机床说明书

机械加工设备课程设计说明书

题目：中型普通车床主轴变速箱设计

学 院： 机械工程学院 _

专 业： 机械制造及其自动化

班 级： 机制082班 _ 学 号： 080803110347 __ 学生姓名： 赵源 ____ 指导教师： 闫建伟 ___

2012年 1 月 12 日

目录

一.传动设计...........................................................................4

1.1电机的选择..................................................................4 1.2运动参数.....................................................................4 1.3拟定结构式..................................................................4 1.4拟定转速图...................................................................6 1.5确定齿轮齿数............................................................7 1.6确定带轮直径............................................................7 1.7验算主轴转速误差.....................................................9 1.8绘制传动系统图........................................................10 二、估算主要传动件，确定其结构尺寸.................................11 2.1确定传动件计算转速......................................................11 2.2初估轴直径....................................................................12 2.3估算传动齿轮模数.........................................................13 2.4片式摩擦离合器的选择及计算................................15 三、结构设计..............................................................................16 3.1带轮的设计..................................................................16 3.2主轴换向机构的设计....................................................17 3.3制动机构的设计...........................................................18

3.4齿轮块的设计...........................................................19 3.5轴承的选择...............................................................20 3.6主轴组件的设计.......................................................20

3.7润滑系统的设计..........................................................21 3.8密封装置的设计..........................................................22

四、传动件的验算...................................................................22

4.1传动轴的验算................................................................22

4.2轴承寿命的验算................................................................24

五、设计小结...........................................................................28 六、参考文献...........................................................................29

一、传动设计

1.1电机的选择

（1）床身上最大回转直径：320mm （2）主电机功率：5.5KW （3）主轴最高转速：1700r/min

参考《机床主轴变速箱设计指导》（以下简称《设计指导》）P16选择Y132S-4型三相异步电动机。其主要参数为：同步转速为1500r/min；电动机伸出端直径为38mm,长度为80mm,电动机的中心高度为H=132mm。启动转矩T=2.2N.m;电动机的外形尺寸为:lxbxh=475mmX280mmX315mm。

1.2运动参数

变速范围 Rn=

vmax

＝1700/37.5=45.3＝ Z 1 vmin

＝1.26或 ＝1.41 此处取 ＝1.41 得转速级数Z=12。对于中型车床，查《设计指导》P6标准数列表得转速系列为：37.5、53、75、106、150、212、300、425、600、850、1180、1700。

1.3拟定结构式

1.3.1 确定变速组传动副数目

实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合： 12＝3×4 12＝4×3

12＝3×2×2 12＝2×3×2 12＝2×2×3

在上列两行方案中，第一行的方案有时可以节省一根传动轴，缺点是有一个传动组内有四个传动副。如用一个四联滑移齿轮，则会增加轴向尺寸；如果用两个双联滑移齿轮，操纵机构必须互锁以防止两个双联滑移齿轮同时啮合，所以少用。 根据传动副数目分配应“前多后少”的原则，方案12＝3×2×2是可取的。但是，由于主轴换向采用双向离合器结构，致使Ⅰ轴尺寸加大，此方案也不宜采用，而应选用方案12＝2×3×2。

1.3.2确定变速组扩大顺序

12=2×3×2的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有以下6种形式： A、12=21×32×26 B、12=21×34×22

C、12 =23×31×26 D、12=26×31×23 E、12=22×34×21 F、12=26×32×21

根据级比指数要“前疏后密”的原则，应选用方案A。然而，然而，对于所设计的机构，将会出现两个问题：

Ⅰ

Ⅱ

Ⅰ

Ⅱ

Ⅰ

Ⅱ

① 第一变速组采用降速传动（图a）时，由于摩擦离合器径向结构尺寸限制，在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合器的直径，使得Ⅰ轴上的齿轮直径不能太小，Ⅱ轴上的齿轮则会成倍增大。这样，不仅使Ⅰ-Ⅱ轴间中心距加大，而且Ⅱ-Ⅲ轴间的中心距也会加大，从而使整个传动系统结构尺寸增大。这种传动不宜采用。

② 如果第一变速组采用升速传动（图b），则Ⅰ轴至主轴间的降速传动只能由后两个变速组承担。为了避免出现降速比小于允许的极限值，常常需要增加一个定比降速传动组，使系统结构复杂。这种传动也不是理想的。

如果采用方案C、12 =23×31×26（图c） 则可解决上述存在的问题。

其结构网如下图所示：

1.4拟定转速图

1.4.1验算传动组变速范围

第二扩大组的变速范围R2＝ 6＝8，符合设计原则要求，方案可用。

由第二扩大组的变速范围R2＝ 6＝8R＝ 可知第二扩大组两个传动副的传动必max然是传动比的极限值。所以转速图拟定如下：

1.5确定齿轮齿数

查《金属切削机床》表8－1各种传动比的适用齿数求出各传动组齿轮齿数如下表：

传动过程中，会采用三联滑移齿轮，为避免齿轮滑移中的干涉，三联滑移齿轮中最大和次大齿轮之间的齿数差应大于4。所选齿轮的齿数符合设计要求。

1.6确定带轮直径

1.6.1确定计算功率Pca

由《机械设计》表8－7查得工作情况系数KA=1.1故

Pca ＝KAP＝1.1×5.5＝6.05KW

1.6.2选择V带类型

据Pca、nE的值由《机械设计》图8－10选择A型带。

1.6.3确定带轮直径并验算带速V

由《机械设计》表8－6、表8－8，取基准直径d1＝118mm。

验算带速V V ＝πd1nE/(60×1000)＝π×118×1440/(60×1000)＝8.9m/s

因为5m/s＜V＜30m/s,所以带轮合适。 定大带轮直径d2

d2＝id1＝（1440/850）×118＝199.9mm

据《机械设计》表8－8，取基准直径d2＝200mm。 V带的选择及计算 2.5.1初定中心距a0

由前面部分V带轮直径的选择结合公式有 （d1＋d2） a0＝（0.7～2）

＝（0.7～2）×（118＋200） ＝222.6～636 mm 取a0＝500 mm

确定V带计算长度L及内周长LN

(d2 d1)2π

L0＝2a0＋(d1 d2)

24a0

π(200 118)2

＝2×500＋(118 200)

24 500

＝1503mm

据《设计指导》P30表计算长度取L＝1600 mm，内周长LN＝1580 mm。 验算V带的挠曲次数

μ＝

1000mv

≤40次/s L

式中m――带轮个数；

把数据代入上式得μ＝11.125≤40次/s，数据可用。 确定中心距a a＝a0＋

L L01600 1503

＝500＋＝548.5 mm

22

取a＝549 mm 验算小带轮包角α1

α1≈180－

o

d2 d1

57.3o a200 118

57.3o 500

＝180o－

＝171o≥120o 满足要求。 计算单根V带的额定功率Pr

由d1＝118min和n1＝1440r/min,查《机械设计》表8－4a得P0=1.74KW；

据n1＝1440r/min和i＝2.23和A型带，查《机械设计》表8－4b得△

P0=0.1492KW；

查《机械设计》表8－5得Kα＝0.98；

查《机械设计》表8－2得 《机械设计》表8－5得KL＝0.99； 有 Pr＝（P0＋△P0）KαKL

＝（1.74＋0.1492）×0.98×0.99 ＝1.83kw 计算V带的根数

Z＝Pca/Pr=6.05/1.83＝3.3 取Z＝4根。

1.7验算主轴转速误差

主轴各级实际转速值用下式计算： n = nE(1-ε)

d1

u1 u2 u3 d2

式中 u1 u2 u3 分别为第一、第二、第三变速组齿轮传动比； nE 为电机的满载转速 ；ε取0.02。

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 n'

△ n = | '|≤10（Φ-1）%10×（1.41－1）%=4.1%

n其中n'主轴理想转速

把数据依次代入公式得出下表

转速误差满足要求，数据可用。

1.8绘制传动系统图

φ200

60

56

35

1848

42

53

30 72

φ1181440r/min 5.5KW

传动系统图

二、估算主要传动件，确定其结构尺寸

2.1确定传动件计算转速

2.1.1主轴计算转速

主轴计算转速是第一个三分之一转速范围内的最高一级转速，即

nj = nmin

Z 13

=105.1r/min 即n4=106r/min;

2.1.2各传动轴计算转速

轴Ⅲ可从主轴为80r/min按18/72的传动副找上去，似应为425r/min。但是由于轴Ⅲ上的最低转速150r/min经传动组c可使主轴得到37.5r/min和300r/min两种转速。300r/min要传递全部功率，所以轴Ⅲ的计算转速应为150r/min。轴Ⅱ的计算转速可按传动副b推上去，得425r/min。轴Ⅰ的计算转速为850r/min。 各轴的计算转速列表如下

2.1.3各齿轮计算转速

2.2初估轴直径

2.2.1确定主轴支承轴颈直径

据电机的功率参考《机械制造工艺金属切削机床设计指南》（以下简称《设计指南》）表2.3－2，取主轴前轴颈直径D1 = 90mm，后轴颈直径D2 = （0.7～0.85）D1，取D2 = 70 mm。

2.2.2初估传动轴直径

按扭转刚度初步计算传动轴直径

d = 91

N

nj[ ]

式中d —— 传动轴危险截面处直径； N —— 该轴传递功率（KW）； N=Ndη；

η——从电机到该传动轴间传动件的传动效率（不计轴承上的效率），对估算

传动轴直径影响不大可忽略；

nj——该轴计算转速（r/min）；

[ ]—— 该轴每米长度允许扭转角

这些轴都是一般传动轴，据《设计指导》P32取[ ]=1deg/m。 根据传动系统图上的传动件布置情况初步估计各轴长度如下表

对Ⅰ轴

d＝ 91

N

nj[ ]

＝91

5.5

＝23mm

1000850 1

650

对Ⅱ轴

d＝ 91

N

nj[ ]

＝91

5.5

＝27mm

1000425 1

600

对Ⅲ轴

d＝ 91

N

nj[ ]

＝91

5.5

＝37mm

1000150 1

750

考虑到轴是花键轴所以轴直径作为花键轴小径,据《设计指南》附表2.3－1，Ⅰ轴根据轴承选择6206的d1 =30；Ⅱ轴根据轴承30206得d2＝30mm，；Ⅲ轴根据轴承30208得d3＝46mm，

综上对传动轴直径估算结果如下

2.3估算传动齿轮模数

参考《设计指导》P36中齿轮模数的初步计算公式初定齿轮的模数 按齿轮弯曲疲劳的估算

mw ≥ 32 按齿面点蚀的估算

A ≥ 370 NnjNnjZ

mm

mm

mj =

2A

zi zi*

式中 N —— 该轴传递功率（KW）；

N=Ndη；

η——从电机到该传动轴间传动件的传动效率（不计轴承上的效率）； nj——大齿轮的计算转速（r/min）； Z —— 所算齿轮的齿数； A——齿轮中心距

同一变速组中的齿轮取同一模数，按工作负荷最重（通常是齿数最小）的齿轮进行计算，然后取标准模数值作为该变速组齿轮的模数。据《设计指导》P32取每两传动轴间传动件的传动效率η＝0.96 传动组a中

按齿轮弯曲疲劳的估算

mw ≥ 32 按齿面点蚀的估算

A ≥ 370

mj＝

取标准模数m＝3mm 传动组b中

按齿轮弯曲疲劳的估算

mw≥ 32 按齿面点蚀的估算

A ≥ 370

mj＝

取标准模数m＝4mm 传动组c中

NnjZ

mm = 32 5.5 0.96

＝2.04mm

850 24

Nnj

mm＝3705.5 0.96

＝85.7mm

425

2 85.72A

mm＝ ＝2.38mm *

72z1 z1

NnjZ

mm = 32 5.5 0.96 0.97

＝2.8 mm

425 19

Nnj

mm＝3705.5 0.96 0.97

＝121.3mm

150

2 121.32A

mm＝ ＝3.37mm *

72z3 z3

按齿轮弯曲疲劳的估算

mw ≥ 32 按齿面点蚀的估算 A ≥ 370 Nnj

NnjZ

mm = 32 5.5 0.96 0.97 0.98

＝2.8 mm

425 18

mm＝3705.5 0.96 0.97 0.98

＝136.2mm

106

mj＝

取标准模数m＝4mm

2 136.22A

mm＝ ＝3.03mm *

90z6 z6

2.4片式摩擦离合器的选择及计算

2.4.1决定外摩擦片的内径d0

结构为轴装式，则外摩擦片的内径d0比安装轴的轴径D大2～6 mm有 d0＝D+(2～6)＝30+(2～6) ＝32～36mm 取d0＝36mm

2.4.2选择摩擦片尺寸

参考《设计指导》P41表摩擦片尺寸及花键规格自行设计摩擦片的尺寸如图所示

外摩擦片

厚度 1

内摩擦片

2.4.3计算摩擦面对数Z

KzZ

12MnK 103

πf［p］(D d)KvKm

3

3

式中Mn――额定动扭矩；Mn＝9550 K＝1.3～1.5；取 K＝1.3；

5.5N

0.96＝59.324N·m ＝9550×850nj

f——摩擦片间的摩擦系数；查《设计指导》表12 f＝0.08（摩擦片材料10钢，油润）

[P]——摩擦片基本许用比压；查《设计指导》表12 [P]＝0.8MPa（摩擦片材料10钢，油润）；

D——摩擦片内片外径 mm；

d0――外摩擦片的内径mm；

KV——速度修正系数；根据平均圆周速度（1.62m/s）查《设计指导》表13近似取为1.2；

Km——结合次数修正系数；查《设计指导》表13取为0.84； Kz――接合面修正系数；

把数据代入公式得KzZ＝5.4 查《设计指导》表13取Z＝14 2.4.4计算摩擦片片数

摩擦片总片数（Z＋1）＝15片 2.4.5计算轴向压力Q Q＝

π2

(D2 d0)［p］Kv 40π

＝(1022 362)×0.8×1 40

＝572.3N

三、结构设计

3.1带轮的设计

根据V带计算，选用4根A型V带。由于Ⅰ轴安装摩擦离合器及传动齿轮，为了改善它们的工作条件，保证加工精度，采用卸荷式带轮结构输入。如图所示，带

轮支承在轴承外圆上，而两轴承装在与箱体固定的法兰盘上，扭矩从端头花键传入。

3.2主轴换向机构的设计

主轴换向比较频繁，才用双向片式摩擦离合器。这种离合器由内摩擦片、外摩擦片、滑动套筒、螺母、钢球和空套齿轮等组成。离合器左右两部门结构是相同的。左离合器传动主轴正转，用于切削加工。需要传递的转矩较大，片数较多。右离合器用来传动主轴反转，主要用于退回，片数较少。

这种离合器的工作原理是，内摩擦片的花键孔装在轴Ⅰ的花键上，随轴旋转。外摩擦片的孔为圆孔，直径略大于花键外径。外圆上有4个凸起，嵌在空套齿轮的缺口之中。内外摩擦片相间安装。移动套筒4时，钢球沿斜面向中心移动并使滑块3、螺母1向左移动，将内片与外片相互压紧。轴Ⅰ的转矩便通过摩擦片间的摩擦力矩传递给齿轮，使主轴正传。同理，当滑块7、螺母8向右时，使主轴反转。处于中间位置时，左、右离合器都脱开，轴Ⅱ以后的各轴停转。摩擦

片的间隙可通过放松销6和螺母8来进行调整。

摩擦片的轴向定位是由两个带花键孔的圆盘实现。其中一个圆盘装在花键上，另一个装在花键轴的一个环形沟槽里，并转过一个花键齿，和轴上的花键对正，然后用螺钉把错开的两个圆盘连接起来。

结构如下图所示

12

345678

3.3制动机构的设计

根据制动器的设计原理，将其安装在靠近主轴的较高转速的轴Ⅲ，在离合器脱开时制动主轴，以缩短辅助时间。此次设计采用带式制动器。该制动器制动盘是一个钢制圆盘，与轴用花键联接，周边围着制动带。制动带是一条刚带，内侧有一层酚醛石棉以增加摩擦。制动带的一端与杠杆连接。另一端与箱体连接。为了操纵方便并保证离合器与制动器的联锁运动，采用一个操纵手柄控制。当离合器脱开时，齿条处于中间位置，将制动带拉紧。齿条轴凸起的左、右边都是凹槽。左、右离合器中任一个结合时，杠杆都按顺时针方向摆动，使制动带放松。

3.4齿轮块的设计

机床的变速系统采用了滑移齿轮变速机构。根据各传动轴的工作特点，基本组(传动组b)滑移齿轮采用平键联接装配式齿轮，固定齿轮用独立式；第一扩大组(传动组a)的滑移齿轮采用了整体式滑移齿轮；第二扩大组(传动组c)传动转矩较大用平键联接装配式齿轮，此时平键传递转矩，弹性挡圈轴向固定，简单、工艺性好、结构方便。所有滑移齿轮与传动轴间均采用花键联接。

从工艺角度考虑，其他固定齿轮（主轴上的齿轮除外）也采用花键联接。由于主轴直径较大，为了降低加工成本而采用了单键联接。

由各轴的圆周速度参考《设计指导》P53,Ⅰ～Ⅲ轴间传动齿轮精度为8－7－7Dc，Ⅲ～Ⅳ轴间齿轮精度为7－6－6 Dc。

齿轮材料为45钢，采用整体淬火处理。

根据前面初估的模数计算齿轮直径由于Ⅱ轴基本组的大齿轮会和离合器相干涉（相碰），因而对第一扩大组的齿轮模数进行调整，调为m=4mm,各齿轮参数如下表

3.5轴承的选择

为了方便安装，Ⅰ轴上传动件的外径均小于箱体左侧支承孔直径，均采用深沟球轴承。为了便于装配和轴承间隙调整，Ⅱ、Ⅲ轴均采用圆锥滚子轴承。滚动轴承均采用E级精度。

3.6主轴组件的设计

3.6.1各部分尺寸的选择

3.6.1.1主轴通孔直径

参考《设计指导》P5，取主轴通孔直径d＝52mm。 3.6.1.2轴颈直径

据前面的估算主轴前轴颈直径D1 = 90mm，后轴颈直径D2 =70mm。

3.6.1.3前锥孔尺寸

据车床最大回转直径320mm，参考《设计指导》P61表莫氏锥度号选6；其标准莫氏锥度尺寸如下

3.6.1.4头部尺寸的选择

采用短圆锥式的头部结构，悬伸短，刚度好。参考《设计指导》P63的图及P64表的主轴头部尺寸如下图所示

3.6.1.5支承跨距及悬伸长度

为了提高刚度，应尽量缩短主轴的悬伸长度a，适当选择支承跨距L。取L/a＝3.24，由头部尺寸取a＝100mm则L＝324mm。 3.6.2主轴轴承的选择

为提高刚度，主轴采用三支承，前支承和中支承为主要支承，后支承为辅助支承。这是因为主轴上的传动齿轮集中在前部；容易满足主轴的最佳跨距要求；箱体上前、中支承的同轴度加工容易保证，尺寸公差也易控制。

前轴承选用一个型号为32018的圆锥滚子轴承，中轴承选一个用型号为32017的圆锥滚子轴承，后轴承选用一个型号为6214深沟球轴承。前轴承D级精度，中轴承E级精度，后轴承E级精度。前轴承内圈配合为k5，外圈配合为M6；中轴承内圈配合为js5，外圈配合为K6；后轴承内圈配合为js6，外圈配合为H7。

3.7润滑系统的设计

主轴箱内采用飞溅式润滑，油面高度为65mm左右，甩油环浸油深度为10mm左右。润滑油型号为：IIJ30。

卸荷皮带轮轴承采用脂润滑方式。润滑脂型号为：钙质润滑脂。

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/lcbj.html