机床主传动系统主轴变速箱课设说明书.docx
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机床主传动系统主轴变速箱课设说明书
十一、课程设计的体会13
一、题目要求
设计内容：
机床主传动系统（主轴变速箱）
加工材料：
碳钢、铸铁
刀具材料：
高速钢、硬质合金
题目：
最大工件回转直径D=400mm，普通车床主轴变速箱设计，主轴的转速范围25～1120r/min，级数Z=12，电机功率N=5.5KW。
二、运动参数
根据题目要求，机床最高转速为nmax=1120r/min，最低转速为nmin=25r/min，转速级数Z=12，由此计算公比φ为1.41，查阅标准数列表，得各级标准转速为1120r/min，800r/min，560r/min，400r/min，280r/min，200r/min，140r/min，100r/min，71r/min，50r/min，35.5r/min，25r/min。
三、主传动结构方案制定
（1）主轴传动系统采用三角型传动带、齿轮传动；
（2）传动形式采用集中式传动；
（3）主轴换向制动采用双向片式摩擦离合器和带式制动器；
（4）变速系统采用多联滑移齿轮变速。
四、传动结构式、结构网的选择
4.1确定传动组几个传动组中的传动副数目
传动组和传动副数可能的方案有：
12=4×312=3×4
12=3×2×212=2×3×212=2×2×3
在上列两行方案中，第一行方案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，则会增加轴向尺寸；如果用两个双联滑移齿轮，则操纵机构必须互锁以防止两个滑移齿轮同时啮合。
故不宜采用。
根据“前多后少”原则对第二行三个方案进行比较，12=3×2×2的方案是可取的，但是由于Ⅰ轴装有双向片式摩擦离合器，为减小轴向尺寸，第一传动组的传动副数不能多，以2为宜，故应选择方案12=2×3×2。
4.2传动系统扩大顺序的安排
12=2×3×2的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有以下6种形式：
12=21×32×2612=21×34×2212=23×31×26
12=26×31×2312=22×34×2112=26×32×21
根据“前密后疏”的原则，方案12=21×32×26是可取的。
方案12=21×32×26的结构网如图1所示。
12=21×32×26
图1结构网
4.3验算传动组变速范围
第二扩大组的变速范围是R2=φ6=8，符合设计原则要求。
五、确定转速图
5.1电机类型
Y系列三相交流异步电动机，具有体积小、重量轻、振动小、噪音低、寿命长、起动性能好等特点。
前面已选择机床最高转速为nmax=1120r/min，题目要求电动机功率为5.5kW，故选用Y132M-4型电动机，其额定功率为5.5kW，满载转速为1440r/min。
5.2变速箱轴Ⅰ转速
从传动件在高速运转下恒功率工作时所受扭矩最小来考虑轴Ⅰ转速不宜将电机转速下降得太低。
但轴Ⅰ上装有双片摩擦离合器，考虑高速摩擦损耗、发热，轴Ⅰ转速也不宜太高。
普通车床轴Ⅰ的转速取700～1000r/min，综合考虑轴Ⅰ转速取为800r/min。
5.3带型初选
电机到轴Ⅰ的带传动带的计算功率Pca=KAP，KA为工作情况系数，车床的起动载荷轻，工作载荷稳定，二班制工作时，取KA=1.1，P=5.5kW，得Pca=6.05kW。
据此查GB/T13575.1-92，选择B型三角带。
查《机械设计教程》中的表3-3a，选择对应小带轮基准直径为140mm。
取小带轮直径dd1=140mm，计算大带轮直径。
小带轮转速n1=1440r/min，大带轮转速n2=800r/min，大带轮直径dd2=n1/n2dd1（1-ε）=1440÷800×140×（1-0.02）mm=246.96mm。
故取大带轮直径为dd2=247mm。
5.4确定齿轮齿数
利用查表法求出各齿轮齿数如下表：
变速组
传动组a
传动组b
传动组c
齿数和
72
90
99
齿轮
Z1
Z1’
Z2
Z2’
Z3
Z3’
Z4
Z4’
Z5
Z5’
Z6
Z6’
Z7
Z7’
齿数
30
42
24
48
30
60
45
45
18
72
66
33
20
79
表1各齿轮齿数
5.5主轴转速系列的验算
主轴各级实际转速值用下式计算：
n=n电机dd1/dd2（1-ε）iaibic
式中ia、ib、ic分别为变速组a、b、c的齿轮传动比。
ε取0.02。
转速误差用主轴实际转速与理论转速相对误差的绝对值表示：
主轴转速
n1
n2
n3
n4
n5
n6
理论转速
25
35.5
50
71
100
140
实际转速
24.99
35.7
49.99
71.4
99.9
142.8
转速误差%
0.04
0.56
0.02
0.56
0.1
2.0
主轴转速
n7
n8
n9
n10
n11
n12
理论转速
200
280
400
560
800
1120
实际转速
204
285.67
399.9
571.3
799.87
1142.67
转速误差%
2.0
2.025
0.025
2.0
0.01625
2.02
表2转速误差表
转速误差均小于4.1%，满足要求。
5.6绘制转速图
绘制的转速图如图2所示。
图2系统转速图
六、绘制主传动系统图
绘制的主传动系统图如图3所示。
图3主传动系统图
七、结构的选择、设计与确定
根据主传动系统图设计主轴变速箱，画装配展开图、剖视图等草图，初步确定结构和尺寸。
八、传动件的计算
8.1确定传动件的计算转速
8.1.1主轴的计算转速
主轴的计算转速是第一个三分之一转速范围内的最高一级，即71r/min。
8.1.2各传动轴的计算转速
轴Ⅲ可从主轴为71r/min按20/79的传动副找上去，似应为280r/min。
但由于轴Ⅲ上的最低转速100r/min经传动组c可使主轴得到25r/min和200r/min两种转速。
200r/min要传递全部功率，所以轴Ⅲ的计算转速应为100r/min。
轴Ⅱ的转速可按传动副b推上去，得400r/min。
轴Ⅰ的转速可按传动副a推上去，得800r/min。
8.1.3各齿轮的计算转速
传动组c中，20/79只需计算z=20的齿轮，计算转速为100r/min。
；66/33只需计算z=33，nj=200。
z=20和z=33两个齿轮哪一个的应力更大一些，较难判断。
可同时计算，选择模数较大的作为传动组c齿轮的模数。
传动组b应计算z=18，nj=400r/min。
传动组a应计算z=30，nj=800r/min。
8.2各传动轴与主轴直径的计算与初选
8.2.1各传动轴的输入功率
P=P电机·η带
其中P电机为主电机的额定功率，取5.5kW，η传为传动效率。
传动件的传动效率对估算影响不大，计算输入功率最大的轴Ⅰ的输入功率即可。
查得η带=0.96，则P为5.28kW。
8.2.2初算各传动轴的直径d
按扭转刚度计算，
代入各轴计算转速n计得，
轴Ⅰ直径d1=31mm，
轴Ⅱ直径d2=37mm，
轴Ⅲ直径d3=44mm。
8.2.3初选主轴直径
主轴功率P主=5.5×0.96=5.28kW，根据经验统计数据，取主轴前轴颈直径为D1=80mm，后轴颈D2=（0.7～0.85）D1，取系数为0.8，D2=64mm。
8.3齿轮模数的初步计算
按弯曲疲劳强度计算，
其中P为齿轮传递功率（kW），z为齿轮齿数，n计为齿轮的计算转速（r/min），K为齿宽修正系数，根据表3选择。
表3齿宽修正系数
6
8
10
K
1.10
1.00
0.93
其中b为尺宽（mm），m为模数（mm）。
取K=1.00，代入数据计算得，
传动组c中：
m=3.0mm，取标准模数，m=3.0mm；
传动组b中：
m=3.0mm，取标准模数，m=3.0mm；
传动组a中：
m=2.5mm，取标准模数，m=2.5mm。
8.4片式摩擦离合器的选择和计算
8.4.1确定摩擦片的径向尺寸
摩擦片的外径尺寸受到外形轮廓的限制，内径又由安装它的轴径d来决定，而内外径的尺寸决定着内外摩擦片的环形接触面积的大小，直接影响离合器的结构与性能表示这一特性系数φ是外片内径d与内片外径D之比，即φ=d/D。
一般外摩擦片的内径可取：
d=d1+（2～6）=31+4=35mm；机床上采用的摩擦片φ值可在0.57～0.77范围内，此处取φ=0.6，则内摩擦片外径D=d/φ=35÷0.6=58mm。
8.4.2按扭矩确定摩擦离合面的数目Z
其中Mn为离合器的扭矩，Mn=9550×5.28÷800=63.03N·m；K为安全系数，取为1.3；f为摩擦片间的摩擦系数，取为0.06；[p]为许用压强，取为1.2MPa；Kv为速度修正系数，根据平均圆周速度查表取为1.35；Kz为接合面数修正系数，取为1；Km为接合次数修正系数，取为1。
代入数据得Z=0.2，取为2。
8.4.3摩擦片片数
摩擦片总数为（Z+1）片，即2+1=3片。
8.4.4计算轴向压力Q
Q=π/4（D2-d2）·[p]·Kv=π÷4×（582-352）×1.2×1.35=2721.55N
8.5普通三角带传动的计算和选择
8.5.1选择V带的型号，确定小带轮、大带轮的计算直径
5.3中已经选择了B型三角带，并计算出了小带轮直径为dd1=140mm大带轮直径为dd2=247mm。
8.5.2计算普通V带的速度
v=πdd1n1/（60×1000）=π×140×1440/（60×1000）≈10.56m/s。
8.5.3初定中心距a0
a0=（0.6～2）（dd1+dd2）mm
取a0=2（dd1+dd2）=2×（140+247）mm=774mm。
8.5.4计算普通V带长度L0及长度内周长LN
代入数据得L0=2160mm，圆整为标准计算长度L，为2273mm。
查表得长度内周长LN=2240mm。
8.5.5验算V带的挠曲次数u
u=1000mv/L，其中m为带轮个数。
则u=1000×2×10.56÷2273≈10次/s≤40次/s。
符合要求。
8.5.6确定实际中心距a
代入数据得，a=774+（2273-2160）÷2mm≈830.5mm。
8.5.7验算小带轮包角α1
代入数据得，α1=180°-（247-140）÷830.5×57.3°≈173°≥120°，符合条件。
8.5.8确定三角带根数Z
其中，N0为单根三角带在α1=180，特定长度，平稳工作情况下传递的功率值，取N0=0.98，C1为包角系数，取C1=2.69。
计算得Z=2.3，取为3根。
九、结构设计
9.1带轮设计
根据三角带计算，选用3根B型V带。
由于Ⅰ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。
带轮通过长套支在轴承内圈上，两轴承外圈安装在与箱体固定的法兰盘上，扭矩也是从端头花键传入。
采用油润滑。
9.2主轴换向与制动机构设计
本机床是适用于机械加工车间和维修车间的普通车床。
主轴换向比较频繁，采用双向片式摩擦离合器。
左离合器传动主轴正转，用于切削加工。
右离合器用来传动主轴反转。
制动器安装在轴Ⅰ，在离合器脱开时制动轴Ⅱ。
9.3齿轮块设计
机床的变速系统采用了滑移齿轮变速机构。
根据各传动轴的工作特点，基本组、第一扩大组以及第二扩大组的滑移齿轮均采用了整体式滑移齿轮。
所有滑移齿轮与传动轴间均采用花键联接。
各轴采用的花键分别为：
Ⅰ轴：
6×26×30×6
Ⅱ轴：
8×36×40×7
Ⅲ轴：
8×46×50×9
Ⅰ～Ⅲ轴间传动齿轮精度为877—8b，Ⅲ～Ⅳ轴间齿轮精度为766—7b。
9.4轴承的选择
Ⅰ轴均采用深沟球轴承。
Ⅱ、Ⅲ轴前后轴承采用圆锥滚子轴承，中间采用深沟球轴承。
滚动轴承均采用E级精度。
9.5主轴组件
9.5.1主轴轴承
主轴前后支承均采用双列圆柱滚子轴承，承载能力大，允许转速高，止推轴承也在前支承，发热后向前伸长量最小，保证轴向精度。
主轴前端采用短圆锥定心结构型式。
前轴承为C级精度，后轴承为D级精度。
9.5.2润滑系统设计
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。
9.5.3密封装置设计
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。
十、传动件验算
10.1轴的强度验算
由于机床主轴箱中各轴的应力都比较小，验算时，通常用复合应力公式进行计算：
Rb=
≤[Rb][MPa]
其中，M为该轴上的主动被动轮的圆周力、径向力所引起的最大弯矩；[Rb]为许用应力，考虑应力集中和载荷循环特性等因素；W为轴的危险断面的抗弯断面系数；W为花键轴的抗弯断面系数：
W=
+
其中d为花键轴内径，D为花键轴外径，B为花键轴键宽，z为花键轴的键数；T为在危险断面上的最大扭矩：
T=955×104
其中，N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Pt为Pt=2T/D，其中，D为齿轮节圆直径。
直齿圆柱齿轮的径向力为Pr=0.5Pt。
求得齿轮的作用力，即可计算轴承处的支承反力，由此得到最大弯矩。
用上述计算公式对传动轴的强度进行校验，均符合设计要求。
10.2验算花键键侧压应力
花键键侧工作表面的挤压应力为：
≤[
][MPa]
其中Tmax花键传递的最大扭矩；D、d分别为花键的外径和内径；z为花键的齿数；φ为载荷分布不均匀系数，通常取为0.75。
使用上述公式对三传动轴上的花键校核，结果均符合设计要求。
10.3滚动轴承验算
机床的一般传动轴用的滚动轴承，主要是由于疲劳破坏而失效，故应对轴承进行疲劳寿命验算。
下面对按轴颈尺寸及工作状况选定的滚动轴承型号进行寿命验算：
Lh=500
≥[T]
其中，Lh为额定寿命；C为滚动轴承尺寸表所示的额定动负荷[N]；fn为速度系数，
=
其中，ff为工作情况系数；可取为1.1，ε为寿命系数，对于球轴承：
ε=3，对于滚子轴承：
ε=10/3，nj为轴承的计算转速，为各轴的计算转速；Ks为寿命系数，不考虑交变载荷对材料的强化影响时Ks=KNKnKT，其中KN为功率利用系数，取为0.58，Kn为转速变化系数取为0.82，KT为工作期限系数，按前面的工作期限系数计算，Kl为齿轮轮换工作系数，P为当量动载荷[N]，
使用上述公式对各轴承进行寿命校核，所选轴承均符合设计要求。
10.4直齿圆柱齿轮的强度计算
在验算主轴箱中的齿轮强度时，选择相同模数中承受载荷最大的、齿数最小的齿轮进行接触和弯曲疲劳强度验算。
一般对高速传动齿轮主要验算接触疲劳强度，对低速传动齿轮主要验算弯曲疲劳强度。
根据以上分析，对Ⅰ轴上高速齿轮验算接触疲劳强度，对Ⅳ轴上的低速齿轮验算弯曲疲劳强度。
对于高速齿轮，按接触疲劳强度计算齿轮模数mj：
mj=16338×
mm
其中，N为传递的额定功率[KW]（此处忽略齿轮的传递效率）；nj为计算转速；φm齿宽系数，此处值为8；z1为齿轮齿数；i为大齿轮与小齿轮齿数之比，“+”用于外啮合，“—”用于内啮合，此处为外啮合，故取“+”；Ks为寿命系数：
Ks=KTKnKNKq，KT为工作期限系数：
KT=
T为齿轮在机床工作期限内的总工作时间，同一变速组内的齿轮总工作时间近似的为Ts/P,P为该变速组的传动副数；查《机床课程设计指导书》表17得Ts=18000，故得T=9000h，n1为齿轮的最低转速，c0为基准循环次数，由表16可得，m为疲劳曲线指数，由表16可得，Kn为转速变化系数，由表19可得；KN为功率利用系数，由表18可得，Kq为材料强化系数，由表20可得，Kc为工作状况系数，考虑载荷冲击的影响，取Kc=1.2；Kd为动载荷系数，由表23可得；Kb为齿向载荷分布系数，由表24可得。
查表，用上述公式进行齿轮校核，所有齿轮的强度均符合设计要求。
十一、课程设计的体会
在课设过程中不断发现问题和解决问题，使我加深了对大学所学课程理解，综合应用，并得到进一步的巩固，这对以后的学习和工作都有积极的意义。
十二、参考文献
1.机床主轴、变速箱设计指导，曹金榜等，机械工业出版社，1987年5月
2.金属切削机床设计简明手册，范云涨、陈兆年，机械工业出版社，1994年7月
3.金属切削机床，戴署，机械工业出版社，1993年5月
4.机械原理，魏文军、高英武、张云文，中国农业大学出版社，2004年12月
5.机械设计教程（第2版），刘莹、吴宗泽，机械工业出版社，2007年9月
6.机械制造装备设计课程设计指导书，中国农业大学工学院
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