机械制造装备设计课程设计-普通型机床的主轴变速箱设计说明书.doc

目 录一、机床课程设计的目的二、机床的用途和规格三、机床的主要参数确定3.1.计算主轴各级转速3.2.结构式3.3.转速图的拟定3.4计算转速nj3.5拟定传动系统图3.6计算各传动副的传动比3.7.验算主轴转速误差四、动力设计与计算4.1.皮带传动设计与计算4.2.传动轴直径的估算4.3.齿轮模数的初步估算4.4.双向摩擦片离合器计算4.5.主轴的轴径计算4.6.校核第一根轴强度五、结构设计六、课程设计应注意的问题七、心得体会八、参考文献机械制造装备设计课程设计一、机床课程设计的目的机床课程设计是在学生学过的基础技术课和专业课后进行的实践性教学环节，她结合机床主传动部件设计进行的综合训练。1.掌握机床主传动部件的设计过程和方法，包括参数拟定、传动设计、零件计算、结构设计等。培养结构设计和结构分析能力。2.培养学生综合能力和巩固扩大已学过的知识，以提高理论联系实际的设计和计算能力。3.培养学生收集、阅读、分析和运用设计资料的能力，以提高学生独立工作的能力。4.进一步训练和提高机械类的结构设计的基本技能，如计算、绘图、国家标准和规范、编写技术文件等。二、机床的用途和规格普通车床的规格和类型有系类型谱作为设计时应该遵循的基础。因此，对这些基本知识和资料做些简要的介绍。本次设计是普通型机床的主轴变速箱。已知：nmin=150 rpm，=1.26，主电机N0=7.5 Kw。设计：CA6140卧式车床12级主轴箱主传动系统三、运动设计与计算3.1.计算主轴各级转速Z=lg Rn/lg +1lg Rn=(Z-1)*lg =1.1041故Rn=12.708n1=nmin=150 rpm 查表取标准值：n1=150 rpmn2=n1*=150*1.26=189 rpm 查表取标准值：n2=190 rpmn3=n1*2=150*1.262=238.14 rpm 查表取标准值：n3=236 rpmn4=n1*3=150*1.263=300.06 rpm 查表取标准值：n4=300 rpmn5=n1*4=150*1.264=378.07 rpm 查表取标准值：n5=375 rpmn6=n1*5=150*1.265=476.27 rpm 查表取标准值：n6=475 rpmn7=n1*6=150*1.266=600.23 rpm 查表取标准值：n7=600 rpmn8=n1*7=150*1.267=756.28 rpm 查表取标准值：n8=750 rpmn9=n1*8=150*1.268=952.92 rpm 查表取标准值：n9=950 rpmn10=n1*9=150*1.269=1200.68 rpm 查表取标准值：n10=1180 rpmn11=n1*10=150*1.2610=1512.85 rpm 查表取标准值：n11=1500 rpmn12=n1*11=150*1.2611=1906.19 rpm 查表取标准值：n12=1900 rpm3.2.结构式1) 12=31*23*26 7) 12=23*31*26 13)12=23*26*312) 12=31*26*23 8) 12=26*31*23 14)12=26*23*31 3) 12=34*21*22 9) 12=26*32*21 15)12=22*21*344) 12=34*22*21 10)12=22*34*21 16)12=26*21*325) 12=32*21*26 11)12=21*32*26 17)12=21*22*346) 12=32*26*21 12)12=21*34*22 18)12=21*26*32 确定说明：.考虑到卧式普通车床主传动系统轴上通常采用双向摩擦片离合器进行停车和变向，且它又占了较长的轴向位置。为了使轴不致过长，因此轴-间只安排了两级变速器。这样上式1）-6）的六个结构式均不合适。.根据各变速组应按“前多后少”的原则（即级数“前多后少”原则，PaPbPc）。这样上式13）-18）的六个结构式均不合适。.又根据转速扩大顺序应尽可能与传动顺序一致（或射线应按“前密后疏”原则，X0X1X2）；且根据合理分配传动比使中间轴有较高转速，这样8）9）10）12）四个结构式不合适。这样就剩下12=23*31*26 、12=21*32*26两个结构式。验算最后扩大组：（）4.008 合适3.3.转速图的拟定1）根据12=23*31*26转速图拟定说明如下：图表 1图表 2从图表2的变速组可以看出：升速U7=Z13/Z14=3=1.263=2 合适。降速U6=Z11/Z12=1/6=1/1.266=1/4 合适。满足升降速范围的要求（即冲动副的传动比应在一定范围内的原则：Umin1/4; Umax2）。2）根据12=21*32*26转速图拟定说明如下：图表 3图表 4综述：拟定转速图的优劣，应遵循变速组的变速级数“前多后少”的原则。即PaPbPc；各变速组的扩大顺序应尽可能与运动的顺序组一直的原则或射线“前密后疏”的原则。即X0X1120计算带的根数Z 查表的P0=3.62 P0=0.31 K=0.99 KL=0.94 Pr=( P0+P0) KKL=3.65 Z=P/Pr=2.1 取3根4.2.传动轴直径的估算轴的轴径：d=108*(N/nj)1/3=20.1 mm 取d=25 mm。轴的轴径：d=108*(N/nj)1/3=25.1 mm 取d=30 mm。轴的轴径：d=108*(N/nj)1/3=27.1 mm 取d=35 mm。4.3.齿轮模数的初步估算对于轴上的齿轮估算:模数m=32*(P/(Znj)1/3=1.9 取m=2。对于Z1、Z2：分度圆d1=Z1m=56 mm d2=Z2m=112 mm 中心距a=（d1+d2）/2=84 mm 齿宽b1=20 mm b2=20 mm 齿顶圆da1=(Z1+2ha*)m=60 mm da2=(Z2+2ha*)m=116 mm 齿根圆df1=(Z1-2ha*-2c*)m=51 mm df2=(Z2-2ha*-2c*)m=107 mm。对于Z3、Z4：分度圆d3=Z4m=84 mm d4=Z4m=84 mm 中心距a=（d3+d4）/2=84 mm 齿宽b3=20 mm b4=20 mm 齿顶圆da3=(Z3+2ha*)m=88 mm da4=(Z4+2ha*)m=88 mm 齿根圆df3=(Z3-2ha*-2c*)m=79 mm df4=(Z4-2ha*-2c*)m=79 mm。对于轴上的齿轮估算：模数m=32*(P/(Znj)1/3=2.3 取m=2.5。对于Z5、Z6：分度圆d5=Z5m=77.5 mm d6=Z6m=97.5 mm 中心距a=（d5+d6）/2=87.5 mm 齿宽b5=20 mm b6=20 mm 齿顶圆da5=(Z5+2ha*)m=82.5 mm da6=(Z6+2ha*)m=102.5 mm 齿根圆df5=(Z5-2ha*-2c*)m=71.25 mm df6=(Z6-2ha*-2c*)m=91.25 mm。对于Z7、Z8：分度圆d7=Z7m=87.5 mm d8=Z8m=87.5 mm 中心距a=（d7+d8）/2=87.5 mm 齿宽b7=20 mm b8=20 mm 齿顶圆da7=(Z7+2ha*)m=92.5 mm da8=(Z8+2ha*)m=92.5 mm 齿根圆df7=(Z7-2ha*-2c*)m=81.25mm df8=(Z8-2ha*-2c*)m=81.25 mm。对于Z9、Z10：分度圆d9=Z9m=97.5 mm d10=Z10m=77.5 mm 中心距a=（d9+d10）/2=87.5 mm 齿宽b9=20 mm b10=20 mm 齿顶圆da9=(Z9+2ha*)m=102.5 mm da10=(Z10+2ha*)m=82.5 mm 齿根圆df9=(Z9-2ha*-2c*)m=91.25 mm df10=(Z10-2ha*-2c*)m=71.25 mm。对于轴上的齿轮估算：模数m=32*(P/(Znj)1/3=2.8 取m=3。对于Z11、Z12：分度圆d11=Z11m=66 mm d12=Z12m=210 mm 中心距a=（d11+d12）/2=138 mm 齿宽b11=20 mm b12=20 mm 齿顶圆da11=(Z11+2ha*)m=72 mm da12=(Z12+2ha*)m=216 mm 齿根圆df11=(Z11-2ha*-2c*)m=58.5 mm df12=(Z12-2ha*-2c*)m=202.5 mm。对于Z13、Z14：分度圆d13=Z13m=156 mm d14=Z14m=120 mm 中心距a=（d13+d14）/2=138 mm 齿宽b13=20 mm b14=20 mm 齿顶圆da13=(Z13+2ha*)m=162 mm da14=(Z14+2ha*)m=126 mm 齿根圆df13=(Z13-2ha*-2c*)m=148.5 mm df14=(Z14-2ha*-2c*)m=112.5 mm。4.4.双向摩擦片离合器计算片式摩擦片离合器目前在机床中广泛应用，因为它可以再转速接通或断开，具有结合平稳、没有冲击、结构紧凑的特点，部分零件已标准化，多用于机床主传动。离合器传递额定静扭矩：MjKMn=K*9550*N/nj*=118.45 N*m。外摩擦片的内径d取80 mm。摩擦面对数i8Mnk/(D12-D22)DPfP)=7.6 取i=8。4.5.主轴的轴径计算主轴的直径对刚度影响较大，通常前端直径D1按传递功率确定。如下表：2.63.63.75.45.57.37.411车床70907010595130110145铣床609060957510090105对于卧式机床主轴直径建议去如下：3kw4kw5.5kw7.5kw7585100100主轴后端直径D2=(0.750.85)D1。为了通过棒料或安装工具，主轴需做成空心，主轴内孔直径d=（0.750.85）DP, DP=1/2(D1+D2)。对于卧式机床建议取如下值：P3kw4kw5.5kw7.5kw255656570d30404550查表可知前端轴径D1=110 mm 后端轴径D2=70 mm 主轴内孔直径d=50 mm。4.6.校核第一根轴强度第一根轴上的皮带轮必须采用卸荷装置，这样在该处只传递扭矩，不受弯矩，可减小弯矩变形，大大提高机床的运动精度。正转时，受力较大。双滑移齿轮受轴向力Ft和径向力Fr，找出其中最大的一对进行计算，一般选靠双向摩擦离合器处的那一对齿轮。按“机械设计”或“材料力学”上对轴的强度校核方法进行校核。由于机床主轴箱中各轴的受力都比较小，验算时，通常用复合应力公式进行计算：Rb=(M2+0.5T2)/WRbMPa,（其中，M为该轴上的主轮被动轮的圆周力、径向力所引起的最大弯矩；Rb为许用应力，考虑应力集中和载荷循环等因素；W为轴的危险断面的抗弯断面系数；W为花键轴的抗弯断面系数：W=l4/32D+(zB(D-d)(D+d)2)/32D,(其中，d为花键轴的内径，D为花键轴的外径，B为花键轴键宽，Z为花键轴的键数，T为在危险界面上的最大扭矩)）。齿轮的圆周力Pt=2T/D,直齿圆柱齿轮的径向力Pr=0.5Pt。求得齿轮的作用力，即可计算轴承处的支撑反力，由此求得最大弯矩。用上诉公式对传动轴的强度进行校核，均符合设计要求。五、结构设计5.1.箱体壁厚主轴箱受力较大，易变形，相对壁厚较厚。主轴前轴承处壁厚为32.5mm，主轴后端壁厚为30mm，主轴箱底、箱盖、隔墙壁厚为20mm。5.2.周向定位采用：平键、销、紧定螺钉等。轴向定位采用轴肩、周环、六角螺母、紧定螺钉、轴套、轴盖等。六、课程设计应注意的问题1.皮带传动最好采用降速传动，i=12，不要升速传动，但传动比不要过大；应采用卸荷装置的皮带传动，承受皮带拉力的支撑套应一定厚度，不得小于8mm，或内外径差为1516；皮带轮槽一般为35mm，不得少于3个多于7个，如超过时可改用皮带型号达到要求。2.第一根轴上的双联齿轮齿数应适当增大，其齿顶圆也增大，以保证与轴上双向摩擦片离合器相匹配；且该轴转速适当取高一些，以保证双向摩擦片离合器的径向尺寸小一些。当正转时总片数不要超过20片（适当加大摩擦片DCP,可减少片数）；当反转时，按正转一半计算，通常反转时功率取空载时的功率，为电动机的0.40.5倍。3.双向摩擦片离合器端部采用2个垫片，要有一定的厚度5mm，以承受轴向力。第一根轴靠近皮带轮的支撑孔要设计大一点，以便轴上双联齿轮的安装，即支撑孔直径要略大于双联齿轮的最大齿顶圆直径。4.第二根与第三根轴上三联滑移齿轮最好放在第二根轴上。为了使第二根轴上的齿轮不与第一根轴上的摩擦片相碰，建议第二、第三轴应为降速传动，这样第二根轴上的齿轮就会比第三根上的齿轮大一些。5.为了滑移齿轮在滑动过程中互不干涉，一定要考虑轴向尺寸，齿宽最小可取18mm，最大不超过30mm，以保证轴向尺寸小一些，建议b去20mm。6.主轴一定设计成空心的，在装配图上用虚线或剖视表示。主轴上前支撑后支撑的轴承要注意安装方向，如何承受轴向力；同时，前轴承用螺纹紧固时，要考虑直径大小，是否能装上。7.各滑移齿轮要有轴向定位，同时各轴承也应有轴向定位。8.各花键轴应按花键标准查相关尺寸。9.每位同学应列出设计参数表，体现在课程设计说明上。10.必要的技术要求：（1）调整轴承，使各传动件运动灵活，无时紧时松或卡死现象；（2）主轴精度符合机床验收要求；（3）主轴箱内装30号机油到油标处。11.螺钉旋入深度对