普通车床主轴变速箱设计【3KW 35.5 1660 】

金属切削机床课程设计说明书设计题目：普通车床主轴变速箱设计 专 业： 姓 名： 学 号：指导老师： 金属切削机床课程设计任务书一、 设计题目：普通车床主轴变速箱设计二、 设计参数：主电机功率： 3 KW主轴最高转速： 1660 r/min主轴最低转速： 35.5 r/min三、 设计要求1、主轴变速箱装配图1张（A0）（展开图和主要的横向剖视图）2、主零件工作图（A3）和传动系统图 (A3)3、设计计算说明书1份目录一、传动设计 1.1电机的选择.6 1.2运动参数.6 1.3拟定结构式.6 1.3.1 传动结构式、结构网的选择.6 1.3.2 传动组和传动副数可能的方案.6 1.3.3 结构网和结构式各种方案的选择.6 1.3.4 各方案的分析比较.7 1.4转速图和系统图的拟定.7 1.5确定带轮直径.8 1.5.1确定计算功率.8 1.5.2选择V带类型.8 1.5.3确定带轮直径并验算带速V.8 1.5.4 确定带传动的中心距和带的基准长度.8 1.5.5验算小带轮的包角.8 1.5.6 确定带的根数.8 1.5.7计算带的张紧力.9 1.5.8计算作用在轴上的压轴力.9 1.6确定各变速组传动副齿数.9 1.7绘制传动系统图.10二、动力设计.10 2.1确定传动件计算转速.10 2.1.1主轴计算转速.10 2.1.2各传动轴计算转速.11 2.1.3各齿轮计算转速.11 2.1.4核算主轴转速误差.11 2.2 各传动组齿轮模数的确定和校核.11. 2.3 齿轮强度校核.13 2.3.1校核a传动组齿轮.13 2.3.2 校核b传动组齿轮.14 2.3.3校核c传动组齿轮.14 2.4主轴挠度的校核.15 2.4.1 确定各轴最小直径.15 2.4.2轴的校核.16 2.5片式摩擦离合器的选择及计算.16 2.5.1决定外摩擦片的内径.16 2.5.2选择摩擦片尺寸.17 2.5.3计算摩擦面对数Z.17 2.5.4计算摩擦片片数.18 2.5.5计算轴向压力Q.18三、结构设计.18 3.1带轮的设计.18 3.2主轴换向机构的设计.18 3.3制动机构的设计.19 3.4齿轮块的设计.19 3.5轴承的选择.19 3.6主轴组件的设计.19 3.6.1各部分尺寸的选择.19 3.6.1.1主轴通孔直径.19 3.6.1.2轴颈直径.19 3.6.1.3支承跨距及悬伸长度.20 3.6.2主轴轴承的选择.20 3.7润滑系统的设计.20四、参考文献.20一、传动设计1.1电机的选择（1）床身上最大回转直径：400mm（2）主电机功率：3KW（3）主轴最高转速：1660r/min1.2运动参数变速范围 Rn=1660/35.5=46.76对于中型车床，1.26或1.41 此处取1.41 得转速级数Z=12。查设计指导P6标准数列表得转速系列为：35.5, 50, 71,101,143,204,289,410,582,825,1170,16601.3拟定结构式1.3.1 传动结构式、结构网的选择结构式、结构网对于分析 和选择简单的串联式的传s动不失为有用的方法，但对于分析复杂的传动并想由此导出实际的方案，就并非十分有效了。1.3.2 传动组和传动副数可能的方案方案一： 方案二： 方案三：1.3.3 结构网和结构式各种方案的选择 1.3.4 各方案的分析比较在一般的选择原则中，通常取扩大顺序与传动顺序一致，但在此次设计中，考虑到机床的启动、停止，要求轴上装有摩擦离合器，所以，方案一中，由于装有摩擦离合器，必然导致轴上的轴向尺寸增大。方案二、三中，解决了方案一中轴向尺寸过大的问题，但考虑到轴到轴的传动中，方案二中可能会有较大的降速比。故选方案三作为此处设计的可行方案。1.4转速图和系统图的拟定由于车床轴转速一般取7001000 r/min 。在中型通用机床中，通常传动比u = 12.5的范围内，u=u主/uI=1430/825 =1.7333 故初选轴转速为825r/min。拟定转速图如图1 1.5确定带轮直径1.5.1确定计算功率Pca 由机械设计表87查得工作情况系数=1.1故Pca P1.133.3KW1.5.2选择V带类型 据Pca、的值由机械设计图810选择A型带。1.5.3确定带轮直径并验算带速V由机械设计表86、表88，取基准直径75mm。验算带速V V /(601000)751430/(601000)5.61m/s因为5m/sV25m/s,所以带轮合适。定大带轮直径 i751.527115mm 据机械设计表88，取基准直径115mm。 1.5.4 确定带传动的中心距和带的基准长度 设中心距为,则 07（）a2（） 于是 133a380,初取中心距为200mm。 带长=700查表取相近的基准长度，=710mm。 带传动实际中心距a=a。+(Ld-L。）/2=205mm1.5.5验算小带轮的包角 一般小带轮的包角不应小于。 。合适。1.5.6 确定带的根数 其中： -时传递功率的增量； -按小轮包角，查得的包角系数； -长度系数； 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。 =5 1.5.7计算带的张紧力 其中： -带的传动功率,KW； v-带速,m/s； q-每米带的质量，kg/m；取q=0.17kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。 =96.6N1.5.8计算作用在轴上的压轴力 Fp=2ZF。Sin（a/2)=961.4N 1.6确定各变速组传动副齿数 传动组a:查表8-1, ，ai2=1.41，时：57、60、63、66、69、72、75、78ai2=1.41时：58、60、63、65、67、68、70、72、73、77可取72,于是可得轴齿轮齿数分别为：24、42。于是，ia2=42/30可得轴上的两联齿轮齿数分别为：48、30。传动组b:查表8-1, ，bi2=1/2,bi3=1/1.41时：69、72、73、76、77、80、81、84、87bi2=1/2时：60、63、66、69、72、75、78、80、82、84、86bi3=1/1.41时：63、65、67、68、70、72、73、77、79、82、84可取 84，于是可得轴上齿轮的齿数分别为：22、28、35。于是 ，bi2=28/56，bi3=35/49得轴上齿轮的齿数分别为：62、56、49。传动组c:查表8-1,时：84、85、89、90、94、95时： 72、75、78、81、84、87、89、90可取 90.为降速传动，取轴齿轮齿数为18；为升速传动，取轴齿轮齿数为30。于是得,得轴两联动齿轮的齿数分别为18，60；得轴两齿轮齿数分别为72，30。 二、动力设计2.1确定传动件计算转速2.1.1主轴计算转速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nj = nmin=118r/min 即n4=118r/min;2.1.2各传动轴计算转速轴可从主轴118r/min按72/18的传动副找上去，轴的计算转速170r/min；轴的计算转速为475r/min；轴的计算转速为950r/min。 2.1.3各齿轮计算转速传动组c中，18/72只需计算z = 18 的齿轮，计算转速为475r/min；60/30只需计算z = 30的齿轮，计算转速为355r/min；传动组b计算z = 22的齿轮，计算转速为475r/min；传动组a应计算z = 24的齿轮，计算转速为950r/min。2.1.4核算主轴转速误差 n实=1430*75/115*42/30*35/49*60/30=1865.2 n标=1900r/min 所以合适。2.2 各传动组齿轮模数的确定和校核模数的确定：a传动组：分别计算各齿轮模数先计算24齿齿轮的模数：其中: -公比 ； = 2； -电动机功率； = 3KW； -齿宽系数； -齿轮传动许允应力; -计算齿轮计算转速。 ， 取= 600MPa,安全系数S = 1。 由应力循环次数选取 ，取S=1，。 m1=2.49mm 取m = 2mm。 按齿数42的计算， m1=1.79mm可取m = 2mm； 于是传动组a的齿轮模数取m = 2mm，b = 16mm。 轴上齿轮的直径： da1=2*24=48mm,da2=2*42=84mm。 轴上两联齿轮的直径分别为：Da1=2*48=96mm,Da2=2*30=60mm b传动组： 确定轴上另两联齿轮的模数。 按22齿数的齿轮计算： U=1.41 nj=475r/min 可得m = 2.55mm； 取m = 3mm。 按28齿数的齿轮计算： 可得m = 2.83mm； 按35齿数的齿轮计算： 可得m =3.21mm； 于是轴齿轮的模数统一取为m = 3mm。于是轴齿轮的直径分别为： db1=3*22=66mm,db2=3*28=84mm,db3=3*35=105mm 轴上与轴三联齿轮啮合的两齿轮直径分别为： Db1=3*62=186mm,Db2=3*56=168mm,Db3=3*49=147mm c传动组： 取m = 3mm。轴上齿轮的直径分别为： dc1=3*18=54mm,dc2=3*60=180mm 轴四上两齿轮的直径分别为： Dc1=3*72=216mm,Dc2=3*30=90mm2.3 齿轮强度校核：计算公式2.3.1校核a传动组齿轮校核齿数为24的即可，确定各项参数 P=2.88KW,n=950r/min,T=9.55*106*2.88/950=2.88*104N.mm确定动载系数：v=3.14*d*n/(60*1000)=2.39m/s齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数Kv=1.1b=8*2=16mm确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称=1.39b/h=16/(2*2)=4,查机械设计得KFb=1.25确定齿间载荷分配系数: Ft=2T/d=1200NKA*Ft/b=75<100N/mm由机械设计查得确定动载系数: 查表 10-5 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图10-18查得 ,S = 1.3 ， KFt/(bm)=61.9<89.3 故合适。2.3.2 校核b传动组齿轮校核齿数为22的即可，确定各项参数 P=2.77KW,n=475r/min,T=9.55*106*2.77/355=5.57*104N.mm确定动载系数：v=3.14*d*n/(60*1000)=1.64m/s齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数b=8*3=24mm确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称=1.41b/h=24/(3*2.8)=2.86,查机械设计得确定齿间载荷分配系数: Ft=2T/d=1687.9NKA*Ft/b=70.3<100N/mm由机械设计查得确定动载系数: 查表 10-5 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图10-18查得 ,S = 1.3 ， KFt/(bm)=35.7<87.5 故合适。2.3.3校核c传动组齿轮校核齿数为18的即可，确定各项参数 P=2.66KW,n=170r/min,T=9.55*106*2.66/355=1.49*105N.mm确定动载系数：v=3.14*d*n/(60*1000)=1.34m/s齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数b=8*3=24确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称=1.41b/h=24/(3*4)=2,查机械设计得确定齿间载荷分配系数: Ft=2T/d=3311NKA*Ft/b=82.78<100N/mm由机械设计查得确定动载系数: 查表 10-5 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图10-18查得 ,S = 1.3 ， KFt/(bm)=70.1<84 故合适。2.4主轴挠度的校核2.4.1 确定各轴最小直径1轴的直径：n1=0.96 N1=950r/min=91*4（3*096/950）=22mm2轴的直径：n2=0.96*0.97*0.99=0.922 N2=475r/min=91*4（3*0.922/475）=26mm3轴的直径：n3=0.96*0.97*0.99*0.97*0.99=0.89 N3=170r/min=91*4（3*0.89/170）=33mm 4主轴的直径：n4=0.96*0.97*0.99*0.97*0.99*0.97*0.99=0.85N4=42.5r/min=91*4（3*0.85/42.5）=46mm2.4.2轴的校核轴的校核：通过受力分析，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核T=9.55*106*2.88/950=2.88*104N.mm Ft=2T/d=1200NP=F=( Ft2+Ft2)=1696.8N已知：d=30mm，E=200*109Pa y=0.03*2=0.06mmX=300mm,b=228mm 。轴、轴的校核同上。 2.5片式摩擦离合器的选择及计算 2.5.1决定外摩擦片的内径 结构为轴装式，则外摩擦片的内径比安装轴的轴径D大26 mm有 D+(26)36+(26) 3842mm 取42mm2.5.2选择摩擦片尺寸 参考设计指导P41表摩擦片尺寸及花键规格自行设计摩擦片的尺寸如图所示2.5.3计算摩擦面对数ZZ式中Mn额定动扭矩；Mn9550955080.04Nm K1.31.5；取 K1.3； f摩擦片间的摩擦系数；查设计指导表12 f0.08（摩擦片材料10钢，油润）P摩擦片基本许用比压；查设计指导表12 P0.8MPa（摩擦片材料10钢，油润）；D摩擦片内片外径 mm；外摩擦片的内径mm； 速度修正系数；根据平均圆周速度（1.62m/s）查设计指导表13近似取为1.2；结合次数修正系数；查设计指导表13取为0.84；接合面修正系数；把数据代入公式得Z10.8 查设计指导表13取Z142.5.4计算摩擦片片数摩擦片总片数（Z1）15片2.5.5计算轴向压力Q QpKv0.81.2478N三、结构设计3.1带轮的设计根据V带计算，选用5根A型V带。由于轴安装摩擦离合器及传动齿轮，为了改善它们的工作条件，保证加工精度，采用卸荷式带轮结构输入。如图所示，带轮支承在轴承外圆上，而两轴承装在与箱体固定的法兰盘上，扭矩从端头花键传入。3.2主轴换向机构的设计主轴换向比较频繁，才用双向片式摩擦离合器。这种离合器由内摩擦片、外摩擦片、滑动套筒、螺母、钢球和空套齿轮等组成。离合器左右两部门结构是相同的。左离合器传动主轴正转，用于切削加工。需要传递的转矩较大，片数较多。右离合器用来传动主轴反转，主要用于退回，片数较少。这种离合器的工作原理是，内摩擦片的花键孔装在轴的花键上，随轴旋转。外摩擦片的孔为圆孔，直径略大于花键外径。外圆上有4个凸起，嵌在空套齿轮的缺口之中。内外摩擦片相间安装。移动套筒4时，钢球沿斜面向中心移动并使滑块3、螺母1向左移动，将内片与外片相互压紧。轴的转矩便通过摩擦片间的摩擦力矩传递给齿轮，使主轴正传。同理，当滑块7、螺母8向右时，使主轴反转。处于中间位置时，左、右离合器都脱开，轴以后的各轴停转。摩擦片的间隙可通过放松销6和螺母8来进行调整。摩擦片的轴向定位是由两个带花键孔的圆盘实现。其中一个圆盘装在花键上，另一个装在花键轴的一个环形沟槽里，并转过一个花键齿，和轴上的花键对正，然后用螺钉把错开的两个圆盘连接起来。3.3制动机构的设计根据制动器的设计原理，将其安装在靠近主轴的较高转速的轴，在离合器脱开时制动主轴，以缩短辅助时间。此次设计采用带式制动器。该制动器制动盘是一个钢制圆盘，与轴用花键联接，周边围着制动带。制动带是一条刚带，内侧有一层酚醛石棉以增加摩擦。制动带的一端与杠杆连接。另一端与箱体连接。为了操纵方便并保证离合器与制动器的联锁运动，采用一个操纵手柄控制。当离合器脱开时，齿条处于中间位置，将制动带拉紧。齿条轴凸起的左、右边都是凹槽。左、右离合器中任一个结合时，杠杆都按顺时针方向摆动，使制动带放松。3.4齿轮块的设计机床的变速系统采用了滑移齿轮变速机构。根据各传动轴的工作特点，基本组(传动组b)滑移齿轮采用平键联接装配式齿轮，固定齿轮用独立式；第一扩大组(传动组a)的滑移齿轮采用了整体式滑移齿轮；第二扩大组(传动组c)传动转矩较大用平键联接装配式齿轮，此时平键传递转矩，弹性挡圈轴向固定，简单、工艺性好、结构方便。所有滑移齿轮与传动轴间均采用花键联接。从工艺角度考虑，其他固定齿轮（主轴上的齿轮除外）也采用花键联接。由于主轴直径较大，为了降低加工成本而采用了单键联接。由各轴的圆周速度参考设计指导P53,轴间传动齿轮精度为877Dc，轴间齿轮精度为766 Dc。齿轮材料为45钢，采用整体淬火处理。3.5轴承的选择为了方便安装，轴上传动件的外径均小于箱体左侧支承孔直径，均采用深沟球轴承。为了便于装配和轴承间隙调整，、轴均采用圆锥滚子轴承。滚动轴承均采用E级精度。3.6主轴组件的设计 3.6.1各部分尺寸的选择3.6.1.1主轴通孔直径 参考设计指导P5，取主轴通孔直径d30mm。3.6.1.2轴颈直径 据前面的估算主轴前轴颈直径D1 = 80mm，后轴颈直径D2 =50mm。 3.6.1.3支承跨距及悬伸长度 为了提高刚度，应尽量缩短主轴的悬伸长度a，适当选择支承跨距L。取L/a3.24，由头部尺寸取a100mm则L324mm。3.6.2主轴轴承的选择为提高刚度，主轴采用三支承，前支承和中支承为主要支承，后支承为辅助支承。这是因为主轴上的传动齿轮集中在前部；容易满足主轴的最佳跨距要求；箱体上前、中支承的同轴度加工容易保证，尺寸公差也易控制。前轴承选用一个型号为32316的圆锥滚子轴承，中轴承选一个用型号为30214的圆锥滚子轴承，后轴承选用一个型号为6312深沟球轴承。前轴承D级精度，中轴承E级精度，后轴承E级精度。前轴承内圈配合为k5，外圈配合为M6；中轴承内圈配合为js5，外圈配合为K6；后轴承内圈配合为js6，外圈配合为H7。3.7润滑系统的设计主轴箱内采用飞溅式润滑，油面高度为65mm左右，甩油环浸油深度为10mm左右。润滑油型号为：IIJ30。卸荷皮带轮轴承采用脂润滑方式。润滑脂型号为：钙质润滑脂。 四、参考文献1.金属切削机床概论 贾亚洲 编 机械工业出版社 2010.92.机械设计课程设计指导书 李洪 主编 东北工学院出版社 1989.33.机床设计课程设计手册 机床设计手册编写组 编 机械工业出版社 1999.124.机械设计 濮良贵 纪名刚 主编 高等教育出版社 2013.55.机械制图 大连理工大学工程图学教研室 编 高等教育出版社 2006.26.材料力学 刘鸿文 主编 高等教育出版社 2003.37.机床设计图册 上海纺织工学院 编 2003.68.机床制造装备设计 李庆余等 编 机械工业出版社 2013.720