳跨距 主轴合理跨距和最佳跨距 主轴跨距是决定主轴系统精度刚度的重要影响因素 目的是找出在切削力的作用下 主 轴前端的柔度值最小的跨距称为最优跨距 0 l 根据表 3 14 见 金属切削机床设计 计算前支承刚度 a k 前后轴承均用双列短圆柱滚子轴承 并采用前端定位的方式 查表 4 1 1 1700dka 1700 901 4 9 26 105 n mm a k 因为后轴承直径小于前轴承 取4 1 b a k k kb 6 61 105n mm 1 6 1 0 30 b a k k a l a l 其中 为参变量 b a k k 综合变量 3 ak ei a 其中 e 弹性模量 取 e 2 0 105 n mm2 i 转动惯量 i d4 d4 64 3 14 804 454 1 81 106mm4 3 ak ei a 35 65 1001026 9 1081 1 100 2 0 3909 由图 4 1 主轴最佳跨距计算线图中 在横坐标上找出 0 3909 的点向上作垂线与 无锡太湖学院毕业设计说明书 22 的斜线相交 由交点向左作水平线与纵坐标轴相交 得 l0 a 2 5 4 1 b a k k 所以最佳跨距 l0 l0 2 5 120 300 又因为合理跨距的范围 l合理 0 75 3 l0 225 1600 所以取 l 625mm 6 主轴刚度的验算 主轴刚度的验算 对于一般受弯矩作用的主轴 需要进行弯曲刚度验算 主要验算主轴轴端的位移 y 和 前轴承处的转角 a 如主轴前端作用一外载荷 f 如下图 图 4 1 主轴最佳跨距计算线图 图 4 2 主轴布置简图 ca6140 车床主轴变速箱的设计 23 切削力 fz 3026n 挠度 ya ei alafz 3 2 65 2 1081 1 100 23 100625 1203026 0 029 y 0 0002l 0 0002 625 0 125 ya y 倾角 a ei alfa 6 32 65 1081 1 100 26 12036252 1203026 0 000269 前端装有圆柱滚子轴承 查表 a 0 001rad a a 符合刚度要求 7 主轴的材料与热处理主轴的材料与热处理 材料为 45 钢 调质到 220 250hbs 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 4 2 2 传动轴直径的估算传动轴直径的估算 传动轴除应满足强度要求外 还应满足刚度要求 强度要求保证轴在反复载荷和扭矩 载荷作用下不发生疲劳破坏 车床主轴传动系统精度要求较高 不允许有较大的变形 因此疲劳强度一般不失是主要矛盾 除了载荷很大的情况外 可不必验算轴的强度 刚 度要求保证轴在载荷下不发生过大的变形 因此 必须保证传动轴有足够的刚度 传动轴直径按扭转刚度用下列公式 图 4 3 无锡太湖学院毕业设计说明书 24 估算传动轴直径 mm4 91 j n n d 其中 n 该传动轴的输入功率 kw d nn nd 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 取 v 带的传动效率 0 96 齿轮的传动效率为 0 995 滚动轴承的传动效率为 0 99 一对 该传动轴的计算转速 r min j n 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 4 1 所示 表 4 1 轴允许的扭转角 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 5 11 1 51 5 2 对于一般的传动轴 取 1 5 轴 kw28 5 96 0 5 5 d nn 710 r min j n mm 1 24 5 1710 28 5 914 1 d 为了传递转矩 选用花键轴 所以 d1 24 1x 1 7 22 4mm 圆整后去 d1 30mm 轴 kw25 5 995 0 96 0 5 5 2 d nn 355 r min j n ca6140 车床主轴变速箱的设计 25 mm67 28 5 1355 25 5 914 2 d 为了传递转矩 选用花键轴 所以 d2 28 67x 1 7 26 67mm 圆整后去 d2 35mm 轴 kw20 599 0995 0 96 05 5 3 d nn 125r min mm j n14 37 5 1125 20 5 914 3 d 为了传递转矩 选用花键轴 所以 d2 37 14x 1 7 34 54mm 圆整后去mm 40 3 d 查表可以选取花键的型号其尺寸分别为 741144 gbbddz 轴取 1 d1030356 轴取 2 d1035406 轴取 3 d1245506 4 3 齿轮模数的估算和计算齿轮模数的估算和计算 4 3 1 齿轮模数的估算齿轮模数的估算 根据齿轮弯曲疲劳的估算 其中 z 应为同一齿轮的计算转速和齿轮齿数 并且取乘积最小的代入上式 j n 1 第一变速组 由转速图得 z1 49 齿轮的计算转速为 710r min z2 35 齿轮的计算转速为 1000r min z3 28 齿轮的计算转速为 710r min z4 56 齿轮的计算转速为 355 min 根据 pd 5 28kw 05 2 35556 28 5 323 m mm 因此取 332 j d w zn p m 332 j d w zn p m 5 2 w m 无锡太湖学院毕业设计说明书 26 2 第二变速组 由转速图得 z5 36 齿轮的计算转速为 355r min z6 52 齿轮的计算转速为 250r min z7 29 齿轮的计算转速为 355r min z8 58 齿轮的计算转速为 180 min z9 23 齿轮的计算转速为 355r min z10 64 齿轮的计算转速为 125 min pd 5 25kw 因此取 3 第三变速组 由转速图得 z11 70 齿轮的计算转速为 125r min z12 35 齿轮的计算转速为 250r min z13 21 齿轮的计算转速为 355r min z14 84 齿轮的计算转速为 90 min pd 5 20kw 因此取 mw 3 齿轮接触疲劳强度mj 其中为大齿轮的计算转速 a 为齿轮中心距 j n 由中心距 a 及齿数 求出模数 1 z 2 z 1 第一变速组 z1 z2 z3 z4 84 pd 5 28kw 取模数为 2mm 78 2 12564 25 5 3232 3 3 j d w zn p m 93 2 35521 20 5 3232 3 3 j d w zn p m 3370 j d n p a 21 2 zz a m j mm n p a j d 22 723703 mm zz a m j 72 1 84 22 7222 21 3 w m ca6140 车床主轴变速箱的设计 27 2 第二变速组 z5 z6 z7 z8 z9 z10 87 pd 5 25kw 取模数为 3mm 3 第三变速组 z11 z12 z13 z14 105 pd 5 2kw 取模数为 3mm 据估算所得和中较大的值 选取相近的标准模数 m j m 第一变速组 m1 2 5 第二变速组 m2 3 第三变速组 m3 3 齿轮块设计 机床的变速系统采用了滑移齿轮变速结构 根据各传动轴的工 作特点 第一扩大组 第二扩大组以及第三扩大组的滑移齿轮均采用了整体式的滑 移齿轮 所以滑移齿轮与传动轴间均采用花键连接 从工艺角度考虑 其他固定齿轮 主轴上的齿轮除外 也采用花键连接 4 3 2 齿轮模数的验算齿轮模数的验算 因为设计的是机床 所以齿轮对强度及精度都有一定的要求 齿轮应具有较高的强度 及齿面具有高硬度 齿轮选用的是 40cr 调制