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车床主轴箱机床传动系统设计电机功率7.5Kw转速9级公比1.26转速范围：50rmin~315rmin【含CAD图纸和说明书】
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含CAD图纸和说明书
车床
主轴
机床
传动系统
设计
电机
功率
7.5
Kw
转速
公比
1.26
范围
50
rmin
315
CAD
图纸
说明书
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车床主轴箱机床传动系统设计电机功率7.5Kw转速9级公比1.26转速范围：50rmin~315rmin【含CAD图纸和说明书】,含CAD图纸和说明书,车床,主轴,机床,传动系统,设计,电机,功率,7.5,Kw,转速,公比,1.26,范围,50,rmin,315,CAD,图纸,说明书
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目 录一、机床主传动系统主参数的确定3二、主传动系统的传动设计32.1主传动方案拟定32.2传动结构式拟定32.3转速图的拟定42.4确定传动组及各传动组中传动副的数目52.5皮带轮动直径确定52.6齿轮齿数确定82.7主轴转速系列的验算82.8传动系统图的拟定10三、主传动系统的动力设计103.1确定各传动轴的计算转速103.2确定各传动轴的直径103.3齿轮模数的计算113.4计算各齿轮的尺寸183.5计算各轴间的中心距20四、主传动系统的结构设计204.1主轴轴组结构设计204.2传动轴轴组结构设计224.3箱体结构设计234.4其他机构的结构设计234.5密封结构及润滑结构设计23五、总结致谢23六、参考文献24一、机床主传动系统主参数的确定机床变速箱是用来改变机床主运动速度的机构。它可以单独地装在一个箱体内构成机床的一个部件，也可以与其他机构共同装在一个箱体内，例如与主轴部件装在一起时就称为主轴变速箱。变速的方法包括通过变更传动件的组合实现有级变速和采用机械的、液压的或电力的机构实现无级变速。此次，我们设计的是主轴机械分级变速箱。设计原始数据：车床主轴箱：电机功率7.5Kw，转速9级，nmin=50，=1.26转速范围：50r/min315r/min各级转速分别为50r/min，63r/min，80r/min，100r/min，125r/min，160r/min，200r/min，250r/min，315r/min二、主传动系统的传动设计2.1主传动方案拟定拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个传动系统的确定。传动型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型式、变速类型。传动方案和型式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此，确定传动方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。传动方案有多种，传动型式更是众多，比如：传动型式上有集中传动，分离传动；扩大变速范围可用增加传动组数，也可用背轮结构、分支传动等型式；变速箱上既可用多速电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。显然，可能的方案有很多，优化的方案也因条件而异。此次设计中，我们采用集中传动型式的主轴变速箱。2.2传动结构式拟定 (1)变速组和传动副数的确定 级数为Z 的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有Z1、Z2、Zn个传动副，即Z=Z1Z2、Zn变速组和传动副数可能的方案只有一种:9=33故采用这种方案。 (2) 结构网或结构式方案的选择：仅有一种方案可选。9=31332.3转速图的拟定在四根轴中，除去电动机轴，其余三轴按传动顺序依次设为、，电动机与、与、与之间的传动组分别设为a、b、c。(1) 先确定轴的转速 传动组c的级比指数为3，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致传动比太小，可取ci1=3=2，ci2=1 ，ci3= 1/3=0.5。 确定轴的转速确定为： 160、125、100r/min。(2) 确定轴的转速传动组b的级比指数为1,可取：bi1=1/=0.79，bi2=1/2=0.63，bi3= 1/3=0.5。确定轴转速为200r/min。(3)确定电动机与轴之间的定传动比 初选电动机Y160M-8，转速n=720r/min,额定功率P=7.5KW，由此也可确定加在电动机与轴之间的定传动比i=720/200=3.6。转速图如下所示：2.4确定传动组及各传动组中传动副的数目根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件，查表可有如下系统图：2.5皮带轮动直径确定初选电动机Y160L-8，转速n=720r/min,额定功率P=7.5KW， 确定计算功率 文献机械设计表11.5，取1.2。则。选取V带型 由文献机械设计图11.15，根据小带轮的转速和计算功率，选A型带。确定带轮直径和验算带速1、初选小带轮的基准直径 由文献机械设计表11.4和表11.6选小带轮基准直径。3、计算大带轮的基准直径其中-小带轮转速，r/min；-小带轮直径，mm；取2、 大带轮带速 根据参考资料机械设计177页知带的工作范围一般为，故速度符合要求。确定带传动的中心距和带的基准长度 设中心距为,则 于是318.5a910, 初取中心距为700mm。带长 查机械设计图11.4取相近的基准长度求中心距和小带轮的包角带传动实际中心距则小带轮的包角则包角符合要求。确定带的根数1、 带速已算由机械设计表11.8 ；表11.7 ； 表11.12 ；表11.10插值 ；由式11.22取Z=7根,满足要求。求轴上载荷（1）计算预紧力 由式11.21 其中：-带的传动功率,KW；v-带速,m/s；q-每米带的质量，由表11.4取q=0.10kg/m； （2）轴上载荷由式11.23 轮毂尺寸参数由机械设计表11.4，e=15、f=10、ha=3 带轮宽度：B=z1e+2f=110mm2.6齿轮齿数确定齿轮的齿数取决于传动比和径向尺寸要求。在同一变速组中，若模数相同，且不采用变位齿轮时，则传动副的齿数和相同。为减小传动副的径向尺寸，应尽量减小齿数和，但最少齿数的齿轮受根切条件限制，以及强度要求，齿数不能太少，一般取S70120.对于三联滑移齿轮，当采用标准齿轮且模数相同时，最大齿轮与次大齿轮的齿数差应大于4 ，以避免滑移过程中的齿顶干涉。由于传动组a组为电机通过带传动，故计算bc传动组的相关传动系数。（1）传动组b组为基本组 级比指数x0=1，bi1=1=1/1.26，bi2=12=1/1.262，bi3=13=1/1.263，可取齿数和Sz=104，于是可得轴齿轮齿数分别为：40、35、46，轴上的三联齿轮齿数分别为：64、69、58。（2）传动组c组为扩大组 级比指数x0=3，ci1=3=2， ci2=1， ci3=13=0.5可取齿数和Sz=102，于是可得轴双联齿轮齿数分别为：51、68、34，轴上的双联齿轮齿数分别为：51、34、68。2.7主轴转速系列的验算转速误差： 为主轴的实际转速。合格。合格。合格。合格。合格。合格。合格。合格。合格。2.8传动系统图的拟定三、主传动系统的动力设计3.1确定各传动轴的计算转速主轴（即轴）:80r/min轴:100r/min 轴:200r/min。3.2确定各传动轴的直径（1）计算各传动轴传递的功率其中轴承=0.99为滚动轴承的效率；齿轮=0.97为齿轮传动的效率；V带=0.95为V带传动的效率。P电=7.5KwPI=7.50.95=7.125KwPII=7.50.950.970.99=6.84KwPIII=7.50.950.9720.992=6.57Kw（2）各传动轴直径按许用切应力计算，轴的最小直径为dC3Pn其中：Pi-各轴功率 C-与轴材料有关的系数-该传动轴的计算转速。轴材料为：轴I、II为45号钢，调质处理，取C=112 轴III为40Cr，取C=981轴的直径：d111237.125200=36.853mm2轴的直径：d211236.84100=45.803mm3轴的直径：d39836.5780=42.598mm3.3齿轮模数的计算齿轮的计算转速：轴齿轮齿数计算转速（r/min）I352004620040200II691255810064160681005110034160III34100512006880模数的选取齿轮模数的选取可利用接触疲劳强度计算，因此利用接触疲劳强度计算分度圆直径，继而得出模数，之后校核弯曲疲劳强度。通过计算负荷较大的小齿轮的模数并按其中较大者圆整为标准值，即为传动组的模数。查文献可知利用接触疲劳强度进行分度圆直径的初步计算可按下式计算：d1Ad3T1dH2u1uT1=9.55106Pn其中P为小齿轮所在轴传递的功率，n为小齿轮的计算转速，Ad为系数，d为齿宽系数。H为许用接触应力，由公式H=0.9Hlim求得。u为传动比，为大齿轮齿数/小齿轮齿数，外啮合取加号。1) 传动组b 齿轮材料选择40Cr钢，调质处理，硬度取为260HB，中等质量等级对于齿轮副46/58，小齿轮的扭矩为T1=9.551067.125200=340218.75NmmAd取为85，d取为0.7，u=5846Hlim1=Hlim2=710MPa，H1=0.9710=639MPa由公式求得d18533402180.763921.25+11.25=109.6mm，则m=d1Z1=109.646=2.391mm对于齿轮副35/69，小齿轮的扭矩为T1=9.551067.125200=340218.75NmmAd取为85，d取为0.7，u=2Hlim1=Hlim2=710MPa，H1=0.9710=639MPa由公式求得d18533402180.763922+12=110mm，则m=d1Z1=11035=3.142mm对于齿轮副40/64，小齿轮的扭矩为T1=9.551067.125200=340218.75NmmAd取为85，d取为0.7，u=6440=1.57Hlim1=Hlim2=710MPa，H1=0.9710=639MPa由公式求得d18533402180.763921.57+11.57=106.2mm，则m=d1Z1=106.240=2.65mm2）传动组c对于齿轮副51/51，小齿轮的扭矩为T1=9.551066.84100=653220Nmm齿轮材料选择40Cr钢，热处理采用表面淬火，硬度取为55HRC，中等质量等级Ad取为85，d取为0.5，u=5151Hlim1=Hlim2=1200MPa，H1=0.91200=1080MPa由公式求得d18536532200.5108021+11=111.2mm，则m=d1Z1=111.251=2.180mm对于齿轮副34/68，小齿轮的扭矩为T1=9.551066.84100=653220NmmAd取为85，d取为0.5，u=6834Hlim1=Hlim2=1200MPa，H1=0.91200=1080MPa由公式求得d18536532200.5108022+12=108mm，则m=d1Z1=10834=3.171mm对于齿轮副68/34，小齿轮的扭矩为T1=9.551066.5780=784293.75NmmAd取为85，d取为0.5，u=2448Hlim1=Hlim2=1200MPa，H1=0.91200=1080MPa由公式求得d18537842930.5108020.5+10.5=135.3mm，则m=d1Z1=135.368=1.990mm综上可知，初步确定两组齿轮模数，根据表12.3，传动组b m=4mm，传动组c m=4mm强度校核强度校核包括接触疲劳强度校核和弯曲疲劳强度校核，对于同一个传动组的所有齿轮，选择齿数最少的齿轮校核接触疲劳强度，选择齿数最多的齿轮校核弯曲疲劳强度。接触疲劳强度按照下述公式计算：H=ZEZHZ2KT1bd12u+1uH其中ZE为弹性系数，通过表12.12查得。ZH为节点区域系数，通过图12.16查得。Z为重合度系数，通过公式Z=43计算，=1.883.2(1Z1+1Z2)。 K为载荷系数，K=KAKVKHKH，KA由表12.9查得，KV由图12.9查得，KH由表12.10查得，KH由表12.11计算可得。H为许用接触应力，H=HlimZNSHlim。弯曲疲劳强度按照下述公式计算F=2KT1bd1mYFaYSaYFK为载荷系数，K=KAKVKFKF， KA由表12.9 查得，KV由图12.9 查得，KF由表12.10 查得， KF由表12.11 计算可得。YFa为齿形系数，通过图12.21查得；YSa为应力修正系数，可通过图12.22查得；Y为重合度系数，通过公式Y=0.25+0.75计算。 F为许用弯曲应力，由公式F=FlimYNYXSFlim求得。Flim可通过图12.23查得；YN通过图12.24查得，应力循环次数NL=60ntN；YX通过图12.25查得；SFlim通过表12.14选取。1) 传动组b选择35/69的齿轮副进行校核。接触疲劳强度校核：取ZE=189.8MPa，ZH=2.5，=1.883.2(1Z1+1Z2)=1.883.2135+169=1.74，Z=43=41.743=0.87KA=1.25，圆周v=nmz601000=3.14435200601000=1.465m/s,取KV=1.1圆周力Ft=2T1d1=2340218435=4860N，KAFtb=1.2548600.7435=61.990100，故取KH=1.29载荷分布为非对称分布，因此选择相应的系数计算得 KH=A+B1+0.6d2d2+C103=1.17+0.161+0.60.720.72+0.611033240.7=1.3则K=KAKAKHKH=1.251.11.291.3=2.3NL=60ntN=601200103008=2.88108，取ZN=1.0H=HlimZNSHlim=7101.01.0=710MPa H=ZEZHZ2KT1bd12u+1u=189.82.50.8722.33402184350.7（435）22+12=456.37MPa100，故取KH=1.1载荷分布为非对称分布，因此选择相应的系数计算得 KH=A+B1+0.6d2d2+C103=1.17+0.161+0.60.720.72+0.611033240.7=1.3则K=KAKVKHKH=1.251.01.11.3=1.78NL=60ntN=601100103008=1.44108，取ZN=1.0H=HlimZNSHlim=7101.01.0=710MPa H=ZEZHZ2KT1bd12u+1u=189.82.50.8721.786532204340.7（434）22+12=581.0MPaH弯曲疲劳强度校核：YFa=2.65，P229, 图12.21，YSa=1.55，P230, 图12.22，Y=0.25+0.75=0.25+0.751.74=0.681 KF=1Y=10.681=1.47 K=KAKVKFKF=1.251.11.471.3=2.628 b=0.74342.253=14.10，KF=1.3NL=60ntN=60180103008=1.15108，YN=0.98F=FlimYNYXSFlim=7100.9811.25=556.64MPa F=2KT1bd1mYFaYSaY=22.6283402184340.743442.651.550.681=96.583MPaF由上可知，传动组c检验合格。综上可得，所取模数均符合强度要求。3.4计算各齿轮的尺寸(1)齿轮46:58d1=mZ1=446=184mmd2=mZ2=458=232mm齿宽b=dd1=0.7184=129mm，取大齿轮齿宽b2=62mm，小齿轮齿宽 b1=67mm，原则上小齿轮齿宽b1=b2+（510）mm。(2)齿轮40:64d1=mZ1=440=160mmd2=mZ2=464=256mm齿宽b=dd1=0.7160=112mm，取大齿轮齿宽b2=53mm，小齿轮齿宽b1=59mm，原则上小齿轮齿宽b1=b2+（510）mm。（3）齿轮35:69d1=mZ1=435=140mmd2=mZ2=469=276mm齿宽b=dd1=0.7140=98mm，取大齿轮齿b2=46mm，小齿轮齿宽b1=52mm，原则上小齿轮齿宽b1=b2+（510）mm。（4）齿轮68:34d1=mZ1=468=272mmd2=mZ2=434=136mm齿宽b=dd1=0.5272=136mm，取大齿轮齿宽b1=63mm，小齿轮齿宽b2=73mm，原则上小齿轮齿宽b1=b2+（510）mm。（5）齿轮51:51d1=d2=mZ1=451=204mm齿宽b=dd1=0.5204=102mm，取b2=46mm，b1=56mm，原则上小齿轮齿宽b1=b2+（510）mm。（6）齿轮34:68d1=mZ1=434=136mmd2=mZ2=468=272mm齿宽b=dd1=0.5136=68mm，取b2=31mm，b1=37mm，原则上小齿轮齿宽b1=b2+（510）mm。整理如下：齿轮齿数模数分度圆直径齿根高齿顶高齿根圆直径齿顶圆直径4641845417419258423254222240404160541501686442565424626435414054130148694276542662846842725426228034413654126144514204541942125142045419421234413654126144684272542622803.5计算各轴间的中心距I、II轴a=10442=208mmII、III轴a=10242=204mm四、主传动系统的结构设计4.1主轴轴组结构设计轴的设计主要包括主轴的设计与传动轴的设计，而其中最重要的就是主轴的设计，主轴是机床的执行件，其功用是支撑并带动工件或刀具，完成表面成形运动，同时还起着传递运动和扭矩、承受切削力和驱动力等载荷的作用，因此主轴的强度与刚度直接影响了主轴部件的性能及机床的精度。机床主轴的主要结构参数主要包括：主轴颈部直径D1、主轴内孔直径d，主轴的悬伸量a及主轴的跨距l。以上各参数至均影响主轴的性能，但为了简化问题，主要从静刚度条件出发来确定这些参数。即选择D,d,a,l使主轴获得最大静刚度，也就是使主轴轴端位移最小，同时兼顾高速性、抗振性等其他要求。1）主轴的颈部直径D1依据车床电动机的功率确定主轴的前端直径，P=7.5kw，刚度要求较高而最高转速较低，查机床设计手册1986年版图6.1-83可知，取平均直径D=70mm；前轴径直径D1=80mm；后轴径直径D20.70.85D1=5668mm，取D2=55mm。2）主轴内孔直径主轴内孔直径与机床的类型有关，主要用来通过棒料、拉杆、及顶出顶尖等。确定内孔直径的原则是减轻主轴的重量，在满足对空心主轴孔径的要求及最小壁厚的要求以及不削弱主轴刚度的要求下，尽量去较大的值。对于普通车床：d1D=0.550.6,取d1=40mm3）主轴的悬伸量主轴的悬伸量是指主轴前端面到前支撑径向反力作用中点（一般为前径向支撑中点）的距离。它主要取决于主轴端部结构形式和尺寸、前支承的轴承配置和密封装置等，有的还与机床的其他结构参数有关。确定悬伸量的原则，是在满足结构要求的前提下，尽可能的取最小值，同时在设计时采取相应的措施减小a值。a=1.5D1=120mm4）档所设计的主轴支撑跨距L=L0时，可使主轴部件的刚度最大，L0称为最佳跨距，在具体的设计中，实际跨距LL0，这样就造成了主轴部件的刚度损失。当LL0=0.751.5时，主轴部件的刚度损失在5%左右，最大不超过10%，因此认为在这一范围内的支承跨距是合理的，称为合理跨距。先计算=EIKAa3,E为弹性刚度，取为2.1105N/mm2；I 为主轴截面的平均惯性矩I=D4d464=80440464=1.884106mm4KA=26860D10.61=26860800.61=1.98105N/mm所以=EIKAa3=2.11051.8841061.981051203=1.16由图6.1-91可知L0a=3.5,则L0=3.5a=3.5120=420mm,在合理跨距范围之内。5）主轴轴承的配置在通常的条件下，主轴应尽量采用滚动轴承。主轴的前轴承可采用两种类型的轴承：一对双列圆柱滚子轴承，承载能力大，可同时承受径向力与轴向力，结构简单，但允许的极限转速较低；采用一对双列推力向心球轴承，可以承受较大的极限转速，减小主轴的轴向窜动，减小主轴的悬伸量。对于大多数的机床而言，可采用两支撑的结构，结构简单，制造方便。本例设计中为提高主轴的整体刚度，采用三支撑的结构，中间轴承支撑为辅助支撑，辅助支撑的轴承保持较大的游隙，只有在载荷较大、轴产生弯曲变形时，辅助支撑才会发挥作用。主轴轴承的精度要求比一般的传动轴高，前轴承的误差对主轴前端的悬伸量影响最大，所以前轴承的精度比后轴承的精度高一级。6）主轴与齿轮的连接齿轮与主轴的连接可选用花键或普通平键。采用平键一般采用一个或两个平键180度配置，双键对称配置不但平衡较好，而且平键的高度较低，避免因齿轮的键槽太深而导致小齿轮的轮毂厚度不够的问题。7）润滑与密封主轴的转速较高，必须保证充分的润滑，一般采用单独的油管将油引到轴承处。主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要也更加困难，一般可采取下列措施：主轴的转速高，采用非接触密封的方式，在轴承盖的孔内开几个并列的V型槽；在有大量切屑、灰尘的工作条件下，可采用曲路密封，曲路可做成轴向式或径向式。此外还可在适当的地方做出回油路，使油能够顺利的流回油箱。8）主轴结构的其他问题主轴上的齿轮应尽量靠近前轴承，大齿轮更应靠前，这样可以有效地减小主轴的扭转变形。主轴的直径主要取决于主轴所需要的刚度、结构等，而各种牌号钢材的弹性模量基本一致，对刚度的影响不大。主轴一般选择优质中碳钢即可，精度要求较高的机床主轴考虑到热处理变形的影响，可选用40Cr或其他的合金钢。主轴的前部需要淬火，硬度为RC5055，其他部分热处理后，调整硬度为HB220250。4.2传动轴轴组结构设计 机床的传动轴，广泛采用滚动轴承做支撑，轴上还需要安装齿轮、离合器和制动器等。传动轴的设计应保证这些传动件或结构的正常工作。传动轴拟采用阶梯轴的形式，轴II采用花键轴与滑移齿轮相配合，在一定程度上也可以提高轴的承载能力。机床的传动轴常采用的滚动轴承有球轴承与圆锥滚子轴承。在温升、空载功率与噪声等方面，球轴承优越，而且滚锥轴承对轴的刚度、支撑孔的加工精度要求都比较高。考虑到本例中轴向力很小，综合其他的机构条件，拟采用深沟球轴承作为前三根轴的支撑轴承。既满足承载能力要求，有要求符合主轴箱孔的加工工艺，可以用轻、中或重系列轴承搭配的方式来达到支撑孔径的安排要求。花键轴两端的轴承至少有一个的直径小于花键的内径。一般传动轴上的轴承选用G级精度。传动轴在箱体内必须保持正确的位置，才能保证轴上各传动件的位置正确性，不论轴是否转动，是否受轴向力，都必须有轴向定位。4.3箱体结构设计箱体的壁厚初取30mm，主要由轴承的宽度和箱体的结构工艺性所决定。箱体由铸造所得，所以各未加工圆角及结构有铸造工艺性决定。箱体的上的轴承孔由镗削加工所得，同心度要求较高。主轴前端及后端的轴承孔位置设置有凸台结构，用以安防主轴前端与后端的几组轴承。箱体的其余结构尺寸由其他零件的相对位置关系决定。4.4其他机构的结构设计轴承两端的端盖参照机械设计课程设计P52页凸缘式轴承端盖设计。箱体中间的辅助支撑轴承由孔用弹性挡圈实现定位。滑移齿轮进出啮合的一侧采用倒角12度的斜齿，参照标准规定设计。齿轮的直径在150500mm时，设计成腹板式结构，其余的齿轮均设计成实心结构。带轮的设计参照机械设计P179页带轮的标准形式。4.5密封结构及润滑结构设计箱体的剖封面上采用水玻璃密封或密封胶密封的方式。齿轮的转速较小，可采用油润滑的方式。齿轮的部分浸润在油池内，当齿轮转动时，将润滑油带到齿轮的啮合处达到润滑的效果，同时将油甩至箱壁上用散热。齿轮的润滑油采用工业用闭式齿轮油，代号为L-CKC220，运动粘度为198-242mm2/s；滚动轴承的润滑采用油润滑的方式，依靠箱壁上的回油槽及相关结构实现润滑油的循环，轴承端盖采用密封圈达到对外的密封作用。五、总结致谢机床课程设计是本学期课程设计的最后阶段，经过两周的学习、设计与绘制图纸，让我对于机床
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