中型普通车床主轴变速箱设计论文

《中型普通车床主轴变速箱设计论文》由会员分享，可在线阅读，更多相关《中型普通车床主轴变速箱设计论文（30页珍藏版）》请在装配图网上搜索。

1、 毕业设计说明书 题目中型普通车床主轴变速箱设计 专业机械制造与自动化专业 摘要：本设计着重研究机床主传动系统的设计步骤和设计方法，根据已确定的运动参数以变速箱展开图的总中心距最小为目标，拟定变速系统的变速方案，以获得最优方案以及较高的设计效率。在机床主传动系统中，为减少齿轮数目，简化结构，缩短轴向尺寸，用齿轮齿数的设计方法是试算，凑算法，计算麻烦且不易找出合理的设计方案。本文通过对主传动系统中双联滑移齿轮传动特点的分析与研究，绘制零件工作图与主轴箱展开图及剖视图 关键词：传动系统设计，主轴箱，转速图 Abst

2、ract：Thedesignfocusedonthemaintransmissionsystemofmachinetooldesignstepsanddesignmethod,accordingtotheidentifiedparametersfortransmissionexpansiongraphofthesmallestcentraldistanceasthegoal,formulatetransmissionsystemtransmissionscheme,toobtaintheoptimalschemeandhighdesignefficiency.Inthemaintransmis

3、sionsystemofmachinetool,inordertoreducethenumberofgears,simplestructure,shortaxialdimension,withtheteethnumberofgeardesignmethodisaspreadsheet,collectalgorithmandisnoteasytofindoutthetrouble,calculationofreasonabledesignscheme.Thisarticlethroughtothemaintransmissionsystemoftwolinkedslipgearcharacter

4、isticsanalysisandresearch,drawingpartsdrawingandspindleboxexpansiongraphandcutawayview Keywords：transmissionsystemdesign,mainspindlebox,speeddiagram 26 目录 第一章 绪论 1 1机床的发展与现状 1 2总设计方案说明 1 第二章 车床住参数和基本参数 3 1主轴的极限转速 3 2确定主轴的传动级数 3 3主电机的确定 3 第三章 传动设计 4 1传动组和传动副数的确定 4 2传动结构式的选择 4

5、2.1分配总降速比 4 2.2拟定转速图 4 3绘制传动系统图。 6 第四章 动力设计 8 1确定各轴的转速 8 2带传动设计 8 3齿轮参数设计和强度校核 10 3.1选择齿轮材料及确定强度设计计算 10 3.2计算齿轮参数 10 3.2齿轮强度校核 12 第五章 主轴的轴径估算及强度校核 15 1各轴轴径的估算 15 2轴强度的校核 16 第六章 轴承的选用和寿命计算 18 1轴承的类型及特性 18 2轴承的选用 20 3轴承的寿命计算 21 总结 23 致谢 24 参考文献 25 附录 26 第一章 绪论 1机床的发展与现状

6、 机床技术参数有主参数和基本参数，他们是运动传动和结构设计的依据，影响到机床是否满足所需要的基本功能要求，参数拟定就是机床性能设计。主参数是直接反映机床的加工能力、决定和影响其他基本参数的依据，如车床的最大加工直径，一般在设计题目中给定，基本参数是一些加工件尺寸、机床结构、运动和动力特性有关的参数，可归纳为尺寸参数、运动参数和动力参数。通用车床工艺范围广，所加工的工件形状、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬质合金刀具又用高速钢刀具。因此，必须对所设计的机床工艺范围和使用情况做全面的调研和统计，依据某些典型工艺和加工对象，兼顾其他的可能工艺加工的要求，拟定机床技术参数，拟定参数时，要

7、考虑机床发展趋势和同国内外同类机床的对比，使拟定的参数最大限度地适应各种不同的工艺要求和达到机床加工能力下经济合理。机床主传动系因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同，应满足的要求也不一样。设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。在设计时应结合具体机床进行具体分析，一般应满足的基本要求有：满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性，如机床主轴油足够的转速范围和转速级数；满足机床传递动力的要求。主电动机和传动机构能提供足够的功率和转矩，具有较高的传动效率；满足机床工作性能要求。主传动中所有零部件有足够的刚度、精度和抗震性，热变形特性稳定；满足产品的经济性要求

8、。传动链尽可能简短，零件数目要少，以便节约材料，降低成本。 2总设计方案说明 根据《机械设计手册》18—269，表18.2—9，变速级为8级栏中，排列方式有三种：(a)无公用齿轮(b)单公用齿轮(c)双公用齿轮。 由于我们设计的是有满足最大和次大齿轮的次数差大于4的要求(模数相同)。目的是为了避免两齿轮轴上任意两个齿轮的齿顶相碰。若采用双公用齿轮时因两变速互相制约，齿数及径向尺寸可能增大；若采用三公用齿轮时配齿困难。公用齿轮既是前一变速组的从动齿轮，又是后一变速组的主动轮，啮合时间长，磨损快，且故公用齿轮的材料好，精度要高。 所以，我们设计选用(a)无公用齿轮传动方式。

9、 第二章 车床住参数和基本参数 1主轴的极限转速 由设计任务书可知：机床主轴的极限转速为，变速级数Z=8，公比, 可求出 转速范围 2确定主轴的传动级数 已知主轴转速级数Z=8和公比=1.57 已知 且a，b为正整数，即Z应可分解为2和4的因子，以便用2和4联滑移齿轮实现变速取Z=8级，则 综上述可得主传动部件的运动参数 3主电机的确定 符合4KW额定功率的三相异步电机的转速有75010001500和3000r/min。根据《机械设计课程设计指导书》表13.1查出有三种适应的电动机型号，型号

10、是：Y112M—2满载转速2890r/mim。Y112M—4满载转速1440r/mim。Y132M1—6满载转速960r/mim。因此有三种传动比方案，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、齿轮传动的传动比，可见第2方案比较适合选定电动机型号为Y112M-4满载转速1440r/min。 其主要性能：额定功率：4KW满载转速1440r/min额定转矩2.0 第三章 传动设计 1传动组和传动副数的确定 可能的方案有或者 但是第一个方案使轴的数量增多了一个，也扩大了箱体体积，所以一般少用，所以选择24的方案比较好 2传动结构式的选择 2.1分配总降速比 分配降速比时，应注

11、意传动比的取值范围，齿轮传动副中最大传动比最小传动比，传动比过大，引起震动和噪音，传动比过小，是动齿轮和传动齿轮的直径相差太大，将引起结构过大。 A：确定皮带传动的传动比分为，取i=2 由于主电机的额定转速为1440r/min， 可知第一根轴的转速 B：确定最末一级的传动比 总的传动比为 所以且且 可以算出 2.2拟定转速图 转速结构图如图1所示。 A：选定各级转速值，有《机械设计手册查》表18.2-3可选取各级转速的派生系列为 =63 图1结构网 B：齿轮齿数的确定 传动组a 由表18.2—6（《机械设计手册单行本，减速器和变速器》）可知，确定最小齿

12、轮的齿数和及最小齿数和，最小齿数必在的齿轮副中，由表18.2—6（《机械设计手册单行本，减速器和变速器》）可知 由此可知四对齿轮的齿数为如表1所示 表1齿数 齿轮总齿数 120 轴一齿轮数 60 46 34 24 轴二齿轮数 60 74 86 96 传动组b 查表18.2—6（《机械设计手册单行本，减速器和变速器》）确定最小齿轮的齿轮和最小齿数和必在的齿轮副中，由表18.2—6（《机械设计手册单行本，减速器和变速器》）可知 =21=99 查得两副齿轮副为如表2所示 表2齿数 齿轮总齿数 99 轴二齿轮数 38 21 轴三齿轮数

13、 61 78 确定带轮直径 由以上可知，电机转速=1440r/min 则 查《机械设计》表8—8可得㎜， 此时传动比比0.63小，所以，取很接近预定值。 3绘制传动系统图。 根据轴数、齿轮副、电动机等已知参数和条件可绘制出如下的传动系统简图。如图2所示 图2传动系统简图 第四章 动力设计 1确定各轴的转速 根据《机械设计手册》查得18-2561.2.1标准公比和标准转速数列的经验公式有 第三轴的转速为 r/min 第二轴的转速为 第一轴的转速为 2带传动设计 电动机转速为1440r/min，传递功率为4KW，传动比

14、为=1.57 (1)确定计算功率 由《机械设计基础》表11-7查得=1.1，则 (2)选取V带型 根据小带轮的转速和计算功率，查《机械设计》图8—11选B型带。 (3)确定带轮直接和验算带速 由以上已得小带轮直径㎜， ，所以选取带合格。 (4)确定带传动的中心距和带的基准长度 设中心距为，则 初选中心距为450 带长 ㎜ 查《机械设计》表8—2选取相近的基准长度，则=1400㎜. 所以带传动的实际中心距㎜ (5)验算小带轮的包角 一般小带轮的包角不应小于 包角所以合适 (6)确定带的根数 查《机械设计基础》表11-4其中时传递功率的增量0.4

15、 查表11-5得=0.96按小轮包角，查表11-6得包角系数 =0.9长度系数 为避免V带工作时各根带受力严重不均匀，限制根数不大于10 所以选取V带的根数为2根。 (7)计算带的张紧力 其中---带的传动功率 V---带速m/s M---每米带的质量kg/m查表11-1取m=0.17kg/m V=10.6m/s (8)计算作用在轴上的压轴力 3齿轮参数设计和强度校核 3.1选择齿轮材料及确定强度设计计算 (1)由于没有特殊要求的传动设计，由《机械设计基础》表16—4选取，小齿轮选45号钢调制，齿面硬度为240HBS，大齿轮选45号钢正火，齿面硬度为20

16、0HBS。 由于齿面硬度小于350HBS，又是闭式传动，故按齿面接触强度设计，按齿根弯曲强度校核。 (2)按齿面接触疲劳强度设计 许用接触应力 根据表12-3得极限应力 查表16—7选取故 3.2计算齿轮参数 (1)计算小齿轮的分圆直径 因载荷有冲击，取载荷系数K=1.4（表16—5），车床变速箱中，齿轮相对轴承对称分布， 齿宽系数查表16-3可得，选取齿宽系数为 第一根轴的转矩为 去应力的较小值代入设计 ㎜ 确定几何尺寸 齿数取=24 按表《机械设计基础》16—2取m=2.5根据公式计算分度圆直径。 (2)第一对齿轮：则分度圆直径=2.524=

17、60㎜㎜ 中心距㎜ 齿宽㎜ 经圆整后取大齿轮齿宽20mm，小轮齿宽25mm（为了补偿安装误差，通常使小齿轮齿宽略大一些）。 (3)第二对齿轮：分度圆直径=2.534=85mm 中心距㎜ 齿宽㎜ 经圆整后取大齿轮齿宽25mm，小轮齿宽30mm（为了补偿安装误差，通常使小齿轮齿宽略大一些）。 (4)第三对齿轮：分度圆直径㎜㎜ 中心距㎜ 齿宽㎜ 经圆整后取大齿轮齿宽35mm，小轮齿宽40mm（为了补偿安装误差，通常使小齿轮齿宽略大一些）。 (5)第四对齿轮：分度圆直径㎜㎜ 中心距㎜ 齿宽㎜ 经圆整后取大齿轮齿宽45mm，小轮齿宽45mm。 (6)确定第二、三轴传递的齿

18、轮参数 第二轴上的传动转矩为 粗略的估算齿轮的分度圆直径 ㎜ 计算模数， 按表《机械设计基础》16—2取m=3 (7)第一对齿轮分度圆直径㎜㎜ 中心距㎜ 齿宽㎜ 经圆整后取大齿轮齿宽20mm，小轮齿宽25mm（为了补偿安装误差，通常使小齿轮齿宽略大一些）。 (8)第二对齿轮分度圆直径㎜㎜ 中心距㎜ 齿宽㎜ 经圆整后取大齿轮齿宽35mm，小轮齿宽40mm（为了补偿安装误差，通常使小齿轮齿宽略大一些）。 3.2齿轮强度校核 (1)校核第一、二轴上啮合的齿轮的强度 根据表12-3得极限应力 查表16-7得安全系数 许用齿根应力 由上可知： 验算齿根

19、弯曲应力 查表齿形系数 载荷系数K查《机械设计基础》表16—5可得K=1.4 所以安全 (2)校核第二、三轴上啮合的齿轮的强度 根据表12-3得极限应力 查表16-7得安全系数 许用极限应力 由上面计算可知 验算齿根弯曲应力 齿形系数 所以二三轴上的齿轮传动是安全的。 第五章 主轴的轴径估算及强度校核 1各轴轴径的估算 各轴的输入功率根据《机械设计基础课程设计》表12—7查得V带的传动效率为0.96，滚子轴承的效率是0.98，齿轮副的传动效率是0.97。 电动机轴 一

20、轴 二轴 三轴 前面已算出一、二轴的转矩 再算出第三轴上的转矩 估算轴径 根据其中查表可得C的取值范围是[107,118]。 所以估算的轴径为 一轴㎜ 考虑键槽对轴的削弱，将直径增大5%~10%，所以取为18.3~22.2， 由设计手册取，根据轴系结构确定轴C处的直径 二轴㎜ 考虑键槽对轴的削弱，将直径增大5%~10%，所以取为30.9~36.1㎜ 由设计手册取，根据轴系结构确定轴C处的直径 三轴㎜ 考虑键槽对轴的削弱，将直径增大5%~10%，所以取为35.7~41.6㎜ 由设计手册取，根据轴系结构确定轴C处的直径 2轴强度的校核 (1)校核一轴

21、 由上可知 图a 图b 图c 通过查找资料，把齿轮的分布如传动系统图所示 而轴长取轴长为250mm 所以一轴上所受的力 轴向力 径向力 法向力 (2)画出轴的受力图如图a所示 (3)计算水平支反力，画水平面弯矩图如图b所示 (4)计算垂直面支反力，画垂直弯矩图如图c所示 垂直面支反力为 C-C截面的左侧垂直面弯矩 C-C截面的右侧垂直面弯矩 (5)画合成弯矩图如图d所示 (6)画转矩图如图e所示 (7)计算当量弯矩 因变速箱单向运转传动，故可认为转矩脉动循环变化，取系数=0.6 由图可知C

22、-C处最危险，则 (8)校核强度 故轴的强度足够 第六章 轴承的选用和寿命计算 1轴承的类型及特性 滚动轴承的类型及特性见表3. 表3滚动轴承的类型和特性 轴承名称、类型及代号 结构简图及承载方向 极限转速 nc 允许角偏差θ 特性与应用 调心球轴承10000 中 2～3 主要承受径向载荷，可承受少量的双向轴向载荷，外圈滚道为球面，具有自动调心性能。适用于多支点轴、弯曲刚度小的轴以及难于精度对中的支承 调心滚子轴承20000 中 0.5～2 主要承受径向载荷，其载荷能力比调心滚子轴承约大一倍，也能承受少

23、量的双向轴向载荷。外圈滚道为球面，具有调心性能，适用于多支点轴、弯曲刚度小的轴及难于精度对中的支承 圆锥滚子轴承30000 中 2′ 能承受较大径向载荷和单向轴向载荷，内外圈可分离。适用于转速不太高，轴的刚性较好的场合 双列深沟球轴承40000 中 2′～10′ 能承受较大径向载荷，也承受一定的双向轴向载荷。它比深沟球轴承具有较大的承载能力 推力球轴承 单列51000 双列52000 低 不允许 推力球轴承的套圈与滚动体可分离，单向推力球轴承只能承受单向轴向载荷，两个圈的内孔不一样大，内孔较小的与轴配合，内孔较大的与机座固定。双向推力球轴承可以承受双向轴

24、向载荷，中间圈与轴配合，另两个圈为松圈。常用与轴向载荷大、转速不高场合。 低 不允许 深沟球轴承60000 高 8′～16′ 主要承受径向载荷，也可同时承受少量双向轴向，工作时内外圈轴线允许偏斜。摩擦阻力小，极限转速高，结构简单，价格便宜，应用最广泛。但承受冲击载荷能力较差，适用于高速场合 角接触轴承 7000C(α=15) 7000AC(α=25) 7000B(α=40) 较高 2′～10′ 能同时承受径向载荷与单向的轴向载荷，公称接触角α有15、25、40三种，α越大，轴向承载能力越大。适用于转速较高，同时承受径向和轴向再和场合 2轴承的选用

25、（1）载荷条件 轴承所承受载荷的大小、方向和性质是选择轴承的主要依据。轻载和中载时应选用球轴承，受重载或冲击载荷时，应选用滚子轴承；纯径向载荷时，应选用深沟球轴承、圆柱滚子轴承或滚针轴承等；纯轴向载荷时，可选用推力轴承；轴向、径向均有载荷时，若轴向载荷比径向载荷大得多，常选用推力轴承和深沟球轴承的组合结构。需要注意的是推力轴承不能承受径向载荷，圆柱滚子轴承不能承受轴向载荷。 （2）转速条件 高速时应优先选用球轴承。内径相同时，外径越小，离心力也越小，所以在高速时宜选用超轻、特轻系列轴承。推力轴承的极限转速都很低，高速运转时摩擦发热严重，若轴向载荷不十分大，侧可采用角接触球轴承或深沟球轴承

26、来承受纯轴向力。 （3）装调性能 圆锥滚子轴承和圆柱滚子轴承的内外圈可以分离，便于拆装。为方便在长轴上轴承的装拆和紧固，可选用带内锥孔和紧定套的轴承。 （4）调心要求 当由于和安装误差等因素致使周的中心线与轴承中心线不重合时，当轴受力弯曲造成轴承内外圈轴线发生偏斜时，宜选用调心轴承或调心滚子轴承。 （5）经济考虑 在满足使用要求的情况下，优先选用价格低廉的轴承。以球轴承的价格低于滚子轴承。轴承的精度越高价格越贵。在同精度的轴承中，深沟球轴承的价格最低。 综上几点考虑，由于车床箱整体的受力要求不高，所以选用深沟球轴承： 一轴的轴颈的直径为20mm，我们选用滚子轴承，根据《机械设计

27、基础课程设计》可知选用6204 二轴的轴颈的直径为35mm，我们选用滚子轴承，根据《机械设计基础课程设计》可知选用6207 三轴的轴颈的直径为40mm，我们选用滚子轴承，根据《机械设计基础课程设计》可知选用6208。 3轴承的寿命计算 如表4所示 表4深沟球轴承 轴承 代号 基本尺寸/mm 安装尺寸/mm 基本额定动载荷Cr 基本额定静载荷Cor 极限转速/(rmin-1) 脂润滑 油润滑 kN d D B rs min da min Da max ras max 6204 20 47 14 1 26 41 1

28、12.8 6.65 14000 18000 6207 35 72 17 1.1 42 65 1 25.5 15.2 85000 11000 6208 40 80 18 1.1 47 73 1 29.5 18.0 8000 10000 一轴的轴承寿命计算 由前面设计可知 查表根据工作条件传动有轻微冲击，查表16—8得 温度不超过，由表16—10查得 求当量动载荷P，该轴承为6204 查手册表 根据 查得e=0.37 又因为 所以《机械设计基础》表16—9可知x=0.56y=1.02 所以 轴承的寿命 因为

29、是滚子轴承 =13.2186.6=2463.2h 总结 在完成毕业设计的过程中，我们走了很多弯路。特别是资料书很多时，我们却无从下手。不过我们通过了几种模拟方案对比后，选了个最佳方案。 通过，此次的毕业设计，使我们把3年来，所有学过的东西都用上了。并且还在相关的权威的网站上查阅了大量资料。使用过程当中有一些问题实在是很棘手，但是，通过细心加仔细。我们把难关一一克服。特别是在计算的时候要特别仔细，一不小心就容易出错。不过通过这次毕业设计使我们对机械设计又有了新的认识和新的方向，就是对机械设计的系统知识有了新的了解。结构也有了

30、跟进一步的加深。 车床主轴箱是机床的动力源将动力和运动传递给机床主轴的基本环节，其机构复杂而巧妙。这次设计的效果没有预计的理想，有一些硬件方面的原因。我接受的设计任务是对车床主轴箱进行设计。主轴箱的结构繁多，考虑到实际硬件设备的承受能力，在画主轴展开图的时候不影响表达出主轴箱内部结构的情况下，我省去了很多细部结构。从这点让我深深的体会到“科技是第一生产力”这句话的正确与严谨性。在设计中我们也遇到了其它许多棘手的问题，例如，设计采用的度量标准不一致，导致装配的时候产生了干涉的问题，对于这个问题我们采用互相调节的方法，需要相互配合的两个零件的设计者相互协调，最后实现设计的效果。 致谢

31、 本文的毕业设计是在王萍老师指导下完成的。王老师治学严谨，和蔼可亲，待人诚恳，热心帮组学生，研究深入而广泛。指导学生认真负责。 在毕业设计当中，我也遇到了很多问题。王老师对主轴箱有着深刻的理解，特别是对主轴箱的设计有一些研究工作，设计过程中王老师帮我收集资料，为我指出设计思路，不时鼓舞我，还经常给我必要的指导，使我少走了许多弯路。设计过程也是培养我们认真细心的态度。在此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。通过这一次的毕业设计使我们机床结构又有了更进一步的加深和了解。 特别是在设计出现了细微地放的计算时

32、，我很容易就出错。不过幸好有王老师的指点，使我们正确而且有效率的完成了。并且，还有小组成员的积极参与和彼此间的分工合作。互相帮助、协作。这里面老师是起了不可或缺的作用。才把这次毕业设计给做完。在这里，我们全体小组成员一起再一次的说声：‘谢谢王老师’。您真的是幸苦了。对于毕业设计的本身，就是让我锻炼与成长的过程。确确实实让我学到了很多东西，特别是为人处事方面。这个是教科书上学不到的。我认为，通过这次的毕业设计的经历会让我在以后的工作岗位上有很大的帮助。为此，在对王老师说一声谢谢来作为这一毕业设计的结束，“谢谢”王老师。 参考文献 [1]机械设计手册编写组．机械设计手册．机械工业出版社

33、．北京.3版.1985. [2]任殿阁，张佩勤主编设计手册．辽宁科学技术出版社．辽宁.1997. [3]吴宗泽罗圣国主编机械设计课程设计手册．高等教育出版社．2000. [4]唐金松主编.简明机械设计手册.上海科技技术出版社.上海.1986. [5]李国斌机械设计基础机械工业出版社.北京.2003. [6]孟玲琴王志伟机械设计基础课程设计北京理工大学出版社.2001. [7]孙恒陈作模主编.机械原理.高等教育出版社.北京.2001 [8]卢秉恒主编.机械制造技术基础.机械工业出版社.北京.2001 [9]机械设计手册委员会编机械设计手册.机械工业出版社.北京.2004.8. 附录 1.传动系统简图 2.齿轮的零件图 3.传动轴的零件图 4.主轴箱的展开图及剖面图