車床主軸箱設計課程設計說明書

1、寶雞文理學院課 程 設 計 說 明 書姓 名： 學 號： 201194014325 學 院： 機械工程院 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化題 目： 車床主軸箱設計 裝 配 圖： 1張截 面 圖; 1 張主軸零件圖:1張指導教師： 職稱: 講師 目 錄目 錄2第1章 機床用途、性能及結構簡單說明4第2章 設計部分的基本技術特性和結構分析52.2 確定傳動公比62.3擬定參數(shù)的步驟和方法62.3.1 極限切削速度vmax、vmin62.3.2 主軸的極限轉速7第3章 設計部分的運動設計73.1 主電機功率動力參數(shù)的確定73.2確定結構式73.3 確定結構網(wǎng)83.4 繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖83.5

2、確定各變速組此論傳動副齒數(shù)83.6 核算主軸轉速誤差9第4章 設計部分的動力計算104.1 帶傳動設計104.2 計算轉速的計算114.3 齒輪模數(shù)計算及驗算124.4 傳動軸最小軸徑的初定174.5 主軸合理跨距的計算174.6 軸承的選擇184.7 鍵的規(guī)格194.8變速操縱機構的選擇194.9主軸合理跨距的計算194.10 軸承壽命校核20心得體會20參考文獻21 第1章 機床用途、性能及結構簡單說明機床技術參數(shù)有主參數(shù)和基本參數(shù)，他們是運動傳動和結構設計的依據(jù)，影響到機床是否滿足所需要的基本功能要求，參數(shù)擬定就是機床性能設計。主參數(shù)是直接反映機床的加工能力、決定和影響其他基本參數(shù)的依據(jù)

3、，如車床的最大加工直徑，一般在設計題目中給定，基本參數(shù)是一些加工件尺寸、機床結構、運動和動力特性有關的參數(shù)，可歸納為尺寸參數(shù)、運動參數(shù)和動力參數(shù)。通用車床工藝范圍廣，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(tǒng)計，依據(jù)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(shù)，擬定參數(shù)時，要考慮機床發(fā)展趨勢和同國內外同類機床的對比，使擬定的參數(shù)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(guī)格和尺寸等因素的不同，應滿足的要求也不一樣。

4、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(shù)；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(wěn)定；滿足產品的經濟性要求。傳動鏈盡可能簡短，零件數(shù)目要少，以便節(jié)約材料，降低成本。第2章 設計部分的基本技術特性和結構分析2.1車床主參數(shù)和基本參數(shù)車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：正轉最低轉速nmin( )電機

5、功率n（kw）公比5341.412.2 確定最大轉速根據(jù)【1】公式（3-2）因為已知 z=12, =1.41z=+1=12 因為=1.41=1.06，根據(jù)【1】表3-6標準數(shù)列。首先找到最小極限轉速53，再每跳過5個數(shù)（1.261.06）取一個轉速，即可得到公比為1.41的數(shù)列： 53,75,106,150,212,300,425,600,850,1180,1600,2340.n1=nmin=53r/min 查表取標準值 n1=53r/min n2=n1*=53*1.41=74.73 r/min n2=75r/min n3=n1*2=53*1.412=105.3693r/min n3=106r

6、/min n4=n1*3=53*1.413=148.5707r/min n4=150r/min n5=n1*4=53*1.414=209.4847r/min n5=212r/min n6=n1*5=53*1.415=295.3734r/min n6=300r/min n7=n1*6=53*1.416=416.4765 r/min n7=425r/min n8=n1*7=53*1.417=587.2319r/min n8=600r/min n9=n1*8=53*1.418=827.9970r/min n9=850r/min n10=n1*9=53*1.419=1167.4758r/min n10

7、=1180r/min n11=n1*10=53*1.4110=1646.1409r/min n11=1700r/min n12=n1*11=53*1.4111=2321.0586r/min n12=2360r/min 2.3擬定參數(shù)的步驟和方法2.3.1 極限切削速度vmax、vmin根據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮：允許的切速極限參考值如下：表 1.1加 工 條 件 vmax(m/min)vmin(m/min)硬質合金刀具粗加工鑄鐵工件 3050硬質合金刀具半精或精加工碳鋼工件150300螺紋加工和鉸孔382.3.2 主軸的極限轉速計算車床主軸極限轉速時的加工直徑，則主軸極限轉速

8、應為結合題目條件，取標準數(shù)列數(shù)值，=53r/min取依據(jù)題目要求選級數(shù)z=12， =1.41=1.065考慮到設計的結構復雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴大傳動。各級轉速數(shù)列可直接從標準的數(shù)列表中查出，按標準轉速數(shù)列為：53,75,106,150,212,300,425,600,850,1180,1600,2340 3.1 主電機功率動力參數(shù)的確定合理地確定電機功率n，使機床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產需要，又不致使電機經常輕載而降低功率因素。根據(jù)題設條件電機功率為4kw可選取電機為：y112m-2額定功率為4kw，滿載轉速為2890r/min.3.2確定結構式已知z=x3ba、b為正整數(shù)，即z應

9、可以分解為2和3的因子，以便用2、3聯(lián)滑移齒輪實現(xiàn)變速。按照z=12分解為：z=21×32×24。對于12=2×3×2傳動式，有6種結構式和對應的結構網(wǎng)。分別為：， ， ， 由于本次設計的機床i軸裝有摩擦離合器，在結構上要求有一齒輪的齒根圓大于離合器的直徑。初選的方案。從電動機到主軸主要為降速變速，若使變速副較多的變速組放在較接近電動機處可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，節(jié)省材料，也就是滿足變速副前多后少的原則，因此取12=2×3×2方案為好。設計車床主變速傳動系時，為避免從動齒輪尺寸過大而增加箱體的徑向尺寸，在降速變速中，一般限制

10、限制最小變速比 ；為避免擴大傳動誤差，減少震動噪聲，在升速時一般限制最大轉速比。斜齒圓柱齒輪傳動較平穩(wěn)，可取。因此在主變速鏈任一變速組的最大變速范圍。在設計時必須保證中間變速軸的變速范圍最小。綜合上述可得：主傳動部件的運動參數(shù) =53 z=12 =1.413.3 確定結構網(wǎng)根據(jù)“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結構緊湊的原則,選取傳動方案 z=21×32×24,易知第二擴大組的變速范圍r=(p3-1)x=1.414=3.958 滿足要求，其結構網(wǎng)如圖2-1。圖3-1結構網(wǎng) z=21×32×243.4 繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖（1）選擇電動機：采

11、用y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。 （2）繪制轉速圖： 3）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉速圖及已知的技術參數(shù)，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖2-3：1-2軸最小中心距：a1_2min>1/軸最小齒數(shù)和:szmin>(zmax+2+d/m)3.5 確定各變速組此論傳動副齒數(shù)(1)sz100-120,中型機床sz=70-100(2)直齒圓柱齒輪zmin18-20,m4 圖2-3 主傳動系統(tǒng)圖（7）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內取模數(shù)相等，據(jù)設計要求zmin1820,齒數(shù)和sz100120，由表4.1，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表2-2。 表2-2 齒輪齒數(shù)傳動比基本組第

12、一擴大組第二擴大組1:1.411:21.41:11:1.412.8:11：42：1代號zzzzzzzzz5z5zzz7z7齒數(shù)3651 295842303042 531918 7260303.6 核算主軸轉速誤差實際傳動比所造成的主軸轉速誤差，一般不應超過±10(-1),即10(-1)=4.1各級轉速誤差n 30002120150010607505303752651901329567n2935.92069.81476.71041.1746.4526.2366.9258.7184.6130.193.365.8誤差2.12.31.61.80.50.72.12.42.81.41.81.8一

13、級轉速誤差小于4.1，因此不需要修改齒數(shù)。第4章 設計部分的動力計算4.1 帶傳動設計輸出功率p=4kw,轉速n1=2890r/min,n2=1500r/min（1）確定計算功率: 按最大的情況計算p=4kw ,k為工作情況系數(shù)，查1表3.5. 取k=1.1 pd=kap=1.1x4=4.4kw（2）選擇v帶的型號: 根據(jù)pd,n1=1500r/min參考1圖表3.16及表3.3選小帶輪直徑，查表選擇a型v帶 d1=160mm（3）確定帶輪直徑d1,d2小帶輪直徑d1=160mm驗算帶速v=d1n1/(60x1000)=x100x2890/(60x1000)=24.2m/s從動輪直徑d2=n1

14、d1/n2=2890x160/1500=308.3mm取d2=315mm查1表3.3計算實際傳動比i=d2/d1=315/160=1.97（4）定中心矩a和基準帶長ld1初定中心距a0ao=600mm2帶的計算基準長度 ld02a0+/2(d1+d2)+(d2-d1)2/4a02x600+/2(160+315)+(315-160)2/4x6001955mm查1表3.2取ld0=2000mm3計算實際中心距 aa0+(ld-ld0)/2=600+(2000-1955)/2=622.5mm 4確定中心距調整范圍 amax=a+0.03ld=622.5+0.03x2000=682.5mm amin=

15、a-0.015ld=622.5-0.015x2000=652.5mm（5）驗算包角:1=1800-（d2-d1）/ax57.30=1800-(180-90)/290x57.30=165.70>1200（6）確定v帶根數(shù)：確定額定功率：p0由查表并用線性插值得p0=0.15kw查1表37得功率增量p0=0.13kw查1表38得包角系數(shù)k=0.99查1表3得長度系數(shù)kl=0.81確定帶根數(shù)：z=p/（p+p）×k×k=3.65/(1.05+0.13)x0.99x0.81=2.89 取z=34.2 計算轉速的計算（1）主軸的計算轉速nj，由公式n=n得，主軸的計算轉速nj=

16、187.8r/min，取190 r/min。(2). 傳動軸的計算轉速 軸3=750 r/min 軸2=1060 r/min，軸1=1500r/min。（2）確定各傳動軸的計算轉速。軸共有2級轉速：1060r/min、750 r/min。若經傳動副z/ z傳動主軸，則只有1060r/min傳遞全功率；若經傳動副z/ z傳動主軸，全部傳遞全功率，其中750r/min是傳遞全功率的最低轉速， 故其計算轉速nj=750 r/min； 軸有1級轉速，且都傳遞全功率，所以其計算轉速nj=1500 r/min。各計算轉速入表3-1。表3-1 各軸計算轉速軸 號 軸 軸 軸vi軸計算轉速 r/min 150

17、0750750190（3） 確定齒輪副的計算轉速。齒輪z裝在主軸上其中只有190r/min傳遞全功率，故zj=190 r/min。依次可以得出其余齒輪的計算轉速，如表3-2。 表3-2 齒輪副計算轉速序號zzzzzn106010601060106001904.3 齒輪模數(shù)計算及驗算（1）模數(shù)計算。一般同一變速組內的齒輪取同一模數(shù)，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即mj=16338可得各組的模數(shù)，如表3-3所示。根據(jù)和計算齒輪模數(shù)，根據(jù)其中較大值取相近的標準模數(shù)：=16338=16338mm齒輪的最低轉速r/min；頂定的齒輪工作期限，中型機床推存：=1520轉速變化系數(shù)

18、； 功率利用系數(shù)；材料強化系數(shù)。 （壽命系數(shù)）的極值齒輪等轉動件在接取和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指數(shù)m和基準順環(huán)次數(shù)c0工作情況系數(shù)。中等中級的主運動： 動載荷系數(shù)；齒向載荷分布系數(shù)；齒形系數(shù)； 根據(jù)彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)公式為： 式中：n計算齒輪轉動遞的額定功率n= 計算齒輪（小齒輪）的計算轉速r/min 齒寬系數(shù), z1計算齒輪的齒數(shù)，一般取轉動中最小齒輪的齒數(shù)： 大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比，=；（+）用于外嚙合，（-）號用于內嚙合： 命系數(shù)； ：工作期限 ， =； =3.49=1.8=0.84 =0.58 =0.90 =0.55 =0.72 =3.49 0.84 0.58 0.55=0.94=

19、1.80.84 0.90 0.72=0.99 時，取=，當<時，取=；=0.85 =1.5； =1.2 =1 =0.378 許用彎曲應力，接觸應力，() =354 =1750 6級材料的直齒輪材料選；20熱處理s-c59=16338mm=16338=2.6 mm =275mm=275 =2.2mm根據(jù)標準齒輪模數(shù)系數(shù)選用模數(shù)為:主軸齒輪模數(shù)為3.5，傳動軸齒輪模數(shù)m=2.5，中間軸齒輪模數(shù)m=3; 根據(jù)有關文獻，也為了便于統(tǒng)一，在這里傳動齒輪統(tǒng)一取m=3.5表3-3 模數(shù)組號基本組第一擴大組第二擴大組模數(shù) mm 2.533.5（2）基本組齒輪計算。 基本組齒輪幾何尺寸見下表齒輪z1z1z

20、2z2齒數(shù)29583651分度圓直徑72.514590127.5齒頂圓直徑75147.592.5130齒根圓直徑70142.587.5125 齒寬20202020按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40cr，調質處理，硬度241hb206hb，平均取260hb，大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229hb206hb，平均取240hb。計算如下： 齒面接觸疲勞強度計算： 接觸應力驗算公式為 彎曲應力驗算公式為： 式中 n-傳遞的額定功率（kw），這里取n為電動機功率，n=4kw; -計算轉速（r/min）. =1060（r/min）; m-初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=3.5（mm）; b-齒寬（mm）;

21、b=20（mm）; z-小齒輪齒數(shù)；z=18; u-小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2; -壽命系數(shù)； = -工作期限系數(shù)； t-齒輪工作期限，這里取t=15000h.; -齒輪的最低轉速（r/min）, =500（r/min） -基準循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取=，彎曲載荷取= m-疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取m=3；彎曲載荷取m=6; -轉速變化系數(shù)，查【5】2上，取=0.60 -功率利用系數(shù)，查【5】2上，取=0.78 -材料強化系數(shù)，查【5】2上， =0.60 -工作狀況系數(shù)，取=1.1 -動載荷系數(shù)，查【5】2上，取=1 -齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2上，=1 y-齒形系數(shù)，查【5】2上，y=0

22、.386；-許用接觸應力（mpa）,查【4】，表4-7，取=650 mpa；-許用彎曲應力（mpa），查【4】，表4-7，取=275 mpa；根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：=635 mpa =78 mpa（3）第一擴大組齒輪計算。 擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪z3z3z4z4z5z5齒數(shù)195330424230分度圓直徑571599012612690齒頂圓直徑601629312912993齒根圓直徑541568712312387齒寬202020202020（4）第二擴大組齒輪計算。 擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪z6z6z7z7齒數(shù)18726030分度圓直徑63252210105齒頂圓

23、直徑66.5255.5213.5108.5齒根圓直徑59.5249.5206.5101.5齒寬20202020按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40cr，調質處理，硬度241hb206hb，平均取260hb，大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229hb206hb，平均取240hb。 同理根據(jù)基本組的計算，查文獻【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，=1，=1，m=3.5，=355；可求得：=619 mpa =135mpa 4.4 傳動軸最小軸徑的初定由【5】式6，傳動軸直徑按扭轉剛度用下式計算： d=1.64（mm） 或 d=91（mm）式中 d-傳動軸直徑（mm） tn-該軸

24、傳遞的額定扭矩（n*mm） t=9550000； n-該軸傳遞的功率（kw） -該軸的計算轉速 -該軸每米長度的允許扭轉角，=。各軸最小軸徑如表3-3。 表3-3 最小軸徑軸 號 軸 軸iii軸最小軸徑mm 253035 4.5 主軸軸徑與合理跨距的計算1）主軸軸徑取0.5材料為45鋼，取120，所以d取135mm2）由于電動機功率p=4kw，根據(jù)【1】表3.20，前軸徑應為6090mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的d2=（0.70.9）d1，取d2=60mm。根據(jù)設計方案，前軸承為nn3016k型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量a=120mm，主軸孔徑為30mm。軸承剛度，主軸最大輸出轉

25、矩t=9550=9550×=424.44n.m設該機床為車床的最大加工直徑為250mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經濟加工直徑約為最大回轉直徑的50%，這里取75%，即180mm，故半徑為0.09m；切削力（沿y軸） fc=4716n背向力（沿x軸） fp=0.5 fc=2358n總作用力 f=5272.65n此力作用于工件上，主軸端受力為f=5272.65n。先假設l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力ra和rb分別為ra=f×=5272.65×=7908.97nrb=f×=5272.65×=2636.325n根據(jù) 文獻【1】式3

26、.7 得：kr=3.39得前支承的剛度：ka= 1689.69 n/ ；kb= 785.57 n/；=2.15 主軸的當量外徑de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為 i=113.8×10-8m4 =0.14查【1】圖3-38 得 =2.0，與原假設接近，所以最佳跨距=120×2.0=240mm合理跨距為（0.75-1.5），取合理跨距l(xiāng)=360mm。 根據(jù)結構的需要，主軸的實際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑d=100mm，后軸徑d=80mm。前軸承采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。4.6 軸承的選擇i軸：與

27、帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007c 另一安裝深溝球軸承6012ii軸：對稱布置深溝球軸承6009iii軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015c 另一安裝端角接觸球軸承代號7010c中間布置角接觸球軸承代號7012c4.7 鍵的規(guī)格 i軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格：bxl=10x56 ii軸選擇花鍵規(guī)格：n d =8x36x40x7 iii軸選擇鍵規(guī)格：bxl=14x90 4.8變速操縱機構的選擇選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推力來控制ii軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。4.9主軸合理跨距的計算設機床最大加工回轉直徑為ø250mm,電動機功率p=4kw，,主軸計算轉速為1905r/min。已選定的前后軸徑為:定懸伸量a=85mm。軸承剛度，主軸最大輸出轉矩: 設該車床的最大加工直徑250mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經濟加工直徑約為最大回轉直徑的50%，這里取45%，即125mm切削力（沿y軸） fc=250.346/0.125=2781n背向力（沿x軸） fp=0.5 fc=1390n總作用力 f=3109n此力作用于工件上，主軸端受力為f=3109n。先假設l/a=2，l=3a=255mm。前后支承反力ra和rb分別為ra=f