装配设计卧式车床主轴变速箱体设计Word下载.docx
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3.2主运动参数
根据机械制造装备P42设计表2-2标准数列选定主轴最小转速min/40minrn=由
606.141.1==ϕ,Z=12则相应转速数列可由37.5按相隔6级取值,即40、56、80、112、160、224、315、450、630、900、1250、1800因此,主轴最高转速min/1800maxrn=
3.3主传动系统运动设计:
（1拟订结构式:
1确定变速组的个数和传动副数。
由于主轴转速为12级的变速系统,因此有两种选择:
其一可用三个变速组。
其中一
个三联滑移齿轮变速组和两个双联滑移齿轮变速组;
其二可用两个变速组,即四联和三联滑移齿轮变速组。
2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*4B.12=4*3C.12=3*2*2
D.12=2*3*2E.12=2*2*3
方案A、B可节省一根传动轴。
但是,其中一个传动组内有四个变速传动副,增大了该轴的轴向尺寸。
这种方案不宜采用。
但需注意采用其可能性以及相应的结构措施之后也在考虑范围之内
根据传动副数目分配应“前多后少”的原则,方案B、C可取。
3确定变速组扩大顺序:
12=4*3的传动副组合,其传动组的扩大顺序又可以有以下2种形式
A.12=41*34B.12=43*31
12=3*2*2的传动副组合,其传动组的扩大顺序又可以有以下6种形式:
A.12=31*23*26B.12=31*26*23
C.12=32*21*26D.12=34*21*22
E.12=32*26*21F.12=34*22*21
根据级比指数分配应“前疏后密”的原则,二者均应选用第一种方案。
即12=41*3412=31*23*26
4检验最后扩大组的变速范围。
结构式12=41*34最后扩大组的变速范围为r1=ϕx1（P1-1
==1.418=16>
8,不允许
结构式12=31*23*26最后扩大组的变速范围为r1=ϕx1（P1-1
==1.416=8,允许
因此,结构式方案确定为12=31*23*26。
由此确定了变速组为三联滑移齿轮变速组5画结构网。
根据已确定的结构方案画出结构网,如下图所示
对称分部的结构网
（2绘制转速图:
1确定V带传动。
a.初定轴I的转速
考虑I轴的转速不宜过低（结构尺寸增大,也不宜过高（带轮转动不平衡引起的振动、噪声,初定从动轴nI=900r/min。
b.确定计算功率Pc
根据工作情况,由课程设计实例与机械设计参考书P32页表4-1查得,工况系数KA=1.2,因此Pc=1.2×
P电=1.2×
4=4.8（kW
c.选择V带型号
根据Pc=4.8kW和n电=1440r/min,由课程设计实例与机械设计参考书P35页图4-1查得,选A型V带
d.计算传动比i
i=
==1.6
e.确定小带轮直径d1
由课程设计实例与机械设计参考书P33页表4-4查得,dmin=75mm,因此选d1=125mm
f.确定大带轮直径d2
大带轮直径d2=id1（1-ε,取弹性滑动率ε=0.02,
由此d2=1.6×
125×
（1-0.02=196mm查表4-4得d2=200mm实际传动比i==1.63
I轴的实际转速nI
==（r/min
转速误差Δn2=
对于带式传送装置,转速误差允许在±
5%范围内
g.验算带速v
v==9.42（m/s在规定的5m/s25m/s范围内,合理
h.初选中心距a0
因为0.7（d1+d22（d1+d2所以由上面数据得0.7×
（125+200
2×
（125+200即227.5650
选取a0=400mm
i.初选长度L0
L
+（d1+d2+=2×
400+（125+200+=1313.766（mm
j.选择V带所需的基准长度Ld
由课程设计实例与机械设计参考书P33页查表4-5得与L0相近的数据Ld=1400mmk.实际中心距a
aa0+=400+=443.12mm
l.验算小带轮包角
=180°
-×
57.3°
=170.3°
120°
因此,小带轮的包角取值合理
m.计算单根V带的基本额定功率P0
根据d1=125mm和n电=1440r/min,由课程设计实例与机械设计参考书P34页查表4-7,用插值法,取得A型V带的额定功率P0=1.91kW
n.额定功率的增量ΔP0
根据n电=1440r/min和i=1.6,由课程设计实例与机械设计参考书P35页查表4-8,用插值法,取得A型V带的额定功率增量ΔP0=0.148kW
o.计算V带根数z
根据=170.3°
P33查表4-2得包角系数=0.98;
根据Ld=1400mm,P34查表4-6得带长修正系数KL=0.96,因此由下列公式计算V带根数
z===2.48
将z圆整后取z=3根
p.确定单根V带的预紧力F0
F0===140.6N其中q的值由P33页表4-3查得,每米长度质量q=0.1kg/m
q.确定带对轴的压力FQ
FQ=2zF0sin=2×
3×
140.6×
sin=839.3N
r.带轮结构工作图
带轮结构工作图以大带轮为例（见工程图附图
2画转速图的格线
该变速系统具有定比传动和三个变速组,如下图中的传动轴和转速格线,标定出了各轴号、主轴各转速点及电动机转速点的转速值。
3分配传动比
①分配第三变速组（Ⅲ-Ⅳ轴间的传动比。
由结构式12=31×
23×
26可知,第三变速组即第二扩大组的传动副数p2=2,几比指数x2=6.因此,现在Ⅳ轴上找到相距6格的两个转速点E和E1。
根据传动比1/4≤u≤2,=1.14,则Ⅲ轴上相应主动转速点D只能有唯一位置,即uc1=-4=1.41-4=1/4,uc2=2=1.412=2。
②分配第二变速组（Ⅱ-Ⅲ轴间的传动比。
第二变速组即第一扩大组又两个传动副,x1=3.因此,由Ⅲ轴上的D点可定出D1点。
Ⅱ轴上相应主动转速点C的位置只允许在C1——C1ˊ范围内选定。
若选点C1ˊ点,则Ⅱ轴转速过低且声速传动比达到极限值;
若选C1点,则Ⅱ轴转速速度偏高且降速传动比达极限值。
综合上述问题,现选定C点位置,其传动比ub1=-3=1.41-3=1/2.8,ub2=0=1。
③分配第一变速组（Ⅰ-Ⅱ轴间的传动比。
第一变速组即基本组有三个传动副x0=1,故于Ⅱ轴上自C点向上取相邻三点C、C1、C2。
其Ⅰ轴上相应转速点B只能在Bˊ——B"
范围内选定,考虑结构尺寸和传动性能,以及nI=832.37m/s,选定在B点。
④画全传动线,绘制转速图。
如下图所示
4确定齿轮齿数。
在满足齿轮齿数确定的原则前提下由机械制造装备设计书P62页表2-5查得A第一变速组:
2/1/1u2
1a==ϕ,41.1/1/1u2a==ϕ,1/1u3a=
2
/1/1u2
1a==ϕ
时:
=zS……57、60、63、66、69、72、75、78……
41.1/1/1u2a==ϕ时:
=
zS……58、60、63、65、67、68、70、72、73、75、77、
79……
1/1u3a=时:
zS……58、60、62、64、66、68、70、72、74、76、78……
可取=zS72,于是可得轴Ⅰ齿轮齿数分别为:
24、30、36。
于是48/241=ai,42/302=ai,36/363=ai可得轴Ⅱ上的三联齿轮齿数分别为:
48、42、36。
B.第二变速组:
8.2/1/1u3
b1==ϕ,1/1u2b=8.2/1/1u3
b1==ϕ
zS……69、72、73、76、77、80、81、84、87、88、91、
92、95、96……
1/1u2b=时:
zS……70、72、74、76、78、80、82、84、86、88、90、92、
94、96……
可取=zS84,于是可得轴Ⅱ上两联齿轮的齿数分别为:
22、42。
于是62/22i1b=,42/42i2b=,得轴Ⅲ上两齿轮的齿数分别为:
62、42。
C.第三变速组:
4/1u1c=,2u2=c4/1u1c=时:
=zS……69、70、74、75、79、80、84、85、89、90、94、95……
2u2=c时:
=
zS……72、75、78、81、84、86、87、89、90、92、93、95、96……
可取=zS95.
4/1u1c=为降速传动,取轴Ⅲ齿轮齿数为
19;
2u2=c为升速传动,取轴Ⅳ齿轮齿数
为32。
于是得76/19i1c=,32/632=ci
得轴Ⅲ两联动齿轮的齿数分别为19,63;
得轴Ⅳ两齿轮齿数分别为76,32。
传动过程中,会采用三联滑移齿轮,为避免齿轮滑移中的干涉,检验z2-z3=48-30=184,因此所选齿轮的齿数符合设计要求的三联滑移齿轮中最大和次大齿轮之间的齿数差应大于4。
5验算主轴转速误差:
主轴各级实际转速值用下式计算:
n=n电*
1dd（1-εiaibic=882iaibic
式中ia、ib、ic分别为第一、第二、第三变速组齿轮传动比。
ε取0.02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=|
'
n
nn-|≤10（Φ-1%其中'
n主轴标准转速
转速误差表
经计算10（Φ-1%=10×
（1.41-1%=4.1%,上述均转速误差满足要求。
6绘制传动系统图
四、动力设计
4.1电动机的选择
根据电动机功率P电=4KW由机械工程及自动化简明设计手册P32页表2-2查得,选用Y112M-4型三相异步电动机。
由P33页表2-3查得Y系列电动机的外型尺寸
4.2各传动件的计算转速
①主轴的计算转速。
由机械制造装配设计课本P73页表2-6查得,主轴计算转速是
第一个三分之一转速范围内的最高一级转速,即nc=nmin13-Z
ϕ=nⅣ=112r/min;
②传动轴的计算转速
Ⅲ轴计算转速的确定:
a.Ⅲ轴共有6级实际工作转速160-900r/min。
b.主轴在40r/min
至1800r/min之间的所有转速都能传递全部功率,此时Ⅲ轴若经齿轮副z11/z12传动主轴,只有450-900r/min的3级转速才能传递全部功率;
若经齿轮副z13/z14传动主轴,则160-900r/min的6级转速都能传递全部功率;
因此,Ⅲ具有的6级转速都能传递全部功率。
c.其中,能够传递全部功率的最低转速nⅢ=160r/min即为Ⅲ轴的计算转速（用黑点表示。
其余依次类推,得各传动轴的计算转速为:
nI=900r/min,nⅡ=450r/min.
③齿轮的计算转速
⑴齿轮z13的计算转速。
z13装在Ⅲ轴上,共有160-900r/min6级转速;
经z13/z14传动,主轴所得到的6级转速315-1800r/min都能传递全部功率,故z13的这6级转速也能传递全部功率;
其中最低转速160r/min即为z13的计算转速。
⑵齿轮z14的计算转速。
z14装在Ⅳ轴上,共有315-1800r/min6级转速;
它们都能传递全部功率;
其中在最低转速450r/min即为z14的计算转速。
⑶齿轮z11的计算转速。
z11装在Ⅲ轴上,共有160-900r/min6级转速;
其中只有在450-900r/min的3级转速时,经z11/z12传动主轴所得到的112-224r/min3级转速才能传递全部功率,而z11在160-315r/min3级转速时,经z11/z12传动主轴所得到的40-80r/min3级转速都低于主轴的计算转速112r/min,故不能传递全部功率,因此z11只有在450-900r/min这3级转速才能传递全部功率;
其中最低转速450r/min即为z11的计算转速。
⑷齿轮z12的计算转速。
z12装在Ⅳ轴上,共有40-224r/min6级转速,其中只有112-224r/min这3级转速才能传递全部功率;
其中最低转速112r/min即为z12的计算转速。
其余依次类推,各齿轮的计算转速见下表
4.3确定主轴支承轴颈直径。
主轴前轴颈直径D1=75mm,后轴颈直径D2=（0.7~0.85D1,取D2=60mm。
①选择材料,材料选用45钢正火处理。
由机械设计课程设计实例与禁忌P68表5-1,
材料强度极限b=600MPa;
由P73页表5-5,对称循环状态下的许用应力[-1b]=55MPa。
②计算基本直径dmin由机械设计课程设计实例与禁忌P73页表5-4,轴的材料及载荷系数为C=110.当轴端弯矩较小时,查机械工程及自动化简明设计手册P35页,取V带传动效率=0.96,齿轮传动效率为1=0.98,滚动轴承传动效率为2=0.99（一对PⅣ=4×
0.96×
0.98×
0.99×
0.99=3.51
dⅣ
C=110×
=33.45mm
由于安装有键需加大4%-5%,因为主轴为空心查机械工程及自动化简明设计手册P389页表7-12估算k=d/D=33.45/750.446要大,选取k=1.04,dⅥ=35.31×
1.05×
1.04=38.56mm;
再查机械工程及自动化简明设计手册P376页表7-1选车床最大回转直径Dmax=320mm,因此主轴内孔直径d=0.1Dmax±
10mm,其中Dmax为最大加工直径。
取d=45mm。
4.4估算传动轴直径:
（忽略各传动功率损失
按扭转刚度初步计算传动轴直径:
d
式中d——传动轴直径;
P——该传动轴的输入功率（kW,P=P电η;
P电为电动机额定功率,η为电动机到该轴间的传动效率,查机械工程及自动化简明设计手册P35页,取V带传动效率=0.96,齿轮传动效率为1=0.98,滚动轴承传动效率为2=0.99（一对
j
n——该轴计算转速（r/min;
[β]——该轴每米长度允许扭转角,这些轴都是一般传动轴,由机械工程及自动化简明设计手册P389页表7-12得,取[β]=10/m。
代入以上计算转速的值,计算各传动轴的直径:
Ⅰ轴:
dI
=23.26mm,为了传
递转矩,选用花键轴,所以dI=23.26×
（1-7%=21.63mm,圆整后取dI=30mmⅡ轴:
dⅡ
=27.45mm,为了传递转矩,选用花键轴,所以dⅡ=27.45×
（1-7%=25.53mm,圆整后取dⅡ=30mm
Ⅲ轴:
dⅢ
=35.55mm,为了传递转矩,选用花键轴,所以dⅢ=35.55×
（1-7%=33.06圆整后取dⅢ=36mm
4.5估算齿轮模数
（1齿轮弯曲疲劳强度mw的估算:
mw32,单位为mm;
其中z,nj应为同一齿轮的齿数和计算转速,并取znj乘积之小之代入上式,nj的单位为r/min。
.①第一变速组:
z1n1=24×
900=21600;
z2n2=48×
450=21600;
z3n3=30×
900=27000;
z4n4=42×
630=26460;
z5n5=36×
900=32400;
z6n6=36×
900=32400因此znj乘积中最
小是21600。
mw32=32×
=1.82;
查机械设计课程设计实例与禁忌P45页表4-17,取mw=2。
②第二变速组:
z7n7=22×
450=9900;
z8n8=62×
160=9920;
z9n9=42×
450=18900;
z10n10=42×
450=18900因此znj乘积中最小是9900。
=2.37;
查机械设计课程设计实例与禁忌P45页表4-17,取mw=2.5。
③第三变速组:
z11n11=19×
450=8550;
z12n12=76×
112=8512;
z13n13=63×
160=10080;
z14n14=32×
450=14400因此znj乘积中最小是8512。
=2.54;
（2齿轮接触疲劳强度mj的估算mj=,其中齿轮中心距A为A370,mj、A的单位均为mm;
P电为驱动电动机的功率,单位为kW;
nj为大齿轮的计算转速,单位为r/min;
zi-1、zi分别为主动齿轮、从动齿轮的齿数。
z1+z2=z3+z4=z5+z6=72;
A370=370
×
=76.65mm
mj
==2.13,查机械设计课程设计实例与禁忌P45页表4-17,取mj=2。
②第二变速组:
z7+z8=z9+z10=84;
A370=370×
=108.19mm;
==2.58,查机械设计课程设计实例与禁忌P45页表4-17,取mj=2.5。
z11+z12=z13+z14=95;
=121.85mm
==2.57,查机械设计
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