臥式車床主軸箱設(shè)計

1、機(jī)械制造裝備設(shè)計課程設(shè)計臥式車床主軸箱設(shè)計課題：某臥式車床的主軸最底轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)速級數(shù)，公比，電動機(jī)轉(zhuǎn)速，電動機(jī)功率為。 + 需要全套圖紙資料聯(lián)系，QQ：1047713170一主傳動系統(tǒng)擬定1傳動分析（1）電動機(jī)選擇 根據(jù)所給電動機(jī)功率和轉(zhuǎn)速，查機(jī)械工程及自動化簡明設(shè)計手冊 表，可選Y132M-4型電動機(jī)，其額定轉(zhuǎn)矩為2.2 （2）傳動布局的選擇 把主軸組件和組主傳動的全部變速機(jī)構(gòu)集中于同一箱體內(nèi)，采用集中傳動布局。 （3）變速方式選擇 采用滑移齒輪變速機(jī)構(gòu)。 （4）開停方式選擇 采用機(jī)械開停方式，利用錐試和片式摩擦離合器。 （5）制動方式的選擇 考慮使用壽命及加工精度要求，選擇片式摩擦制動器。2.

2、擬訂傳動方案 （1）確定傳動順序方案： 由于主軸有12級轉(zhuǎn)速，不同的傳動順序方案有： 因為機(jī)床無特殊要求，根據(jù)傳動副前多后少的原則，優(yōu)先選用和 兩個方案。 （2）確定擴(kuò)大順序方案 因為機(jī)床無特殊要求，根據(jù)傳動線前緊后松的原則，選用。 （3）檢驗最后擴(kuò)大組的便訴范圍機(jī)構(gòu)式最后擴(kuò)大組的變速范圍為 ，機(jī)構(gòu)式最后擴(kuò)大組的變速范圍為，機(jī)構(gòu)方案確定為（4）根據(jù)已確定的機(jī)構(gòu)式，畫出方案圖及其對稱分布結(jié)構(gòu)網(wǎng)如下：二、主傳動變速系統(tǒng)擬定1. 相關(guān)運(yùn)動參數(shù)確定由,查機(jī)械制造裝備設(shè)計（主編：王啟義；冶金工業(yè)出版社出版）表2-2可知，主軸的各級轉(zhuǎn)速為： 主軸變速范圍為：2初步擬定轉(zhuǎn)速圖 （1） 確定V帶傳動 考慮 =

3、 1 * ROMAN I軸轉(zhuǎn)速不宜過低（結(jié)構(gòu)尺寸增大），也不宜過高（帶輪轉(zhuǎn)動不平衡引起振動、噪聲），初定=850r/mim,帶傳動比為=（2）分配傳動比 = 1 * GB3 分配第三變速組（第二擴(kuò)大組）的傳動比。由結(jié)構(gòu)式知在 = 4 * ROMAN IV軸上找相距6格的兩個轉(zhuǎn)速點，據(jù)傳動比確定唯一的 = 2 * GB3 確定第二變速組（第一擴(kuò)大組）傳動比。同上可得 = 3 * GB3 確定第一變速組?？紤]尺寸和傳動性能及帶輪軸的轉(zhuǎn)速要求，選擇適宜的B點初步擬定轉(zhuǎn)速圖3、確定各傳動副齒輪齒數(shù)取同一變速組各個齒輪具有相同的模數(shù)，根據(jù)機(jī)械制造裝備設(shè)計確定各個齒輪齒數(shù)。（1）基本組各齒輪齒數(shù)確定根據(jù)轉(zhuǎn)

4、速圖，取最小齒數(shù)，查表得，則 驗算最大齒數(shù)與次大齒數(shù)之差為 符合要求（2）第一擴(kuò)大組各齒輪齒數(shù)確定第一擴(kuò)大組各傳動比為 取最小齒數(shù)，查表得，則 （3）第二擴(kuò)大組各齒輪齒數(shù)確定第二擴(kuò)大組各傳動比為 取最小齒數(shù)，查表得，則 4、畫出轉(zhuǎn)速圖三、V帶設(shè)計 由于是臥式機(jī)床，啟動為軟啟動，以每天工作16小時計算設(shè)計V帶。 根據(jù)機(jī)械設(shè)計V帶設(shè)計知識設(shè)計。確定計算功率由公式=，查表得則 2. 選擇帶型 查表，初選小帶輪直徑采用A帶傳動，考慮軸轉(zhuǎn)速不宜過高，也不宜過底，取根據(jù)傳動比，其大帶輪直徑為 ，修整取驗算速度 符合要求3. 確定中心距和和帶輪基準(zhǔn)長度取計算帶輪所需基準(zhǔn)長度查表，取則實際中心距中心距變動范圍

5、4. 驗算包角 包角 符合要求。5. 確定帶的根數(shù) 帶的根數(shù) 查表得，那么根取Z = 5根。四.主傳動系統(tǒng)確定轉(zhuǎn)速1傳動軸的計算（1）主軸的轉(zhuǎn)速計算 r/min。（2）由轉(zhuǎn)速圖得 r/min， r/min，則 軸計算轉(zhuǎn)速為 850r/min 軸計算轉(zhuǎn)速為 425r/min 軸計算轉(zhuǎn)速為 150r/min 主軸計算轉(zhuǎn)速為 106r/min2. 由轉(zhuǎn)速圖得出各齒輪計算轉(zhuǎn)速為 軸上齒輪計算轉(zhuǎn)速均為 850r/min軸上齒輪2計算轉(zhuǎn)速為 425r/min軸上齒輪4計算轉(zhuǎn)速為 600r/min軸上齒輪6計算轉(zhuǎn)速為 850r/min軸上齒輪7計算轉(zhuǎn)速為 425r/min軸上齒輪9計算轉(zhuǎn)速為 425r/mi

6、n軸上齒輪8計算轉(zhuǎn)速為 150r/min軸上齒輪10計算轉(zhuǎn)速為 425r/min軸上齒輪11計算轉(zhuǎn)速為 425r/min軸上齒輪13計算轉(zhuǎn)速為 150r/min主軸上齒輪12計算轉(zhuǎn)速為 106r/min主軸上齒輪14計算轉(zhuǎn)速為 300r/min3各齒輪轉(zhuǎn)速列表齒輪號齒數(shù)計算轉(zhuǎn)速（r/min）12485024842533085044260053685063685072342584515094442510444251119425127510613621501432300五、驗算主軸誤差 由機(jī)械工程及自動化簡明設(shè)計手冊342頁最大實際誤差位六、各軸齒輪模數(shù)估算由機(jī)械工程及自動化簡明設(shè)計手冊344頁3

7、45頁公式按彎曲疲勞強(qiáng)度估算 1其中z和為同一齒輪的齒數(shù)和計算轉(zhuǎn)速，取二者相乘最小值代入按接觸疲勞強(qiáng)度估算 2其中，齒輪中心距A為：，為大齒輪計算轉(zhuǎn)速取兩者最大值，然后用大的靠近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)取代 1.基本組齒輪模數(shù)估算 基本組內(nèi)z最小值為850X24=20400，由公式1齒輪中心距由公式2 查看標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，取32.第一擴(kuò)大組齒輪模數(shù)估算 第一擴(kuò)大組內(nèi)z最小值為150X65=9750，由公式1齒輪中心距由公式2 查看標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，取33.第二擴(kuò)大組齒輪模數(shù)估算 第二擴(kuò)大組內(nèi)z最小值為425X19=8075，由公式1齒輪中心距由公式2 查看標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，取3.5七、各齒輪基本參數(shù)確定確定各齒輪分度圓直徑、齒頂

8、圓直徑和齒根圓直徑其中，算出齒輪模數(shù)后，由機(jī)械制造裝備設(shè)計76頁，取齒寬為6，7，8倍模數(shù)，按傳動比依次增大各齒輪基本參數(shù)表齒寬系數(shù)齒寬（mm）分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑1324618727864.52348618144150136.53330618909682.54342618126132118.55336618108114100.56336618108114100.57323721697561.58365721195201187.59344721132138124.510344721132138124.5113.51982866.573.557.75123.575828262.5269

9、.5253.75133.562828217224208.25143.532828112119103.25八、齒輪模數(shù)的驗算由機(jī)械工程及自動化簡明設(shè)計手冊348頁，驗算齒輪模數(shù)按接觸疲勞強(qiáng)度計算齒輪模數(shù) 1按彎曲疲勞強(qiáng)度估算計算齒輪模數(shù) 2驗算時選相同模數(shù)中承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪，對高速傳動的齒輪，驗算接觸疲勞強(qiáng)度為主，對對低速傳動的齒輪，驗算彎曲疲勞強(qiáng)度為主。為本課題中齒輪轉(zhuǎn)速都不高，所以只驗算彎曲疲勞強(qiáng)度，公式1.基本組傳動齒輪驗算 因為P=7.125， 查表，取=1.2，由于，并且硬度小于350HBS，查表1.4，T=2000所以所以取由所以滿足要求2.第一擴(kuò)大組傳動齒輪驗算 因為P

10、=6.91， 查表，取=1.2，由于，并且硬度小于350HBS，查表1.2，取T=2000所以所以取由所以滿足要求3.第二擴(kuò)大組傳動齒輪驗算 因為P=6.7， 查表，取=1.2，由于，并且硬度小于350HBS，查表1.2，取T=2000所以所以取由所以滿足要求九、傳動軸直徑初步估算由機(jī)械設(shè)計370頁，設(shè)軸采用45號鋼傳動軸直徑的估算公式計算查機(jī)械工程及自動化簡明設(shè)計手冊32頁，取V帶傳動效率0.96，齒輪傳動效率為0.98，滾動軸承傳動效率為0.99（一對）軸直徑軸的輸入功率 則軸直徑軸的輸入功率 ， 則 軸直徑軸的輸入功率 ， 則4.主軸最小直徑估算 由機(jī)床設(shè)計手冊81頁，查得主軸前軸頸直徑

11、為100 mm，由于是普通車床，由82頁，主軸內(nèi)孔前端內(nèi)孔直徑取 除主軸外，各軸為花鍵軸，根據(jù)機(jī)械工程及自動化簡明設(shè)計手冊，取軸規(guī)格為，取軸規(guī)格為，取軸規(guī)格為十、主軸強(qiáng)度驗算由機(jī)械設(shè)計,齒輪傳遞扭距和力為主軸轉(zhuǎn)距，齒輪受的切向力 齒輪受的徑向力軸傳遞給主軸的功率為由材料力學(xué)84頁空心軸抗扭截面系數(shù)為,其中1、經(jīng)過13-14齒輪傳遞時受力分析大齒輪計算轉(zhuǎn)速為106n/min,則主軸轉(zhuǎn)距齒輪受的切向力齒輪受的徑向力主軸受力圖為由理論力學(xué),大端軸承所受力為最大彎距為彎距扭距圖為很明顯,齒輪處受彎扭最大,且該處抗扭截面系數(shù)沒有相對其它處大很多,所以校核該處.由第三強(qiáng)度,危險截面強(qiáng)度為(因為)小于45號鋼60MPa,符合要求2、經(jīng)過11-12齒輪傳遞時受力分析主軸齒輪計算轉(zhuǎn)速為300n/min,則主軸轉(zhuǎn)距齒輪受的切向力齒輪受的徑向力受力圖和彎距圖如右圖,明顯其危險性小于13-14齒輪傳遞時的情況,不必多計算參考文獻(xiàn)1機(jī)械制造裝備設(shè)計主編：王啟義；冶金工業(yè)出版社出版；2002年4月第1版2機(jī)械工程及自動化簡明設(shè)計手冊主編：葉