普通车床主轴变速箱设计

贵州大学机械工程学院机自专业机械加工设备课程设计任务书一、设计题目：中型普通车床主轴变速箱设计二、设计参数：床身上最大工件回转直径：400mm主电动机功率：5.5千瓦主轴最高转速：2000转∕分主轴最低转速：45转∕分三、设计要求：1、主轴变速箱设计计算；2、主轴变速箱结构设计；3、绘制主轴变速箱装配图；4、编写设计计算说明书。四、设计时间：开始日期：2012年1月2日结束日期：2012年1月13日学生姓名：指导教师：黄勤1Yi目录1.车床参数的拟定-------------------------------------------------------21.1车床主参数和基本参数------------------------------------------------22.运动设计-------------------------------------------------------------42.1传动结构式、结构网的选择确定-----------------------------------------42.1.1传动组及各传动组中传动副的数目------------------------------------42.1.2传动系统扩大顺序的安排-------------------------------------------42.1.3绘制结构网--------------------------------------------------------42.1.4传动组的变速范围的极限值------------------------------------------52.1.5最大扩大组的选择--------------------------------------------------52.2转速图的拟定--------------------------------------------------------62.2.1主电机的选定------------------------------------------------------62.3齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制------------------------------------72.3.1齿轮齿数的确定的要求----------------------------------------------72.3.2变速传动组中齿轮齿数的确定----------------------------------------83.结构草图设计----------------------------------------------113.1确定计算转速-------------------------------------------------------113.1.1主轴的计算转速---------------------------------------------------113.1.2中间传动件的计算转速---------------------------------------------113.1.3齿轮的计算转速---------------------------------------------------123.2传动轴的估算和验算-------------------------------------------------123.2.1传动轴直径的估算-------------------------------------------------123.2.2主轴的设计与计算-------------------------------------------------133.2.3主轴材料与热处理-------------------------------------------------163.3齿轮模数的估算和计算-----------------------------------------------163.3.1齿轮模数的估算---------------------------------------------------163.3.2齿轮模数的验算---------------------------------------------------193.4轴承的选择与校核---------------------------------------------------213.4.1一般传动轴上的轴承选择-------------------------------------------213.4.2主轴轴承的类型---------------------------------------------------223.4.3轴承间隙调整-----------------------------------------------------223.4.4轴承的校核-------------------------------------------------------233.5摩擦离合器的选择与验算---------------------------------------------233.5.1按扭矩选择-------------------------------------------------------243.5摩擦离合器的选择与验算---------------------------------------------243.5.1按扭矩选择-------------------------------------------------------243.5.2外摩擦片的内径d-------------------------------------------------253.5.3选择摩擦片尺寸(自行设计)-----------------------------------------253.5.4计算摩擦面的对数Z------------------------------------------------253.5.5摩擦片片数------------------------------------------------------25参考文献--------------------------------------------------------------2621.车床参数的拟定1.1车床主参数和基本参数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：min45min2000minmaxrnrn、、则其转速范围4.44min45min2000minmaxrrnnR考虑到设计的结构复杂程度要适中，故采用常规的扩大传动分级变速，并选取级数z=12,设其转速公比为。则由式：4.441minmaxznnR现以=1.26和1.41代入上式得R=12.7和43.8，因此选=1.41各级转速数列由标准数列表中查出，因=1.41=606.1，首先找到45，然后每隔5个数取一个值，可得如下转速数列:45、63、90、125、180、250、355、500、710、1000、1400、2000共12级转速。2、主轴转速级数Z和公比已知nR=minmaxnnnR=1z且Z=2ax3ba、b为正整数，即Z应可以分解为2和3的因子，以便用2、3联滑移齿轮实现变速。（如取4或5的因子，则要用两个互锁的滑移齿轮，以确保只有一对齿轮啮合。使得结构过于复杂且不易控制。）取Z=12级则Z=223minmax1nnRZn11241.18.43Rnmaxn=2000minrminn=45minrnR=minmaxnn=44.4综合上述可得：主传动部件的运动参数3maxn=2000minrminn=45minrZ=12=1.413、主电机功率——动力参数的确定合理地确定电机功率N，使机床既能充分发挥其性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。中型普通车床典型重切削条件下的用量刀具材料：YT15工件材料45号钢，切削方式：车削外圆查表可知：切深ap=4mm进给量f(s)=0.4mm/r切削速度V=100m/min功率估算法用的计算公式a主切削力：Fz=1900Nfap75.0=1900×3.5×75.035.0=3026.026Nb切削功率：kwNZF96.36120080026.302661200切c估算主电机功率：kw95.48.096.3总切NN可选取电机为：Y132S额定功率为5.5KW，满载转速为1440r∕min.2.运动设计2.1传动结构式、结构网的选择确定2.1.1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递组组成，各传动组分别有Z1、Z2、Z3、…个传动副.即Z=Z1Z2Z3…传动副数为使结构尽量简单以2或3为适合，即变速级数Z应为2和3的因子：即Z=2a3b实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副的组合:1)12=3×42)12=4×33)12=3×2×24)12=2×3×25)12=2×2×3方案1）和方案2)可省掉一根轴。但有一个传动组有四个传动副。若用一个四联滑移齿轮，则将大大增加其轴向尺寸；若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。将使得结构比较复杂。故在此不予采用。4按照传动副“前多后少”的原则选择Z=3×2×2这一方案，但主轴换向采用双向片式摩擦离合器结构，致使Ⅰ轴的轴向尺寸过大，所以此方案不宜采用，加之主轴对加工精度、表面粗超度的影响最大。因此在主轴的传动副不宜太多，故方案5）亦不采用。而应先择12=2×3×2。综上所述：方案4）12=2×3×2是比较合理的2.1.2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6!3种形式：1)12=21×32×262)12=21×34×223)12=23×31×264)12=26×31×235)12=22×34×216)12=26×32×21以上各种结构式方案中，由于传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围的限制，一般升速时41minmax2ii、降速时。极限变速范围8minmaxmaxiiR。检查传动组的变速范围时，只需检查最后一个扩大组,因其他传动组的变速范围都比他小。由式81npnxnR对于方案2）和方案5）有：max8242221641.141.13p4RRx则、,则对于方案2）和方案5）不予考虑。对于其余方案有：max616222841.141.12p6RRx则、。然而在可行的结构式方案1）、3）、4）、6）中，为了使中间轴变速范围最小，在各方案同号传动轴的最高转速相同时，变速范围越小，最低转速越高，转矩越小，传动件尺寸也就越小。比较方案1）、3）、4）、6），方案1）的中间传动轴变速范围最小，方案1）最佳。但由于Ⅰ轴装有摩擦离合器，在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合器的直径因而采用方案3）12=23×31×26最佳2.1.3绘制结构网5由上选择的结构式12=23×31×26画其结构图如下：图2.1结构网2.1.4传动组的变速范围的极限值齿轮传动最小传动比Umin1/4,最大传动比Umax2,决定了一个传动组的最大变速范围Rmax=umax/umin8。因此，要按照下表，淘汰传动组变速范围超过极限值的所有传动方案。极限传动比及指数X,X,值为：表2.1公比极限传动比指数1.41X值：Umin=x1=1/44X'值：Umax=x,=22(X+X')值：rmin=x+x｀=862.1.5最大扩大组的选择正常连续的顺序扩大组的传动结构式为：Z=Z1[1]Z2[Z1]Z3[Z1Z2]最