设计C6140机床的主轴变速箱采用机械传动结构设计.doc

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1、设计任务1 设计C6140机床的主轴变速箱（采用机械传动结构）设计参数： l 主轴箱变速系统实现正转12级变速，反转6级变速（采用摩擦离合器实现）l 加工工件最大直径400mm；l 加工工件最大长度1000mm；l 主轴通孔：f40f55mm；l 主轴前锥孔：莫氏6号；l 主轴电动机采用三相异步电机；设计图纸量：（比例1 ：1）l 主轴箱展开图1张（0号图）l 主轴箱剖面图1张（1号图）l 主轴零件图 1张（1号图）（选做）设计说明书内容要求：l （1）任务书l （2）目录l （3）机床用途l （4）机床主要参数确定l （5）传动方案及传动系统图拟定l （6）主要零件的计算和验算l （7）操纵

2、机构、制动机构和润滑的说明l （8）设计的体会l （9）参考资料一、设计目的通过机床主运动机械变速传动系统得结构设计，在拟定传动和变速的结构方案过程中，得到设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。二、设计步骤1.运动设计1.1主动参数参数的拟定已知条件： 转速级数：确定传动公比：根据公式因为已知 ， Z=+1=1.25811根据标准公比。取标准公比系列=1.26.因为=1.26=1.06，根据标准数列。首先找到最小极限转速112，再每跳过3个数取一个转速，即

3、可得到公比为1.26的数列：112,140,180,224,280,355,450,560,710,900,1120,14001.2结构分析式 3 从电动机到主轴主要为降速传动，若使传动副较多的传动组放在较接近电动机处可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，节省材料，也就是满足传动副前多后少的原则，因此取方案。在降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比 ；在升速时为防止产生过大的噪音和震动常限制最大转速比。在主传动链任一传动组的最大变速范围。在设28计时必须保证中间传动轴的变速范围最小， 根据中间传动轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下：1.3 绘制转速图选择电动机一般

4、车床若无特殊要求，多采用Y系列封闭式三相异步电动机，根据原则条件选择Y-132M-4型Y系列笼式三相异步电动机。分配总降速传动比 总降速传动比 又电动机转速不符合转速数列标准，因而增加一定比传动副。3确定传动轴轴数 传动轴轴数 = 变速组数 + 定比传动副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。确定各级转速并绘制转速图 由 z = 12确定各级转速：1400、1120、900、710、560、450、355、280、224、180、140、112r/min。在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按传动顺序依次设为、。与、与、与轴之间的传动组分别设为a、b、c。现由（主轴）开始，确定、轴的转速：

5、 先来确定轴的转速传动组c 的变速范围为0.3，结合结构式，轴的转速只有一和可能：280、355、450、560、710、900r/min。 确定轴的转速传动组b的级比指数为1.6，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致传动比太小，可取 ，轴的转速确定为：560、710、900r/min。确定轴的转速对于轴，其级比指数为1,可取 ，确定轴转速为900r/min。由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比。下面画出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）。 5确定各变速组传动副齿数 动组a:查表8-1, ， 时：52、54、59、65、70、72、75、78时：58、60、63、65、67、

6、68、70、72、73、77时：58、60、62、64、66、68、70、72、74、76可取70,于是可得轴齿轮齿数分别为：27、31、35。于是， 可得轴上的三联齿轮齿数分别为：43、39、35。 动组b:查表8-1, ， 时：69、72、73、76、77、80、81、84、87时：70、72、74、76、78、80、82、84、86可取 72，于是可得轴上两联齿轮的齿数分别为：24、36。于是 ，得轴上两齿轮的齿数分别为：48、44。 动组c:查表8-1, , 时：84、85、89、90、94、95时： 72、75、78、81、84、87、89、90可取 78.为降速传动，取轴齿轮齿数为

7、22；为升速传动，取轴齿轮齿数为30。于是得,得轴两联动齿轮的齿数分别为；22，48得轴两齿轮齿数分别为56，30。1.4 绘制传动系统图根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图：齿顶圆直径 ； 齿根圆直径；分度圆直径 ；齿顶高 ；齿根高 ； 齿轮的具体值见表齿轮尺寸表 （单位：mm）齿轮齿数z模数分度圆直径d齿顶圆直径齿根圆直径齿顶高齿根高3139396893427381847734353105108101343931171201433443312913214534353105108101343631081111043424372756834363108111104344831441

8、4714034484192196187452248892834530412012411545564167228219452.动力设计2.1 确定各轴转速 确定主轴计算转速：主轴的计算转速为各传动轴的计算转速： 轴可从主轴112r/min按72/18的传动副找上去，轴的计算转速125r/min；轴的计算转速为355r/min；轴的计算转速为710r/min。3各齿轮的计算转速 传动组c中，18/72只需计算z = 18 的齿轮，计算转速为355r/min；60/30只需计算z = 30的齿轮，计算转速为250r/min；传动组b计算z = 22的齿轮，计算转速为355r/min；传动组a应计算z

9、 = 24的齿轮，计算转速为710r/min。4核算主轴转速误差 所以合适。2.2 带传动设计电动机转速n=1440r/min,传递功率P=4KW,传动比i=2.03，两班制，一天运转16.1小时，工作年数10年。确定计算功率 取1.1，则选取V带型 根据小带轮的转速和计算功率，选B型带。确定带轮直径和验算带速 查表小带轮基准直径, 验算带速成 其中 -小带轮转速，r/min； -小带轮直径，mm； ，合适。4确定带传动的中心距和带的基准长度 设中心距为,则 055（）a2（） 于是 208.45a758,初取中心距为400mm。 带长 查表取相近的基准长度，。 带传动实际中心距5验算小带轮的

10、包角 一般小带轮的包角不应小于。 。合适。6确定带的根数 其中： -时传递功率的增量； -按小轮包角，查得的包角系数； -长度系数； 为避免V型带工作时各根带受力严重不均匀，限制根数不大于10。 7计算带的张紧力 其中： -带的传动功率,KW； v-带速,m/s； q-每米带的质量，kg/m；取q=0.17kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。 8计算作用在轴上的压轴力 2.3 各传动组齿轮模数的确定和校核模数的确定：a传动组：分别计算各齿轮模数先计算27齿齿轮的模数：其中: -公比 ； = 2； -电动机功率； = 4KW； -齿宽系数；= -齿轮传动许允应力; -计算

11、齿轮计算转速。 ， 取= 600MPa,安全系数S = 1。 由应力循环次数选取 ，取S=1，。 取m = 3mm。 按齿数31、35的计算，可取m = 3mm； 于是传动组a的齿轮模数取m = 3mm，b = 24mm。 轴上齿轮的直径： 。 轴上三联齿轮的直径分别为： b传动组： 确定轴上另两联齿轮的模数。 按24齿数的齿轮计算： 可得m = 3.16mm； 取m = 4mm。 按36齿数的齿轮计算： 可得m = 2.87mm； 于是轴两联齿轮的模数统一取为m = 3mm。于是轴两联齿轮的直径分别为： 轴上与轴两联齿轮啮合的两齿轮直径分别为： c传动组： 取m = 4mm。轴上两联动齿轮的

12、直径分别为： 轴四上两齿轮的直径分别为： 3. 齿轮强度校核：计算公式3.1校核a传动组齿轮校核齿数为21的即可，确定各项参数 P=4.4KW,n=900r/min,确定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称 ,查机械设计得确定齿间载荷分配系数: 由机械设计查得确定动载系数: 查表 10-5 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合适。3.2 校核b传动组齿轮校核齿数为24的即可，确定各项参数 P=4.4KW,n=560r/min,确定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数确

13、定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称 ,查机械设计得确定齿间载荷分配系数: 由机械设计查得确定动载系数: 查表 10-5 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合适。3.3校核c传动组齿轮校核齿数为18的即可，确定各项参数 P=4.4KW,n=280r/min,确定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称,查机械设计得确定齿间载荷分配系数: 由机械设计查得确定动载系数: 查表 10-5 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合

14、适。4. 主轴挠度的校核4.1 确定各轴最小直径1轴的直径：2轴的直径：3轴的直径：4主轴的直径：4.2轴的校核轴的校核：通过受力分析，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核 。轴、轴的校核同上。5. 主轴最佳跨距的确定400mm车床，P=4KW.5.1 选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距前轴颈应为75-100mm,初选=100mm,后轴颈取,前轴承为NN3020K,后轴承为NN3016K,根据结构,定悬伸长度5.2 求轴承刚度考虑机械效率主轴最大输出转距床身上最大加工直径约为最大回转直径的60%,取50%即200,故半径为0.1.切削

15、力 背向力 故总的作用力 次力作用于顶在顶尖间的工件上主轴尾架各承受一半,故主轴轴端受力为 先假设 前后支撑分别为根据 。6. 各传动轴支承处轴承的选择 主轴 前支承：NN3020K;中支承：N219E;后支承：NN3016K 轴 前支承：30207;后支承：30207 轴 前支承：30207;中支承：NN3009;后支承：30207 轴 前支承：30208;后支承：30208三、总结 金属切削机床的课程设计任务完成了，虽然设计的过程比较繁琐，而且刚开始还有些不知所措，但是在同学们的共同努力下，再加上老师的悉心指导，我终于顺利地完成了这次设计任务。本次设计巩固和深化了课堂理论教学的内容，锻炼和

16、培养了我综合运用所学过的知识和理论的能力，是我独立分析、解决问题的能力得到了强化.床产品设计是设计人员根据市场，社会和人们对机床的需要所进行的构思，计算，试验，选择方案，确定尺寸，绘制图纸以及编制技术文件等一系列创造性活动的总称，是机床产品实现的必要前提，是产品开发过程中至关重要的环节。机床产品设计的好坏，直接影响其成本，质量，研制周期及市场的竞争能力。本文的设计主要是从车床主轴箱的角度入手，使设计产品在给定的数值要求下达到最合理的经济和性能。为两个个月的设计任务圆满完成了，虽然设计的过程比较繁琐，而且刚开始还有些不知所措，甚至是害怕与退缩，尽管“雄关漫道真如铁”，但是在我“而今迈步从头越”，

17、再加上老师的悉心指导，我终于顺利地完成了这次设计任务。本次的设计是在反复的修改中完成的，巩固和深化了课堂理论教学的内容，锻炼和培养了我综合运用所学过的知识和理论的能力，是我独立分析、解决问题的能力得到了强化. 在设计当中，我也遇到了一些问题,除了上述的以外比如在有些设计部分并没有完全严格计算，参考的一些普遍车床的数据在保证安全可靠的基础上做到了尽量满足工艺要求。在此过程中不断地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，设计过程培养了我认真细心的态度，这对以后的学习和工作都有积极的意义，也会是我大学积累的一笔非常宝贵的财富。四、参考文献1工程学院机械制造教研室 主编.金属切削机床指导书.2濮良贵 纪名刚主编.机械设计(第七版).北京:高等教育出版社,2001年6月 3毛谦德 李振清主编.袖珍机械设计师手册第二版.机械工业出版社,2002年5月4减速器实用技术手册编辑委员会编.减速器实用技术手册.北京:机械工业出版社,1992年5戴曙 主编.金属切削机床.北京:机械工业出版社,2005年1月6机床设计手册编写组 主编.机床设计手册.北京:机械工业出版社,1980年8月7华东纺织工学院 哈尔滨工业大学 天津大学主编.机床设计图册.上海:上海科学技术出版社,1979年6月- 20 -