《中型普通车床主轴变速箱设计——毕业设计.doc》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——毕业设计.doc（30页珍藏版）》请在三一办公上搜索。
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班级机自1001学生姓名柴文春指导教师王萍2013年5月14日摘要：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Abstract：Thedesignfoc
2、usedonthemaintransmissionsystemofmachinetooldesignstepsanddesignmethod,accordingtotheidentifiedparametersfortransmissionexpansiongraphofthesmallestcentraldistanceasthegoal,formulatetransmissionsystemtransmissionscheme,toobtaintheoptimalschemeandhighdesignefficiency.Inthemaintransmissionsystemofmachi
3、netool,inordertoreducethenumberofgears,simplestructure,shortaxialdimension,withtheteethnumberofgeardesignmethodisaspreadsheet,collectalgorithmandisnoteasytofindoutthetrouble,calculationofreasonabledesignscheme.Thisarticlethroughtothemaintransmissionsystemoftwolinkedslipgearcharacteristicsanalysisand
4、research,drawingpartsdrawingandspindleboxexpansiongraphandcutawayviewKeywords：transmissionsystemdesign,mainspindlebox,speeddiagram目录第一章 绪论11机床的发展与现状12总设计方案说明1第二章 车床住参数和基本参数31主轴的极限转速32确定主轴的传动级数33主电机的确定3第三章 传动设计41传动组和传动副数的确定42传动结构式的选择42.1分配总降速比42.2拟定转速图43绘制传动系统图。6第四章 动力设计81确定各轴的转速82带传动设计83齿轮参数设计和强度校核1
5、03.1选择齿轮材料及确定强度设计计算103.2计算齿轮参数103.2齿轮强度校核12第五章 主轴的轴径估算及强度校核151各轴轴径的估算152轴强度的校核16第六章 轴承的选用和寿命计算181轴承的类型及特性182轴承的选用203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
6、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
7、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。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18269，表18.29，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
8、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。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
9、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，型号是：Y112M2满载转速2890r/mim。Y112M4满载转速1440r/mim。Y132M16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
10、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18.26（机械设计手册单行本，减速器和变速
11、器）可知，确定最小齿轮的齿数和及最小齿数和，最小齿数必在的齿轮副中，由表18.26（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60463424轴二齿轮数60748696传动组b查表18.26（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18.26（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3821轴三齿轮数6178确定带轮直径由以上可知，电机转速=1440r/min则查机械设计表88可得，此时传动比比0.63小，所以，取
12、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811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
13、设中心距为，则初选中心距为450带长查机械设计表82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/sM-每米带的质量kg/m查表11-1取m=0.17kg/mV=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
14、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164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200HBS。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167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165），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162取m=2.5根据公式计
15、算分度圆直径。(2)第一对齿轮：则分度圆直径=2.524=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、三轴传递的齿轮参数第二轴上的传动转矩为粗略的估
16、算齿轮的分度圆直径计算模数，按表机械设计基础162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：验算齿根弯曲应力查表齿形系数载荷系数K查机械设计基础表165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
17、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127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18.322.2，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30.936.1由设计手册取，
18、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35.741.6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
19、数=0.6由图可知C-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允许角偏差特性与应用调心球轴承10000中23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0.52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3000
20、0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210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816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
21、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(=15)7000AC(=25)7000B(=40)较高210能同时承受径向载荷与单向的轴向载荷，公称接触角有15、25、40三种，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（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
22、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
23、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-
24、1)脂润滑油润滑kNdDBrsmindaminDamaxrasmax620420471412641112.86.65140001800062073572171.14265125.515.2850001100062084080181.14773129.518.0800010000一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168得温度不超过，由表1610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169可知x=0.56y=1.02所以轴承的寿命因为是滚子轴承=13.2186.6=2463.2h总结在完成毕业设计的过程中，我们走了
25、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
26、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
27、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，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
28、。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.北京.20018卢秉恒主编.机械制造技术基础.机械工业出版社.北京.20019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
