机械课程设计-机床主轴变速箱设计说明书毕业论文

课程设计说明书设计题目主轴变速箱传动系统的设计设计者指导老师学院班级学号目录序言2一、机床主传动运动设计311设计题目及已知条件312主运动参数拟定313动力参数的确定电机的选择314主传动系统设计415齿轮齿数确定616主传动系统设计中应注意的问题617转速图和传动系统图的确定7二、机床传动件的估算和验算921三角带传动计算922传动轴的估算和验算1323齿轮模数的初步计算和验算2124片式摩擦离合器的选择和计算23三、结构设计及说明2431结构设计的内容、技术要求和方案2432展开图及其布置2433I轴（输入轴）的设计2534齿轮块设计2535传动轴的设计2636主轴组件设计26四、设计体会32五、主要参考资料33序言机床设计是学生在学完基础课、技术基础课及相关专业课的基础上，结合机床主传动部件（主轴变速箱）设计进行的综合训练。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的过程，得到设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算等方面的训练。对我来说，希望能通过这次课程设计，对自己的将来从事的工作，进行一次适应性训练，通过本次课程设计锻炼了自己分析问题、解决问题的能力，对今后工作能有更多帮助。由于实际实践经验不足、个人能力有限，设计中尚存在许多不足之处，请老师给予批评指正一、机床主传动运动设计11设计题目及已知条件以设计传动级数较少的中型通用车床的主传动部件为主。设计床身最大工件回转直径630MM普通车床的主轴变速箱，其条件为1电动机功率N20KW；2级数Z18；3最大转速；MAX18/INRN4最小转速；I/I5公比；266变速范围；50RN12主运动参数拟定根据已知条件主轴的最低转速，由公比MIN18/IR，级数Z18，则根据数控机床系统设计P45表2241260标准数列表取相应的转速数列，由18按相隔4级取值，即18、22、28、36、45、56、71、90、112、140、180、224、280、355、450、580、710、900，因此相应的得各级转速都确定了。13动力参数的确定电机的选择合理地确定电动机功率N，使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。根据已知条件给定电动机功率为N20KW，转速为N2800R/MIN，因此只需考虑电动机的选择。根据电动机选择表可得选用Y180M2电机较合适。14主运动系统运动设计1确定变速组及各变速组中传动副的数目；级数为Z18的传动系统由于若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有、个传动副。即1Z234ZZ123传动副数由于结构的限制以2或者3位置合适，即变速级数Z应为2和3的因子ZAB由于已知条件已经给出方案传动副数分别为2、3、3的三个传动组方案。18级转速传动系统的传动组方案，可以安排成，或，或。3232选择传动组安排方案时，要考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。在轴如果安置换向摩擦离合器时，为减小轴向尺寸，第一传动组的传动副数不能多，以2为宜。有时甚至只用一个定比传动副。主轴对加工精度、表面粗糙度的影响最大，因此主轴上齿轮少些为好。最后一个传动组的传动副常选2，或者用一个定比传动副。根据上述原则，经过比较方案，或者都1831832是可取的。2结构网或者结构式各种方案的选择；对于，或者等传动，均有6种可能排列，18231832亦有6种结构式和对应的结构网，根据实现传动的可能结构和综合效果的分析根据以下原则选择最佳方案。传动副的极限传动比和变速组的极限变速范围。若用齿轮传动，在降速时为防止被动齿轮的直径过大而使径向尺寸过大，常限制最小传动比。在升速时，为MIN14防止产生过大的振动和噪声，常限制最大传动比。如用斜齿轮传动，则。因此，主传MAX2IAX25I动链任一变速组的最大变速范围一般为。AXIN810R基本组和扩大组的排列顺序。选择中间轴传动轴变速范围最小的方案。因为如果各方案同一传动轴的最高转速相同，则变速范围小的，最低转速较高，转矩较小，传动件的尺寸也就可以小些。如果没别的要求，则应尽量是扩大组顺序与传动顺序一致。分配传动比，绘制转速图。电动机和主轴的转速时已定的，当选定了结构网或者结构式后，就可以分配各传动副的传动比并确定中间轴的转速，再加上定比传动，就可以画出转速图。15齿轮齿数确定为了便于设计和制造，同一传动组内各齿轮的模数常取为相同。此时，各传动副的齿轮齿数和相同。显然，齿数和太小，则小齿轮的齿数少，将会发生根切，或造成其加工齿轮中心孔的尺寸不够（与传动轴直径有关），或造成加工键槽（传递运动需要）时切穿齿根；若齿数和太大，则齿轮结构尺寸大，造成主传动系统结构庞大。因此，应根据传动轴直径等适当选取。通常用计算法或者查表法确定齿轮齿数，后者更为简便。根据要求的传动比Z和初步定出的传动齿轮副齿数和S查表即可求出小齿轮齿数。常用传动比的适用齿数（小齿轮）见机床主轴变速箱设计指导书P20表。16主传动系统设计中应注意的问题（1）、轴设置摩擦离合器时，应注意一下的问题A、为避免轴的轴向尺寸过长，、轴之间采用两对齿轮副。为便于装拆，轴组件设计成可组装的独立单元，轴上所有零件的外径尺寸均小于箱体上的装入孔径。B、为减小、轴的中心距和加大主动齿轮的外径，该A、变速组可选定为第一扩大组和升速传动，并使主动齿轮根圆直径大于离合器外毂。但应注意中心距不宜过小，以防止轴上的第A、二变速组中最大主动齿轮齿顶与轴上离合器相碰。（2）、传动比选用选用极限传动比和，可获MAX2IIN14得最大的变速范围和减少传动件数。但会导致齿轮和箱体尺寸加大，齿轮线速度增大，容易产生振动和噪声，使精度要求提高。因此，应谨慎选用极限传动比。17转速图和传动系统图的确定综上拟定转速图如下综上拟定传动系统图如下根据机床主传动系统图，可知其传动路线表达式如下503442156M893IIIIV280R/IN305762094305VI2187KW主电动机主轴二、机床传动件的估算和验算在传动方案确定后，要进行方案的结构化，确定各零件的实际尺寸和有关布置。为此常对传动件的尺寸先进行估算，如传动轴的直径、齿轮模数、离合器、制动器、带轮的根数和型号等。在这些尺寸的基础上，画出草图，得出初步结构化的有关布置与尺寸，然后按结构尺寸进行主要零件的验算，如轴的刚度、齿轮的疲劳强度等。必要时做结构和方案上的修改，重新验算，直到满足要求，最后才能画出正式装配图。对主要零件进行验算时，主要验算内容有1主轴前一传动轴的刚度及其轴承寿命；2小齿轮的模数。21三角带传动计算三角带传动中，轴间距A可以铰大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定比传动。电动机转速N电2800R/MIN，功率P电20KW，传动比I2243，两班制，一天运转16小时，载荷变动小，工作年数10年。1、选择三角带的型号（1）确定计算功率根据公式CAPK查机械设计课本P100页，表67，取工作情况系数KA11，则计算功率为PCKAP112022KW（2）选取V带型号根据小带轮的转速和计算功率，查机械设计课本P101图610，选取V带的型号为B型。2、确定带轮的计算直径、1D（1）、小带轮计算直径查机械设计课本P93页表63，小带轮最小基准直径75MM，再参考课本图610，取小带轮基准直径MINDD156MM。I（2）、大带轮计算直径由公式12ND式中1N小带轮转速，大带轮，所以，2N8056349M根据机械设计表63中基准直径系列，取标准值350MM。2D3、确定V带的速度按照机械设计课本式（625）验算V带的速度按公NMVS因为5M/SV25M/S，带速合适。4、初定带传动的中心距带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取根据经验公式1201207DADM得03M初取中心距为800MM。0A5、三角带的计算基准长度0L（1）、根据机械设计课本式（626）初步计算V带的基准长度21012024DDLAA2035638682945DM查机械设计课本表62，选取V带的基准长度。5DL（2）、计算带传动的实际中心距A根据机械设计课本课本式（627），带传动实际中心距A00A23945874DLM（）中心距的变化范围为AMINAX01520152709338DLM6、验算小带轮包角1一般情况下，小带轮的包角不应小于120O。000211857612DA所以，小带轮包角合适。7、确定V带的根数根据机械设计课本式（628）得00CCLPZK查表64用内插法得基本额定功率489KW查表65用内插法得额定功率的增量0P查表66用内插法得包角修正系数6A查表62得V带基准长度的修正系数19LK为避免V型带工作时各根带受力严重不均匀，限制根数不大于10根。23848906109Z所以，取Z4根。8、计算带的张紧力（初拉力）0F由机械设计课本式（629）得2051CAPQVVZK查机械设计课本表61得A型V带，所以MKG/02052848/096KWFSMSN9、计算作用在轴上的压力QF按机械设计课本式（630）得012COSIN654SI235ZFN22传动轴的估算和验算1确定计算转速变速箱圆柱齿轮传动选取8级精度，主轴箱精度要求高，选取7级精度。设计机床主传动系统时，为了使传动件工作可靠、结构紧凑，必须对传动件进行动力计算。主轴及其他传动件的结构尺寸主要根据它所传递的转矩大小来决定，即与传递的功率和转速两个因素有关。因而要计算主轴所能传递全功率的最低转速即主轴的计算转速。各传动件的计算转速可根据主轴的计算转速和转速图确定。确定的顺序通常是先定出主轴的计算转速，再顺次由后向前，定出各传动轴的计算转速，然后再确定齿轮的计算转速。1主轴的计算转速主轴的计算转速是低速第一个三分之一变速范围的最高一级转速13MIN8265/INZJR2各传动轴的计算转速轴序号计算转速/R/MINJN12501120580180224562各轴直径的估算一般按照扭转刚度初算传动轴直径MM491JNDN其中；NKW为该传动轴的传递功率；为电动机的输出功率；D该传动轴的计算转速；JN为从电动机到传动轴之间传动件的传动效率的乘积；（DEG/M）为每米长度上允许的扭转角，可查机械设计手册，各传动的效率为联轴器，带传动，齿轮传动，轴10920963096承（可忽略不计）。4计算转速是传动件能传递全部功率的最低转速。各传动件的JN计算转速可以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。1）、轴的直径处于结构的考虑，I轴设计为套在主轴后端的轴套。内径为80MM,外径为100MM。2）、轴的直径，20960918NKW120/MINJNR1DEG/M4362/75D取。MDI34（3）、轴的直径，21809184NKW580/MINJNR1DEG/39/71D相应花键轴取。4035IM（4）、轴的直径,，218918NKW180/INJNR1DEG/M4952D相应花键轴取50IVDM5、轴的直径，3180976NKW24/MINJNR1DEG/4176300/5D相应花键轴取。35V（6）、VI轴（主轴）的直径机床主轴结构图主轴直径直接影响主轴部件的刚度。直径越粗，刚度越高，但同时与它相配的轴承等零件的尺寸也越大。故设计之初，只能根据统计资料选择主轴直径。由主轴所传递的功率查数控机床系统设计课本表44，取主轴前轴颈的直径。主轴直径常是自150DM前往后逐步减小的，前轴颈直径大于后轴颈直径。一般2，取。主轴孔径取主轴平均直径的12907D275MD5565，取D50MM。（7）允许扭转角的确定一般，机床各轴的允许扭转角参考值见下表3表3机床各轴允许扭转角本次设计，中间传动轴允许扭转角均取1DEG3传动轴的验算由于变速箱各轴的应力都比较小，验算时，通常都是用复合应力公式进行计算2057BBMW（MPA）为复合应力（MPA）B为许用应力（MPA）W为轴危险断面的抗弯断面模数实心轴32DM空心轴4301D花键轴2332ZBDMD为空心轴直径，花键轴内径D为空心轴外径，花键轴外径D0为空心轴内径B为花键轴的键宽Z为花键轴的键数M为在危险断面的最大弯矩2XYMNMMT为在危险断面的最大扭矩49510JNTN为该轴传递的最大功率NJ为该轴的计算转速齿轮的圆周力2TTPD齿轮的径向力05RT具体到本次设计根据结构分析主要对长轴III进行验算。（1）确定III轴的运动和动力参数III轴的强度计算21809184IPKW5/MINJR443909905JNMNT（2）选择轴的材料选择轴的材料为45钢，调质处理。由机械设计课本表141查得对称循环弯曲许用应力。160MPA（3）计算齿轮受力齿轮1为直齿轮223、齿轮2为直齿轮423齿轮1为直齿轮，其受力如下116MTDZ3209TTPND548RT齿轮2为直齿圆柱齿轮，其受力如下2216MDZ32091426TTPND5RT齿轮1齿宽中点距左支点距离，齿轮2齿宽中点距左支1LM点距离。250LM（4）计算轴上的支反力水平面支反力（如图）12936401590425816TTNHFLN12230TT垂直面支反力（如图）12458RRNVFL122674RRNVFL（5）计算轴的弯矩，并作出弯矩图。阶梯轴截面的水平弯矩132891620785HNNMMFL阶梯轴截面的垂直弯矩1324267380162VNNMFL/3545VM阶梯轴截面的合成弯矩2119081HVMNM2235/11/2/2247690HV作合成弯矩图，转矩图。（6）、按弯扭组合强度条件校核轴的强度通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即阶梯轴交界截面）的强度。必要时也对其他危险截面惊醒强度校核。根据机械设计课本式144，取，则有061232231035960914856CAMTWPPA/1232218476091057960CAMTWPPA故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度。轴校验合格。23齿轮模数的初步计算和验算1、齿轮模数的估算当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和及小齿轮的齿数可以从表36（机械制造装备设计）ZS中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于1820。采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于4，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。按齿轮弯曲疲劳强度初定齿轮模数，计算公式如下32JNMZN式中为齿轮传递的功率；N为齿轮齿数；Z为该齿轮的计算转速。JN由于已知条件齿轮模数已经给出，所以齿轮模数的计算过程可以省略。2、齿轮模数的验算结构确定以后，齿轮的工作条件、空间安排、材料和精度等级都确定，才可能核验齿轮的接触疲劳强度和弯曲强度值是否满足要求。在验算算速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进接触应力和弯曲应力的验算。这里要验算的是齿轮Z18。（1）接触应力公式31208VSAFJUKNQZMBN式中U大齿轮齿数与小齿轮齿数之比；K齿向载荷分布系数；V动载荷系数；A工况系数；SK寿命系数查机械设计课本表及图得，15,2015,2AVHFKK假定齿轮工作寿命是48000H，故应力循环次数为96047837HNNJL次查机械设计课本图819和图820得，所以0,HNFK3338151296202012084750FMPA（2）弯曲应力35219015096347896VASWJKNQZMBYNMP查金属切削手册有Y0378，代入公式求得296MPAWQ查机械设计图1021E,齿轮的材产选，大齿轮、40CR渗碳小齿轮的硬度为60HRC，故有，从图1021E读出165FPA。因为，故满足要求，另外其他齿920WMPA,FFW轮计算方法如上，均符合要求。24片式摩擦离合器的选择和计算片式摩擦离合器目前在机床中广泛应用，因为它可以在运转中接通或脱开，且具有结合平稳、没有冲击、结构紧凑的特点，部分零件已经标准化，多用于机床主传动。选用时应作必要的计算。1、按扭矩选择一般应选用和设计的离合器的额定静扭矩和额定动扭矩JM满足工作要求，由于普通车床是在空载下起动和反向的，故只DM需按离合器结合后的静负载扭矩来选。即95018424NJJNMMK对于需要在负载下起动和变速，或起动时间有特殊要求时，应按动扭矩设计离合器。2、步骤（1）、决定外摩擦片的内径D。根据结构需要，如为轴装式时，摩擦片内径D应比安装轴的轴径大26MM。故取为35MM（2）、选择摩擦片尺寸目前摩擦片尺寸上未制定系列标准，但也有一些通用型摩擦片系列尺寸（如下图），课供设计机床时选用和参考。三、结构设计及说明31结构设计的内容、技术要求和方案设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器和制动器等）、主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其联结件的结构设计与布置，用一张展开图和若干张横截面图表示。课程设计由于时间的限制，一般只画展开图。32展开图及其布置1离合器结构与轴上的传动齿轮设计本设计中选择将三级变速齿轮和离合器做成一体。这样轴间距变大但是轴向距离却大为减少。（2）反向机构的设计本设计中选用将惰轮装在短轴上的设计。这样箱体的加工比较容易。（3）变速方案及传动件的布置本设计的布置方案传动体统图已经给定。不做设计。33输入轴和摩擦离合器的设计（1）传入轴的设计本设计中，为了结构紧凑，减少空间尺寸。所以将输入轴设计为套在主轴后端的套筒。扭矩由带轮传递给套筒，套筒通过轴承固定在箱体上。（2）摩擦离合器操作方式的设计本设计中摩擦离合器装子II轴上，选择片式摩擦离合器。采用湿式。操作方式选择机械式。34齿轮块设计（1）精度等级的选择为了控制噪声，机床主传动齿轮选用较高的精度。选766（2）多联齿轮的设计详细见展开图。齿宽选择6M。（3）组合齿轮形式选择和齿轮的轴向定位具体结构见展开图。35传动轴的设计（1）传动轴形式设计I轴设计为空心套轴，II轴因为需要安装摩擦离合器所以设计为光轴，III轴、IV轴、V轴因为为了方便滑移齿轮所以都选择花键轴的形式。具体尺寸见前面的传动轴设计。（2）各轴轴承的选择本设计中没有斜齿轮，所以以径向载荷为主，故传动轴都选择深沟球轴承。详细见展开图。（3）回转轴轴向定位方式的选择应注意1）轴的长度。长轴要考虑热伸长的问题，宜由一端定位。2）轴承的间隙是否需要调整。3）整个轴的轴向位置是否需要调整。4）在有轴向载荷的情况下不宜采用弹簧卡圈。5）加工和装配的工艺性等。36主轴组件设计主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件（车床）或者刀具（铣床、钻床等）的主轴参予切削成形运动，因此它的精度和性能直接影响加工质量（加工精度和表面粗糙度），设计时主要围绕着保证精度、刚度和抗振性，减少温升和热变形等几个方面考虑。（1）、各部分尺寸的选择主轴形状与各部分尺寸不仅和强度、刚度有关，而且涉及多方面的因素。1）内孔直径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。为了扩大使用范围，加大可加工棒料直径，车床主轴内孔直径有增大的趋势。2）轴颈直径前支撑的直径是主轴上一主要的尺寸，设计时，一般先估算或拟定一个尺寸，结构确定后再进行核算。3）前锥孔直径前锥孔用来装顶尖或其他工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。4）支撑跨距及悬伸长度为了提高刚度，应尽量缩短主轴的外伸长度。选择适当的支撑A跨距，一般推荐取35，跨距小时，轴承变形对轴端变LALL形的影响大。所以，轴承刚度小时，应选大值，轴刚度差时，则A取小值。跨距的大小，很大程度上受其他结构的限制，常常不能满足以L上要求。安排结构时力求接近上述要求。（2）、主轴轴承1）轴承类型选择主轴前轴承有两种常用的类型双列短圆柱滚子轴承。承载能力大，可同时承受径向力和轴向力，结构比较简单，但允许的极限转速低一些。与双列短圆柱滚子轴承配套使用承受轴向力的轴承有三种600角双向推力向心球轴承。是一种新型轴承，在近年生产的机床上广泛采用。具有承载能力大，允许极限转速高的特点。外径比同规格的双列圆柱滚子轴承小一些。在使用中，这种轴承不承受径向力。推力球轴承。承受轴向力的能力最高，但允许的极限转速低，容易发热。向心推力球轴承。允许的极限转速高，但承载能力低，主要用于高速轻载的机床。2）轴承的配置大多数机床主轴采用两个支撑，结构简单，制造方便，但为了提高主轴刚度也有用三个支撑的了。三支撑结构要求箱体上三支撑孔具有良好的同心度，否则温升和空载功率增大，效果不一定好。三孔同心在工艺上难度较大，可以用两个支撑的主要支撑，第三个为辅助支撑。辅助支撑轴承（中间支撑或后支撑）保持比较大的游隙（约003007），只有在载荷比较大、轴产生弯曲变形时，M辅助支撑轴承才起作用。轴承配置时，除选择轴承的类型不同外，推力轴承的布置是主要差别。推力轴承布置在前轴承、后轴承还是分别布置在前、后轴承，影响着温升后轴的伸长方向以及结构的负责程度，应根据机床的实际要求确定。在配置轴承时，应注意以下几点每个支撑点都要能承受经向力。两个方向的轴向力应分别有相应的轴承承受。径向力和两个方向的轴向力都应传递到箱体上，即负荷都由机床支撑件承受。3）轴承的精度和配合主轴轴承精度要求比一般传动轴高。前轴承的误差对主轴前端的影响最大，所以前轴承的精度一般比后轴承选择高一级。普通精度级机床的主轴，前轴承的选或级，后轴承选或CDD级。选择轴承的精度时，既要考虑机床精度要求，也要考虑经济E性。轴承与轴和轴承与箱体孔之间，一般都采用过渡配合。另外轴承的内外环都是薄壁件，轴和孔德形状误差都会反映到轴承滚道上去。如果配合精度选的太低，会降低轴承的回转精度，所以轴和孔的精度应与轴承精度相匹配。1）轴承间隙的调整为了提高主轴的回转精度和刚度，主轴轴承的间隙应能调整。把轴承调到合适的负间隙，形成一定的预负载，回转精度和刚度都能提高，寿命、噪声和抗震性也有改善。预负载使轴承内产生接触变形，过大的预负载对提高刚度没有明显的小果，而磨损发热量和噪声都会增大，轴承寿命将因此而降低。轴承间隙的调整量，应该能方便而且能准确地控制，但调整机构的结构不能太复杂。双列短圆柱滚子轴承内圈相对外圈可以移动，当内圈向大端轴向移动时，由于112的内錐孔，内圈将胀大消除间隙。其他轴承调整也有与主轴轴承相似的问题。特别要注意调整落幕的端面与螺纹中心线的垂直度，隔套两个端面的平行度都由较高要求，否则，调整时可能将轴承压偏而破坏精度。隔套越长，误差的影响越小。螺母端面对螺纹中心线垂直度、轴上和孔上套简两端平行度等均有严格的精度要求。（3）、主轴与齿轮的连接齿轮与主轴的连接可以用花键或者平键；轴做成圆柱体，或者锥面（锥度一般取115左右）。锥面配合对中性好，但加工较难。平键一般用一个或者两个（相隔180度布置），两国特键不但平衡较好，而且平键高度较低，避免因齿轮键槽太深导致小齿轮轮毂厚度不够的问题。（4