卧式车床主轴变速箱体设计论文

目录第一章设计目的2第二章机床主传动系统设计要求2第三章运动设计231车床的设计条件232主运动参数233主传动系统运动设计3第四章动力设计1041电动机的选择1042各传动件的计算转速1043确定主轴支承轴颈直径1244估算传动轴直径1245估算齿轮模数1346主要传动件的验算1447齿轮强度校核1748各轴强度的验算20第五章结构设计2351齿轮块设计2352轴承的选择2353主轴组件2354密封装置设计23一、设计目的通过机床主运动机械变速传动系统得结构设计，在拟定传动和变速的结构方案过程中，得到设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。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。课程设计属于机械系统设计课的延续，通过设计实践，进一步学习掌握机械系统设计的一般方法；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；培养使用手册、图册、有关资料及设计标准规范的能力；提高技术总结及编制技术文件的能力；是毕业设计教学环节实施的技术准备。二、机床主传动系统设计要求主轴具有一定得转速和足够的转速范围、转速级数，能够实现运动的开停、变速、换向和制动，以满足机床的运动要求。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，以满足机床的动力要求；主运动的有关结构，特别是主轴组件要有足够的精度、抗振兴，温升和噪声要小，传动效率要高，以满足机床的工作性能要求；操纵灵活可靠，调整维修方便，润滑密封良好，以满足机床的使用要求；结构简单紧凑，工艺性好，成本低，以满足经济性要求。三、运动设计31已知某卧式车床设计条件主轴转速范围主轴最小转速MIN/40INR给定公比41转速级数2Z电动机的转速电动机的功率P电4KW车床功率P车4KW32主运动参数根据机械制造装备P42设计表22标准数列选定主轴最小转速由MIN/40INR，Z12则相应转速数列可由375按相隔6级取值，即601440、56、80、112、160、224、315、450、630、900、1250、1800因此，主轴最高转速MIN/8MAXRN33主传动系统运动设计1拟订结构式1）确定变速组的个数和传动副数。由于主轴转速为12级的变速系统，因此有两种选择其一可用三个变速组。其中一个三联滑移齿轮变速组和两个双联滑移齿轮变速组；其二可用两个变速组，即四联和三联滑移齿轮变速组。2）确定变速组传动副数目实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合A1234B1243C12322D12232E12223方案A、B可节省一根传动轴。但是，其中一个传动组内有四个变速传动副，增大了该轴的轴向尺寸。这种方案不宜采用。但需注意采用其可能性以及相应的结构措施之后也在考虑范围之内根据传动副数目分配应“前多后少”的原则，方案B、C可取。3）确定变速组扩大顺序1243的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有以下2种形式A124134B12433112322的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有以下6种形式A12312326B12312623C12322126D12342122E12322621F12342221根据级比指数分配应“前疏后密”的原则，二者均应选用第一种方案。即124134123123264）检验最后扩大组的变速范围。结构式124134最后扩大组的变速范围为R1X1P111418168，不允许结构式12312326最后扩大组的变速范围为R1X1P1114168，允许因此，结构式方案确定为12312326。由此确定了变速组为三联滑移齿轮变速组5）画结构网。根据已确定的结构方案画出结构网，如下图所示对称分部的结构网2绘制转速图1）确定V带传动。初定轴I的转速考虑I轴的转速不宜过低（结构尺寸增大），也不宜过高（带轮转动不平衡引起的振动、噪声），初定从动轴NI900R/MIN。确定计算功率PC根据工作情况，由课程设计实例与机械设计参考书P32页表41查得，工况系数KA12，因此PC12P电12448（KW）选择V带型号根据PC48KW和N电1440R/MIN，由课程设计实例与机械设计参考书P35页图41查得，选A型V带计算传动比II16确定小带轮直径D1由课程设计实例与机械设计参考书P33页表44查得，DMIN75MM，因此选D1125MM确定大带轮直径D2大带轮直径D2ID1（1），取弹性滑动率002，由此D216125（1002）196MM查表44得D2200MM实际传动比I163I轴的实际转速NI（R/MIN）转速误差N2对于带式传送装置，转速误差允许在5范围内验算带速VV942（M/S）在规定的5M/S25M/S范围内，合理初选中心距A0因为07（D1D2）2（D1D2）所以由上面数据得07（125200）2（125200）即2275650选取A0400MM初选长度L0L0（D1D2）2400（125200）1313766（MM）选择V带所需的基准长度LD由课程设计实例与机械设计参考书P33页查表45得与L0相近的数据LD1400MM实际中心距AAA040044312MM验算小带轮包角1805731805731703120因此，小带轮的包角取值合理计算单根V带的基本额定功率P0根据D1125MM和N电1440R/MIN，由课程设计实例与机械设计参考书P34页查表47，用插值法，取得A型V带的额定功率P0191KW额定功率的增量P0根据N电1440R/MIN和I16，由课程设计实例与机械设计参考书P35页查表48，用插值法，取得A型V带的额定功率增量P00148KW计算V带根数Z根据1703，P33查表42得包角系数098；根据LD1400MM，P34查表46得带长修正系数KL096，因此由下列公式计算V带根数Z248将Z圆整后取Z3根确定单根V带的预紧力F0F01406N其中Q的值由P33页表43查得，每米长度质量Q01KG/M确定带对轴的压力FQFQ2ZF0SIN231406SIN8393N带轮结构工作图带轮直径/MM带型号带长/MM带根数大带轮小带轮中心距/MM作用于轴上压力FQ/NA14003200125443128393带轮结构工作图以大带轮为例（见工程图附图）2）画转速图的格线该变速系统具有定比传动和三个变速组，如下图中的传动轴和转速格线，标定出了各轴号、主轴各转速点及电动机转速点的转速值。3）分配传动比分配第三变速组（轴间）的传动比。由结构式12312326可知，第三变速组即第二扩大组的传动副数P22，几比指数X26因此，现在轴上找到相距6格的两个转速点E和E1。根据传动比1/4U2，114，则轴上相应主动转速点D只能有唯一位置，即UC1414141/4，UC2214122。分配第二变速组（轴间）的传动比。第二变速组即第一扩大组又两个传动副，X13因此，由轴上的D点可定出D1点。轴上相应主动转速点C的位置只允许在C1C1范围内选定。若选点C1点，则轴转速过低且声速传动比达到极限值；若选C1点，则轴转速速度偏高且降速传动比达极限值。综合上述问题，现选定C点位置，其传动比UB1314131/28，UB201。分配第一变速组（轴间）的传动比。第一变速组即基本组有三个传动副X01，故于轴上自C点向上取相邻三点C、C1、C2。其轴上相应转速点B只能在BB范围内选定，考虑结构尺寸和传动性能，以及NI83237M/S，选定在B点。画全传动线，绘制转速图。如下图所示4）确定齿轮齿数。在满足齿轮齿数确定的原则前提下由机械制造装备设计书P62页表25查得A第一变速组，2/1/U1A41/UA/U3A时57、60、63、66、69、72、75、78ZS时4/2A58、60、63、65、67、68、70、72、73、75、77、79ZS时58、60、62、64、66、68、70、72、74、76、781/U3AZS可取72,于是可得轴齿轮齿数分别为24、30、36。Z于是，48/21AI42/302AI36/AI可得轴上的三联齿轮齿数分别为48、42、36。B第二变速组，82/1/U3B11/U2B时69、72、73、76、77、80、81、84、87、88、91、92、95、96ZS时1/U2B70、72、74、76、78、80、82、84、86、88、90、92、94、96ZS可取84，于是可得轴上两联齿轮的齿数分别为22、42。Z于是，得轴上两齿轮的齿数分别为62、42。62/I1B42/IBC第三变速组,4/U1C2C时69、70、74、75、79、80、84、85、89、90、94、95ZS时2C72、75、78、81、84、86、87、89、90、92、93、95、96ZS可取95Z为降速传动，取轴齿轮齿数为19；为升速传动，取轴齿轮齿4/1UC2UC数为32。于是得,76/19IC32/2CI得轴两联动齿轮的齿数分别为19，63；得轴两齿轮齿数分别为76，32。变速组第一变速组第二变速组第三变速组齿数和S728495齿数名ZZ1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14齿数2448304236362262424219766332传动过程中，会采用三联滑移齿轮，为避免齿轮滑移中的干涉，检验Z2Z34830184，因此所选齿轮的齿数符合设计要求的三联滑移齿轮中最大和次大齿轮之间的齿数差应大于4。5）验算主轴转速误差主轴各级实际转速值用下式计算NN电1IAIBIC882IAIBIC21D式中IA、IB、IC分别为第一、第二、第三变速组齿轮传动比。取002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）其中主轴标准转速N转速误差表主轴转速N1N2N3N4N5N6标准转速（M/S）405680112160224实际转速（M/S）3901557378021102515752205转速误差2480482475156156156主轴转速N7N8N9N10N11N12标准转速（M/S）31545063090012501800实际转速（M/S）3121445856241888212601764转速误差0920920922082经计算10（1）10（1411）41，上述均转速误差满足要求。6）绘制传动系统图四、动力设计41电动机的选择根据电动机功率P电4KW由机械工程及自动化简明设计手册P32页表22查得，选用Y112M4型三相异步电动机。由P33页表23查得Y系列电动机的外型尺寸级数ABCDEFGHKABACADHDBBL2、4、619014070608241121224523019026518040042各传动件的计算转速主轴的计算转速。由机械制造装配设计课本P73页表26查得，主轴计算转速是第一个三分之一转速范围内的最高一级转速，即NCNMINN112R/MIN13Z传动轴的计算转速轴计算转速的确定A轴共有6级实际工作转速160900R/MIN。B主轴在40R/MIN至1800R/MIN之间的所有转速都能传递全部功率，此时轴若经齿轮副机座号112MZ11/Z12传动主轴，只有450900R/MIN的3级转速才能传递全部功率；若经齿轮副Z13/Z14传动主轴，则160900R/MIN的6级转速都能传递全部功率；因此，具有的6级转速都能传递全部功率。C其中，能够传递全部功率的最低转速N160R/MIN即为轴的计算转速（用黑点表示）。其余依次类推，得各传动轴的计算转速为NI900R/MIN，N450R/MIN齿轮的计算转速齿轮Z13的计算转速。Z13装在轴上，共有160900R/MIN6级转速；经Z13/Z14传动，主轴所得到的6级转速3151800R/MIN都能传递全部功率，故Z13的这6级转速也能传递全部功率；其中最低转速160R/MIN即为Z13的计算转速。齿轮Z14的计算转速。Z14装在轴上，共有3151800R/MIN6级转速；它们都能传递全部功率；其中在最低转速450R/MIN即为Z14的计算转速。齿轮Z11的计算转速。Z11装在轴上，共有160900R/MIN6级转速；其中只有在450900R/MIN的3级转速时，经Z11/Z12传动主轴所得到的112224R/MIN3级转速才能传递全部功率，而Z11在160315R/MIN3级转速时，经Z11/Z12传动主轴所得到的4080R/MIN3级转速都低于主轴的计算转速112R/MIN,故不能传递全部功率，因此Z11只有在450900R/MIN这3级转速才能传递全部功率；其中最低转速450R/MIN即为Z11的计算转速。齿轮Z12的计算转速。Z12装在轴上，共有40224R/MIN6级转速，其中只有112224R/MIN这3级转速才能传递全部功率；其中最低转速112R/MIN即为Z12的计算转速。其余依次类推，各齿轮的计算转速见下表齿轮序号Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14NC（R/MIN）90045090063090090045016045045045011211216045043确定主轴支承轴颈直径。主轴前轴颈直径D175MM，后轴颈直径D2（07085）D1，取D260MM。选择材料，材料选用45钢正火处理。由机械设计课程设计实例与禁忌P68表51，材料强度极限B600MPA；由P73页表55，对称循环状态下的许用应力1B55MPA。计算基本直径DMIN由机械设计课程设计实例与禁忌P73页表54，轴的材料及载荷系数为C110当轴端弯矩较小时，查机械工程及自动化简明设计手册P35页，取V带传动效率096，齿轮传动效率为1098，滚动轴承传动效率为2099（一对）P4096098099098099098099351DC1103345MM由于安装有键需加大45，因为主轴为空心查机械工程及自动化简明设计手册P389页表712估算KD/D3345/750446要大，选取K104，D35311051043856MM；再查机械工程及自动化简明设计手册P376页表71选车床最大回转直径DMAX320MM，因此主轴内孔直径D01DMAX10MM，其中DMAX为最大加工直径。取D45MM。44估算传动轴直径（忽略各传动功率损失）按扭转刚度初步计算传动轴直径D式中D传动轴直径；P该传动轴的输入功率（KW），PP电；P电为电动机额定功率，为电动机到该轴间的传动效率，查机械工程及自动化简明设计手册P35页，取V带传动效率096，齿轮传动效率为1098，滚动轴承传动效率为2099（一对）该轴计算转速（R/MIN）；JN该轴每米长度允许扭转角，这些轴都是一般传动轴，由机械工程及自动化简明设计手册P389页表712得，取10/M。代入以上计算转速的值，计算各传动轴的直径轴DI2326MM，为了传递转矩，选用花键轴，所以DI2326（17）2163MM，圆整后取DI30MM轴D2745MM，为了传递转矩，选用花键轴，所以D2745（17）2553MM，圆整后取D30MM轴D3555MM，为了传递转矩，选用花键轴，所以D3555（17）3306圆整后取D36MM45估算齿轮模数1齿轮弯曲疲劳强度MW的估算MW32，单位为MM；其中Z，NJ应为同一齿轮的齿数和计算转速，并取ZNJ乘积之小之代入上式，NJ的单位为R/MIN。第一变速组Z1N12490021600；Z2N24845021600；Z3N33090027000；Z4N44263026460；Z5N53690032400；Z6N63690032400因此ZNJ乘积中最小是21600。MW3232182；查机械设计课程设计实例与禁忌P45页表417，取MW2。第二变速组Z7N7224509900；Z8N8621609920；Z9N94245018900；Z10N104245018900因此ZNJ乘积中最小是9900。MW3232237；查机械设计课程设计实例与禁忌P45页表417，取MW25。第三变速组Z11N11194508550；Z12N12761128512；Z13N136316010080；Z14N143245014400因此ZNJ乘积中最小是8512。MW3232254；查机械设计课程设计实例与禁忌P45页表417，取MW25。（2）齿轮接触疲劳强度MJ的估算MJ，其中齿轮中心距A为A370，MJ、A的单位均为MM；P电为驱动电动机的功率，单位为KW；NJ为大齿轮的计算转速，单位为R/MIN；ZI1、ZI分别为主动齿轮、从动齿轮的齿数。第一变速组Z1Z2Z3Z4Z5Z672；A3703707665MMMJ213，查机械设计课程设计实例与禁忌P45页表417，取MJ2。第二变速组Z7Z8Z9Z1084；A37037010819MM；MJ258，查机械设计课程设计实例与禁忌P45页表417，取MJ25。第三变速组Z11Z12Z13Z1495；A37037012185MMMJ257，查机械设计课程设计实例与禁忌P45页表417，取MJ25。根据估算所得MW、MJ的值进行比较第一变速组M12；第二变速组M225；第三变速组M325。46主要传动件的验算齿轮模数的验算因为设计的是机床,所以齿轮对强度速度及精度都应有一定的要求,齿轮应具有高强度及齿面具有高硬度；齿轮选用的是40CR调质处理，硬度250280HBW。验算时选相同模数中承受载荷最大齿数最小的齿轮，一般对高速传动齿轮以验算接触疲劳强度为主，对低速传动的齿轮以验算弯曲疲劳强度为主，对硬齿面软齿芯的渗碳淬火齿轮，一定要验算弯曲疲劳强度。按接触疲劳强度计算齿轮模数MJ（单位为MM）MJ按弯曲疲劳强度计算齿轮模数MW（单位为MM）MW1）第一变速组相同模数中承受载荷最大齿数最小的齿轮为Z1。Z1/Z2中，取Z1验算Z1位于轴属高速轴按照接触疲劳强度验算齿轮选用精度。MJ其中P被验算齿轮所传递的功率，PPD；P和PD（电动机的功率）单位均为KW，为电动机到该轴间的传动效率查机械工程及自动化简明设计手册P35页，取V带传动效率096，齿轮传动效率为1098，滚动轴承传动效率为2099（一对），第一轴P4096384KW；K1工况系数，考虑载荷冲击的影响轻微冲击取K11；K2动载荷系数，查机械工程及自动化简明设计手册P393页表716通常机床齿轮公差等级得K213；K3齿向载荷分布系数，查表717P393页K31；KS寿命系数，KSKTKNKPKQ，KS的极限值KSMAX、KSMIN查表718P393页，当KSKSMAX时，取KSKSMAX，当KSKSMIN时，取KSKSMIN；KSMAX06，KSMIN027；KT工作期限系数，KT，其中N为齿轮的最低转速，单位为R/MIN；M为交变载荷下的疲劳曲线指数，C0为基准循环次数，M和C0均查表719P394页接触载荷M3，C0107；弯曲载荷M6，C02108；T为额定的齿轮工作期限，由于中型机床取T15000H；KN转速变化系数，查表720P394页KN090；KP功率利用系数，查表721P394页由接触载荷KP058；由弯曲载荷KP078；KQ材料强化系数，查表722P394页由接触载荷KQ064；由弯曲载荷KQ077；所以接触KS0900580641147KSMAX06，所以取KSU大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，因为是外啮合，所以取“”；ZJ、NJ被计算齿轮的齿数（小齿轮）和计算转速（单位为R/MIN）ZJ24，NJ900R/MINB/M610，B为齿宽，M为模数，B与M的单位为MM；取10；许用接触、弯曲应力，单位为MPA，查表723P395页；650，275Y齿形系数，查表724P395页。MJ16300207查机械设计课程设计实例与禁忌P45页表417，取MJ2。所以M122）第二变速组相同模数中承受载荷最大齿数最小的齿轮为Z7。按接触疲劳强度计算齿轮模数MJ，U62/22,K11,K213,K31,KS0900580640813KSMAX06，所以取KS,P384098099373,取10,；650。ZJ22，NJ450R/MINMJ16300265查机械设计课程设计实例与禁忌P45页表417，取MJ3。按弯曲疲劳强度计算齿轮模数MW，K11,K213,K31,KS0900780770484KSMAX08，（KSMIN0484。取KS0484，10,；275。ZJ22，NJ450R/MIN。Y0408MW2752751638查机械设计课程设计实例与禁忌P45页表417，取MW2。所以M23。2）第三变速组相同模数中承受载荷最大齿数最小的齿轮为Z11。按接触疲劳强度计算齿轮模数MJ，U19/76,K11,K213,K31,KS0900580640722KSMAX06，所以取KS；P373098099361,取10,；650。ZJ19，NJ450R/MIN；MJ16300281查机械设计课程设计实例与禁忌P45页表417，取MJ3。按弯曲疲劳强度计算齿轮模数MW，K11,K213,K31,KS090078077048KSMAX08，（KSMIN048。取KS048，10,；275。ZJ19，NJ425R/MIN。Y0386MW275275173查机械设计课程设计实例与禁忌P45页表417，取MW2。所以比较看M33。经验算和初算得结果一致即第一变速组M12，第二变速组M23，第三变速组M33。47齿轮强度校核计算公式查机械工程及自动化简明设计手册BMYKTSAFF12P35页，取V带传动效率096，齿轮传动效率为1098，滚动轴承传动效率为2099（一对）校核第一变速组齿轮校核齿数为24的即可，确定各项参数1PP电384KW,N900R/MIN,MNNPT466109/8431059/1059Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14齿数2448304236362262424219766332模数233分度圆直径489660847272661861261265722818996齿根高FHHACM125225375375齿顶高HAHAM12233齿顶圆直径DA52100648876767219213213263234195102齿根圆直径DF43915579676758517851185118549522051815885中心距721261425齿宽2030302定动载系数SMDNV/26106948106I齿轮精度为7级，由机械设计P194图108查得使用系数KV1113齿宽MB21M4确定齿向载荷分配系数取齿宽系数1D非对称230860HKB43121,查机械设计P198图1013得45/HB31FK（5）定齿间载荷分配系数由机械设计P193表NDTFT170842102查得使用系数KA10由机械设计P195表103查得MNBFTA/10428501712（6）定动载系数731210FKVA机械设计P200页查表10552FAY581YSA7计算弯曲疲劳许用应力由机械设计P208图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。AFEMP50图1018查得,S1390NKAFMP3461590，822SAFY故合适。6371071BMKT校核第二变速组齿轮校核齿数为22的即可，确定各项参数PP电120964098099373,N450R/MIN,MNNT4661079254/31059/059确定动载系数SDV/齿轮精度为7级，由机械设计P194图108查得使用系数01VKMBM301确定齿向载荷分配系数取齿宽系数1D非对称232860HDKB410,查机械设计P198图1013得4375/HB31FK确定齿间载荷分配系数NDTFT40261792由机械设计P195表103查得12MNBFKTA/10830421（6）定动载系数5613201FKVA机械设计P200页查表10572FAY571YSA（8）计算弯曲疲劳许用应力由机械设计P208图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。AFEMP50图1018查得,S1390NKAFMP3461590，028172SAFY故合适。6430561BMKT校核第三变速组齿轮校核齿数为19的即可，确定各项参数（1）PP电120964098099098099361KW,N160R/MIN,MNNT5661062/13059/059确定动载系数SDV/487齿轮精度为7级，由机械设计P194图108查得使用系数01VKMBM301确定齿向载荷分配系数取齿宽系数1D非对称232860HDKB410,查机械设计P198图1013得4375/HB31FK确定齿间载荷分配系数NDTFT7591062由机械设计P195表103查得MNBFKTA/105263079112（6）定动载系数5613201FKVA机械设计P200页查表105852FAY541YSA8计算弯曲疲劳许用应力由机械设计P208图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。AFEMP690图1018查得,S12521NKAFMP4659021，18SAFY故合适。915034075961BMKFT48各轴的强度验算A主轴的验算由机械设计,齿轮传递扭距和力为主轴转距，NPT/10596齿轮受的切向力DTFT2齿轮受的径向力ATN轴传递给主轴的功率为P361KW由材料力学84页空心轴抗扭截面系数为,其中1643DWDD经过1314齿轮传递时受力分析大齿轮计