1、畢業設計說明書題目中型普通車床主軸變速箱設計專業機械制造與自動化專業摘要：本設計著重研究機床主傳動系統的設計步驟和設計方法，根據已確定的運動參數以變速箱展開圖的總中心距最小為目標，擬定變速系統的變速方案，以獲得最優方案以及較高的設計效率。在機床主傳動系統中，為減少齒輪數目，簡化結構，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數的設計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設計方案。本文通過對主傳動系統中雙聯滑移齒輪傳動特點的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖關鍵詞：傳動系統設計，主軸箱，轉速圖abstract：thedesignfocusedonthemaintransmissionsystem

2、ofmachinetooldesignstepsanddesignmethod,accordingtotheidentifiedparametersfortransmissionexpansiongraphofthesmallestcentraldistanceasthegoal,formulatetransmissionsystemtransmissionscheme,toobtaintheoptimalschemeandhighdesignefficiency.inthemaintransmissionsystemofmachinetool,inordertoreducethenumber

3、ofgears,simplestructure,shortaxialdimension,withtheteethnumberofgeardesignmethodisaspreadsheet,collectalgorithmandisnoteasytofindoutthetrouble,calculationofreasonabledesignscheme.thisarticlethroughtothemaintransmissionsystemoftwolinkedslipgearcharacteristicsanalysisandresearch,drawingpartsdrawingand

4、spindleboxexpansiongraphandcutawayviewkeywords：transmissionsystemdesign,mainspindlebox,speeddiagram目錄第一章 緒論11機床的發展與現狀12總設計方案說明1第二章 車床住參數和基本參數31主軸的極限轉速32確定主軸的傳動級數33主電機的確定3第三章 傳動設計41傳動組和傳動副數的確定42傳動結構式的選擇42.1分配總降速比42.2擬定轉速圖43繪制傳動系統圖。6第四章 動力設計81確定各軸的轉速82帶傳動設計83齒輪參數設計和強度校核103.1選擇齒輪材料及確定強度設計計算103.2計算齒輪參數1

5、03.2齒輪強度校核12第五章 主軸的軸徑估算及強度校核151各軸軸徑的估算152軸強度的校核16第六章 軸承的選用和壽命計算181軸承的類型及特性182軸承的選用203軸承的壽命計算21總結23致謝24參考文獻25附錄26第一章 緒論1機床的發展與現狀機床技術參數有主參數和基本參數，他們是運動傳動和結構設計的依據，影響到機床是否滿足所需要的基本功能要求，參數擬定就是機床性能設計。主參數是直接反映機床的加工能力、決定和影響其他基本參數的依據，如車床的最大加工直徑，一般在設計題目中給定，基本參數是一些加工件尺寸、機床結構、運動和動力特性有關的參數，可歸納為尺寸參數、運動參數和動力參數。通用車床工

6、藝范圍廣，所加工的工件形狀、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬質合金刀具又用高速鋼刀具。因此，必須對所設計的機床工藝范圍和使用情況做全面的調研和統計，依據某些典型工藝和加工對象，兼顧其他的可能工藝加工的要求，擬定機床技術參數，擬定參數時，要考慮機床發展趨勢和同國內外同類機床的對比，使擬定的參數最大限度地適應各種不同的工藝要求和達到機床加工能力下經濟合理。機床主傳動系因機床的類型、性能、規格和尺寸等因素的不同，應滿足的要求也不一樣。設計機床主傳動系時最基本的原則就是以最經濟、合理的方式滿足既定的要求。在設計時應結合具體機床進行具體分析，一般應滿足的基本要求有：滿足機床使用性能要求。首先

7、應滿足機床的運動特性，如機床主軸油足夠的轉速范圍和轉速級數；滿足機床傳遞動力的要求。主電動機和傳動機構能提供足夠的功率和轉矩，具有較高的傳動效率；滿足機床工作性能要求。主傳動中所有零部件有足夠的剛度、精度和抗震性，熱變形特性穩定；滿足產品的經濟性要求。傳動鏈盡可能簡短，零件數目要少，以便節約材料，降低成本。2總設計方案說明根據機械設計手冊18269，表18.29，變速級為8級欄中，排列方式有三種：(a)無公用齒輪(b)單公用齒輪(c)雙公用齒輪。由于我們設計的是有滿足最大和次大齒輪的次數差大于4的要求(模數相同)。目的是為了避免兩齒輪軸上任意兩個齒輪的齒頂相碰。若采用雙公用齒輪時因兩變速互相制

8、約，齒數及徑向尺寸可能增大；若采用三公用齒輪時配齒困難。公用齒輪既是前一變速組的從動齒輪，又是后一變速組的主動輪，嚙合時間長，磨損快，且故公用齒輪的材料好，精度要高。所以，我們設計選用(a)無公用齒輪傳動方式。第二章 車床住參數和基本參數1主軸的極限轉速由設計任務書可知：機床主軸的極限轉速為，變速級數z=8，公比,可求出轉速范圍2確定主軸的傳動級數已知主軸轉速級數z=8和公比=1.57已知且a，b為正整數，即z應可分解為2和4的因子，以便用2和4聯滑移齒輪實現變速取z=8級，則綜上述可得主傳動部件的運動參數3主電機的確定符合4kw額定功率的三相異步電機的轉速有75010001500和3000r

9、/min。根據機械設計課程設計指導書表13.1查出有三種適應的電動機型號，型號是：y112m2滿載轉速2890r/mim。y112m4滿載轉速1440r/mim。y132m16滿載轉速960r/mim。因此有三種傳動比方案，綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、齒輪傳動的傳動比，可見第2方案比較適合選定電動機型號為y112m-4滿載轉速1440r/min。其主要性能：額定功率：4kw滿載轉速1440r/min額定轉矩2.0第三章 傳動設計1傳動組和傳動副數的確定可能的方案有或者但是第一個方案使軸的數量增多了一個，也擴大了箱體體積，所以一般少用，所以選擇24的方案比較好2傳動結構式的

10、選擇2.1分配總降速比分配降速比時，應注意傳動比的取值范圍，齒輪傳動副中最大傳動比最小傳動比，傳動比過大，引起震動和噪音，傳動比過小，是動齒輪和傳動齒輪的直徑相差太大，將引起結構過大。a：確定皮帶傳動的傳動比分為，取i=2由于主電機的額定轉速為1440r/min，可知第一根軸的轉速b：確定最末一級的傳動比總的傳動比為所以且且可以算出2.2擬定轉速圖轉速結構圖如圖1所示。a：選定各級轉速值，有機械設計手冊查表18.2-3可選取各級轉速的派生系列為=63圖1結構網b：齒輪齒數的確定傳動組a由表18.26（機械設計手冊單行本，減速器和變速器）可知，確定最小齒輪的齒數和及最小齒數和，最小齒數必在的齒輪

11、副中，由表18.26（機械設計手冊單行本，減速器和變速器）可知由此可知四對齒輪的齒數為如表1所示表1齒數齒輪總齒數120軸一齒輪數60463424軸二齒輪數60748696傳動組b查表18.26（機械設計手冊單行本，減速器和變速器）確定最小齒輪的齒輪和最小齒數和必在的齒輪副中，由表18.26（機械設計手冊單行本，減速器和變速器）可知=21=99查得兩副齒輪副為如表2所示表2齒數齒輪總齒數99軸二齒輪數3821軸三齒輪數6178確定帶輪直徑由以上可知，電機轉速=1440r/min則查機械設計表88可得，此時傳動比比0.63小，所以，取很接近預定值。3繪制傳動系統圖。根據軸數、齒輪副、電動機等已知

12、參數和條件可繪制出如下的傳動系統簡圖。如圖2所示圖2傳動系統簡圖第四章 動力設計1確定各軸的轉速根據機械設計手冊查得18-2561.2.1標準公比和標準轉速數列的經驗公式有第三軸的轉速為r/min第二軸的轉速為第一軸的轉速為2帶傳動設計電動機轉速為1440r/min，傳遞功率為4kw，傳動比為=1.57(1)確定計算功率由機械設計基礎表11-7查得=1.1，則(2)選取v帶型根據小帶輪的轉速和計算功率，查機械設計圖811選b型帶。(3)確定帶輪直接和驗算帶速由以上已得小帶輪直徑，所以選取帶合格。(4)確定帶傳動的中心距和帶的基準長度設中心距為，則初選中心距為450帶長查機械設計表82選取相近的

13、基準長度，則=1400.所以帶傳動的實際中心距(5)驗算小帶輪的包角一般小帶輪的包角不應小于包角所以合適(6)確定帶的根數查機械設計基礎表11-4其中時傳遞功率的增量0.4查表11-5得=0.96按小輪包角，查表11-6得包角系數=0.9長度系數為避免v帶工作時各根帶受力嚴重不均勻，限制根數不大于10所以選取v帶的根數為2根。(7)計算帶的張緊力其中-帶的傳動功率v-帶速m/sm-每米帶的質量kg/m查表11-1取m=0.17kg/mv=10.6m/s(8)計算作用在軸上的壓軸力3齒輪參數設計和強度校核3.1選擇齒輪材料及確定強度設計計算(1)由于沒有特殊要求的傳動設計，由機械設計基礎表164

14、選取，小齒輪選45號鋼調制，齒面硬度為240hbs，大齒輪選45號鋼正火，齒面硬度為200hbs。由于齒面硬度小于350hbs，又是閉式傳動，故按齒面接觸強度設計，按齒根彎曲強度校核。(2)按齒面接觸疲勞強度設計許用接觸應力根據表12-3得極限應力查表167選取故3.2計算齒輪參數(1)計算小齒輪的分圓直徑因載荷有沖擊，取載荷系數k=1.4（表165），車床變速箱中，齒輪相對軸承對稱分布，齒寬系數查表16-3可得，選取齒寬系數為第一根軸的轉矩為去應力的較小值代入設計確定幾何尺寸齒數取=24按表機械設計基礎162取m=2.5根據公式計算分度圓直徑。(2)第一對齒輪：則分度圓直徑=2.524=60

15、中心距齒寬經圓整后取大齒輪齒寬20mm，小輪齒寬25mm（為了補償安裝誤差，通常使小齒輪齒寬略大一些）。(3)第二對齒輪：分度圓直徑=2.534=85mm中心距齒寬經圓整后取大齒輪齒寬25mm，小輪齒寬30mm（為了補償安裝誤差，通常使小齒輪齒寬略大一些）。(4)第三對齒輪：分度圓直徑中心距齒寬經圓整后取大齒輪齒寬35mm，小輪齒寬40mm（為了補償安裝誤差，通常使小齒輪齒寬略大一些）。(5)第四對齒輪：分度圓直徑中心距齒寬經圓整后取大齒輪齒寬45mm，小輪齒寬45mm。(6)確定第二、三軸傳遞的齒輪參數第二軸上的傳動轉矩為粗略的估算齒輪的分度圓直徑計算模數，按表機械設計基礎162取m=3(7

16、)第一對齒輪分度圓直徑中心距齒寬經圓整后取大齒輪齒寬20mm，小輪齒寬25mm（為了補償安裝誤差，通常使小齒輪齒寬略大一些）。(8)第二對齒輪分度圓直徑中心距齒寬經圓整后取大齒輪齒寬35mm，小輪齒寬40mm（為了補償安裝誤差，通常使小齒輪齒寬略大一些）。3.2齒輪強度校核(1)校核第一、二軸上嚙合的齒輪的強度根據表12-3得極限應力查表16-7得安全系數許用齒根應力由上可知：驗算齒根彎曲應力查表齒形系數載荷系數k查機械設計基礎表165可得k=1.4所以安全(2)校核第二、三軸上嚙合的齒輪的強度根據表12-3得極限應力查表16-7得安全系數許用極限應力由上面計算可知驗算齒根彎曲應力齒形系數所以

17、二三軸上的齒輪傳動是安全的。第五章 主軸的軸徑估算及強度校核1各軸軸徑的估算各軸的輸入功率根據機械設計基礎課程設計表127查得v帶的傳動效率為0.96，滾子軸承的效率是0.98，齒輪副的傳動效率是0.97。電動機軸一軸二軸三軸前面已算出一、二軸的轉矩再算出第三軸上的轉矩估算軸徑根據其中查表可得c的取值范圍是107,118。所以估算的軸徑為一軸考慮鍵槽對軸的削弱，將直徑增大5%10%，所以取為18.322.2，由設計手冊取，根據軸系結構確定軸c處的直徑二軸考慮鍵槽對軸的削弱，將直徑增大5%10%，所以取為30.936.1由設計手冊取，根據軸系結構確定軸c處的直徑三軸考慮鍵槽對軸的削弱，將直徑增大

18、5%10%，所以取為35.741.6由設計手冊取，根據軸系結構確定軸c處的直徑2軸強度的校核(1)校核一軸由上可知圖a圖b圖c通過查找資料，把齒輪的分布如傳動系統圖所示而軸長取軸長為250mm所以一軸上所受的力軸向力徑向力法向力(2)畫出軸的受力圖如圖a所示(3)計算水平支反力，畫水平面彎矩圖如圖b所示(4)計算垂直面支反力，畫垂直彎矩圖如圖c所示垂直面支反力為c-c截面的左側垂直面彎矩c-c截面的右側垂直面彎矩(5)畫合成彎矩圖如圖d所示(6)畫轉矩圖如圖e所示(7)計算當量彎矩因變速箱單向運轉傳動，故可認為轉矩脈動循環變化，取系數=0.6由圖可知c-c處最危險，則(8)校核強度故軸的強度足

19、夠第六章 軸承的選用和壽命計算1軸承的類型及特性滾動軸承的類型及特性見表3.表3滾動軸承的類型和特性軸承名稱、類型及代號結構簡圖及承載方向極限轉速nc允許角偏差特性與應用調心球軸承10000中23主要承受徑向載荷，可承受少量的雙向軸向載荷，外圈滾道為球面，具有自動調心性能。適用于多支點軸、彎曲剛度小的軸以及難于精度對中的支承調心滾子軸承20000中0.52主要承受徑向載荷，其載荷能力比調心滾子軸承約大一倍，也能承受少量的雙向軸向載荷。外圈滾道為球面，具有調心性能，適用于多支點軸、彎曲剛度小的軸及難于精度對中的支承圓錐滾子軸承30000中2能承受較大徑向載荷和單向軸向載荷，內外圈可分離。適用于轉

20、速不太高，軸的剛性較好的場合雙列深溝球軸承40000中210能承受較大徑向載荷，也承受一定的雙向軸向載荷。它比深溝球軸承具有較大的承載能力推力球軸承單列51000雙列52000低不允許推力球軸承的套圈與滾動體可分離，單向推力球軸承只能承受單向軸向載荷，兩個圈的內孔不一樣大，內孔較小的與軸配合，內孔較大的與機座固定。雙向推力球軸承可以承受雙向軸向載荷，中間圈與軸配合，另兩個圈為松圈。常用與軸向載荷大、轉速不高場合。低不允許深溝球軸承60000高816主要承受徑向載荷，也可同時承受少量雙向軸向，工作時內外圈軸線允許偏斜。摩擦阻力小，極限轉速高，結構簡單，價格便宜，應用最廣泛。但承受沖擊載荷能力較差

21、，適用于高速場合角接觸軸承7000c(=15)7000ac(=25)7000b(=40)較高210能同時承受徑向載荷與單向的軸向載荷，公稱接觸角有15、25、40三種，越大，軸向承載能力越大。適用于轉速較高，同時承受徑向和軸向再和場合2軸承的選用（1）載荷條件軸承所承受載荷的大小、方向和性質是選擇軸承的主要依據。輕載和中載時應選用球軸承，受重載或沖擊載荷時，應選用滾子軸承；純徑向載荷時，應選用深溝球軸承、圓柱滾子軸承或滾針軸承等；純軸向載荷時，可選用推力軸承；軸向、徑向均有載荷時，若軸向載荷比徑向載荷大得多，常選用推力軸承和深溝球軸承的組合結構。需要注意的是推力軸承不能承受徑向載荷，圓柱滾子軸

22、承不能承受軸向載荷。（2）轉速條件高速時應優先選用球軸承。內徑相同時，外徑越小，離心力也越小，所以在高速時宜選用超輕、特輕系列軸承。推力軸承的極限轉速都很低，高速運轉時摩擦發熱嚴重，若軸向載荷不十分大，側可采用角接觸球軸承或深溝球軸承來承受純軸向力。（3）裝調性能圓錐滾子軸承和圓柱滾子軸承的內外圈可以分離，便于拆裝。為方便在長軸上軸承的裝拆和緊固，可選用帶內錐孔和緊定套的軸承。（4）調心要求當由于和安裝誤差等因素致使周的中心線與軸承中心線不重合時，當軸受力彎曲造成軸承內外圈軸線發生偏斜時，宜選用調心軸承或調心滾子軸承。（5）經濟考慮在滿足使用要求的情況下，優先選用價格低廉的軸承。以球軸承的價格

23、低于滾子軸承。軸承的精度越高價格越貴。在同精度的軸承中，深溝球軸承的價格最低。綜上幾點考慮，由于車床箱整體的受力要求不高，所以選用深溝球軸承：一軸的軸頸的直徑為20mm，我們選用滾子軸承，根據機械設計基礎課程設計可知選用6204二軸的軸頸的直徑為35mm，我們選用滾子軸承，根據機械設計基礎課程設計可知選用6207三軸的軸頸的直徑為40mm，我們選用滾子軸承，根據機械設計基礎課程設計可知選用6208。3軸承的壽命計算如表4所示表4深溝球軸承軸承代號基本尺寸/mm安裝尺寸/mm基本額定動載荷cr基本額定靜載荷cor極限轉速/(rmin-1)脂潤滑油潤滑knddbrsmindamindamaxras

24、max620420471412641112.86.65140001800062073572171.14265125.515.2850001100062084080181.14773129.518.0800010000一軸的軸承壽命計算由前面設計可知查表根據工作條件傳動有輕微沖擊，查表168得溫度不超過，由表1610查得求當量動載荷p，該軸承為6204查手冊表根據查得e=0.37又因為所以機械設計基礎表169可知x=0.56y=1.02所以軸承的壽命因為是滾子軸承=13.2186.6=2463.2h總結在完成畢業設計的過程中，我們走了很多彎路。特別是資料書很多時，我們卻無從下手。不過我們通過了幾

25、種模擬方案對比后，選了個最佳方案。通過，此次的畢業設計，使我們把3年來，所有學過的東西都用上了。并且還在相關的權威的網站上查閱了大量資料。使用過程當中有一些問題實在是很棘手，但是，通過細心加仔細。我們把難關一一克服。特別是在計算的時候要特別仔細，一不小心就容易出錯。不過通過這次畢業設計使我們對機械設計又有了新的認識和新的方向，就是對機械設計的系統知識有了新的了解。結構也有了跟進一步的加深。車床主軸箱是機床的動力源將動力和運動傳遞給機床主軸的基本環節，其機構復雜而巧妙。這次設計的效果沒有預計的理想，有一些硬件方面的原因。我接受的設計任務是對車床主軸箱進行設計。主軸箱的結構繁多，考慮到實際硬件設備的承受能力，在畫主軸展開圖的時候不影響表達出主軸箱內部結構的情況下，我省去了很多細部結構。從這點讓我深深的體會到“科技是第一生產力”這句話的正確與嚴謹性。在設計中我們也遇到了其它許多棘手的問題，例如，設計采用的度量標準不一致，導致裝配的時候產生了干涉的問題，對于這個問題我們采用互相調節的方法，需要相互配合的兩個零件的設計者相互協調，最后實現設計的效果。致謝本文的畢業設計是在王萍老師指導下完成的。王老師治學嚴