机械设计课程设计主轴箱主轴减速器.doc

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1、目录一运功设计-21、电动机的选择-22、转速图的绘制-23、带传动的设计-64、齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制-7二、动力计算-121、确定计算转速-122、传动轴的估算和验算- -123、齿轮模数的估算和计算-163、 轴承的选择与校核-18三、 结构设计-241、 摩擦离合器的选择与验算-242、齿宽的确定-253 键的选择-254、润滑与密封-25四、设计总结-26参考文献- -27机械设计一、运动设计1、电动机的选择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：硬质合金工件材料钢材，查机

2、械工程及自动化简明设计手册表7-4可得：切深ap=3.5mm 进给量f(s)=0.35mm/r、切削速度V=90m/mina 主切削力：查表6-19 其中b 切削功率： ；c 估算主电机功率： 查表可选取电机为：Y132M-4，P=5.5kw,n=1440。2、转速图的绘制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传动副数由于结构的限制以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) 1

3、2=322 4) 12=2325) 12=223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，而应先择12=232。方案4）是比较合理的 12=2322 ）、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6种形式：1) 12=213226 2) 12=2134223) 12=233126 4) 12=2631235) 12=223421 6) 12=263221根据级比指数分配要“前密后疏”的原则，应选用Z=这一方案，然而对于我们所设计的结构将会出现两个问题：第一变速组采用降速传动

4、时，由于摩擦离合器径向结构尺寸限制，使得轴上的齿轮直径不能太小，轴上的齿轮则会成倍增大。这样，不仅使-轴间中心距加大，而且-轴间的中心距也会辊大，从而使整个传动系统结构尺寸增大。这种传动不宜采用。如果第一变速组采用升速传动，则轴至主轴间的降速传动只能同后两个变速组承担。为了避免出现降速比小于允许的杉限值，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Z=这一方案则可解决上述存在的问题。3）、绘制结构网结构网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

5、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： 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=865）、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 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。

6、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。6）、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。（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=5.5KW（2）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。=1440r/min（3）分配降速比: 该车床主轴

7、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，确定各传动组最小传动比。u总=/ =315/900=1/2.82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=1.41，1.414=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

8、后快”的原则，轴-间变速组取umin=1/3，即从轴向上3格，同理，轴-间取u=1/3，连接各线。c 根据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,画出转速图如下所示： 转速图（顺）转速图（逆）3、带传动的设计已知电动机功率5.5KW，转速，传动比i=16，预定每天工作8小时。1、 确定传动功率查机械工程及自动化简明设计手册表8-7得工作状况系数，故 2、 选择V带的带型根据、由图8-11选用A型。3、 确定带轮的基准直径并验算带速1） 初选小带轮的基准直径。由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径。2） 验算带速。按式（8-1

9、3）验算带的速度 因为，故带速合适。3） 计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径 根据表8-8，圆整为150mm。4、 确定V带的中心距a和基准长度1） 根据式（8-20），由，则初定中心距。2） 由式（8-22）计算带所需的基准长度由表8-2选带的基准长度。3） 按式（8-23）计算实际中心距。 中心距的变化范围为。5、 验算小带轮上的包角 6、 计算带的根数z1） 计算单根V带的额定功率。由，查表8-4a得。根据和A型带。查表8-4b得。查表8-5得，查表8-2得，于是2） 计算V带的根数z。取5根。4、齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制1）齿轮齿数的确定的要求可用

10、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。 2） 变速传动组中齿轮齿数的确定 （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 Zj+Zj= Zj/Zj =uj其中 Zj主动齿轮的

11、齿数 Zj被动齿轮的齿数 uj一对齿轮的传动比 一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。把Z1的齿数取大些：取Z1=Zmin=20则 Z2= =58齿数和=Z1+Z2=20+58=78同样根据公式 Z3=39 2. 用查表法确定基本组的齿数a 首先在u1、u2、u3中找出最小齿数的传动比u1b 为了避免根切和结构需要，取Zmin=24c 查表找到u1=1/1.413的倒数2.82的行找到Zmin=24查表最小齿数和为92d 找出可能的齿数和的各种数值，这些数值必须同时满足各传动比要求的齿轮齿数 能同时满足三个传

12、动比要求的齿数和有=92 96 99 102e 确定合理的齿数和 =102 依次可以查得Z5=24 Z6=78Z7=34 Z8=68Z9=51 Z10=51f 确定反转齿轮齿数 根据整体结构及转速分配 同理可得其它的齿轮如下表所示：表变速组第一变速组基本组第二变速组反转齿数和7810211448齿轮Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14Z15Z16齿数205839392478346851512391763824242）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

13、速值用下式计算n实=nE(1-)uaubucud其中 滑移系数=0.2ua ub uc ud分别为各级的传动比12/45 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)% ( 为公比)n实1=14400.6250.980.350.350.25=27.8n=(27.8-28)/28=0.5%同样其他的实际转速及转速误差如下:主轴转速n2n3n4n5n6n7n8n9n10n11n12N13标准转速40568011216022431545063090012501800实际转速39.855.779.6111.2159.3223.6314.5445.6628.4897.81244.

14、9转速误差0.5 0.50.50.70.40.10.20.90.30.20.40.8转速误差满足要求。 3） 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所示。齿轮结构的布置4）绘制主传动系统图 二、动力计算1、确定计算转速1）、确定主轴计算转速：计算转速是传动件能传递全部功率的最低转速。各传动件的计算转速可以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。根据上表，主轴的计算转速为2)、各变速轴的计算转速： 轴有六级转速，其最低转速160通过双联滑移齿轮使主轴获得两级转速： 。比主轴的计算转速高，需传递全部功率，故轴的也应该能传递全部功率，是计算转

15、速。同理也可以求出其他轴的计算转速。 轴的计算转速为315r/min；轴的计算转速为900r/min。3)、各齿轮的计算转速各变速组内一般只计算组内最小齿轮，也是最薄弱的齿轮，故也只需确定最小齿轮的计算转速。 轴之间，最小齿轮为z=23，计算转速为450r/min； 轴之间，最小齿数为z=24，计算转速为315r/min； 轴之间，最下齿数为z=20，计算转速为900r/min。齿轮计算转速r/min900315900900315160315224齿轮计算转速r/min315315450450160160140014002、传动轴的估算和验算1）传动轴直径的估算传动轴直径按扭转刚度用下列公式估

16、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，见机械工程及其自动化简明设计手册表24.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下表所示 刚度要求允许的扭转角 一般传动轴 要求较高的轴轴要求较低的轴对于一般的传动轴，取=，由上面可知、的计算转速分别为：。 KW=900 r/min ；KW=315 r/min mm取； KW mm取； mm 取25mm； 主轴采用A型普通平键，则为保证轴的刚度，则d值增大，这里增大，则：。轴采用光轴，轴和轴因为要安装滑移齿轮所以都采用花键轴。因为矩形

17、花键定心精度高，定心稳定性好，能用磨削的方法消除热处理变形，定心直径尺寸公差和位置公差都能获得较高的精度，故我采用矩形花键连接。按规定，矩形花键的定心方式为小径定心。花键的小径为轴减小7%作为其值，则查机械工程及自动化简明设计手册表C-30的矩形花键的基本尺寸系列，轴花键轴的规格；轴花键轴的规格2）主轴的设计与计算主轴组件结构复杂，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）主轴直径的选择查教材表3-1可以选取前支承轴颈直径D1=90 mm后支承轴颈直径 D2=(0.70.85)D1=6377 mm 选取 D2=70 mm

18、(2）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。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 d1前轴颈处内孔直径=(0.550.6)D=4448 mm所以，内孔直径取45mm（3）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（4）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

19、.61.5a=(0.61.5)D1=54135 mm所以，悬伸量取100mm（5）主轴支撑跨距的选择在选择跨距时，因主轴弯曲变形和支撑变性引起主轴前轴端的总位移量为最小。一般取，即，取。则主轴的结构简图图所示：（6）主轴刚度的验算对于一般机床主轴，主要进行刚度验算，通常能满足刚度要求的主轴也能满足强度要求。所以只要进行刚度校核即可。对于一般受弯矩作用的主轴，需要进行弯矩刚度验算。主要验算主轴轴端的位移y和前轴承处的转角A。主轴支承的简化图 切削力 Fz=2795N查机械工程及自动化简明设计手册表7-26 挠度 其中E为弹性模量，。 I为截面惯性矩： 查机械工程及自动化简明设计手册表7-25，轴

20、的弯曲量允许值y=0.0002L=0.0002260=0.052则 yAy倾角 前端装有圆柱滚子轴承，查表A=0.001rad AA 符合刚度要求。（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。3、齿轮模数的估算和计算1）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20与58的齿轮N=5.28KW mm= mm mm取模数为2.5(2）齿数为39与39的

21、齿轮 mm=mmmm取模数为2.5（3）齿数为24与78的齿轮 N=5.25KW mm =mmmm取模数为2.5（4）齿数为34与68的齿轮N=525KW mm=mm mm取模数为2.5（5）齿数为51与51的齿轮 N=5.25KW mm=mmmm取模数为2.5（6）齿数为23与91的齿轮N=5.20KWmm =mmmm为是全部齿轮模数统一，则取模数为2.5（7）齿数为76与38的齿轮 N=5.20KW mm =mmmm取模数为2.52）齿轮模数的验算结构确定以后，齿轮的工作条件、空间安排、材料和精度等级等都已确定，才可能核验齿轮的接触疲劳和弯曲疲劳强度值是否满足要求。根据齿轮的接触疲劳计算齿

22、轮模数公式为：mm根据齿轮的弯曲疲劳强度计算齿轮模数公式为：mm式中：N-计算齿轮传递的额定功率 -计算齿轮（小齿轮）的计算转速r/min-齿宽系数，常取610；-计算齿轮的齿数，一般取传动中最小齿轮的齿数；-大齿轮与小齿轮的齿数比，；“+”用于外啮合，“-”号用于内啮合；-寿命系数，；-工作期限系数，；齿轮等传动件在接触和弯曲交变载荷下的疲劳曲线指数m和基准循环次数Con-齿轮的最低转速r/min;T-预定的齿轮工作期限，中型机床推荐：T=1500020000h;-转速变化系数-功率利用系数-材料强化系数。幅值低的交变我荷可使金属材料的晶粒边界强化，起着阻止疲劳细缝扩展的作用；（寿命系数）的

23、极限当；-工作情况系数。中等冲击的主运动：=1.21.6，此处；-动载荷系数-齿向载荷分布系数Y-齿形系数；、-许用弯曲、接触应力MPa1)齿数为2与64的齿轮KWmm节圆速度m/s由机械工程及自动化简明设计手册表7-16可得：取精度等级为7级，=1.2； ， 则齿宽。由简明表7-17得：=1 表7-20=0.71；表7-21；表7-22； 则： 由表可知 所以 取Ks=0.6由表:7-23 许用应力知，可取齿轮材料为45 淬火和回火=1100MPa =320MPa由表10可知 可查得 Y=0.45所以 模数取2.5适合要求。同样可以校核其它齿轮的模数也符合要求。4、 轴承的选择与校核机床传动

24、轴常用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升。空载功率和噪音等方面，球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支承孔的加工精度要求都比较高，异常球轴承用得更多。但滚锥轴承的内外圈可以公开。装配方便，间隙容易调整。所以有时在没有轴向力时，也常采用这种轴承。选择轴承的型式和尺寸，首先取决于承载能力，但也要考虑其它结构条件。即要满足承载能力要求，又要符合孔的加工工艺，可以用轻、中、或重系列的轴承来达到支承孔直径的安排要求。花键轴两端装轴承的轴颈尺寸至少有一个应小于花键的内径，一般传动轴承选用G级精度。1）一般传动轴上的轴承选择其具体的型号和尺寸如下表所示：位置型号dDB类型带轮620735721

25、7 深沟球轴承一轴最左端6205255215深沟球轴承一周齿轮与轴配合7205253115角接触球轴承二轴30207357217圆锥滚子轴承三轴两端30209458519圆锥滚子轴承三周中间6209458519深沟球轴承主轴末端302136512023圆锥滚子轴承主轴中端512147010527推力球轴承主轴前端NN30189014037双列圆柱滚子轴承2）主轴轴承的类型主轴的前轴承选取NN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。 双 双列圆柱滚子轴承3） 轴承间隙

26、调整为了提高主轴回转精度和刚度，主轴轴承的间隙应能调整。把轴承调到合适的负间隙，形成一定的预负载，回转精度和刚度都能提高，寿命、噪声和抗振性也有改善。预负载使轴承内产生接触变形，过大的预负载对提高刚度没有明显效果，而磨损发热量和噪声都会增大，轴承寿命将因此而降低。调整结构形式如下图所示：调整说明：转动调整螺母，使内圈向大端移动。特点：结构简单。移动量完全靠经验，一旦调整过紧，难以把内圈退回。4）轴承的较核1) 滚动轴承的疲劳寿命验算或额定寿命 (h) 额定动载荷(N) 动载荷(N)滚动轴承的许用寿命(h)，一般取1000015000(h)寿命指数，对球轴承 =3 ，对滚子轴承=10/3速度系数

27、， 轴承的计算转数 r/min寿命系数， 使用系数 转化变化系数 齿轮轮换工作系数 当量动负荷(N)2)滚动轴承的静负荷验算 静负荷 (N) 额定静负荷 (N)安全系数 当量静载荷 (N) (N)、静径向，轴向系数校验第根轴上的轴承T=10000h查轴承样本可知，6207轴承的基本额定动载荷=25500N =900 r/min =096 =0.8 =0.8 = =244203.4同样可以较核其它轴承也符合要求。三、 结构设计1、 摩擦离合器的选择与验算1）按扭矩选择K=Kx9550 Nm式中离合器的额定静力矩(Kgm) K安全系数，一般取，这里取1.4； N离合器需传递的功率，单位为KW； 电

28、动机至装离合器的轴的传动功率，这里取0.96； 离合器所在轴的计算转速，单位为； 运转时的最大负载力矩则正转：K= 反转：K=2）外摩擦片的内径da、根据结构需要采用轴装式摩擦片，则摩擦片的内径b、确定摩擦片外径 查机械工程及自动化简明设计手册表7-13，选择通用型摩擦片尺寸，尺寸如下表 片数静力矩b91004011811030143.5.3 计算摩擦面中经（单位mm）及摩擦面平均轴线速度（单位）摩擦盘宽度b3）计算摩擦面的对数Z 式中：f-摩擦片间的摩擦系数； p-许用压强MPa；-内摩擦片片外径 mm； -外摩擦片片内径 mm；-速度修正系数； -摩擦面对数修正系数；-结合次数修正系数；

29、K-安全系数，一般取1.31.5；离合器需要传递的扭矩，单位为。在机械工程及自动化简明设计手册中分别查表 1.2 mm =40mm 1.0=6=4摩擦片总数为（z+1）片：正转：内摩擦片为4片，外摩擦片为3片；反转：内摩擦片为3片，外摩擦片为2片。4)计算轴向压力Q求得值后，根据不同的操纵方式，设计和计算相应的结合结构。2、齿宽的确定由公式得：。一般一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应主动轮比从动轮齿宽大（510mm）。所以： 3 键的选择 根据设计的具体结构要求，只有在主轴上才有一处用到键的地方，根据轴的具体尺寸，查机械工程及自动

30、化简明设计手册表C-29选择圆头普通平键（A型）， 材料选用45钢。4 润滑与密封 主轴转速高，必须保证充分润滑，一般常用单独的油管将油引到轴承处。 主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要而困难。防漏的措施有两种： 1）堵加密封装置防止油外流。 主轴转速高，多采用非接触式的密封装置，形式很多，一种轴与轴承盖之间留0.10.3的间隙（间隙越小，密封效果越好，但工艺困难）。还有一种是在轴承盖的孔内开一个或几个并列的沟槽（圆弧形或形），效果比上一种好些。在轴上增开了沟槽（矩形或锯齿形），效果又比前两种好。 在有大量切屑、灰尘和冷却液的环境中工作时，可采用曲路密封，曲路可做成轴向或径向。径向式的轴承盖要

31、做成剖分式，较为复杂。 2）疏导在适当的地方做出回油路，使油能顺利地流回到油箱。四、设计总结三周的课程设计马上就要结束了，通过这次课程设计，我充分的体会到了理论知识与应用的重要性，同时，也认识到到了自己在知识掌握和运用方面还存在着很大的提升空间，为自己以后的学习敲了警钟。在这次课程设计中，我没有再次充当组长的职务，但是我不会懊恼，这仅仅是一个虚头，更重要的是完成自己的那一份责任，要肩负起课程设计的总体走向和进度，这就要不断的与同学之间进行交流，向老师，其他组的成员学习，我一直都认为自己不是很聪明，但是每次课程设计，老师或者同学对我都非常的重视，我想这更重要的是对我的信任，所以每次我都将最难的任

32、务交给自己，做到表率，我想只有自己以身作则，才有自个去领导他人。这次课程设计，我仍然承担设计的大部分内容，当然知道比自己做的好的大有人在，但这终究是自己的一份劳动成果，里面有自己的一份汗水和执着，没当我遇到困难进展不下去的时候，都是这份执着在鞭策着我走下去，不放弃，不气馁，努力，终会客服难关，所以我认为课程设计也是一种锻炼人意志的过程，没一次课程设计都是我成长了很多，学到了许多，这中感觉是在书本上体会不到的。今天，我再一次将任务完成，其中当然也有着自己的一份心酸，但是当我回首自己走过的路时，更多的是一种欣慰，充实。参考文献1 关慧贞、冯辛安主编，机械制造装备设计。北京，机械工业出版社，2009 2 叶伟昌，机械工程及自动化简明设计手册。北京，机械工业出版社，20073 濮良贵、纪明刚，机械设计。北京，高等教育出版社，20064何铭新，机械制图。北京，高等教育出版社，2004