普通車床主軸變速箱設計【P=3KW 轉速35.5-1660 公比1.41 級數(shù)12 】
普通車床主軸變速箱設計【P=3KW 轉速35.5-1660 公比1.41 級數(shù)12 】,P=3KW 轉速35.5-1660 公比1.41 級數(shù)12 ,普通車床主軸變速箱設計【P=3KW,轉速35.5-1660,公比1.41,級數(shù)12,普通,車床,主軸,變速箱,設計,kw,轉速,公比,級數(shù)
金屬切削機床
課程設計說明書
設計題目：普通車床主軸變速箱設計
專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化
姓 名： 王濤
學 號：13530105
指導老師： 朱林
金屬切削機床課程設計任務書
一、 設計題目：普通車床主軸變速箱設計
二、 設計參數(shù)：
主電機功率： 3 KW
主軸最高轉速： 1660 r/min
主軸最低轉速： 35.5 r/min
三、 設計要求
1、主軸變速箱裝配圖1張（A0）（展開圖和主要的橫向剖視圖）
2、主零件工作圖（A3）和傳動系統(tǒng)圖 (A3)
3、設計計算說明書1份
目錄
一、傳動設計
1.1電機的選擇...................................................6
1.2運動參數(shù).....................................................6
1.3擬定結構式...................................................6
1.3.1 傳動結構式、結構網(wǎng)的選擇..................................6
1.3.2 傳動組和傳動副數(shù)可能的方案..............................6
1.3.3 結構網(wǎng)和結構式各種方案的選擇.............................6
1.3.4 各方案的分析比較.........................................7
1.4轉速圖和系統(tǒng)圖的擬定.........................................7
1.5確定帶輪直徑.................................................8
1.5.1確定計算功率..............................................8
1.5.2選擇V帶類型..............................................8
1.5.3確定帶輪直徑并驗算帶速V...................................8
1.5.4 確定帶傳動的中心距和帶的基準長度........................8
1.5.5驗算小帶輪的包角..........................................8
1.5.6 確定帶的根數(shù).............................................8
1.5.7計算帶的張緊力.........................................9
1.5.8計算作用在軸上的壓軸力....................................9
1.6確定各變速組傳動副齒數(shù).......................................9
1.7繪制傳動系統(tǒng)圖..............................................10
二、動力設計.......................................................10
2.1確定傳動件計算轉速........................................10 2.1.1主軸計算轉速.................................................10
2.1.2各傳動軸計算轉速........................................11
2.1.3各齒輪計算轉速..........................................11
2.1.4核算主軸轉速誤差........................................11
2.2 各傳動組齒輪模數(shù)的確定和校核...............................11
.
2.3 齒輪強度校核..............................................13
2.3.1校核a傳動組齒輪........................................13
2.3.2 校核b傳動組齒輪.......................................14
2.3.3校核c傳動組齒輪.........................................14
2.4主軸撓度的校核...............................................15
2.4.1 確定各軸最小直徑.......................................15
2.4.2軸的校核................................................16
2.5片式摩擦離合器的選擇及計算..................................16
2.5.1決定外摩擦片的內(nèi)徑...................................16
2.5.2選擇摩擦片尺寸..........................................17
2.5.3計算摩擦面對數(shù)Z........................................17
2.5.4計算摩擦片片數(shù)..........................................18
2.5.5計算軸向壓力Q..........................................18
三、結構設計......................................................18
3.1帶輪的設計..................................................18
3.2主軸換向機構的設計..........................................18
3.3制動機構的設計..............................................19
3.4齒輪塊的設計................................................19
3.5軸承的選擇..................................................19
3.6主軸組件的設計..............................................19
3.6.1各部分尺寸的選擇........................................19
3.6.1.1主軸通孔直徑.........................................19
3.6.1.2軸頸直徑.............................................19
3.6.1.3支承跨距及懸伸長度...................................20
3.6.2主軸軸承的選擇..........................................20
3.7潤滑系統(tǒng)的設計..............................................20
四、參考文獻....................................................20
一、傳動設計
1.1電機的選擇
（1）床身上最大回轉直徑：400mm
（2）主電機功率：3KW
（3）主軸最高轉速：1660r/min
1.2運動參數(shù)
變速范圍 Rn=＝1660/35.5=46.76＝
對于中型車床，＝1.26或＝1.41 此處?。?.41 得轉速級數(shù)Z=12。查《設計指導》P6標準數(shù)列表得轉速系列為：35.5, 50, 71, 101, 143, 204, 289, 410, 582, 825, 1170 , 1660
1.3擬定結構式
1.3.1 傳動結構式、結構網(wǎng)的選擇
結構式、結構網(wǎng)對于分析 和選擇簡單的串聯(lián)式的傳s動不失為有用的方法，但對于分析復雜的傳動并想由此導出實際的方案，就并非十分有效了。
1.3.2 傳動組和傳動副數(shù)可能的方案
方案一： 方案二： 方案三：
1.3.3 結構網(wǎng)和結構式各種方案的選擇
1.3.4 各方案的分析比較
在一般的選擇原則中，通常取擴大順序與傳動順序一致，但在此次設計中，考慮到機床的啟動、停止，要求Ⅰ軸上裝有摩擦離合器，所以，方案一中，由于裝有摩擦離合器，必然導致Ⅰ軸上的軸向尺寸增大。方案二、三中，解決了方案一中軸向尺寸過大的問題，但考慮到Ⅱ軸到Ⅲ軸的傳動中，方案二中可能會有較大的降速比。故選方案三作為此處設計的可行方案。
1.4轉速圖和系統(tǒng)圖的擬定
由于車床Ⅰ軸轉速一般取700~1000 r/min 。在中型通用機床中，通常傳動比u = 1~2.5的范圍內(nèi)，u=u主/uI=1430/825 =1.7333 故初選Ⅰ軸轉速為825r/min。
擬定轉速圖如圖1
1.5確定帶輪直徑
1.5.1確定計算功率Pca
由《機械設計》表8－7查得工作情況系數(shù)=1.1故
Pca ＝P＝1.1×3＝3.3KW
1.5.2選擇V帶類型
據(jù)Pca、的值由《機械設計》圖8－10選擇A型帶。
1.5.3確定帶輪直徑并驗算帶速V
由《機械設計》表8－6、表8－8，取基準直徑＝75mm。
驗算帶速V V ＝π/(60×1000)＝π×75×1430/(60×1000)＝5.61m/s
因為5m/s＜V＜25m/s,所以帶輪合適。
定大帶輪直徑
＝i＝75×1.527＝115mm 據(jù)《機械設計》表8－8，取基準直徑＝115mm。
1.5.4 確定帶傳動的中心距和帶的基準長度
設中心距為,則
0．7（）a2（）
于是 133a380,初取中心距為200mm。
帶長=700
查表取相近的基準長度，=710mm。
帶傳動實際中心距a=a。+(Ld-L。）/2=205mm
1.5.5驗算小帶輪的包角
一般小帶輪的包角不應小于。
。合適。
1.5.6 確定帶的根數(shù)
其中： -時傳遞功率的增量；
-按小輪包角，查得的包角系數(shù)；
-長度系數(shù)；
為避免V型帶工作時各根帶受力嚴重不均勻，限制根數(shù)不大于10。
=5
1.5.7計算帶的張緊力
其中： -帶的傳動功率,KW；
v-帶速,m/s；
q-每米帶的質量，kg/m；取q=0.17kg/m。
v = 1440r/min = 9.42m/s。
=96.6N
1.5.8計算作用在軸上的壓軸力
Fp=2ZF。Sin（a/2)=961.4N
1.6確定各變速組傳動副齒數(shù)
①傳動組a:
查表8-1, ，ai2=1.41，
時：……57、60、63、66、69、72、75、78……
ai2=1.41時：……58、60、63、65、67、68、70、72、73、77……
可取72,于是可得軸Ⅰ齒輪齒數(shù)分別為：24、42。
于是，ia2=42/30
可得軸Ⅱ上的兩聯(lián)齒輪齒數(shù)分別為：48、30。
②傳動組b:
查表8-1, ，bi2=1/2,bi3=1/1.41
時：……69、72、73、76、77、80、81、84、87……
bi2=1/2時：……60、63、66、69、72、75、78、80、82、84、86……
bi3=1/1.41時：……63、65、67、68、70、72、73、77、79、82、84……
可取 84，于是可得軸Ⅱ上齒輪的齒數(shù)分別為：22、28、35。
于是 ，bi2=28/56，bi3=35/49得軸Ⅲ上齒輪的齒數(shù)分別為：62、56、49。
③傳動組c:
查表8-1,,
時：……84、85、89、90、94、95……
時： ……72、75、78、81、84、87、89、90……
可取 90.
為降速傳動，取軸Ⅲ齒輪齒數(shù)為18；
為升速傳動，取軸Ⅳ齒輪齒數(shù)為30。
于是得,
得軸Ⅲ兩聯(lián)動齒輪的齒數(shù)分別為18，60；
得軸Ⅳ兩齒輪齒數(shù)分別為72，30。
二、動力設計
2.1確定傳動件計算轉速
2.1.1主軸計算轉速
主軸計算轉速是第一個三分之一轉速范圍內(nèi)的最高一級轉速，即
nj = nmin=118r/min 即n4=118r/min;
2.1.2各傳動軸計算轉速
軸Ⅲ可從主軸118r/min按72/18的傳動副找上去，軸Ⅲ的計算轉速
170r/min；軸Ⅱ的計算轉速為475r/min；軸Ⅰ的計算轉速為950r/min。
2.1.3各齒輪計算轉速
傳動組c中，18/72只需計算z = 18 的齒輪，計算轉速為475r/min；60/30只需計算z = 30的齒輪，計算轉速為355r/min；傳動組b計算z = 22的齒輪，計算轉速為475r/min；傳動組a應計算z = 24的齒輪，計算轉速為950r/min。
2.1.4核算主軸轉速誤差
n實=1430*75/115*42/30*35/49*60/30=1865.2
n標=1900r/min
所以合適。
2.2 各傳動組齒輪模數(shù)的確定和校核
⑴模數(shù)的確定：
a傳動組：分別計算各齒輪模數(shù)
先計算24齒齒輪的模數(shù)：
其中: -公比 ； = 2；
-電動機功率； = 3KW；
-齒寬系數(shù)；
-齒輪傳動許允應力;
-計算齒輪計算轉速。
， 取= 600MPa,安全系數(shù)S = 1。
由應力循環(huán)次數(shù)選取
，取S=1，。
m1=2.49mm
取m = 2mm。
按齒數(shù)42的計算， m1=1.79mm可取m = 2mm；
于是傳動組a的齒輪模數(shù)取m = 2mm，b = 16mm。
軸Ⅰ上齒輪的直徑：
da1=2*24=48mm,da2=2*42=84mm。
軸Ⅱ上兩聯(lián)齒輪的直徑分別為：
Da1=2*48=96mm,Da2=2*30=60mm
b傳動組：
確定軸Ⅱ上另兩聯(lián)齒輪的模數(shù)。
按22齒數(shù)的齒輪計算：
U=1.41 nj=475r/min
可得m = 2.55mm；
取m = 3mm。
按28齒數(shù)的齒輪計算：
可得m = 2.83mm；
按35齒數(shù)的齒輪計算：
可得m =3.21mm；
于是軸Ⅱ齒輪的模數(shù)統(tǒng)一取為m = 3mm。
于是軸Ⅱ齒輪的直徑分別為：
db1=3*22=66mm,db2=3*28=84mm,db3=3*35=105mm
軸Ⅲ上與軸Ⅱ三聯(lián)齒輪嚙合的兩齒輪直徑分別為：
Db1=3*62=186mm,Db2=3*56=168mm,Db3=3*49=147mm
c傳動組：
取m = 3mm。
軸Ⅲ上齒輪的直徑分別為：
dc1=3*18=54mm,dc2=3*60=180mm
軸四上兩齒輪的直徑分別為：
Dc1=3*72=216mm,Dc2=3*30=90mm
2.3 齒輪強度校核：計算公式
2.3.1校核a傳動組齒輪
校核齒數(shù)為24的即可，確定各項參數(shù)
⑴ P=2.88KW,n=950r/min,
T=9.55*10^6*2.88/950=2.88*10^4N.mm
⑵確定動載系數(shù)：v=3.14*d*n/(60*1000)=2.39m/s
齒輪精度為7級，由《機械設計》查得使用系數(shù)Kv=1.1
⑶b=8*2=16mm
⑷確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)
非對稱=1.39
b/h=16/(2*2)=4,查《機械設計》得KFb=1.25
⑸確定齒間載荷分配系數(shù): Ft=2T/d=1200N
KA*Ft/b=75<100N/mm由《機械設計》查得
⑹確定動載系數(shù):
⑺查表 10-5
⑻計算彎曲疲勞許用應力
由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。
圖10-18查得 ,S = 1.3
，
KFt/(bm)=61.9<89.3 故合適。
2.3.2 校核b傳動組齒輪
校核齒數(shù)為22的即可，確定各項參數(shù)
⑴ P=2.77KW,n=475r/min,
T=9.55*10^6*2.77/355=5.57*10^4N.mm
⑵確定動載系數(shù)：v=3.14*d*n/(60*1000)=1.64m/s
齒輪精度為7級，由《機械設計》查得使用系數(shù)
⑶b=8*3=24mm
⑷確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)
非對稱=1.41
b/h=24/(3*2.8)=2.86,查《機械設計》得
⑸確定齒間載荷分配系數(shù): Ft=2T/d=1687.9N
KA*Ft/b=70.3<100N/mm由《機械設計》查得
⑹確定動載系數(shù):
⑺查表 10-5
⑻計算彎曲疲勞許用應力
由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。
圖10-18查得 ,S = 1.3
，
KFt/(bm)=35.7<87.5 故合適。
2.3.3校核c傳動組齒輪
校核齒數(shù)為18的即可，確定各項參數(shù)
⑴ P=2.66KW,n=170r/min,
T=9.55*10^6*2.66/355=1.49*10^5N.mm
⑵確定動載系數(shù)：v=3.14*d*n/(60*1000)=1.34m/s
齒輪精度為7級，由《機械設計》查得使用系數(shù)
⑶b=8*3=24
⑷確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)
非對稱=1.41
b/h=24/(3*4)=2,查《機械設計》得
⑸確定齒間載荷分配系數(shù): Ft=2T/d=3311N
KA*Ft/b=82.78<100N/mm由《機械設計》查得
⑹確定動載系數(shù):
⑺查表 10-5
⑻計算彎曲疲勞許用應力
由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。
圖10-18查得 ,S = 1.3
，
KFt/(bm)=70.1<84 故合適。
2.4主軸撓度的校核
2.4.1 確定各軸最小直徑
[1]Ⅰ軸的直徑：n1=0.96 N1=950r/min
=91*4√（3*096/950）=22mm
[2]Ⅱ軸的直徑：n2=0.96*0.97*0.99=0.922 N2=475r/min
=91*4√（3*0.922/475）=26mm
[3]Ⅲ軸的直徑：n3=0.96*0.97*0.99*0.97*0.99=0.89 N3=170r/min
=91*4√（3*0.89/170）=33mm
[4]主軸的直徑：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）=46mm
2.4.2軸的校核
Ⅰ軸的校核：通過受力分析，在一軸的三對嚙合齒輪副中，中間的兩對齒輪對Ⅰ軸中點處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來進行校核
T=9.55*10^6*2.88/950=2.88*10^4N.mm
Ft=2T/d=1200N
P=F=√( Ft^2+Ft^2)=1696.8N
已知：d=30mm，E=200*10^9Pa [y]=0.03*2=0.06mm
X=300mm,b=228mm
。
Ⅱ軸、Ⅲ軸的校核同上。
2.5片式摩擦離合器的選擇及計算
2.5.1決定外摩擦片的內(nèi)徑
結構為軸裝式，則外摩擦片的內(nèi)徑比安裝軸的軸徑D大2～6 mm有
＝D+(2～6)＝36+(2～6) ＝38～42mm 取＝42mm
2.5.2選擇摩擦片尺寸
參考《設計指導》P41表摩擦片尺寸及花鍵規(guī)格自行設計摩擦片的尺寸如圖所示
2.5.3計算摩擦面對數(shù)Z
Z
式中Mn――額定動扭矩；Mn＝9550＝9550×＝80.04N·m
K＝1.3～1.5；取 K＝1.3；
f——摩擦片間的摩擦系數(shù)；查《設計指導》表12 f＝0.08（摩擦片材料10鋼，油潤）
[P]——摩擦片基本許用比壓；查《設計指導》表12 [P]＝0.8MPa（摩擦片材料10鋼，油潤）；
D——摩擦片內(nèi)片外徑 mm；
――外摩擦片的內(nèi)徑mm；
——速度修正系數(shù)；根據(jù)平均圓周速度（1.62m/s）查《設計指導》表13近似取為1.2；
——結合次數(shù)修正系數(shù)；查《設計指導》表13取為0.84；
――接合面修正系數(shù)；
把數(shù)據(jù)代入公式得Z＝10.8 查《設計指導》表13取Z＝14
2.5.4計算摩擦片片數(shù)
摩擦片總片數(shù)（Z＋1）＝15片
2.5.5計算軸向壓力Q
Q＝［p］Kv
＝×0.8×1.2
＝478N
三、結構設計
3.1帶輪的設計
根據(jù)V帶計算，選用5根A型V帶。由于Ⅰ軸安裝摩擦離合器及傳動齒輪，為了改善它們的工作條件，保證加工精度，采用卸荷式帶輪結構輸入。如圖所示，帶輪支承在軸承外圓上，而兩軸承裝在與箱體固定的法蘭盤上，扭矩從端頭花鍵傳入。
3.2主軸換向機構的設計
主軸換向比較頻繁，才用雙向片式摩擦離合器。這種離合器由內(nèi)摩擦片、外摩擦片、滑動套筒、螺母、鋼球和空套齒輪等組成。離合器左右兩部門結構是相同的。左離合器傳動主軸正轉，用于切削加工。需要傳遞的轉矩較大，片數(shù)較多。右離合器用來傳動主軸反轉，主要用于退回，片數(shù)較少。
這種離合器的工作原理是，內(nèi)摩擦片的花鍵孔裝在軸Ⅰ的花鍵上，隨軸旋轉。外摩擦片的孔為圓孔，直徑略大于花鍵外徑。外圓上有4個凸起，嵌在空套齒輪的缺口之中。內(nèi)外摩擦片相間安裝。移動套筒4時，鋼球沿斜面向中心移動并使滑塊3、螺母1向左移動，將內(nèi)片與外片相互壓緊。軸Ⅰ的轉矩便通過摩擦片間的摩擦力矩傳遞給齒輪，使主軸正傳。同理，當滑塊7、螺母8向右時，使主軸反轉。處于中間位置時，左、右離合器都脫開，軸Ⅱ以后的各軸停轉。摩擦片的間隙可通過放松銷6和螺母8來進行調(diào)整。
摩擦片的軸向定位是由兩個帶花鍵孔的圓盤實現(xiàn)。其中一個圓盤裝在花鍵上，另一個裝在花鍵軸的一個環(huán)形溝槽里，并轉過一個花鍵齒，和軸上的花鍵對正，然后用螺釘把錯開的兩個圓盤連接起來。
3.3制動機構的設計
根據(jù)制動器的設計原理，將其安裝在靠近主軸的較高轉速的軸Ⅲ，在離合器脫開時制動主軸，以縮短輔助時間。此次設計采用帶式制動器。該制動器制動盤是一個鋼制圓盤，與軸用花鍵聯(lián)接，周邊圍著制動帶。制動帶是一條剛帶，內(nèi)側有一層酚醛石棉以增加摩擦。制動帶的一端與杠桿連接。另一端與箱體連接。為了操縱方便并保證離合器與制動器的聯(lián)鎖運動，采用一個操縱手柄控制。當離合器脫開時，齒條處于中間位置，將制動帶拉緊。齒條軸凸起的左、右邊都是凹槽。左、右離合器中任一個結合時，杠桿都按順時針方向擺動，使制動帶放松。
3.4齒輪塊的設計
機床的變速系統(tǒng)采用了滑移齒輪變速機構。根據(jù)各傳動軸的工作特點，基本組(傳動組b)滑移齒輪采用平鍵聯(lián)接裝配式齒輪，固定齒輪用獨立式；第一擴大組(傳動組a)的滑移齒輪采用了整體式滑移齒輪；第二擴大組(傳動組c)傳動轉矩較大用平鍵聯(lián)接裝配式齒輪，此時平鍵傳遞轉矩，彈性擋圈軸向固定，簡單、工藝性好、結構方便。所有滑移齒輪與傳動軸間均采用花鍵聯(lián)接。
從工藝角度考慮，其他固定齒輪（主軸上的齒輪除外）也采用花鍵聯(lián)接。由于主軸直徑較大，為了降低加工成本而采用了單鍵聯(lián)接。
由各軸的圓周速度參考《設計指導》P53,Ⅰ～Ⅲ軸間傳動齒輪精度為8－7－7Dc，Ⅲ～Ⅳ軸間齒輪精度為7－6－6 Dc。
齒輪材料為45鋼，采用整體淬火處理。
3.5軸承的選擇
為了方便安裝，Ⅰ軸上傳動件的外徑均小于箱體左側支承孔直徑，均采用深溝球軸承。為了便于裝配和軸承間隙調(diào)整，Ⅱ、Ⅲ軸均采用圓錐滾子軸承。滾動軸承均采用E級精度。
3.6主軸組件的設計
3.6.1各部分尺寸的選擇
3.6.1.1主軸通孔直徑
參考《設計指導》P5，取主軸通孔直徑d＝30mm。
3.6.1.2軸頸直徑
據(jù)前面的估算主軸前軸頸直徑D1 = 80mm，后軸頸直徑D2 =50mm。
3.6.1.3支承跨距及懸伸長度
為了提高剛度，應盡量縮短主軸的懸伸長度a，適當選擇支承跨距L。取L/a＝3.24，由頭部尺寸取a＝100mm則L＝324mm。
3.6.2主軸軸承的選擇
為提高剛度，主軸采用三支承，前支承和中支承為主要支承，后支承為輔助支承。這是因為主軸上的傳動齒輪集中在前部；容易滿足主軸的最佳跨距要求；箱體上前、中支承的同軸度加工容易保證，尺寸公差也易控制。
前軸承選用一個型號為32316的圓錐滾子軸承，中軸承選一個用型號為30214的圓錐滾子軸承，后軸承選用一個型號為6312深溝球軸承。前軸承D級精度，中軸承E級精度，后軸承E級精度。前軸承內(nèi)圈配合為k5，外圈配合為M6；中軸承內(nèi)圈配合為js5，外圈配合為K6；后軸承內(nèi)圈配合為js6，外圈配合為H7。
3.7潤滑系統(tǒng)的設計
主軸箱內(nèi)采用飛濺式潤滑，油面高度為65mm左右，甩油環(huán)浸油深度為10mm左右。潤滑油型號為：IIJ30。
卸荷皮帶輪軸承采用脂潤滑方式。潤滑脂型號為：鈣質潤滑脂。
四、參考文獻
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2.《機械設計課程設計指導書》 李洪 主編 東北工學院出版社 1989.3
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6.《材料力學》 劉鴻文 主編 高等教育出版社 2003.3
7.《機床設計圖冊》 上海紡織工學院 編 2003.6
8.《機床制造裝備設計》 李慶余等 編 機械工業(yè)出版社 2013.7
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