買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 金屬切削機床 課程設計說明書 設計題目 ： 普通車床主軸變速箱設計 專 業(yè) ： 姓 名 ： 學 號 ： 指導老師 ： 金屬切削機床課程設計任務書 一、 設計題目：普通車床主軸變速箱設計 二、 設計參數(shù)： 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 主電機功率： 3 軸最高轉(zhuǎn)速： 1660 r/軸最低轉(zhuǎn)速： r/、 設計要求 1、主軸變速箱裝配圖 1 張（ 展開圖和主要的橫向剖視圖） 2、主零件工作圖（ 傳動系統(tǒng) 圖 (3、設計計算說明書 1 份 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 目錄 一、傳動設計 機的選擇 .動參數(shù) .定結(jié)構(gòu)式 . 傳動結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選擇 . 傳動組和傳動副數(shù)可能的方案 . 結(jié)構(gòu)網(wǎng)和結(jié)構(gòu)式各種方案的選擇 . 各方案的分析比較 .速圖和系統(tǒng)圖的擬定 .定帶輪直徑 . 確定計算功率 . 選擇 .確定帶輪直徑并驗算帶速 V. 確定帶傳動的中心距和帶的基準長度 . 驗算小帶輪的包角 . 確定帶的根數(shù) . 計算帶的張緊力0F. 計算作用在軸上的壓軸力 .定各變速組傳動副齒數(shù) .制傳動系統(tǒng)圖 .、 動力設計 .定傳動件計算轉(zhuǎn)速 . 軸計算轉(zhuǎn)速 . 各傳動軸計算轉(zhuǎn)速 . 各齒輪計算轉(zhuǎn)速 . 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 .傳動組齒輪模數(shù)的確定和校核 . 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 輪強度校核 . 校核 a 傳動組齒輪 . 校核 .校核 .軸撓度的校核 . 確定各軸最小直徑 . 軸的校核 .式摩擦離合器的選擇及計算 . 決定外摩擦片的內(nèi)徑0d. 選擇摩擦片尺寸 . 計算摩 擦面對數(shù) Z. 計算摩擦片片數(shù) . 計算軸向壓力 Q.、結(jié)構(gòu)設計 .輪的設計 .軸換向機構(gòu)的設計 .動機構(gòu)的設計 .輪塊的設計 .承的選擇 .軸組件的設計 . 各部分尺寸的選擇 .軸通孔直徑 .頸直徑 .承跨距及懸伸長度 . 主軸軸承的選擇 .滑系統(tǒng)的設計 .、參考文獻 .紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 5 一、傳動設計 機的選擇 （ 1）床身上最大回轉(zhuǎn)直徑： 400 2）主電機功率： 3 3）主軸最高轉(zhuǎn)速： 1660r/動參數(shù) 變速范圍 Rn=1660/1Z 對于中型車床， 此處取 轉(zhuǎn)速級數(shù) Z=12。查設計指導準數(shù)列表得轉(zhuǎn)速系列為： 50, 71, 101, 143, 204, 289, 410, 582, 825, 1170 ,1660 定結(jié)構(gòu)式 動結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選擇 結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)對于分析 和選擇簡單的串聯(lián)式的傳 s 動不失為有用的方法，但對于分析復雜的傳 動并想由此導出實際的方案，就并非十分有效了。 傳動組和傳動副數(shù)可能的方案 方案一： 631 22312 方案二：621 23212 方案三：613 23212 構(gòu)網(wǎng)和結(jié)構(gòu)式各種方案的選擇 方案的分析比較 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 6 在一般的選擇原則中，通常取擴大順序與傳動順序一致，但在此次設計中，考慮到機床的啟動、停止，要求軸上裝有摩擦離合 器，所以，方案一中，由于裝有摩擦離合器，必然導致軸上的軸向尺寸增大。方案二、三中，解決了方案一中軸向尺寸過大的問題，但考慮到軸到軸的傳動中，方案二中可能會有較大的降速比。故選方案三作為此處設計的可行方案。 速圖和系統(tǒng)圖的擬定 由于車床軸轉(zhuǎn)速一般取 7001000 r/在中型通用機床中，通常傳動比 u = 1范圍內(nèi)， u=u 主 /430/825 =初選軸轉(zhuǎn)速為 825r/ 擬定轉(zhuǎn)速圖如圖 1 定帶輪直徑 定計算功率 機械設計表 8 7 查得工作情況系數(shù) 3 選擇 V 帶類型 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 7 據(jù) 值由 機械設計圖 8 10 選擇 A 型帶。 定帶輪直徑并驗算帶速 V 由機械設計表 8 6、表 8 8，取基準直徑 1d 75 驗算帶速 V V 1d (60 1000) 75 1430/(60 1000) s 因為 5m/s V 25m/s,所以帶輪合適。 定大帶輪直徑 2d 2d i 1d 75 115 據(jù) 機械設計表 8 8，取基準直徑 2d 115 確定帶傳動的中心距和帶的基準長度 設中心距為0a,則 0 7（ 21 ） a 2（ 21 ） 于是 133 a 380,初取中心距為 0 帶長02122100 4)()(22 =700 查表取相近的基準長度dL，10 帶傳動實際中心距 a=a。 +( /2=205 驗算小帶輪的包角 一般小帶輪的包角不應小于 120 。 21 a 。合適。 定帶的根數(shù) ( 00 其中： 0p- 1i 時傳遞功率的增量； ，查得的包角系數(shù)； 長度系數(shù)； 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 8 為避免 制根數(shù)不大于 10。 ( 00 =5 算帶的張緊力000 其 中： m/s； kg/m；取 q=m。 v = 1440r/ s。 20 )00 = 計算作用在軸上的壓軸力 a/2)=定各變速組傳動副齒數(shù) 傳動組 a: 查表 82/1/1 21 2/1/1 21 ： 57、 60、 63、 66、 69、 72、 75、 78 58、 60、 63、 65、 67、 68、 70、 72、 73、 77 可取 2,于是可得軸齒輪齒數(shù)分別為： 24、 42。 于是 48/241 2/30 可得軸上的兩聯(lián)齒輪齒數(shù)分別為： 48、 30。 傳動組 b: 查表 8 , ： 69、 72、 73、 76、 77、 80、 81、 84、 87 ： 60、 63、 66、 69、 72、 75、 78、 80、 82、 84、 86 ： 63、 65、 67、 68、 70、 72、 73、 77、 79、 82、 84 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 9 可取 4，于是可得軸上齒輪的齒數(shù)分別為： 22、 28、 35。 于是 62/221 8/56， 5/49 得軸上齒輪的齒數(shù)分別為： 62、56、 49。 傳動組 c: 查表 84/11 22 1 ： 84、 85、 89、 90、 94、 95 22 ： 72、 75、 78、 81、 84、 87、 89、 90 可取 0. 4/11 降速傳動，取軸齒輪齒數(shù)為 18； 22 升速傳動，取軸齒輪齒數(shù)為 30。 于 是得 72/181 30/602 聯(lián)動齒輪的齒數(shù)分別為 18， 60； 得軸兩齒輪齒數(shù)分別為 72， 30。 二、 動力設計 定傳動件計算轉(zhuǎn)速 軸計算轉(zhuǎn)速 主軸計算轉(zhuǎn)速是第一個三分之一轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的最高一級轉(zhuǎn)速，即 3Z =118r/ 18r/傳動軸計算轉(zhuǎn)速 軸可從主軸 118r/ 72/18的傳動副找上去，軸的計算轉(zhuǎn)速 170r/的計算轉(zhuǎn)速為 475r/的計算轉(zhuǎn)速為 950r/ 齒輪計算轉(zhuǎn)速 傳動組 c 中， 18/72 只需計算 z = 18 的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為 475r/60/30 只需計算 z = 30 的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為 355r/動組 b 計算 z = 22 的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為 475r/動組 z = 24 的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為 950r/ 算主軸轉(zhuǎn)速誤差 1430*75/115*42/30*35/49*60/30=文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 10 1900r/5%001 4 0 0 )1 4 0 1 7(%100)( 標標實所以合適。 傳動組齒輪模數(shù)的確定和校核 模數(shù)的確定： 別計算各齒輪模數(shù) 先計算 24齒齒輪的模數(shù)： 3 221 )1(16338m 其中 : ； = 2； 3 m ， 取 = 600全系數(shù) S = 1。 由應力循環(huán)次數(shù)選取 K ，取 S=1， M P N 5 4 01 6 0 i m 。 m = 2 按齒數(shù) 42的計算， m = 2 于是傳動組 m = 2b = 16 軸上齒輪的直徑： *24=48mm,*42=84 軸上兩聯(lián)齒輪的直徑分別為： *48=96*30=60文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 11 確定軸上另兩聯(lián)齒輪的模數(shù)。 3 22 )1(16338m 按 22齒數(shù)的齒輪計算： U=75r/得 m = 取 m = 3 按 28齒數(shù)的齒輪計算： 可得 m = 按 35齒數(shù)的齒輪計算： 可得 m = 于是軸齒輪的模數(shù)統(tǒng)一取為 m = 3 于是軸齒輪的直徑分別為： *22=66mm,*28=84mm,*35=105上與軸三聯(lián)齒輪嚙合的兩齒輪直徑分別為： *62=186*56=168*49=147mm 取 m = 3 軸上齒輪的直徑分別為： *18=54mm,*60=180四上兩齒輪的直徑分別為： *72=216*30=90輪強度校核 ： 計算公式2a 傳動組齒輪 校核齒數(shù)為 24的即可，確定各項參數(shù) P=n=950r/T=06*50=0確定動載系數(shù)： v=d*n/(60*1000)=s 齒輪精度為 7級，由機械設計查得使用系數(shù) b=8*2=16文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 12 確定齒向載荷分配系數(shù) :取齒寬系數(shù) 1d非對稱 2 2 31 . 1 2 0 . 1 8 1 0 . 6 0 . 2 3 1 0H d =b/h=16/(2*2)=4,查機械設計得 確定齒間載荷分配系數(shù) : T/d=1200N t/b=75100N/機械設計查得 1 確定動載系數(shù) : 表 10 計算彎曲疲勞許用應力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 圖 10K,S = 1.3 4 74 ， 故合適。 核 b 傳動組齒輪 校核齒數(shù)為 22的即可，確定各項參數(shù) P=n=475r/T=06*55=0確定動載系數(shù)： v=d*n/(60*1000)=s 齒輪精度為 7級，由機械設計查得使用系數(shù) 0.1b=8*3=24確定齒向載荷分配系數(shù) :取齒寬系數(shù) 1d非對稱 2 2 31 . 1 2 0 . 1 8 1 0 . 6 0 . 2 3 1 0H d =b/h=24/(3*機械設計得 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 13 確定齒間載荷分配系數(shù) : T/d=A*Ft/b=00N/機械設計查得 K 確定動載系數(shù) : 表 10 計算彎曲疲勞許用應力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 圖 10K,S = 1.3 4 74 ， 故合適。 c 傳動組齒輪 校核齒數(shù)為 18的即可，確定各項參數(shù) P=n=170r/T=06*55=0確定動載系數(shù)： v=d*n/(60*1000)=s 齒輪精度為 7級，由機械設計查得使用系數(shù) 9.0b=8*3=24 確定齒向載荷分配系數(shù) :取齒寬系數(shù) 1d非對稱 2 2 31 . 1 2 0 . 1 8 1 0 . 6 0 . 2 3 1 0H d =b/h=24/(3*4)=2,查機械設計得 定齒間載荷分配系數(shù) : T/d=3311N t/b=00N/機械設計查得 K 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 14 確定動載系數(shù) : 2 5 7 表 10 計算彎曲疲勞許用應力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 圖 10K,S = 1.3 4 74 ， 4 故合適。 定各軸最小直徑 1軸的直徑： 1=950r/ j =91*4（ 3*096/950） =222軸的直徑： 2=475r/ j =91*4（ 3*75） =263軸的直徑： 3=170r/ j =91*4（ 3*70） =334主軸的直徑： j =91*4（ 3*=46文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 15 軸的校核：通過受力分析，在一軸的三對嚙合齒輪副 中，中間的兩對齒輪對軸中點處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來進行校核 T=06*50=0t=2T/d=1200N P=F= ( +)=知 ： d=30E=200*109y=300mm,b=228 所以合格, 。 軸、軸的校核同上。 式摩擦離合器的選擇及計 算 外摩擦片的內(nèi)徑0 大 2 6 0d D+(2 6) 36+(2 6) 38 42 取0d 42選擇摩擦 片尺寸 參考 設計指導 摩擦片尺寸及花鍵規(guī)格自行設計摩擦片的尺寸如圖所示 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 16 6內(nèi)摩擦片外摩擦片厚度 1. 52490 9890 算摩擦面對數(shù) Z K v K n K)D(10123033式中 額定動扭矩； 9550 9550 m K K f 摩擦片間的摩擦系數(shù)；查 設計指導表 12 f 擦片材料 10 鋼，油潤） P 摩擦片基本許用比壓；查 設計指導表 12 P 擦片材料 10鋼，油潤）； D 摩擦片內(nèi)片外徑 0d 外摩擦片的內(nèi)徑 速度修正系數(shù)；根據(jù)平均圓周速度（ s）查 設計指導 表 13 近似取為 結(jié)合次數(shù)修正系數(shù)； 查 設計指導表 13 取為 接合面修正系數(shù)； 把數(shù)據(jù)代入公式得 查 設計指導表 13 取 Z 14 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 17 算摩擦片片數(shù) 摩擦片總片數(shù)（ Z 1） 15 片 算軸向壓力 Q Q )(40 202 p )4290(40 22 478N 三、結(jié)構(gòu)設計 輪的設計 根據(jù) V 帶計算，選用 5 根 A 型 V 帶。由于 軸安裝摩擦離合器及傳動齒輪，為了改善它們的工作條件，保證加工精度，采用卸荷式帶輪結(jié)構(gòu)輸入。如圖所示，帶輪支承在軸承外圓上，而兩軸承裝在與箱體固定的法蘭盤上，扭矩從端頭花鍵傳入。 軸換向機構(gòu)的設計 主軸換向比較頻繁，才用雙向片式摩擦離合器。這種離合器由內(nèi)摩擦片、外 摩擦片、滑動套筒、螺母、鋼球和空套齒輪等組成。離合器左右兩部門結(jié)構(gòu)是相同的。左離合器傳動主軸正轉(zhuǎn)，用于切削加工。需要傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，片數(shù)較多。右離合器用來傳動主軸反轉(zhuǎn)，主要用于退回，片數(shù)較少。 這種離合器的工作原理是，內(nèi)摩擦片的花鍵孔裝在軸的花鍵上，隨軸旋轉(zhuǎn)。外摩擦片的孔為圓孔，直徑略大于花鍵外徑。外圓上有 4 個凸起，嵌在空套齒輪的缺口之中。內(nèi)外摩擦片相間安裝。移動套筒 4 時，鋼球沿斜面向中心移動并使滑塊 3、螺母 1向左移動，將內(nèi)片與外片相互壓緊。軸的轉(zhuǎn)矩便通過摩擦片間的摩擦力矩傳遞給齒輪，使主軸正傳。同理， 當滑塊 7、螺母 8 向右時，使主軸反轉(zhuǎn)。處于中間位置時，左、右離合器都脫開，軸以后的各軸停轉(zhuǎn)。摩擦片的間隙可通過放松銷 6 和螺母 8 來進行調(diào)整。 摩擦片的軸向定位是由兩個帶花鍵孔的圓盤實現(xiàn)。其中一個圓盤裝在花鍵上，另一個裝在花鍵軸的一個環(huán)形溝槽里，并轉(zhuǎn)過一個花鍵齒，和軸上的花鍵對正，然后用螺釘把錯開的兩個圓盤連接起來。 動機構(gòu)的設計 根據(jù)制動器的設計原理，將其安裝在靠近主軸的較高轉(zhuǎn)速的軸，在離合器脫開時買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 18 制動主軸，以縮短輔助時間。此次設計采用帶式制動器。該制動器制動盤是一個鋼制圓盤，與軸用花鍵聯(lián)接，周邊 圍著制動帶。制動帶是一條剛帶，內(nèi)側(cè)有一層酚醛石棉以增加摩擦。制動帶的一端與杠桿連接。另一端與箱體連接。為了操縱方便并保證離合器與制動器的聯(lián)鎖運動，采用一個操縱手柄控制。當離合器脫開時，齒條處于中間位置，將制動帶拉緊。齒條軸凸起的左、右邊都是凹槽。左、右離合器中任一個結(jié)合時，杠桿都按順時針方向擺動，使制動帶放松。 輪塊的設計 機床的變速系統(tǒng)采用了滑移齒輪變速機構(gòu)。根據(jù)各傳動軸的工作特點，基本組 (傳動組 b)滑移齒輪采用平鍵聯(lián)接裝配式齒輪，固定齒輪用獨立式；第一擴大組 (傳動組 a)的滑移齒輪采用了整體式滑移 齒輪；第二擴大組 (傳動組 c)傳動轉(zhuǎn)矩較大用平鍵聯(lián)接裝配式齒輪，此時平鍵傳遞轉(zhuǎn)矩，彈性擋圈軸向固定，簡單、工藝性好、結(jié)構(gòu)方便。所有滑移齒輪與傳動軸間均采用花鍵聯(lián)接。 從工藝角度考慮，其他固定齒輪（主軸上的齒輪除外）也采用花鍵聯(lián)接。由于主軸直徑較大，為了降低加工成本而采用了單鍵聯(lián)接。 由各軸的圓周速度參考設計指導 軸間傳動齒輪精度為 8 7 7軸間齒輪精度為 7 6 6 齒輪材料為 45 鋼，采用整體淬火處理。 承的選擇 為了方便安裝， 軸上傳動件的外徑均小于箱體左側(cè)支承孔 直徑，均采用深溝球