普通型车床主轴变速箱课程设计.docx

普通型车床主轴变速箱课程设计.docx

《普通型车床主轴变速箱课程设计.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《普通型车床主轴变速箱课程设计.docx（42页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。

普通型车床主轴变速箱课程设计

1.概述

1.1金属切削机床在国民经济中的地位

金属切削机床是用切削的方法将金属毛坯加工成机器零件的机器，它是制造机器的机器，又称为“工作母机”或“工具机”。

在现代机械制造工业中，金属切削机床是加工机器零件的主要设备，它所担负的工作量，约占机器总制造工作量的40%-60%机床的技术水平直接影响机械制造工业的产品质量和劳动生产率。

1.2机床课程设计的目的

课程设计是在学生学完相应课程及先行课程之后进行的实习性教学环节，是大学生的必修环节，其目的在于通过机床运动机械变速传动系统的结构设计，使学生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，并培养学生具有初步的结构分析，结构设计和计算能力。

1.3设计任务和主要技术要求

普通机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的基础。

因此，对这些基本知识和资料作些简要介绍。

本次设计的是普通型车床主轴变速箱。

主要用于加工回转体。

2.参数的拟定

2.1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。

N=4Kw

Z=12

设计床身最大工件回转直径400mm普通车床的主轴变速箱，其条件为：

1.电动机功率：

N=4Kw

2.

nmin30r/min

1.41

nmax1320r/m

级数：

Z=12

3.最小转速：

nmin30r/min

4.公比：

1.41

2.2主运动参数的拟定

已知Rn^,Rnz11。

112144，其中nmin30r/min,1.41

nmin

所以nmax1320r/min

在标准数列表取相应的转速序列，由13按相隔4级取值，即

30、42.3、59.7、84.2、118.8、167.6、236.3、333.4、470.3、663.4、

935.8、1320.0共12级转速。

2.3动力参数的确定一电机的选择

N4.0KW

功率估算法：

1）主切削力：

Fz1900ap?

f075190040.40.753822.6N

2）切削功率:

Fzv3822.6100

6120061200

3）估算主电机功率：

NN切-3.24.0KW

总0.8

选用丫系列三相异步电动机丫132M4,额定功率为4.0KW，满载转

速1440r/min。

3.传动设计

3.1主传动方案的拟定

拟定变速方案，包括变速型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个变速系统的确定。

变速型式则指变速和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的变速型式、变速类型。

变速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，确定变速方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。

变速方案有多种，变速型式更是众多，比如：

变速型式上有集中变速，分离变速；扩大变速范围可用增加变速组数，也可采用背轮结构、分支变速等型式；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，我们采用集中变速型式的主轴变速箱。

3.2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。

考虑到课程设计题目的机床级数和变速范围都不会太多、太大，一般均可用串联式传动就能获得连续不重复的转速数列。

因此，对结构式、结构网作必要的分析，还是需要的。

3.2.1确定传动组及各传动组中传动副的数目

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Z、Z、……个传动副。

即ZZ,Z2Z3

传动副中由于结构的限制以2或3为合适，即变速级数Z应为2和3的因子：

z2a3b，可以有多种方案。

12级转速传动系统的传动组方案，可以安排成：

223，或322

3.2.2传动式的拟定

12级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。

在I轴如果安置换向摩擦离合器时，为减少轴向尺寸，第一传动组的传动副数不能多，以2为宜。

主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴上齿轮少些为好。

最后一个传动组的传动副常选用2o所以传动式为12232,但这样就有转速重复，且我们这次课设I轴没有换向

摩擦离合器，我们直接用电机正反转实现换向，这样I轴就可以有

3个传动副。

综上所诉最终取12322o

3.2.3结构式的拟定

对于12322传动式，有6种结构式和对应的结构网，分别

为：

12色232612322!

2612342,22

123126231232262112342?

21

1）设计车床主变速传动系时，为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，在降速变速中，一般限制限制最小变速比Umin14；为避免扩大传动误差，减少震动噪声，在升速时一般限制最大转速比Umax2。

斜齿圆柱齿轮传动较平稳，可取Umax2.5o

因此在主变速链任一变速组的最大变速范围应该为

RmaxUmaxUmin（2~2.5）0.25（8~10）在设计时必须保证中间

变速轴的变速范围最小。

2）

12312326

基本组和扩大组的排列顺序。

选择中间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，则应尽量使扩大顺序和传动顺序一致，所以取结构式为12312326

324转速图的拟定

3.3齿轮齿数的确定

根据拟定的转速图上各传动件的传动比，用计算法或查表法就可以确定齿轮的齿数。

后者更为简便。

根据要求的传动比u，和初

步定出的齿轮副齿数和Sz，查表即可求出小齿轮齿数。

选取时应注意：

1）不产生跟切，一般取Zmin18~20

2）同一传动组的各对齿轮副的中心距应当相等，若模数相等时，贝U齿数和亦应相等。

但由于传动比的要求，尤其是在传动中使用了公用齿轮后，常常满足不了上述要求。

机床上可用修正齿轮，在一定范围内调整中心距使其相等，但修正量不能太大，一般齿数差不能超过3~4个齿。

3）如果采用三联滑移齿轮，则相邻两齿轮齿数差应大于4,防止各

种碰撞与干涉。

若小于4,则适量磨齿，减小齿顶圆。

iai1,ib2二^,ia3丄查i为1.41,2,2.82三行

1.411..411.41

1

当ia1时，Sz……72、73、75、77、79、80、82、84……

1.41

1

当ib22时，Sz……63、66、69、72、75、78、81、84……

1..412

1

当ia33时，Sz……73、76、77、80、82、84……

1.413

从以上三行中可以挑出Sz84是共同适用的，则从表中查出小齿轮

齿数分别为35、28、22。

千曰.35.28.22

于疋ia1—，ia2，ia3—

495662

（2）变速组b:

1

ib11.41，ib2—-，查i为1.41，2,二行

1.41

当ib11.41时，Sz……72、73、75、77、79、80、82、84……

1

当ib22时，Sz……63、66、69、72、75、78、81、84……

1.41

从以上三行中挑出Sz72是共同适用的，则从表中查出小齿轮齿数

分别为30、24。

于是i30i24

于疋ib142，ib248.

（3）变速组c:

1

ic11.412iC2，查i为2，3.98两行

1..41

当ic11.412时，Sz……63、66、69、72、75、78、81、84……

1

当ic24时，Sz……80、81、84、85、86、89、90、91……

1..414

从以上两行中挑出Sz81是共同适用的，则从表中查出小齿轮齿数

分别为27、16。

于是•27■16

于^是ic1，ic2。

5465

3.4主轴转速系列的验算

35

ia1

49

28ia2

56

22

ia3"―

62

30

ib1—

42

24ib2―

48

27ic1—

54

主轴转速在使用上并不要求十分准确，转速稍高或稍低并无太大影响。

但标牌上标准数列的数值一般也不允许与实际转速相差太大。

由确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计理论值难以完全

相符，需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过10

（1），即

经验算，主轴转速全部都在误差范围内

4.传动件的估算和验算

4.1三角带传动的计算

三角带传动中，轴间距A可以加大。

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。

（1）选择三角带的型号

根据公式N1KwNd1.17.58.25KW

式中Nd--电动机额定功率，Kw--工作情况系数

查图4-1选择B型带。

（2）确定带轮的计算直径D1，D2

带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。

为提高带的寿命，小带

轮的直径D不宜过小，即DDmino

查表取主动轮基准直径D1150mm。

由公式D2巴D1

（1）式中：

门2

n-小带轮转速，n-大带轮转速，-带的滑动系数，一般取

N1KwNd

4OKW

1440

0.02所以D2150（10.02）282.24，查表取圆整为250mm

750

（3）确定三角带速度

按公式v—11.31m/s

601000

对于O、ABC型胶带,5m/sv25m/s，v10~15m/s时最为

经济耐用，所以选择合适。

（4）

D190mm

初步初定中心距A

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：

D2190

mm

v11.31m/s

A（0.6~2）（D1D2）（0.6~2）（150280）258~860

取A800

（5）三角带的计算基准长度L及内周长Ln

2

D2D1

L。

2A02D1D2

一212800一（150280）

4A02

13022280.72

4800

（6）验算三角带的挠曲次数

2273

u1000mv1000211.319.95<40次/s符合要求。

（7）

确定实际中心距A

（8）

验算小带轮包角

u9.95

所以取Z3根。

4.2传动轴的估算和验算

传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。

机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大变形。

因此疲劳强度一般不失是主要矛盾，除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度。

刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变形。

因此，必须保证传动轴有足够的刚度。

4.2.1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：

z

1

nnmin

巴1

nj191.26360r/min

422各传动轴的计算转速

III轴：

有9级转速，其中236r/min通过齿数比20/79获得60r/min，刚好能传递全部功率，而75r/min通过齿数比66/33获得150r/min>60r/min也能传递全功率。

所以nm=75r/min

同理可得：

n”=236r/min,ni=750r/min

nm=75r/min

n”

=236r/minni=750r/min

4.2.3各轴直径的估算

」“!

~N

d914mm

其中：

N—该传动轴的输入功率NNd

Nd—电机额定功率

—从电动机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积nj—该传动轴的计算转速。

计算转速nj是传动件能传递全部功率的最低转速。

各传动件的

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

I轴：

d

9147.50.9621.64mm取20mm

7501.52

2361.251.5

II轴：

d9147.50.960.9850.99532.34mm取30mm

2

47.50.960.9850.9950.99

III轴：

d91442.9mm

\751.251.5

取35mm

此轴径为平均轴径，设计时可相应调整。

4.2.4驱动轴和主轴刚度的验算

（1）驱动轴刚度的验算

机床驱动轴是弯曲刚度的验算，主要验算轴上装齿轮和轴承处的挠

度y和倾角。

各类轴的挠度y和倾角应小于许用值丫和值＜：

即：

y丫；

计算轴本身弯曲变形产生的挠度y和倾角，一般常把轴简化为集

中载荷下的简支梁。

\_-〜--一:

'■

4Tf

ii轴对hi轴的作用力简图为

当a263mm,b414mm时

9550P29550孔。

上6。

亦0.995

n

236

285.55Nm

2T22285.55

d260.5

9.44KN

Fr2

Ft2tan

9.44tan20

3.44KN

Fx合

Ft2x

Fr2x

Ft2sin35.76

Fr2cos35.76

8.31KN

Fy合

Ft2y

Fr2y

Ft2cos35.76

Fr2sin35.76

5.65KN

F合

Fx合2

Fy

合210.05KN

Ft2

341mm,b336mm时

9550&9550

n

7.5o.96

3

0.9850.995

300

222.4Nm

Ft3

2T32222.4

d3110

4.04KN

Fr3

Ft3tan

4.04

tan20

1.47KN

Fx合

Ft3xFr3xFt3sin35.76

Fr3cos35.76

3.55KN

Fy合Ft3yFr3yFtsCOs35.76F“sin35.762.42KN

f22

F合\；Fx合Fy合4.3KN

当a419mm,b258mm时

P27.5o.960.9850.995

T2955029550285.55Nm

n236

l2T22285.55“c"Ft25.93KN

d296.25

Fr2Ft2tan5.93tan202.16KN

Fx合Ft2xFr2xFt2sin35.76Fr2coS35.765.22KN

Fy合Ft2yFr2yFt2cos35.76Fr2sin35.763.54KN

122

F合\{Fx合Fy合6.31KN

由上可知当a263mm,b414mm时，11轴作用在III轴上的力最大，由此计算挠度和倾角。

Y（0.203~0.339）mm0.0025

2222

F合ab10.0526324142门、，

yp30.271mmY

3EIL32.110102981677

F合ab（Lb）

a0.00136rad

6EIL

F合ab（La）

B合0.00117rad

6EIL

42

廿宀曲皿比,d6ZDdDd

其中惯性矩I

64

E为材料的弹性模量

由此可知此种条件下刚度符合要求

yp0.271mm

A0.00136

rad

B0.00117

rad

IV轴对III轴的作用力简图为

Ft3

当a476mm,b201mm时

Fr4

Ft4tan

8.9tan20

3.24KN

Fx合

Ft4x

Fr4xFt4sin14

Fr4cos14

0.99KN

Fy合

Ft4y

Fr4yFt4cos14

Fr4sin14

9.42KN

:

2

2

F合

vFx合

Fy合9.47KN

Ft4

2T4

d4

当a554mm,b123mm时

9550F3

3

95507.50・96。

亦。

股

Ft3

空2889.5729.65KN

d3

60

yp

0.308

Fr3

Ft3tan

29.65tan2010.79KN

mm

Fx合

Ft3x

Fr3xFt3sin14Fr3cos143.3KN

0.0018

rad

Fy合

Ft3y

Fr3yFt3COS14

Fr3sin1428.96KN

0.0024

Fx合2Fy合2

29.15KN

rad

由上可知当a554mm，b

123mm时，11轴作用在III轴上的力最大,

由此计算挠度和倾角。

（0.203~0.339）mm

0.0025

yp

F合a2b2

29.1555421232

3EIL32.1

103102981

0.308mmY

677

F合ab（Lb）

6EIL

0.0018rad

F合ab（La）

6EIL

0.0024rad

其中惯性矩I—

6ZDdD

64

E为材料的弹性模量

由此可知此种条件下刚度符合要求

（2）主轴刚度的验算

ZS2

I.L

主轴计算图

由展开图可知主轴的跨距L698mm

当量外径:

de

77.54158044438141259043100488103424

698

0.085m

主轴刚度:

由于di420.4940.5，

de85

故根据式

44

/3100.085

Ks2

0.18220.6980.108

298.6N/m

主轴的刚度可根据自激震动稳定性决定。

取阻尼比

0.025；

Kcb2.46N/mmm，

68.8，取bim0.02Dmax3.4mm

代入式

Kb

2.463.4

20.025（10.025）

cos68.8

58N/m

Ka

1632

580.6—2

822

0.4

1162

198

2165.7N/m

182

698

Ks

1.66Ka275N/

可以看出，该机床主轴是合格的

4.3齿轮模数的估算

1-11轴（28/56）

齿轮弯曲疲劳的估算:

mw

323’Nmm323,了5阿。

〜8509952.22

:

znj'

齿面点蚀的估算:

A3703Nmm37037.5阿诅50995

98.4

375

mf乙乙

2A2.34

取m2.25

1-11轴（24/60）

齿轮弯曲疲劳的估算:

mw323■

:

Nmm

znj

323,7.50.960.9850995

2.34

齿面点蚀的估算:

N

3703——mm

60300

37037.50.960.9850.995

106.01

300

mf

2A2.52

取m2.5

2.25

1-11轴（20/64）

齿轮弯曲疲劳的估算:

mw323'

N

—mmznj

323.7.50.960.9850995

2.48

齿面点蚀的估算:

3703

一mm

nj

64236

3703,7.50.960.9850.995

144.8

236

mf

2A2.73

取m2.75

综上1-11轴齿轮模数取m2.25

II-III轴（51/40）

齿轮弯曲疲劳的估算:

mw3231

N

——mm

znj

37.50.960.98520.9950.99

32[

51236

2.65

齿面点蚀的估算:

A3703

Nmm

nj

3703.

7.50.960.98520.9950.99

236

113.88

2A

mf

乙乙

2.5

取m2.25

II-山轴（35/56）

齿轮弯曲疲劳的估算:

mw323

'Nmmznj

323：

7.50.960.98520.9950.99

2.99

齿面点蚀的估算:

3703"mm

和j

2A

56150

2

37037.50.960.9850.9950.99

132.45

150

mf

2.9

2.75

II-III轴

（22/69）

齿轮弯曲疲劳的估算:

mw

323止mm

znj

2

323.7.50.960.9850.9950."

3.5

齿面点蚀的估算:

3703

r

——mm

nj

3703

6975

2

7.50.960.9850.9950.99

166.88

mf

乙Z2

综上II-III轴齿轮模数取m2.75

III-主轴（66/33）齿轮弯曲疲劳的估算:

mw

323：

Nmm

znj

323'

^22

7.50.960.9850.9950.99

6675

3.54

齿面点蚀的估算:

I22

37037.50.960.9850.9950.99

75

mf

2A

3.34

取m3.5

齿面点蚀的估算:

3703

一mmnj

3703,7.50.960.9852

V60

0.9950.99

178.3

mf

2A

乙Z2

3.6

取m4

综上III-主轴齿轮模数取m3

其中nj为大齿轮的计算转速。

5.展开图设计

5.1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，一般只画展开图和一张截面图。

主轴变速箱是机床的重要部件。

设计时除考虑一般机械传动的有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题。

精度方面的要求，刚度和抗震性的要求，传动效率要求，主轴前轴承处温度和温升的控制，结构工艺性，操作方便、安全、可靠原则，遵循标准化和通用化的原则。

主轴变