车床主轴传动系统课程设计公比41转速12级

目录TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"一、机床总体设计 21、机床布局 22、绘制转速图 43、防止各种碰撞和干涉 54、确定带轮直径 55、验算主轴转速误差 56、绘制传动系统图 6\o"CurrentDocument"二、估算传动件参数确定其结构尺寸 71、确定传动见件计算转速 72、确定主轴支承轴颈尺寸 73、估算传动轴直径 74、估算传动齿轮模数 85、普通V带的选择和计算 8\o"CurrentDocument"三、机构设计 101、带轮设计 102、齿轮块设计 103、轴承的选择 104、主轴主件 105、操纵机构 106、滑系统设计 107、封装置设计 108、主轴箱体设计 119、主轴换向与制动结构设计 11\o"CurrentDocument"四、传动件验算 111、齿轮的验算 112、传动轴的验算 13\o"CurrentDocument"五、设计感想 17六、参考文献 17、机床总体设计1、机床布局（1）确定结构方案a）主轴传动系统采用V带，齿轮传动。b）传动型采用集中传动。c）主轴换向，制动采用双向片式摩擦离合器和带式制动器。d）变速系统采用多联划移齿轮变速。e）润滑系统采用飞溅油润滑。（2）布局采用卧式车床常规的布局形式。机床主要由主轴箱，皮鞍，刀架，尾架，进给箱，溜扳箱，车身等6个部件组成。（3） 主传动系统运动设计1、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：a）12=3€4 b）12=4€3 c）12=3€2€2 d）12=2€3€212=2€2€3在上述的方案中1和2有时可以省掉一根轴。缺点是有一个传动组内有四个传动副。如果用一个四联滑移齿轮的话则会增加轴向尺寸；如果用两个滑移双联齿轮，则操纵机构必须互梭以防止两个滑移齿轮同时啮合。所以一般少用。3，4，5方案可根据下面原则比较：从电动机到主轴，一般为降速传动。接近电动机处的零件，转速较高从而转矩较小，尺寸也较小。如使传动副较多的传动组放在接近电动机处，则可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件就可少些，就省材料了。这就是“前多后少”的原则。从这个角度考虑，以取12=3€2€2的方案为好。2，确定各级转速：已知机床的最低转速 = ，公比为0=1.414，级数Z=12,查表可得主轴转速12级分别为10014020028040056080011201600224031504500则最大相对转速损失率:二 €型号为Y100L2-4转速为1440r/min选用5.0kw型号为Y100L2-4转速为1440r/min（4） 结构网或结构式各种方案的选择在12=2€2€3中，又因基本组和扩大组排列顺序的不同而有不同的方案。可能的六种方案，其结构网和结构式见下面的图。在这些方案中可根据下列原则选择最佳方案。1）传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围在降速传动时，为防止被动齿轮的直径过大而使径向尺寸太大，常限制最小传动比i>1/4。在升速时，为防止产生min过大的震动和噪声，常限制最大传动比i，2。因此主传动链任一传动组的最大变速范围一般为R „umax,8-10。方案abcd是可行的。方案df是不可行的。maxumin2）2）12=3€2212=3€2213612=3€2€221612=3€2€226112=3€212=3€2€216312=3€2€24 1 212=3€2€24 2 1在可行的四种方案bcd中，还要进行比较以选择最佳的方案。原则是中间传动轴变速范围最小的方案。因为如果各方案同号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。比较图中的方案abce，方案a的中间轴变速范围最小故方案a最佳。如果没有别的要求则计量使扩大在可行的四种方案顺序和传动顺序一致3）最后扩大传动组的选择最后扩大组的传动副数目Z=2时的转速范围远比Z=3时要大，Z=2时，R,64；=33 3 3 屮322.4时，R,竺。因此，在机床的设计中，因要求的R较大，最后扩大组应取2更合适。屮同时，最后传动组与最后扩大组往往是一致的，安装在主轴与主轴前一传动轴的具有极限或接近极限传动比的齿轮副承受最大扭矩，在结构设计上可以获得较为满意的处理。这也就是最后传动组的传动副经常为2的另一原因。

利用查表法求出各传动粗齿轮齿数表1齿轮齿数变速组第一变速组第二变速组第三变速组IH*4-ftrt728490齿数和齿轮ZZZZZZZZZZZZZZ1 2 3 4 5 67 8 9 1011 12 13 14

齿数36363042244842422262603018723、防止各种碰撞和干涉三联滑移齿轮的相邻两齿轮的齿数差应大于4,如齿数差小于4,齿轮Z在滑移1中将与齿轮Z'的齿顶圆相碰，不便于变速，这时，可以将轴向尺寸从7b增大到9b来2解决上述矛盾。避免齿轮Z与I轴相碰，Z'与轴III相碰，因而要求：41(Z+2)m+d>(Z+Z')m；(Z'+2)m+d>(Z+Z')m4 2 1 1 1 1 1 3 3 3 24、确定带轮直径确定计算功率N€kNjK-工作情况系数 工作时间为二班制查表的k=1.2N-主动带轮传动的功率计算功率为€X €根据计算功率和小带轮的转速选用的三角带型号为O查表的小带轮直径推荐植为705、验算主轴转速误差主轴各级实际转速值用下列公式计算:n€nEdn€nEX—d^X（1，£）XUdad2式中uuu分别为第一,第二第三变速组齿轮传动比.abc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:主轴转nnnnnnnnnnnn123456789101112

速标准转速r/min45003150224016001120800560400280200140100实际转速r/min45203154224016031129801.19555.9406.7288200.2144.98101.9转速误差％1.431.400.761.370.761.391.361.440..00.040.0137n€nAn= 际标准<10(„—1)%n实际表2转速误差表转速误差用实际转速和标准转速相对误差应小于等于4.1%转速误差满足要求。6、绘制传动系统图

二、估算传动件参数确定其结构尺寸1、确定传动见件计算转速根据《机床课程设计指导书》主轴的驱动功率为3.0选取前支承轴颈直径为D=60-80，选取D€70mm。 后支承轴颈直径D=(0.7-0.85)D=49-49.5121选取 D€55mm23、估算传动轴直径.表4估算传动轴直径计算公式轴计算转速电机至该轴传输入允许传动估计花键轴尺寸号nr/min动效率功率扭转轴长轴的N„d„D„Bj,P角度直径kw叩］mmmmdeg/m

d,叫和I7100.962.1121.550019.26x18x22x5II3550.96x0.9952.11.550022.86x21x25x5III1250.962.081.560019.56x28x34x7x0.99x0.9954、估算传动齿轮模数根据计算公式计算各传动组最小齿轮的模数表5估算齿轮摸数估算公式传动组小齿轮齿数比u„1齿宽系数…m传递功率P载荷系数K系数AH系数AF许用接触应力许用齿根应力计算转速nc系数YFS模数mH模数mF选取模数mgFPgHP按齿轮接触疲劳强度第Z272.112161111005187104.51.61.42人! KP（U土1）m—267A127H H3…nz2Q 2u' mc1 HP变4速按齿轮弯曲疲劳强度组第/!KPYm-2673 fs一F 3…nZgmc1FPZ2.8292.1161111005183554.651.91.72变2速2组设计功率 P€KP(kw) €X€dAd皮带选择的型号为O型两带轮的中心距A€(0.6-2)(D,D)mm范围内选择。中心距过小时，胶带短因而增O12加胶带的单位时间弯曲次数降低胶带寿命；反之，中心距过大，在带速较高时易引起震动。A€126.6-422O计算带的基准长度：„ (d-d)2L€2A+(d+d)+d2 d2 €1134.6mmdo o2d1d2 4Aoo按上式计算所得的值查表选取计算长度L及作为标记的三角带的内圆长度L€1120N标准的计算长度为L€L,Y€1139mmN实际中心距A=AS2-8(D2-DP8a€2L—兀(D,D)€2x1139—兀(70,141)=1615.1212A=161512+、.16151228X712€402.28为了张紧和装拆胶带的需要，中心距的最小调整范围为乂血L—(h,0.01L)0.02L是为了张紧调节量为22.78(h+0.01L)是为装拆调节量为胶带厚度.定小带轮包角…01

…0=180o—D2，D1X型！€120o求得…0二176.4。合格1A„1„Dn „x70x14302v= - -5.24m/s6000060000对于O型带5<v<25m/s选用合格.带的挠曲次数:1000mvL1000X2X5.24H39二9.2<40合格n带的根数Z=」ncc1n-单根三角带能传递的功率oc-小带轮的包角系数12.20.39x2.20.39x0.98二5.87取六根三角带。三、结构设计1、 带轮设计根据V带计算，选用6根O型V带。由于I轴安装了摩擦离合器，为了改善它们的工作条件，保证加工精度，采用了卸荷带轮结构。2、 齿轮块设计机床的变速系统采用了滑移齿轮变速机构。根据各传动组的工作特点，基本组的齿轮采用了销钉联结装配式结构。第二扩大组，由于传递的转矩较大，则采用了整体式齿轮。所有滑移出论与传动轴间均采用了花键联结。从工艺的角度考虑，其他固定齿轮也采用花键联结。由于主轴直径较大，为了降低加工成本而采用了单键联结。3、 轴承的选择为了安装方便I轴上传动件的外径均小于箱体左侧支承孔直径并采用0000型向心球轴承为了便于装配和轴承间隙IIIIIIV轴均采用乐2700E型圆锥滚子轴承。V轴上的齿轮受力小线速度较低采用了衬套式滚动轴承。滚动轴承均采用E级精度。4、主轴主件本车床为普通精度级的轻型机床，为了简化结构，主轴采用了轴向后端定位的两支承主轴主件。前轴承采用了318000型双列圆柱滚子轴承，后支承采用了46000型角接触球轴承和8000型单向推力球轴承。为了保证主轴的回转精度，主轴前后轴承均用压块式防松螺母调整轴承的间隙。主轴前端采用了圆锥定心结构型式。前轴承为C级精度，后轴承为D级精度。5、操纵机构为了适应不同的加工状态，主轴的转速经常需要调整。根据各滑依齿轮变速传动组的特点，分别采用了集中变速操纵机构和单独操纵机构。6、滑系统设计主轴箱采用飞溅式润滑。油面高度为65mm左右，甩油轮浸油深度为10mm左右。润滑油型号为：HJ30。7、封装置设计I轴轴颈较小，线速度较低，为了保证密封效果，采用了皮碗式接触密封。而主轴直径大，线速度较高，则采用了非接触式密封。卸荷皮带轮的润滑采用毛毡式密封，以防止外界杂物进入。8、主轴箱体设计箱体外形采取了各面间直角连接方式，使箱体线条简单，明快。并采用了箱体底面和两个导向块为定位安装面，并用螺钉和压板固定。安装简单，定位可靠。9、主轴换向与制动结构设计本机床属于万能性的轻型车床，适用于机械加工车间和维修车间。主轴换向比较频繁，采用双向片式摩擦离合器。这种离合器结构简单。工作原理是，移动滑套，钢球沿斜面向中心移动并使滑块，螺母左移，压紧摩擦片，实现离合器啮合。摩擦片间间隙可通过放松销，螺母来进行调整。制动器采用了带式制动器，并根据制动器设计原贝V,将其放置在靠近主轴的较高转速的III轴上。为了保证离合器与制动器的联锁运动，采用一个操纵手柄控制。四、传动件验算以II轴为例,验算轴的弯曲刚度,花键的挤压应力,齿轮模数及轴承寿命。

1、齿轮的验算验算变速箱中齿轮强度应选择相同模数承受载荷最大齿数最小的齿轮进行接触压力和弯曲压力计算，一般对高速传动的齿轮验算齿面接触压力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲压力对硬齿面软齿心渗碳淬火的齿轮要验算齿根弯曲压力。接触压力的验算公式：2081x103；（u，1）KKKKNrn€„ 1_23s<[€]TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"jZm\ uBn j弯曲应力的验算公式：208x105KKKKN€ „ 123s<[€ ]其中寿命系数KKssK-工作期限系数TT-齿轮在机床工作期限（„KKKKTNnQ\o"CurrentDocument"w 其中寿命系数KKssK-工作期限系数TT-齿轮在机床工作期限（„KKKKTNnQK \60nTK„m「\o"CurrentDocument"T coT）的总工作时间hT„15000-2000h,同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T„二,P为该变速组的传动副数。p表6齿轮验算第一传动组第二传动组第三传动组齿轮传递功率N2.1122.12.08齿轮计算转速nj710355355齿轮的模数m223齿宽B151822小齿轮数Z242218大齿轮与小齿轮齿数比u22824寿命系数Ks111

速度转化系数K（接触载荷）n弯曲载荷0.740.850.980.90.920.92功率利用系数K（接触载荷）N弯曲载荷0.580.580.580.780.780.78材料利用系数K（接触载荷）Q弯曲载荷0.760.760.760.770.770.77工作情况系数K11.51.51.5动载荷系数K2111齿向载何分布系数K31.051.051.05齿形系数Y0.420.4080.378n-齿轮的最低转速（rpm）1c€基准循环次数0m€疲劳曲线指数K€转速变化系数nK€材料强化系数P稳定工作用量载荷下K的极限值K=1。高速传动件可能存在K>K的情况，此时sss smax取K，K，大载荷低速传动件可能存在s smaxK„K的情况，此时取K，K;当K<K<K 时取计算值。s smin s smin smin ssmax八2081…103f…1&…1・05…1!^,938<1100j2…24 2x15x710

,,,,,,,,,,,,,,1-1,,,,,,,,,,,,,,„,-,,,,,,,,,,,,,,2€0€1€第一传动组和第三传动组的齿轮是经过淬火的许用接触应力为llOOMPa,许用弯曲应力为320MPa。第二传动组的齿轮是经过高频淬火其许用接触应力为1370MPa，许用弯曲应力为354MPa。2、传动轴的验算对于传动轴要进行强度和刚度的验算,轴的刚度验算包括滚动轴承处的倾角验算和齿轮的齿向交角的验算。如果是花键还要进行键侧压溃应力计算。(1)轴的强度验算由于机床变速箱中各轴的应力都比较小,验算时,通常采用复合应力公式进行计算：RJ"2W：5T2<[R][Mp]bWb式中：R-复合应力[Mp],[R]为许用应力[Mp],由查表选取。选时适当考虑应力集中和载荷循环bb特性等因素；W-轴的危险断面的抗弯断面模数[mm2]矩形花键轴：nd4 zb(D一d)(D+d)2矩形花键轴：+ Imm2]32D 32D

d-实心轴直径，花键轴内径[mm]D-花键轴外经[mm]b-花键轴键宽z-花键轴的键数M-在危险断面上的最大弯距[N€mm]M='M2,M2[N€mm]x yT-在危险面上的最大扭矩N€mm]T=9559x104 [N•mm]nN-该轴传递的最大功率kw]n-该轴的计算转速rpm]j…x2146x5x4x462轴TT旳W= + =1081.1轴II的32x25 32x25