车床主轴传动系统课程设计公比1.41转速12级

目录

一、机床总体设计---------------------------------------------------------------------2

1、机床布局--------------------------------------------------------------------------------------------2 2、绘制转速图-----------------------------------------------------------------------------------------4 3、防止各种碰撞和干涉-----------------------------------------------------------------------------5 4、确定带轮直径--------------------------------------------------------------------------------------5 5、验算主轴转速误差--------------------------------------------------------------------------------5 6、绘制传动系统图-----------------------------------------------------------------------------------6

二、估算传动件参数 确定其结构尺寸-------------------------------------------7

1、确定传动见件计算转速--------------------------------------------------------------------------7 2、确定主轴支承轴颈尺寸--------------------------------------------------------------------------7 3、估算传动轴直径-----------------------------------------------------------------------------------7 4、估算传动齿轮模数--------------------------------------------------------------------------------8 5、普通V带的选择和计算-------------------------------------------------------------------------8

三、机构设计--------------------------------------------------------------------------10

1、带轮设计-------------------------------------------------------------------------------------------10 2、齿轮块设计----------------------------------------------------------------------------------------10 3、轴承的选择----------------------------------------------------------------------------------------10 4、主轴主件-------------------------------------------------------------------------------------------10 5、操纵机构-------------------------------------------------------------------------------------------10 6、滑系统设计----------------------------------------------------------------------------------------10 7、封装置设计----------------------------------------------------------------------------------------10 8、主轴箱体设计-------------------------------------------------------------------------------------11 9、主轴换向与制动结构设计----------------------------------------------------------------------11

四、传动件验算-----------------------------------------------------------------------11

1、齿轮的验算----------------------------------------------------------------------------------------11 2、传动轴的验算-------------------------------------------------------------------------------------13

五、设计感想--------------------------------------------------------------------------17 六、参考文献--------------------------------------------------------------------------17

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一、机床总体设计

1、机床布局

（1）确定结构方案

a）主轴传动系统采用V带，齿轮传动。b）传动型采用集中传动。c）主轴换向，制动采用双向片式摩擦离合器和带式制动器。d）变速系统采用多联划移齿轮变速。e）润滑系统采用飞溅油润滑。 （2）布局

采用卧式车床常规的布局形式。机床主要由主轴箱，皮鞍，刀架，尾架，进给箱，溜扳箱，车身等6个部件组成。 （3） 主传动系统运动设计 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：

a）12=34 b）12=43 c）12=322 d）12=232 12=223

在上述的方案中1和2有时可以省掉一根轴。缺点是有一个传动组内有四个传动副。如果用一个四联滑移齿轮的话则会增加轴向尺寸；如果用两个滑移双联齿轮，则操纵机构必须互梭以防止两个滑移齿轮同时啮合。所以一般少用。3，4，5方案可根据下面原则比较：从电动机到主轴，一般为降速传动。接近电动机处的零件，转速较高从而转矩较小，尺寸也较小。如使传动副较多的传动组放在接近电动机处，则可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件就可少些，就省材料了。这就是“前多后少”的原则。从这个角度考虑，以取12=322的方案为好。 2，确定各级转速：

已知机床的最低转速nmin31.5rpm，公比为Φ=1.414，级数Z=12，查表可得主轴转速12级分别为

100 140 200 280 400 560 800 1120 1600 2240 3150 4500 则最大相对转速损失率:

Amax1.411100%29%

1.41选用5.0kw的电动机 型号为Y100L2-4 转速为1440r/min

2

（4） 结构网或结构式各种方案的选择

在12=223中，又因基本组和扩大组排列顺序的不同而有不同的方案。可能的六种方案，其结构网和结构式见下面的图。在这些方案中可根据下列原则选择最佳方案。 1）传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围 在降速传动时，为防止被动齿轮的直径过大而使径向尺寸太大，常限制最小传动比imin1/4。在升速时，为防止产生过大的震动和噪声，常限制最大传动比i2。因此主传动链任一传动组的最大变速范围一般为Rmaxumax方案a b c d是可行的。方案d f是不可行的。 810。

umin2）基本组和扩大组的排列顺序

a 12=312326 b 12=322126 c 12=322621 d 12=312623 e 12=342122 f 12=342221

在可行的四种方案 a b c d中，还要进行比较以选择最佳的方案。原则是中间传动轴变速范围最小的方案 。因为如果各方案同号传动轴的最高转速相同，则变速 范围小的，最低转速较高，转矩较小，传动件的尺寸也就可以小些。比较图中的方案 a b c e，方案 a的中间轴变速范围最小故方案 a最佳。如果没有别的要求则计量使扩大顺序和传动顺序一致 3) 最后扩大传动组的选择

64；Z3=2时，Z3=3最后扩大组的传动副数目Z3=2时的转速范围远比Z3=3时要大，Rψ22.4时，R。因此，在机床的设计中，因要求的R较大，最后扩大组应取2更合适。

ψ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极限传动比的齿轮副承受最大扭矩，在结构设计上可以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。

a)c)e)

3

b)d)f)2、绘制转速图

图2 转速图

利用查表法求出各传动粗齿轮齿数

表1 齿轮齿数

变速组 齿数和 齿轮 第一变速组 72 第二变速组 84 第三变速组 90 Z1Z2Z3Z4Z5Z6 Z7Z8Z9Z10 Z11Z12Z13Z14 4

齿数 36 36 30 42 24 48 42 42 22 62 60 30 18 72 3、防止各种碰撞和干涉

（1）三联滑移齿轮的相邻两齿轮的齿数差应大于4，如齿数差小于4，齿轮Z1在滑移

'中将与齿轮Z2的齿顶圆相碰，不便于变速，这时，可以将轴向尺寸从7b增大到9b来

解决上述矛盾。

（2）避免齿轮Z4与Ⅰ轴相碰，Z1'与轴Ⅲ相碰，因而要求：

'（Z4+2）m2+d1>（Z1+Z1'）m；（Z1'+2）m1+d3>（Z3+Z3）m2

4、确定带轮直径 确定计算功率 NjkN

K-工作情况系数 工作时间为二班制 查表的k=1.2 N-主动带轮传动的功率

kw 计算功率为Nj1.25.0kw6.根据计算功率和小带轮的转速选用的三角带型号为O 查表的小带轮直径推荐植为70 大带轮直径 D2n11440D1D1140mm n27105、验算主轴转速误差

主轴各级实际转速值用下列公式计算:

nnEdd1dd2(1)uaubuc

式中uaubuc分别为第一,第二 第三变速组齿轮传动比. 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:

主轴转n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9 n10 n11 n12 5

速 标准转速r/min 实际转速r/min 转速误差% 1.43 1.4 0 0.76 1.37 0.76 1.39 1.36 1.44 0..0 0.04 0.0137 4520 3154 2240 1603 1129 801.19 555.9 406.7 288 200.2 144.98 101.9 4500 3150 2240 1600 1120 800 560 400 280 200 140 100 nn实际n标准n实际10(1)%

表2 转速误差表

转速误差用实际转速和标准转速相对误差应小于等于4.1% 转速误差满足要求。 6、绘制传动系统图

6

二、估算传动件参数 确定其结构尺寸

1、确定传动见件计算转速

表3 传动件计算转速

传动件 I II 轴 III IV 齿轮 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 Z13 Z14 计算转速 800 560 280 100 710 710 710 500 710 355 710 710 355 125 125 250 355 90 2、确定主轴支承轴颈尺寸

根据《机床课程设计指导书》主轴的驱动功率为3.0选取前支承轴颈直径为 D=60-80，选取D170mm。 后支承轴颈直径D2(0.70.85)D14949.5 选取 D255mm 3、估算传动轴直径.

表4 估算传动轴直径

计算公式 轴号 计算转速 电机至该轴传njr/min 输入功率 P kw允许扭转角[]deg/m传动轴长度 mm 估计轴的直径 mm 花键轴尺寸 动效率 NdDB  7

d914I P nj•[]II 710 0.96 2.112 1.5 500 19.2 618225 355 0.960.995 2.1 1.5 500 22.8 621255 III 125 0.962.08 1.5 600 19.5 628347 0.990.995 4、估算传动齿轮模数

根据计算公式计算各传动组最小齿轮的模数

表5 估算齿轮摸数

估算公式 传小齿数动齿比 齿宽传递载 系许 数 用 AF接 许用齿 根应力 计算转速 nc 系数 YFS模模选取功率 荷系P 系数 数 AHK 数 数 组 轮 u1系 数 mHmF 模 触 应 力 数 m m FPHP 按齿轮接触疲劳强度 mH267AH3KP(u1)第Z52 一24 7 2.112 1 61 1 1100 518 710 4.57 1.6 1.4 2 mncz12HP2u变速组 按齿轮弯曲疲劳强度 KPYFSmF2673 mncZ1FP第Z92.82 二变速组 22 9 2.1 1 61 1 1100 518 355 4.65 1.9 1.7 2 8

第Z134 三变速组 5、普通V带的选择和计算

18 7 2.08 1 61 1 1100 518 355 4.9 2.2 2 3 设计功率 PdKAP（kw） Pd1.25.06kw 皮带选择的型号为O型

两带轮的中心距AO(0.62)(D1D2)mm范围内选择。中心距过小时，胶带短因而增加胶带的单位时间弯曲次数降低胶带寿命；反之，中心距过大，在带速较高时易引起震动。

AO126.6422

计算带的基准长度：

Ld2Aoo2(dd1dd2)(dd2dd2)24Ao1134.6mm

按上式计算所得的值查表选取计算长度L及作为标记的三角带的内圆长度LN1120 标准的计算长度为LLNY1139mm 实际中心距 A=

Aa28(D2D1)28

a2L(D1D2)21139(70141)1615.12 1615.121615.1228712402.2 A=

80.02L为了张紧和装拆胶带的需要，中心距的最小调整范围为A(h0.01L)

0.02L是为了张紧调节量为22.78 ( h+0.01L) 是为装拆调节量为胶带厚度. 定小带轮包角10

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D2D1180o180120o求得10176.4o合格

A01o带速 vD1n160000701430600005.24m/s

对于O型带5v25m/s 选用合格. 带的挠曲次数:

u1000mv100025.249.240 合格 L1139带的根数 Znjncc1

no单根三角带能传递的功率

c1小带轮的包角系数

Z2.25.87 取六根三角带。

0.390.98三、结构设计

1、带轮设计

根据V带计算，选用6根O型V带。由于I轴安装了摩擦离合器，为了改善它们的工作条件，保证加工精度，采用了卸荷带轮结构。 2、齿轮块设计

机床的变速系统采用了滑移齿轮变速机构。根据各传动组的工作特点，基本组的齿轮采用了销钉联结装配式结构。第二扩大组，由于传递的转矩较大，则采用了整体式齿轮。所有滑移出论与传动轴间均采用了花键联结。

从工艺的角度考虑，其他固定齿轮也采用花键联结。由于主轴直径较大，为了降低加工成本而采用了单键联结。 3、轴承的选择

为了安装方便I轴上传动件的外径均小于箱体左侧支承孔直径并采用0000型向心球轴承为了便于装配和轴承间隙II III IV轴均采用乐2700E型圆锥滚子轴承。V轴上的齿轮受力小线速度较低采用了衬套式滚动轴承。 滚动轴承均采用E级精度。

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4、主轴主件

本车床为普通精度级的轻型机床，为了简化结构，主轴采用了轴向后端定位的两支承主轴主件。前轴承采用了318000型双列圆柱滚子轴承，后支承采用了46000型角接触球轴承和8000型单向推力球轴承。为了保证主轴的回转精度，主轴前后轴承均用压块式防松螺母调整轴承的间隙。主轴前端采用了圆锥定心结构型式。 前轴承为C级精度，后轴承为D级精度。 5、操纵机构

为了适应不同的加工状态，主轴的转速经常需要调整。根据各滑依齿轮变速传动组的特点，分别采用了集中变速操纵机构和单独操纵机构。 6、滑系统设计

主轴箱采用飞溅式润滑。油面高度为65mm左右，甩油轮浸油深度为10mm左右。润滑油型号为：HJ30。 7、封装置设计

I轴轴颈较小，线速度较低，为了保证密封效果，采用了皮碗式接触密封。而主轴直径大，线速度较高，则采用了非接触式 密封。卸荷皮带轮的润滑采用毛毡式密封，以防止外界杂物进入。 8、主轴箱体设计

箱体外形采取了各面间直角连接方式，使箱体线条简单，明快。

并采用了箱体底面和两个导向块为定位安装面，并用螺钉和压板固定。安装简单，定位可靠。

9、主轴换向与制动结构设计

本机床属于万能性的轻型车床，适用于机械加工车间和维修车间。主轴换向比较频繁，采用双向片式摩擦离合器。这种离合器结构简单。工作原理是，移动滑套，钢球沿斜面向中心移动并使滑块，螺母左移，压紧摩擦片，实现离合器啮合。摩擦片间间隙可通过放松销，螺母来进行调整。制动器采用了带式制动器，并根据制动器设计原则，将其放置在靠近主轴的较高转速的III轴上。为了保证离合器与制动器的联锁运动，采用一个操纵手柄控制。

四、传动件验算

以II轴为例，验算轴的弯曲刚度，花键的挤压应力，齿轮模数及轴承寿命。

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1、齿轮的验算

验算变速箱中齿轮强度应选择相同模数承受载荷最大齿数最小的齿轮进行接触压力和弯曲压力计算，一般对高速传动的齿轮验算齿面接触压力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲压力对硬齿面软齿心渗碳淬火的齿轮要验算齿根弯曲压力。

接触压力的验算公式：

2081103jZm(u1)K1K2K3KsN[j]

uBnj 弯曲应力的验算公式：

208105K1K2K3KsN w[w] 2ZmBYnj其中寿命系数Ks KsKTKNKnKQ

KT工作期限系数 KTm60n1T coT-齿轮在机床工作期限（Ts)的总工作时间h T150002000h ，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为TTs，P为该变速组的传动副数。 p表6齿轮验算

齿轮传递功率N 齿轮计算转速nj 齿轮的模数m 齿宽B 小齿轮数Z 大齿轮与小齿轮齿数比u 寿命系数Ks 第一传动组 2.112 710 2 15 24 2 1 第二传动组 2.1 355 2 18 22 282 1 第三传动组 2.08 355 3 22 18 4 1 12

速度转化系数Kn(接触载荷) 弯曲载荷 0.74 0.9 0.85 0.92 0.58 0.78 0.76 0.77 1.5 1 1.05 0.408 0.98 0.92 0.58 0.78 0.76 0.77 1.5 1 1.05 0.378 功率利用系数KN（接触载荷） 0.58 弯曲载荷 0.78 材料利用系数KQ（接触载荷） 0.76 弯曲载荷 工作情况系数K1 动载荷系数K2 齿向载荷分布系数K3 齿形系数Y 0.77 1.5 1 1.05 0.42 n1齿轮的最低转速（rpm)c0基准循环次数m疲劳曲线指数Kn转速变化系数KP材料强化系数稳定工作用量载荷下Ks的极限值Ks=1。高速传动件可能存在KsKsmax的情况，此时取KsKsmax，大载荷低速传动件可能存在

KsKsmin的情况，此时取KsKsmin;当KsminKsKsmax时取计算值。

2081103j22431.51.0512.1129381100 215710 13

wjwjw2081051.51.0512.112161320424150.4271020811032223.821.51.052.11252.3513702.8218355

2081051.51.0512.1230354422180.408355208110532251.51.0512.0887311004153552081051.51.052.081423209220.378355第一传动组和第三传动组的齿轮是经过淬火的许用接触应力为1100MPa，许用弯曲应力为320 MPa。第二传动组的齿轮是经过高频淬火其许用接触应力为1370 MPa ，许用弯曲应力为354 MPa。 2、传动轴的验算

对于传动轴要进行强度和刚度的验算，轴的刚度验算包括滚动轴承处的倾角验算和齿轮的齿向交角的验算。如果是花键还要进行键侧压溃应力计算。 （1） 轴的强度验算

由于机床变速箱中各轴的应力都比较小，验算时，通常采用复合应力公式进行计算：

M20.5T2Rb[Rb][Mp]W式中：Rb复合应力[Mp],[Rb]为许用应力[Mp]，由查表选取。选时适当考虑应力集中和载荷循环特性等因素；

W-轴的危险断面的抗弯断面模数[mm2]

zb(Dd)(Dd)2[mm2] 矩形花键轴：W32D32Dd4 14

d实心轴直径，花键轴内径[mm]D花键轴外经[mm]b花键轴键宽z花键轴的键数M在危险断面上的最大弯距[N•mm]

2MMxMy[N•mm]2T在危险面上的最大扭矩[N•mm]T9559104N[N•mm]njN该轴传递的最大功率[kw] nj该轴的计算转速[rpm]654462W1081.1轴II的 32253225T56493214

239.086934.62428.35745.3561176.92567.861047.232697.53

图3剪力图和弯矩图

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M72258.87216496.934274118Rb

741180.5564932113.6115Mpa741.18经过验算轴合格。

五、设计感想

经过一星期的努力,我终于将机床课程设计做完了.在这次作业过程中,我遇到了

许多困难,一遍又一遍的计算,一次又一次的设计方案修改这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足.至于画装配图和零件图,由于前期计算比较充分,整个过程用时不到一周,在此期间,我还得到了许多同学和老师的帮助.在此我要向他们表示最诚挚的谢意.我的收获还是很大的.也不仅仅对制图有了更进一步的掌握Auto CAD和 ,Word这些仅仅是工具软件,熟练掌握也是必需的.对我来说,收获最大的是方法和能力.那些分析和解决问题的方法与能力.在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识,空有理论知识,有些东西很可能与实际脱节.总体来说,我觉得做这种类型的作业对我们的帮助还是很大的,它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来,从中暴露出自身的不足,以待改进.有时候,一个人的力量是有限的,合众人智慧,我相信我们的作品会更完美.

参考文献

[1] 金属切削机床设计简明手册 范云涨 机械工业出版社 1994年

[2] 金属切削机床 戴曙 机械工业出版社 1993年 [3] 机床课程设计指导书 陈易新 机械工业出版社 1987年

[4] 机械制造工艺、金属切削机床设计指导 李洪 东北工学院出版社 1989年

[5] 机床设计指导 任殿阁 张佩勤 辽宁科学技术出版社 1991年 [6] 机床课程设计指导书 陈易新 哈尔滨工业大学 1981年

[7] 机械设计课程设计手册 吴宗泽 罗圣国 高等教育出版社 1992年 [8] 机械设计（第八版） 纪名刚 濮良贵 西北工业大学编著

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