普通车床主轴变速箱设计【7.5KW 32.5-1360 】

目 录摘 要II1.车床参数和基本参数12.运动设计22.1传动结构式、结构网的选择确定22.1.1传动组及各传动组中传动副的数目22.1.2 传动系统扩大顺序的安排32.1.3 绘制结构网42.1.4 传动组的变速范围的极限值42.1.5最大扩大组的选择52.2转速图的拟定52.3 由转速图确定各轴及各齿轮计算转速73 带轮的选择和直径计算84 齿轮齿数的确定及计算104.1验算主轴转速误差124.2齿轮的布置124.3 齿轮模数的估算134.4 齿轮分度圆直径及（轴）中心距的估算165 主轴及其组件的设计176 传动轴的估算197 片式摩擦离合器的选择和计算20参考文献22241.车床参数和基本参数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：级数z=12公比=1.41机功率P=7.5KW则其最大转速 查标准数列取 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 1.41。则由式：各级转速数列由标准数列表中查出，因=1.41=，首先找到35，然后每隔5个数取一个值，可得如下转速数列:32.5、50、71、100、140、200、280、400、560、800、1120、1360共12级转速。2、主轴转速级数Z和公比已知= =且Z=x3ba、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=22 =1360 =32.5 =45.7综合上述可得：主传动部件的运动参数 =1360 =32.5 Z=12 =1.403、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=1900=19004=3822.6Nb 切削功率： c 估算主电机功率： 可选取电机为：额定功率为7.5KW，满载转速为1440rmin.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=2a3b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=34 2) 12=433) 12=322 4) 12=2325) 12=223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。 按照传动副“前）多后少”的原则选择Z=322这一方案，但主轴换向采用双向片式摩擦离合器结构，致使轴的轴向尺寸过大，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=232。综上所述： 方案4） 12=232 是比较合理的 2.1.2 传动系统扩大顺序的安排12=232的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有种形式：1) 12=213226 2) 12=2134223) 12=233126 4) 12=2631235) 12=223421 6) 12=263221 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。极限变速范围。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 对于方案2）和 方案5）有：,则对于方案2）和 方案5）不予考虑。对于其余方案有：。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=233126 最佳2.1.3 绘制结构网 由上选择的结构式12=233126 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Umin1/4,最大传动比Umax,决定了一个传动组的最大变速范围rmax=umax/umin。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=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的传动结构式为：Z=Z11Z2Z1Z3Z1Z2最后扩大组的变速范围按照r原则，导出系统的最大级数Z和变速范围Rn为：表2.2 Z3 2 3 1.41 Z=12 Rn=44 Z=9 Rn=15.6 最后扩大组的传动副数目Z3=2时的转速范围远比Z3=3时大因此，在机床设计中，因要求的R较大，最后扩大组应取2更为合适。同时，最后传动组与最后扩大组往往是一致的。安装在主轴与主轴前一传动轴的具有极限或接近传动比的齿轮副承受最大扭距，在结构上可获得较为满意的处理，这也就是最后传动组的传动副经常为2的另一原因。2.2转速图的拟定 运动参数确定以后，主轴各级转速就已知，切削耗能确定了电机功率。在此基础上，选择电机型号，确定各中间传动轴的转速，这样就拟定主运动的转速图，使主运动逐步具体化。主电机的选定1）电机功率N：中型机床上，一般都采用三相交流异步电动机作为动力源。根据机床切削能力的要求确定电机功率：N=7.5KW2） 电机转速： 选用时，要使电机转速与主轴最高转速和I轴转速相近或相宜，以免采用过大的升速或过小的降速传动。=1360r/min3）分配降速比: 该车床主轴传动系统共设有四个传动组其中有一个是带传动。根据降速比分配应“前慢后快”的原则以及摩擦离合器的工作速度要求，确定各传动组最大、最小传动比。 分配总降速传动比时，要考虑是否增加定比传动副，以使转速数列符合标准和有利于减小齿数和减小径向与轴向尺寸，必须按“前慢后快”的原则给串联的各变速器分配最小传动比。a 决定轴-的最小降速传动比:主轴上的齿轮希望大一些，能起到飞轮的作用，所以最后一个变速组的最小降速传动比取极限1/4，公比=1.4，1.44=4，因此从 轴的最下点向上4格，找到上对应的点，连接对应的两点即为-轴的最小传动比。b 决定其余变速组的最小传动比根据“前慢后快”的原则，轴-间变速组取umin=1/3，即从轴向上3格，为了使轴-间中心距不至太大，故降速比不宜太大，可取；另一传动副采用升速传动，传动比为连接各线。c 根据每个变速组的传动比连线按基本组的级比指数x0=3，第一扩大组的级比指数x1=1，第二扩大组的级比指数x3=6由于结构式有三个传动组，变速机构共有四根轴，加上电动机轴共五根轴，由上分析画出其转速图如下：2.3 由转速图确定各轴及各齿轮计算转速计算转速是指主轴或各传动件传递全功率时的最低转速。由金属切削机床表82可查得主轴的计算转速为从主轴最低转速算起，第一个转速范围内的最高一级转速，即为。轴的计算转速为、轴的计算转速为、轴的计算转速为 各传动齿轮的计算转速如下表：表2.3 齿轮的计算转速齿轮计算转速（r/min）800800949.9322.5322.5322.5322.51402002801404002801003 带轮的选择和直径计算1、选择三角带型号及带轮直径的确定由（式中为v带计算转速、为工作情况系数、P为电动机额定功率）。电动机额定功率P=11KW，查机械设计表87取则，小轮转速（即电机轴转速）为1440查机床设计指导图4-1选用B型三角带。查表取小轮直径140mm，大轮直径由式。带的滑动系数一般取0.02则根据V带轮的基准直径系列圆整后取。2、 确定三角带速度v 由于，对于B型带比较经济耐用。故满足设计要求。3、 初定中心距A0带轮的中心距，通常根据机床总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取：中心距过小，将降低带的寿命；中心距过大又将引起带的振动。对重型机床电动机轴变速箱带轮轴的中心距一般为750850mm.故估算的带轮中心距满足要求。4、确定三角带的计算长度L0及内周长LN三角带的计算长度是通过三角带截面重心的长度。代入数据得=2177.9 mm.将其圆整得标准的计算长度为L=2273 mm,查表得相应的内周长度=2240mm，修正值Y=33mm5、 验算三角带的挠曲次数 挠曲次数，故能满足要求6、 确定实际中心距 实际中心距 7、 验算最小包角 故能满足要求8、 确定三角带根数三角带根数式中：N1为三角带传动的功率，N0为单根三角带在、特定长度、平稳工作情况下传递的功率，查表得N0=2.70 C1包角系数，查表得C1=0.98三角带传递的功率N1=11 KW将所查数据代入可得所以，所需带轮的根数为3根4 齿轮齿数的确定及计算 可用计算法或查表确定齿轮齿数，后者更为简便，根据要求的传动比u和初步定出的传动副齿数和，查表即可求出小齿轮齿数。选择时应考虑：1.传动组小齿轮应保证不产生根切。对于标准齿轮，其最小齿数=172.齿轮的齿数和不能太大，以免齿轮尺寸过大而引起机床结构增大，一般推荐齿数和100-120，常选用在100之内。3.同一变速组中的各对齿轮，其中心距必须保证相等。4.保证强度和防止热处理变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚5. 保证主轴的转速误差在规定的范围之内。 图2.3 齿轮的壁厚 1）确定齿轮齿数 1. 用计算法确定第一个变速组中各齿轮的齿数 其中： 主动齿轮的齿数 被动齿轮的齿数 对齿轮的传动比 对齿轮的齿数和 为了保证不产生根切以及保证最小齿轮装到轴上或套筒上具有足够的强度，最小齿轮必然是在降速比最大的传动副上出现。且齿根圆直径应大于摩擦离合器外片外径，即大于90mm。故把Z1的齿数取大些。取Z1=41则 =齿数和=Z1+Z1=41+98=139同样根据公式 得 Z2 = 63 =762. 用查表法确定第二变速组的齿数1） 首先第二变速组u1、u2、u3中各传动比u1=、。能同时满足三个传动比要求的齿数和有=81、85、88、94、97、101、105、107、108、109、112、118 2） 确定合理的齿数和，为了使主轴箱轴向尺寸不宜太大，故选取较小的最小齿轮齿数，在以上同时满足三个传动比的齿数和中，选取最小齿轮齿数为24，则对应的齿数和为=81。3） 依次可以查得各传动比对应的最小齿轮齿数为：同理可得其它的齿轮如下表所示：表2.4 各传动组的最小齿轮齿数和齿数和变速组第一变速组第二变速组第三变速组齿数和1398199齿轮齿数41769863243037575144206679334.1验算主轴转速误差 由于确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计的理论转速难以完全相符，需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过10(-1)%。主轴各级实际转速值用下式计算n实=nd(1-)u1u2u3u4其中： 滑移系数=0.2u1、 u2 、u3 、u4分别为各级的传动比 转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示n=10(-1)%n=(32.04-35)/35=0.404.1% 同样其他的实际转速及转速误差如下:表2.5各级传动组的转速误差主轴转速n1n2n3n4n5n6n7n8n9n10n11n12理论转速35507110014020028040056080011201600实际转速27.852.272.5103.2138.6206.4286.4418.5575.6824.312141586.2转速误差 （%）0.70.4 0.20.320.170.320.320.460.270.30.840.09故转速误差满足要求。 4.2齿轮的布置为了使变速箱结构紧凑以及考虑主轴适当的支承距离和散热条件，其齿轮的布置如下图2.4所示。图2.4齿轮结构的布置4.3 齿轮模数的估算 根据齿轮弯曲疲劳的估算：mm 齿面点蚀的估算：mm 其中为大齿轮的计算转速，A为齿轮中心距。 由中心距A及齿数、求出模数：mm 根据估算所得和中较大的值，选取相近的标准模数。 1）齿数为41与98的齿轮N=7.2KW mm= mm mm取模数为22）齿数为63与76的齿轮 mm=mmmm取模数为23）齿数为37与44的齿轮 N=7.16KW mm =mmmm取模数为44）齿数为30与51的齿轮N=7.16KW mm=mm mm取模数为45）齿数为24与57的齿轮 N=7.16KW mm=mmmm取模数为46）齿数为20与79的齿轮N=7.09KWmm =mmmm取模数为37）齿数为66与33的齿轮 N=7.09KW mm =mmmm取模数为34.4 齿轮分度圆直径及（轴）中心距的估算1）-传动轴上两齿轮传动副齿轮齿数分别为：41与98、63与76。为了使轴上小齿轮齿根圆比摩擦离合器外片的外径大，即大于90mm,取模数为2.5，则其分度圆直径分别为：-传动轴间中心距 2）-传动轴上齿轮传动副齿轮齿数分别为：24与57、30与51、37与54。模数为4，则其分度圆直径分别为：-传动轴间中心距3）-传动轴上两齿轮传动副齿轮齿数分别为：66与33、20与79。模数为4，则其分度圆直径分别为：-传动轴间中心距 5 主轴及其组件的设计 主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件的主轴参与切削成形运动，因此，它的精度和性能性能直接影响加工质量（加工精度与表面粗糙度）。1）主轴直径的选择由车床功率N=7.5kw,查表可以选取前支承轴颈直径:,考虑到轴承的直径系列均为5的倍数，故取 后支承轴颈直径 D2=(0.70.85)D1=7085mm 选取 D2=80 mm2）主轴内径的选择车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶杆，必须是空心轴。确定孔径的原则是在满足对空心主轴孔径要求和最小壁厚要求以及不削弱主轴刚度的要求尽可能取大些。由车床主参数（规格尺寸）和基本参数（GB1582-79,JB/Z143-79）查得最大工件回转直径D=400mm的主轴通孔直径d50推荐：普通车床d/D(或d1/D1)=0.550.6其中 D主轴的平均直径，D=(D1+D2)/2=90 d1前轴颈处内孔直径d=(0.550.6)D=49.554mm 所以，内孔直径取d=50mm3）前锥孔尺寸前锥孔用来装顶尖或其它工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。选择如下：莫氏锥度号取5号、标准莫氏锥度尺寸为：大端直径 D=63.348mm、锥度、长度L=181mm4）主轴前端悬伸量的选择确定主轴悬伸量a的原则是在满足结构要求的前提下，尽可能取小值。主轴悬伸量与前轴颈直径之比a/D=0.61.5a=(0.61.5)D1=60150 mm所以，悬伸量取100mm5）支承跨距及悬伸长度 为了提高主轴刚度，应尽量缩短主轴的外伸长度a，选择适当的支承跨距L。一般推荐取跨距L小时，轴承变形对轴端变形影响大。所以轴承刚度小时，应选大值，轴刚性差时，则取小值。其大小很大程度上受其他结构的限制，常常不能满足以上要求。在安排结构时力求接近即可。6）头部尺寸的选择 对机床主轴的头部广泛采用短圆周式结构，悬伸短，刚度好。在此选择B型，主轴前端轴径D1=100mm,故选代号为6的B型结构。其公称直径D=106.375,、偏差为+0.010、D1=170、D2=133.4、d1=19.05、d2=14、d3=M6、B=25、=14、h=5。7）主轴材料与热处理材料为45钢，调质到220250HBS，主轴端部锥孔、定心轴颈或定心圆锥面等部位局部淬硬至HRC5055，轴径应淬硬。8） 主轴轴承 主轴的前轴承选取3182100系列双列向心短圆柱滚子轴承。这种轴承承载能力大，内孔有1：12锥度，磨擦系数小，温升低，但不能承受轴向力，必须和能承受轴向力的轴承配合使用，因此整个部件支承结构比较复杂。6 传动轴的估算传动轴直径按扭转刚度用下列公式估算传动轴直径： mm其中：N该传动轴的输入功率 KWNd电机额定功率；从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积该传动轴的计算转速r/min每米长度上允许的扭转角(deg/m),可根据传动轴的要求选取如表3.2所示：表3.2 刚度要求允许的扭转角 主 轴 一般的传动轴较低的传动轴0.5111.51.52对于一般的传动轴，取=1.5。取估算的传动轴长度为500mm。 对轴有： KW =800r/min 预取mm对轴有：KW=1120 r/min mm 预取 对轴有： KW=140 mm 预取采用花键轴结构，即将估算的传动轴直径d减小7%为花键轴的直径，在选相近的标准花键。=320.93=29.76=380.93=35.34=460.93=42.78查表可以选取花键的型号其尺寸分别为轴取 6-30266轴取 6-383310轴取 6-4340127 片式摩擦离合器的选择和计算片式摩擦离合器可以在运转中接通或断开，且具有结合平稳、没有冲击、结构紧凑等特点，部分零件已标准化。在机床主轴箱变速传动中用于主轴的启动和正、反转。1、 摩擦离合器上扭矩的计算 由上可知轴取 6-32287，直径为32mm、转速为。 摩擦离合器所在轴（轴）的扭矩由下式计算： 式中：离合器的额定静扭矩 K安全系数 运转时最大扭矩 N电动机额定功率 轴计算转速 电动机轴到轴传动效率由上知：N=11KW、=800、=0.96。查机床设计手册表得 K=1.5。则由表查的摩擦离合器外片外径D=110mm，内片内径d=40mm， 则其平均圆周速度2、 计算摩擦面对数Z 式中：f摩擦片间摩擦系数 p许用压强MPa D摩擦片外片外径mm d摩擦片内片内径mm Kv速度修正系数 Kz 结合面数修正系数 Km 接触系数修正系数 查表12得f=0.06、p=1.2.；查表13得Kv =0.94、Km =0.84 将以上数据代入上式得。由于值不大，故可通过增加摩擦片片数以减小摩擦片直径，进而减小轴径，从而可使轴的径向尺寸减小。现取摩擦离合器外片外径D=90mm，内片内径d=30mm。则 查表13得Kv =0.94、Km =0.84 将以上数据代入上式得150.64=9.6.故可取摩擦片片数为153 计算轴向压力Q 轴向压力可由下式计算： /将D=90mm、d=30mm、 p=1.2、Kv =1代入上式得 Q=6782.4 N 参考文献1 机床主轴变速箱设计指导 清华大学曹金榜等主编 2 机床设计图册 东方纺织工学院等主编3 机床设计手册 机床设计手册编写组主编4 金属切削机床概论 （教材）5 金属切削机床设计 （教材）