16级变速车床主轴箱设计Word下载.docx

1、对于传动式 16=2 2，有 24 种结构式和对应的结构网。分别为：212 224282 422根据传动比指数分配 “前疏后密”的原则应采用第一种方案。 即：16 21 22 24 28的方案。3.2 转速图的拟定根据已确定的结构方案绘出转速图如下：图 1 16 级变速车床转速图3.3 确定齿轮齿数当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可依据手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和 Sz 及小齿轮的齿数可以在参考书中选取。一般在主传动中，3最小齿数应大于 17。第一组齿轮：ua1 1Sz =60,62,64

2、,66,68,70,721Sz =61,63,65,66,68,70,72ua2由于可知选用 Sz =68，从表查出主动轮的齿数为 34,30 。从动轮齿数则为 34,38 。第二组齿轮：ub1ub2Sz =60,62,65,67,70,721.262可选用 Sz =72 从表中查出主动轮的齿数 36,28 。从动轮的齿数则为 36,44 。第三组齿轮：uc1 1S =60,62,64,66,68,70,72 ，74zSz =60,63,66,67,70,71,73,74uc2选用 Sz =74 从表中查出主动轮的齿数 37,21 。从动轮的齿数则为 37,53 。第四组齿轮：2Sz80,82

3、,85,86,88ud 1SZ80,81,84,85,86ud 26选取 SZ80 从表中查处主动轮的齿数 49,16。从动轮齿数 31,64.3.4 绘制传动系统图根据上面所计算个传动齿轮齿数绘制传动系统图如下：图 2 16 级变速传动系统图4.1 传动轴的估算4.1.1 求各轴的计算转速（1）、主轴的计算转速主轴的计算转速度是低速第一个三分之一变速范围的最高一级转速，即 nj 主 =112r/min。（2）、各传动轴的计算转速 轴有 8 级转速，其最低转速 180r/min，通过双联齿轮使主轴获得两级转速：45r/min 和 280 r/min。 280 r/min 比主轴的计算转速高，需

4、传递全部功率，故轴的180r/min 转速也能传递全部功率，即 n j =180 r/min 同理可得： n j =450 同理可得： njII =710 r/min 同理可得： njI= 900r/min（3）、各齿轮的计算转速各变速组内一般只计算组内最小的， 也是强度最薄弱的齿轮， 故也只需要确定最小齿轮的计算转速。1）轴 -间变速组的最小齿轮是 Z=16，该齿轮使主轴获得 8 级转速 45 r/min，56r/min，71r/min，90r/min，112r/min，140 r/min，180r/min，224r/min 主轴计算转速是 112r/min，故该齿轮在 450r/min 时

5、应传递功率，是计算转速；2）同理可得，轴 -间 Z=21 的计算转速为 450r/min3）同理可得，轴 II III 间 Z=28 的计算转速为 710r/min；4）同理可得，轴 I II 间 Z=30 的计算转速为 900r/min。4.1.2 传动轴直径的估算由公式： d A03pn其中： P-电动机额定功率A0- 系数n-该传动轴的计算转速-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；对于空心轴课采用公式： d3pA0n（14 ）d1, 即空心轴的内径d1 与外径 d 之比通常取0.5 0.6d计算转速 n 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

6、计算转速和相应的传动关系确定，当取各级效率为1 时，所得的轴颈大于最小轴径，以下计算轴颈时均取效率为1。则: d1120 325mm1021d212026mm808d330mm500d440mm195d5 A065mm60（1 0.54 ）因为在一轴上要安装离合器， 所以一轴直径应大一些， 取 d140mm ；又因为轴 2、3、4 均为花键轴内径分别取为：d2 35mm 、 d335mm 、 d445mm ；主轴最小直径为 d5 65mm ，以上轴径为平均轴径，设计时可相应调整。4.1.3 主轴前端直径的估算由通用机床主轴前端轴颈尺寸可知：主轴前端轴颈D1 与直径 D max 的关系，即D1

7、=0.25 D max 15已知： D max =400mm则： D1 =0.25 D max 15=0.25 45015105mm再查参考书选车床最大回转直径 D max =400mm，即为最大加工直径，因此主轴内空直径 d=0.1 D max 10，取 d=35mm4.2 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： Pca K a P 1.15.5 6.05KW式中 P- 电动机额定功率，Ka - 工作情况系数查参考书

8、机械设计图 8-11 可因此选择 A 型带。（2）确定带轮的计算直径 D ， D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 D D min 。取主动轮基准直径 D =140mm。4由公式 D2n1D1 式中： n - 小带轮转速， n - 大带轮转速。n2所以 D1440140 224mm，取为。900250mm（3）确定三角带速度按公式 VD1n13.14140 144010006010.55m / s在规定的 5m/s v 25m / s 范围内，合理。（4）初定中心距带轮的中心距，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： 根据经

9、验公式 0.7 D1 D2 A0 2 D1 D2 mm 取 2 （140 250） 780 mm，取 A0 =800mm.（5）三角带的计算基准长度 LLADD DL02 800（140250）（ 250140） 22216.08mm800由表 8-2取整 L2240mm（6）验算三角带的挠曲次数u1000mv8.28 40次 / s ，符合要求。（7）确定实际中心距 A800 （2240 2216.08） 2 811.96mmA A0（8）验算小带轮包角1800D2 D157.50172.2101200 ，主动轮上包角合适。（9）确定三角带根数 Z由公式得 :pca（ p0p0 ）ka ki

10、传动比 : iv11.4v2查表 8-5c ， 8-5d得 p0 = 0.15KW, p0 = 1.32KW查表 8-8 ， k =0.98 ；查表 8-2 ， kl =0.96Z6.053.970.15）0.98（1.320.96所以取 Z=4 根（10）计算预紧力查表 8-4 ，q=0.1kg/mF0 5002.5 1 qv2vzka5006.052.5 1 0.1 10.55210.55 5 0.9892.3N综上所述可得：表 3皮带参数和带轮尺寸带长 /mm带轮直径 /mm中心距 /mm预紧力 /N带型号带根数大带轮小带轮2240250140811.9692.34.3 齿轮模数和齿宽的

11、计算4.3.1 齿轮模数的确定（1）一般同一变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷最重的小齿轮按简化的接触疲劳强度公式计算 mj 163383iNdmm6m Z12 ijnj式中： mj 按疲劳接触强度计算的齿轮模数N d 驱动电机功率KWn j 计算齿轮的转速 rpmi 大齿轮齿数和小齿轮齿数之比 iZ1 小齿轮齿数m 齿宽系数，m B （B 为齿宽， m为模数），m 6 10mj 许用接触应力MPa传动组 a 模数：ma163382.282.02.213521.26002传动组 b 模数： mb2.662.761821.6710传动组 c 模数： mc3.333.612.3450传动组 d 模

12、数： md4.02取 ma 4, mb 4, mc4, md 44.3.2 齿宽的确定由公式 B m m （得：第一套啮合齿轮第二套啮合齿轮 Bb第三套啮合齿轮 Bcm6 10, m为模数 ）Ba （6 10）3 18 30mm（6 10）18 30mm第四套啮合齿轮 B d （ 6 10 ） 3 18 30 mm一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应主动轮比小齿轮齿宽大，所以取各齿轮齿宽如下 :表 4 各齿轮齿宽齿轮 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 Z13 Z14 Z15 Z16齿宽30

13、32355动力传动件的校核5.1 主轴刚度验算5.1.1 选定前端悬伸量 C参考 P121，根据主轴端部的结构，前支承轴承配置和密封装置的型式和尺寸，这8里选定 C=120mm.5.1.2 主轴支承跨距 L 的确定一般最佳跨距 L0 （2 4）C 240 420mm ，考虑到结构以及支承刚度因磨损会不断降低，应取跨距 L 比最佳支承跨距 L0 大一些，再考虑到结构需要，这里取 L=600mm。5.1.3 计算 C 点挠度1）周向切削力 Pt的计算：pt955104 NdD j nj其中 Nd5.5KW ,0.987D j（0.5 0.6） D max（0.5 0.6）200 240mm取 D

14、j240mm, n j31.5r / min故 pt1040.821.15104N，故 P1.12Pt1.736 104 N 。24035.5Pr0.45Pt6.98103 N , Pf0.35Pt5.43103 N2）驱动力 Q 的计算Q2.12107Nnzn其中: NN d4.58 KW , z 72, m 3, n35.5 r / min所以: Q4.581.13104 N723）轴承刚度的计算这里选用圆锥孔双列圆柱子滚子轴承0.103 0.8根据 C 22.222 1.5 d 求得：CA22.2221.50.103700.88.48105 N / mmCB1000.89.224 105

15、 N / mm4）确定弹性模量，惯性距I ； I c ；和长度 a, b, s 。轴的材产选用 40Cr，查 P6，有E2.1 105 MPa5主轴的惯性距 I 为：ID4外 D4内4.27 106 mm464主轴 C 段的惯性距 Ic 可近似地算：I cD 410.64 D 46.25 106 mm4切削力 P 的作用点到主轴前支承支承的距离S=C+W，对于普通车床， W=0.4H，（H是车床中心高，设 H=200mm）。 S 1200.4 200 200mm根据齿轮、轴承宽度以及结构需要，取 b=60mm 计算切削力 P 作用在 S 点引起主轴前端 C 点的挠度：yP 3sc2c3LscL

16、 SCsccsp6EI c3EICAL2代入数据并计算得 ycsp =0.1299mm。计算驱动力 Q作用在两支承之间时，主轴前端C 点子的挠度 ycmq ：bc 2LbL bbcycmq Q6EILCB L2CAL2 mm计算得： ycmq =-0.0026mm求主轴前端 C 点的终合挠度 yc水平坐标 Y 轴上的分量代数和为：ycyycsp cosycmq cosqycm cosm ,其中66o,270o,180o ，计算得：ycy =0.0297mm. ycz0.0928mm 。综合挠度ycycz0.118mm 。综合挠度方向角arc tg72.25o ，又0.0002L0.0002 6

17、000.12mm。因为y ，所以此轴满足要求。5.2 齿轮校验在验算算速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进接触应力和弯曲应力的验算。这里要验算的是齿轮最后一个齿轮。齿轮 13 的齿数为 18，模数为 4，齿轮的应力：1）接触应力：Q f2088 1041 k kvka ksNzmuBn ju-大齿轮齿数与小齿轮齿数之比；k -齿向载荷分布系数；kv -动载荷系数；kA -工况系数；ks -寿命系数查表 10-4 及图 10-8 及表 10-2分布得 kHB1.15, kFB1.20; kv 1.05, kA 1.25 4假定齿轮工作寿命是48000h，故应力循环次数为：N 60 njLh480001.44 109 次查图 10-18得 KFN 0.9, KHN 0.9，所以：2088