西北工業大學
工具機課程設計
專業機械電子工程
班級 05071001
學生姓名蔣胡標
學號 2010301355
課題車床主軸箱設計
指導教師楊雪寶
2013 年 10月 10日
金屬切削工具機課程設計
一、設計任務
設計內容：獨立完成表述級數為6-12級的工具機主傳動系統主軸變速箱設計。
基本要求：
1、課程設計必須獨立的進行，每人必須完成展開圖和截面圖設計各一張，能夠較好地請出地表達各軸和傳動件的空間位置及有關結構。
2、根據設計任務書要求，合理地確定尺寸、運動及動力的等相關引數。
3、正確利用結構式、轉速圖等設計工具，認真進行方案分析。
4、正確運用手冊、標準，設計圖樣必須符合國家標準規定。說明書力求用工程術語，文字通順簡練，字跡工整。
5、完成典型零件圖設計2張。
二、主要規格引數
1、題目號：5
2主電機選擇
已知電動機的功率是5.5kw，根據《車床設計手冊》附錄表2選y132s-4，額定功率5.5 ，滿載轉速1440 ，最大額定轉距2.2。
三、傳動方案擬定
1、擬定結構式
1） 確定變速組傳動副數目：
實現12級主軸轉速變化的傳動系統可以寫成多種傳動副組合：
a．12=3*4 b. 12=4*3 c.12=3*2*2
d.12=2*3*2 e.12=2*2*3
方案a、b可節省一根傳動軸。但是，其中乙個傳動組內有四個變速傳動副，增大了該軸的軸向尺寸。這種方案不宜採用。
根據傳動副數目分配應「前多後少」的原則，方案c是可取的。但是，由於主軸換向採用雙向離合器結構，致使ⅰ軸尺寸加大，此方案也不宜採用，而應選用方案d。
2） 確定變速組擴大順序：
12=2*3*2的傳動副組合，其傳動組的擴大順序又可以有以下6種形式：
a.12=2[1]*3[2]*2[6] b.12=2[1]*3[4]*2[2] c.12 =2[3]*3[1]*2[6]
d.12=2[6]*3[1]*2[3] e.12=2[2]*3[4]*2[1] f.12=2[6]*3[2]*2[1]
根據級比指數非陪要「前疏後密」的原則，應選用第一種方案。
根據題目要求，=1.26/1.58，x0=4，因此採用混合公比，故取12 =2[5]*3[2]*2[6]
2、繪製轉速圖
1）驗算傳動組變速範圍：
基本組：r==3.17
第一擴大組：r==2.52
第二擴大組：r==4
2）分配轉速比：
該車床主軸傳動系統共設有四個傳動組，其中有乙個是帶傳動。根據降速比分配應「前緩後急」的原則及摩擦離合器的工作速度要求，確定各傳動組最小傳動比。
3）繪製轉速圖
4）繪製傳動系統圖
四、傳動件尺寸計算
1、v帶引數計算
(1)確定計算功率
根據公式
式中p---電動機額定功率， --工作情況係數(此處取為1.1)。
(2)選擇v帶的型號
根據、查《機械設計》圖8-10，因此選擇a型帶。
(3)確定帶輪的基準直徑並驗算帶速v
1 初選小帶輪的基準直徑，由表8-6和表8-8取小帶輪的基準直徑
2 驗算帶速v。
因為5m/s3 計算大帶輪的基準直徑。
mm(4)確定v帶的中心矩a和基準尺寸
1 由,初定中心距
2 計算所需的基準長度
由表8-2選帶的基準直徑
3 計算中心矩a
a=a0+(ld-ld0)/2=300+2.75=302.75mm
(5)驗算小帶輪的包角
(6)計算單根v帶的額定功率pr
1 計算v帶的額定功率
查表8-4a和表9-4b得p0=1.32kw =0.02kw
查表8-5得ka=0.98，表8-2得kl=0.89
2 計算v帶的根數z
z=6。05/1.168=5.17 取5根
(7)計算單根v帶初拉力的最小值
(8) 計算壓軸力
2.齒輪引數計算
（1） 確定齒輪齒數：
利用查表法求出各傳動組齒輪齒數如下表：
傳動過程中，會採用三聯滑移齒輪，為避免齒輪滑移中的干涉，三聯滑移齒輪中最大和次大齒輪之間的齒數差應大於4。所選齒輪的齒數符合設計要求。
（2）確定模數
1 ⅰ-ⅱ 齒輪彎曲疲勞的計算：
（工具機主軸變速箱設計指導p36，為大齒輪的計算轉速，可根據轉速圖確定）
齒麵點蝕的計算：
取a=90，由中心距a及齒數計算出模數：
根據計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數。
取2 ⅱ-ⅲ齒輪彎曲疲勞的計算：
齒麵點蝕的計算：
取a=125，由中心距a及齒數計算出模數：
根據計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數。
所以取 m=4
3 ⅲ-ⅳ 齒輪彎曲疲勞的計算：
齒麵點蝕的計算：，
取a=130，由中心距a及齒數計算出模數：
根據計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數。
所以取4 標準齒輪：
從機械原理表5-3查得以下公式：
齒頂圓齒根圓分度圓齒頂高齒根高5 齒寬計算
由公式(6～10,m為模數)得：
第一套嚙合齒輪
第二套嚙合齒輪
第三套嚙合齒輪
一對嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設計上，應主動輪比小齒輪齒寬大
所以(3)驗算主軸轉速誤差：
主軸各級實際轉速值用下式計算：
n = ne* (1-ε)u1 u2 u3
式中 u1 u2 u3 分別為第
一、第二、第三變速組齒輪傳動比。
取0.05
轉速誤差用主軸實際轉速與標準轉速相對誤差的絕對值表示：
△ n = | |≤10（φ-1）%
其中主軸標準轉速
轉速誤差表
轉速誤差滿足要求。
3.傳動軸直徑的估算
其中：p-電動機額定功率
k-鍵槽係數
a-係數
-從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積；
-該傳動軸的計算轉速。
計算轉速是傳動件能傳遞全部功率的最低轉速。各傳動件的計算轉速可以從轉速圖上，按主軸的計算轉速和相應的傳動關係確定。
查《機械製造裝備設計》表3-11，i、ii、iii軸都是花鍵軸，;ⅳ軸是單鍵軸，。
[1]ⅰ軸的直徑：
取25mm.
[2]ⅱ軸的直徑：
取35mm.
[3]ⅲ軸的直徑：
取40mm.
[4]主軸的直徑：
取45mm.
此軸徑為平均軸徑，設計時可相應調整。
五、結構設計
1.片式摩擦離合器的選擇和計算
片式摩擦離合器目前在工具機中應用廣泛，因為它可以在運轉中接通或脫開，具有結合平穩、沒有衝擊、結構緊湊的特點，部分零件已經標準化，多用於工具機主傳動。
(1) 確定摩擦片的徑向尺寸：
摩擦片的外徑尺寸受到外形輪廓的限制，內徑又由安裝它的軸徑d來決定，而內外徑的尺寸決定著內外摩擦片的環形接觸面積的大小，直接影響離合器的結構與效能。表示這一特性係數是外片內徑d1與內片外徑d2之比，即
一般外摩擦片的內徑可取：d1=d+(2~6)=36mm;
工具機上採用的摩擦片值可在0.57～0.77範圍內，此處取=0.6，則內摩擦片外徑
(2) 按扭矩確定摩擦離合面的數目z：
z≥其中t為離合器的扭矩
k——安全係數，此處取為1.3；
[p]——摩擦片許用比壓，取為1.2mpa；
f——摩擦係數，查得f=0.08；
s——內外片環行接觸面積，
s（d22 — d12）=1808.64mm2;
——誘導摩擦半徑，假設摩擦表面壓力均勻分布，則=24.5mm；
kv——速度修正係數，根據平均圓周速度查表取為1.3；
——結合次數修正係數，查表為1.35；
——摩擦結合面數修正係數， 查表取為1；
將以上資料代入公式計算得z≥7.31，圓整為整偶數8，離合器內外摩擦片總數i=z+1=9。
(3) 計算摩擦離合器的軸向壓力q：
(4) 摩擦片厚度b = 1，1.5，1.75，2公釐，一般隨摩擦麵中徑增大而加大。內外片分離時的最小間隙為（0.2～0.4）mm。
(5) 反轉時摩擦片數的確定：
普通車床主軸反轉時一般不切削，故反向離合器所傳遞的扭矩可按空載功率損耗確定。普通車床主軸高速空轉功率pk一般為額定功率pd的20～40%，取pk = 0.4pd，計算反轉靜扭矩為pk = 723kw，代入公式計算出z≥3.
2，圓整為整偶數4，離合器內外摩擦片總數為5。
根據jb/t9190-1999選用機械式多片雙聯離合器，因為安裝在箱內，所以採取濕式。查表可得離合器引數h=2.5，模數m=2.
5。查《離合器手冊》表1.2.
6選用編號為2的離合器。
2.帶輪結構設計
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