车床主轴箱设计课程设计说明书.doc

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1、宝鸡文理学院课 程 设 计 说 明 书姓 名： 学 号： 201194014325 学 院： 机械工程院 专 业： 机械设计制造及其自动化题 目： 车床主轴箱设计 装 配 图： 1张截 面 图; 1 张主轴零件图:1张指导教师： 职称: 讲师 目 录目 录2第1章 机床用途、性能及结构简单说明4第2章 设计部分的基本技术特性和结构分析52.2 确定传动公比62.3拟定参数的步骤和方法62.3.1 极限切削速度Vmax、Vmin62.3.2 主轴的极限转速7第3章 设计部分的运动设计73.1 主电机功率动力参数的确定73.2确定结构式73.3 确定结构网83.4 绘制转速图和传动系统图83.5

2、确定各变速组此论传动副齿数83.6 核算主轴转速误差9第4章 设计部分的动力计算104.1 带传动设计104.2 计算转速的计算114.3 齿轮模数计算及验算124.4 传动轴最小轴径的初定174.5 主轴合理跨距的计算174.6 轴承的选择184.7 键的规格194.8变速操纵机构的选择194.9主轴合理跨距的计算194.10 轴承寿命校核20心得体会20参考文献21 第1章 机床用途、性能及结构简单说明机床技术参数有主参数和基本参数，他们是运动传动和结构设计的依据，影响到机床是否满足所需要的基本功能要求，参数拟定就是机床性能设计。主参数是直接反映机床的加工能力、决定和影响其他基本参数的依据

3、，如车床的最大加工直径，一般在设计题目中给定，基本参数是一些加工件尺寸、机床结构、运动和动力特性有关的参数，可归纳为尺寸参数、运动参数和动力参数。通用车床工艺范围广，所加工的工件形状、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬质合金刀具又用高速钢刀具。因此，必须对所设计的机床工艺范围和使用情况做全面的调研和统计，依据某些典型工艺和加工对象，兼顾其他的可能工艺加工的要求，拟定机床技术参数，拟定参数时，要考虑机床发展趋势和同国内外同类机床的对比，使拟定的参数最大限度地适应各种不同的工艺要求和达到机床加工能力下经济合理。机床主传动系因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同，应满足的要求也不一样。

4、设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。在设计时应结合具体机床进行具体分析，一般应满足的基本要求有：满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性，如机床主轴油足够的转速范围和转速级数；满足机床传递动力的要求。主电动机和传动机构能提供足够的功率和转矩，具有较高的传动效率；满足机床工作性能要求。主传动中所有零部件有足够的刚度、精度和抗震性，热变形特性稳定；满足产品的经济性要求。传动链尽可能简短，零件数目要少，以便节约材料，降低成本。第2章 设计部分的基本技术特性和结构分析2.1车床主参数和基本参数车床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下：正转最低转速nmin( )电机

5、功率N（kw）公比5341.412.2 确定最大转速根据【1】公式（3-2）因为已知 Z=12, =1.41Z=+1=12 因为=1.41=1.06，根据【1】表3-6标准数列。首先找到最小极限转速53，再每跳过5个数（1.261.06）取一个转速，即可得到公比为1.41的数列： 53,75,106,150,212,300,425,600,850,1180,1600,2340.n1=nmin=53r/min 查表取标准值 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拟定参数的步骤和方法2.3.1 极限切削速度Vmax、Vmin根据典型的和可能的工艺选取极限切削速度要考虑：允许的切速极限参考值如下：表 1.1加 工 条 件 Vmax(m/min)Vmin(m/min)硬质合金刀具粗加工铸铁工件 3050硬质合金刀具半精或精加工碳钢工件150300螺纹加工和铰孔382.3.2 主轴的极限转速计算车床主轴极限转速时的加工直径，则主轴极限转速

8、应为结合题目条件，取标准数列数值，=53r/min取依据题目要求选级数Z=12， =1.41=1.065考虑到设计的结构复杂程度要适中，故采用常规的扩大传动。各级转速数列可直接从标准的数列表中查出，按标准转速数列为：53,75,106,150,212,300,425,600,850,1180,1600,2340 3.1 主电机功率动力参数的确定合理地确定电机功率N，使机床既能充分发挥其性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。根据题设条件电机功率为4KW可选取电机为：Y112M-2额定功率为4KW，满载转速为2890r/min.3.2确定结构式已知Z=x3ba、b为正整数，即Z应

9、可以分解为2和3的因子，以便用2、3联滑移齿轮实现变速。按照Z=12分解为：Z=213224。对于12=232传动式，有6种结构式和对应的结构网。分别为：， ， ， 由于本次设计的机床I轴装有摩擦离合器，在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合器的直径。初选的方案。从电动机到主轴主要为降速变速，若使变速副较多的变速组放在较接近电动机处可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，节省材料，也就是满足变速副前多后少的原则，因此取12=232方案为好。设计车床主变速传动系时，为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，在降速变速中，一般限制限制最小变速比 ；为避免扩大传动误差，减少震动噪声，在升速时一般限制最大

10、转速比。斜齿圆柱齿轮传动较平稳，可取。因此在主变速链任一变速组的最大变速范围。在设计时必须保证中间变速轴的变速范围最小。综合上述可得：主传动部件的运动参数 =53 Z=12 =1.413.3 确定结构网根据“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,结构紧凑的原则,选取传动方案 Z=213224,易知第二扩大组的变速范围r=(P3-1)x=1.414=3.958 满足要求，其结构网如图2-1。图3-1结构网 Z=2132243.4 绘制转速图和传动系统图（1）选择电动机：采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。 （2）绘制转速图： 3）画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数，画主

11、传动系统图如图2-3：1-2轴最小中心距：A1_2min1/轴最小齿数和:Szmin(Zmax+2+D/m)3.5 确定各变速组此论传动副齿数(1)Sz100-120,中型机床Sz=70-100(2)直齿圆柱齿轮Zmin18-20,m4 图2-3 主传动系统图（7）齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等，据设计要求Zmin1820,齿数和Sz100120，由表4.1，根据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表2-2。 表2-2 齿轮齿数传动比基本组第一扩大组第二扩大组1:1.411:21.41:11:1.412.8:11：42：1代号ZZZZZZZZZ5Z5ZZZ7Z7齿数3651

12、295842303042 531918 7260303.6 核算主轴转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过10(-1),即10(-1)=4.1各级转速误差n 30002120150010607505303752651901329567n2935.92069.81476.71041.1746.4526.2366.9258.7184.6130.193.365.8误差2.12.31.61.80.50.72.12.42.81.41.81.8一级转速误差小于4.1，因此不需要修改齿数。第4章 设计部分的动力计算4.1 带传动设计输出功率P=4kw,转速n1=2890r/min,n2=150

13、0r/min（1）确定计算功率: 按最大的情况计算P=4kw ,K为工作情况系数，查1表3.5. 取K=1.1 pd=kAP=1.1X4=4.4kw（2）选择V带的型号: 根据pd,n1=1500r/min参考1图表3.16及表3.3选小带轮直径，查表选择A型V带 d1=160mm（3）确定带轮直径d1,d2小带轮直径d1=160mm验算带速v=d1n1/(60X1000)=X100X2890/(60X1000)=24.2m/s从动轮直径d2=n1d1/n2=2890X160/1500=308.3mm取d2=315mm查1表3.3计算实际传动比i=d2/d1=315/160=1.97（4）定中

14、心矩a和基准带长Ld1初定中心距a0ao=600mm2带的计算基准长度 Ld02a0+/2(d1+d2)+(d2-d1)2/4a02x600+/2(160+315)+(315-160)2/4X6001955mm查1表3.2取Ld0=2000mm3计算实际中心距 aa0+(Ld-Ld0)/2=600+(2000-1955)/2=622.5mm 4确定中心距调整范围 amax=a+0.03Ld=622.5+0.03X2000=682.5mm amin=a-0.015Ld=622.5-0.015X2000=652.5mm（5）验算包角:1=1800-（d2-d1）/aX57.30=1800-(180

15、-90)/290X57.30=165.701200（6）确定V带根数：确定额定功率：P0由查表并用线性插值得P0=0.15kw查1表37得功率增量P0=0.13kw查1表38得包角系数K=0.99查1表3得长度系数Kl=0.81确定带根数：Z=P/（P+P）KK=3.65/(1.05+0.13)X0.99X0.81=2.89 取Z=34.2 计算转速的计算（1）主轴的计算转速nj，由公式n=n得，主轴的计算转速nj=187.8r/min，取190 r/min。(2). 传动轴的计算转速 轴3=750 r/min 轴2=1060 r/min，轴1=1500r/min。（2）确定各传动轴的计算转速

16、。轴共有2级转速：1060r/min、750 r/min。若经传动副Z/ Z传动主轴，则只有1060r/min传递全功率；若经传动副Z/ Z传动主轴，全部传递全功率，其中750r/min是传递全功率的最低转速， 故其计算转速nj=750 r/min； 轴有1级转速，且都传递全功率，所以其计算转速nj=1500 r/min。各计算转速入表3-1。表3-1 各轴计算转速轴 号 轴 轴 轴VI轴计算转速 r/min 1500750750190（3） 确定齿轮副的计算转速。齿轮Z装在主轴上其中只有190r/min传递全功率，故Zj=190 r/min。依次可以得出其余齿轮的计算转速，如表3-2。 表3

17、-2 齿轮副计算转速序号ZZZZZn106010601060106001904.3 齿轮模数计算及验算（1）模数计算。一般同一变速组内的齿轮取同一模数，选取负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算，即mj=16338可得各组的模数，如表3-3所示。根据和计算齿轮模数，根据其中较大值取相近的标准模数：=16338=16338mm齿轮的最低转速r/min；顶定的齿轮工作期限，中型机床推存：=1520转速变化系数； 功率利用系数；材料强化系数。 （寿命系数）的极值齿轮等转动件在接取和弯曲交边载荷下的疲劳曲线指数m和基准顺环次数C0工作情况系数。中等中级的主运动： 动载荷系数；齿向载荷分布系

18、数；齿形系数； 根据弯曲疲劳计算齿轮模数公式为： 式中：N计算齿轮转动递的额定功率N= 计算齿轮（小齿轮）的计算转速r/min 齿宽系数, Z1计算齿轮的齿数，一般取转动中最小齿轮的齿数： 大齿轮与小齿轮的齿数比，=；（+）用于外啮合，（-）号用于内啮合： 命系数； ：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=1.80.84 0.90 0.72=0.99 时，取=，当时，取=；=0.85 =1.5； =1.2 =1 =0.378 许用弯曲应力，接触应力，() =354 =1750 6级材

19、料的直齿轮材料选；20热处理S-C59=16338mm=16338=2.6 mm =275mm=275 =2.2mm根据标准齿轮模数系数选用模数为:主轴齿轮模数为3.5，传动轴齿轮模数m=2.5，中间轴齿轮模数m=3; 根据有关文献，也为了便于统一，在这里传动齿轮统一取m=3.5表3-3 模数组号基本组第一扩大组第二扩大组模数 mm 2.533.5（2）基本组齿轮计算。 基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z1Z1Z2Z2齿数29583651分度圆直径72.514590127.5齿顶圆直径75147.592.5130齿根圆直径70142.587.5125 齿宽20202020按基本组最小齿轮计算。小齿

20、轮用40Cr，调质处理，硬度241HB206HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB206HB，平均取240HB。计算如下： 齿面接触疲劳强度计算： 接触应力验算公式为 弯曲应力验算公式为： 式中 N-传递的额定功率（kW），这里取N为电动机功率，N=4kW; -计算转速（r/min）. =1060（r/min）; m-初算的齿轮模数（mm）, m=3.5（mm）; B-齿宽（mm）;B=20（mm）; z-小齿轮齿数；z=18; u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=2; -寿命系数； = -工作期限系数； T-齿轮工作期限，这里取T=15000h.; -齿轮的最低转速

21、（r/min）, =500（r/min） -基准循环次数，接触载荷取=，弯曲载荷取= m-疲劳曲线指数，接触载荷取m=3；弯曲载荷取m=6; -转速变化系数，查【5】2上，取=0.60 -功率利用系数，查【5】2上，取=0.78 -材料强化系数，查【5】2上， =0.60 -工作状况系数，取=1.1 -动载荷系数，查【5】2上，取=1 -齿向载荷分布系数，查【5】2上，=1 Y-齿形系数，查【5】2上，Y=0.386；-许用接触应力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；-许用弯曲应力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；根据上述公式，可求得及查取值可求得：=635

22、Mpa =78 Mpa（3）第一扩大组齿轮计算。 扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮Z3Z3Z4Z4Z5Z5齿数195330424230分度圆直径571599012612690齿顶圆直径601629312912993齿根圆直径541568712312387齿宽202020202020（4）第二扩大组齿轮计算。 扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮Z6Z6Z7Z7齿数18726030分度圆直径63252210105齿顶圆直径66.5255.5213.5108.5齿根圆直径59.5249.5206.5101.5齿宽20202020按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB206HB，平

23、均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB206HB，平均取240HB。 同理根据基本组的计算，查文献【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 传动轴最小轴径的初定由【5】式6，传动轴直径按扭转刚度用下式计算： d=1.64（mm） 或 d=91（mm）式中 d-传动轴直径（mm） Tn-该轴传递的额定扭矩（N*mm） T=9550000； N-该轴传递的功率（KW） -该轴的计算转速 -该轴每米长度的允许扭转角，=。各轴最小轴径如表3-3。 表3-3 最小轴径轴 号 轴 轴I

24、II轴最小轴径mm 253035 4.5 主轴轴径与合理跨距的计算1）主轴轴径取0.5材料为45钢，取120，所以d取135mm2）由于电动机功率P=4kw，根据【1】表3.20，前轴径应为6090mm。初步选取d1=80mm。后轴径的d2=（0.70.9）d1，取d2=60mm。根据设计方案，前轴承为NN3016K型，后轴承为圆锥滚子轴承。定悬伸量a=120mm，主轴孔径为30mm。轴承刚度，主轴最大输出转矩T=9550=9550=424.44N.m设该机床为车床的最大加工直径为250mm。床身上最常用的最大加工直径，即经济加工直径约为最大回转直径的50%，这里取75%，即180mm，故半径

25、为0.09m；切削力（沿y轴） Fc=4716N背向力（沿x轴） Fp=0.5 Fc=2358N总作用力 F=5272.65N此力作用于工件上，主轴端受力为F=5272.65N。先假设l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分别为RA=F=5272.65=7908.97NRB=F=5272.65=2636.325N根据 文献【1】式3.7 得：Kr=3.39得前支承的刚度：KA= 1689.69 N/ ；KB= 785.57 N/；=2.15 主轴的当量外径de=(80+60)/2=70mm，故惯性矩为 I=113.810-8m4 =0.14查【1】图3-38 得 =2.0，与

26、原假设接近，所以最佳跨距=1202.0=240mm合理跨距为（0.75-1.5），取合理跨距l=360mm。 根据结构的需要，主轴的实际跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主轴的刚度，增大轴径：前轴径D=100mm，后轴径d=80mm。前轴承采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用背对背安装的角接触球轴承。4.6 轴承的选择I轴：与带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号7007C 另一安装深沟球轴承6012II轴：对称布置深沟球轴承6009III轴：后端安装双列角接触球轴承代号7015C 另一安装端角接触球轴承代号7010C中间布置角接触球轴承代号7012C4.7 键的规格 I轴安装带轮处选择普通平键规

27、格：BXL=10X56 II轴选择花键规格：N d =8X36X40X7 III轴选择键规格：BXL=14X90 4.8变速操纵机构的选择选用左右摆动的操纵杆使其通过杆的推力来控制II轴上的三联滑移齿轮和二联滑移齿轮。4.9主轴合理跨距的计算设机床最大加工回转直径为250mm,电动机功率P=4kw，,主轴计算转速为1905r/min。已选定的前后轴径为:定悬伸量a=85mm。轴承刚度，主轴最大输出转矩: 设该车床的最大加工直径250mm。床身上最常用的最大加工直径，即经济加工直径约为最大回转直径的50%，这里取45%，即125mm切削力（沿y轴） Fc=250.346/0.125=2781N背

28、向力（沿x轴） Fp=0.5 Fc=1390N总作用力 F=3109N此力作用于工件上，主轴端受力为F=3109N。先假设l/a=2，l=3a=255mm。前后支承反力RA和RB分别为RA=F=3109NRB=F=3109N根据主轴箱设计得：=3.39得前支承的刚度：KA= 1376.69 N/ ；KB= 713.73 N/；=1.93 主轴的当量外径de=(85+65)/2=75mm，故惯性矩为 I=1.5510-6m4 =0.38查主轴箱设计图 得 =2.5，与原假设接近，所以最佳跨距=852.5=212.5mm合理跨距为（0.75-1.5），取合理跨距l=250mm。 根据结构的需要，主

29、轴的实际跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主轴的刚度，增大轴径：前轴径D=85mm，后轴径d=55mm。后支承采用背对背安装的角接触球轴承。4.10 轴承寿命校核由轴最小轴径可取轴承为7008c角接触球轴承,=3；P=XFr+YFaX=1，Y=0。对轴受力分析得：前支承的径向力Fr=2642.32N。 由轴承寿命的计算公式：预期的使用寿命 L10h=15000hL10h=hL10h=15000h 轴承寿命满足要求。心得体会：首先，是公比的确定，根据极限转速就可以确定。可是齿数模数就不那么容 易确定啦，由于刚开始没考虑周全，不是分度圆直径过于庞大，就是齿根圆比轴径小很多，还有就是齿轮间发生碰

30、撞，无法啮合。所以齿轮、模数更换了几次才确定好，而且轮、轴、键的选择也很难，要查很多资料，每一样零件的选择都要经过严密计算，要从性能、经济及加工的工序和难易度考虑，每一个参数都得有 依据，查资料对照。其次，经过两周时间，我不仅熟练应用AutoCAD绘图，同时更加熟练以前学过的知识，如工程力学、机械设计基础、机械制图等。再次，我深深体会单靠自己能力做设计真的很难，有很多因素限制。每天对着电脑画图，进行大量的计算，翻阅大量资料，特别烦。但是这次设计虽然很累，但很值得，培养了我很多能力，让我很兴奋参考文献：1.机床课程设计指导书仼殿阁编；2.机械原理第七版 西北工业大学机械原理及机械零件教研室编；3.机械制造装备设计第三版关慧贞，冯辛安；4. 机械设计课程设计西北工业大学 李育锡等主编；5. 机械设计第九版西北工业大学机械原理及机械零件教研室编。