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1、目录1主传动设计1.1结构网或结构式各种方案的选择1.2绘制转速图1.3确定带轮直径1.4验算主轴转速误差1.5绘制传动系统图2估算传动齿轮模数2.1普通V带的选择和计算3结构设计3.1带轮设计3.2齿轮块设计3.3轴承的选择3.4主轴主件3.5操纵机构3.6滑系统设计3.7封装置设计3.8主轴箱体设计4传动件验算4 .1齿轮的验算4.2 片式摩擦离合器的选择和计算4. 3传动轴直径的估算5.传动轴刚度的验算6.花键键侧压溃应力验算7.滚动轴承的验算8.主轴组件验算9.设计感想10.参考文献1主传动系统运动设计确定变速组传动副数目实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合：a）12
2、=3 b）12=43 c）12=3 d）12=2 e）12=2在上述的方案中a和b有时可以省掉一根轴。缺点是有一个传动组内有四个传动副。如果用一个四联滑移齿轮的话则会增加轴向尺寸；如果用两个滑移双联齿轮，则操纵机构必须互梭以防止两个滑移齿轮同时啮合。所以一般少用。 根据传动副数目分配应“前多后少”的原则。方案c是可取的。但是由于主轴换向采用双用离合器结构，致使I轴尺寸加大，此方案不宜采用，从这个角度考虑，以取12=2方案为好。设计的机床的最高转速 最低转速变速范围 Z=12 公比为=1.414主轴转速共12级分别为31.5 45 63 90 125 180 250 355 500 710 10
3、00 1400则最大相对转速损失率: 选用5.5kw的电动机 型号为Y132S-4 转速为1440r/min1.1结构网或结构式各种方案的选择在12=2中，又因基本组和扩大组排列顺序的不同而有不同的方案。可能的六种方案，其结构网和结构式见下面的图。在这些方案中可根据下列原则选择最佳方案。1） 传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围 在降速传动时，为防止被动齿轮的直径过大而使径向尺寸太大，常限制最小传动比1/4。在升速时，为防止产生过大的震动和噪声，常限制最大传动比。因此主传动链任一传动组的最大变速范围一般为。方案a b c d是可行的。方案d f是不可行的。2） 基本组和扩大组的排列顺序 a
4、 12= b 12= c 12=d 12= e 12= f 12=在可行的四种方案 a b c d中，还要进行比较以选择最佳的方案。原则是中间传动轴变速范围最小的方案 。因为如果各方案同号传动轴的最高转速相同，则变速 范围小的，最低转速较高，转矩较小，传动件的尺寸也就可以小些。比较图中的方案 a b c e，方案 a的中间轴变速范围最小故方案 a最佳。如果没有别的要求则计量使扩大顺序和传动顺序一致 1.2绘制转速图 图2 转速图利用查表法求出各传动粗齿轮齿数表1 齿轮齿数变速组第一变速组 第二变速组第三变速组齿数和5570105齿轮齿数32 23 18 3535 35 29 41 23 473
5、3 721.3确定带轮直径确定计算功率 -工作情况系数 若工作时间为二班制 查表的k=1.2-主动带轮传动的功率计算功率为根据计算功率和小带轮的转速选用的三角带型号为B 查表的小带轮直径推荐植为140mm，136mm大带轮直径 -小带轮转速-大带轮转速初定中心距mm取6001.4验算主轴转速误差主轴各级实际转速值用下列公式计算:式中分别为第一,第二 第三变速组齿轮传动比. 转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示:主轴转速标准转速r/min1400100071050035525018012590634531.5实际转速r/min14201014710503.8359.87251.9
6、177.5126.788.762.9844.9831.49转速误差%1.431.400.761.370.761.391.361.440.00.040.0137 表2 转速误差表转速误差用实际转速和标准转速相对误差应小于等于4.1%转速误差满足要求。1.5绘制传动系统图2估算传动齿轮模数根据计算公式计算各传动组最小齿轮的模数 齿轮弯曲疲劳的估算 mm （1）齿面点蚀的估算-主轴第一节三分之一范围内最高转速为90，A为齿轮中心距。由中心距A及齿数和求出模数。 （2）N-计算齿轮传递的额定功率等于三角带的效率取0.96（机床主传动设计指导书p32）各轴的传递功率为=0.96*5.5=5.28KW=5
7、.28KW5.28*0.96=5.07KW主轴箱内共有24个齿轮，同一变速组中的齿轮取同一模数，故取（）最小的齿轮进行计算，然后取标准模数值作为该变速组齿轮的模数。 传动组C中：m = 2.9 mm ,取标准模数m=3 mm； 传动组B中：m = 2.4 mm，取标准模数m=2.5 mm； 传动组A中：m = 2.1mm，取标准模数m=2.5 mm。2.1普通V带的选择和计算设计功率 （kw） 皮带选择的型号为B型两带轮的中心距范围内选择。中心距过小时，胶带短因而增加胶带的单位时间弯曲次数降低胶带寿命；反之，中心距过大，在带速较高时易引起震动。取600mm计算带的基准长度：2007.86 圆整
8、2033按上式计算所得的值查表选取计算长度L及作为标记的三角带的内圆长度标准的计算长度为实际中心距 A=A=为了张紧和装拆胶带的需要，中心距的最小调整范围为A0.02L是为了张紧调节量为40.66mm( h+0.01L) 是为装拆调节量为胶带厚度.定小带轮包角求得合格带速 对于B型带 选用合格.带的挠曲次数: 合格带的根数 单根三角带能传递的功率小带轮的包角系数 2.13， 取3根三角带。3结构设计3.1带轮设计根据V带计算，选用3根B型V带。由于I轴安装了摩擦离合器，为了改善它们的工作条件，保证加工精度，采用了卸荷带轮结构。3.2齿轮块设计机床的变速系统采用了滑移齿轮变速机构。根据各传动组的
9、工作特点，基本组的齿轮采用了销钉联结装配式结构。第二扩大组，由于传递的转矩较大，则采用了整体式齿轮。所有滑移出论与传动轴间均采用了花键联结。从工艺的角度考虑，其他固定齿轮也采用花键联结。由于主轴直径较大，为了降低加工成本而采用了单键联结。3.3轴承的选择为了安装方便I轴上传动件的外径均小于箱体左侧支承孔直径并采用0000型向心球轴承为了便于装配和轴承间隙II III IV轴均采用乐2700E型圆锥滚子轴承。V轴上的齿轮受力小线速度较低采用了衬套式滚动轴承。滚动轴承均采用E级精度。3.4主轴主件本车床为普通精度级的轻型机床，为了简化结构，主轴采用了轴向后端定位的两支承主轴主件。前轴承采用了318
10、000型双列圆柱滚子轴承，后支承采用了46000型角接触球轴承和8000型单向推力球轴承。为了保证主轴的回转精度，主轴前后轴承均用压块式防松螺母调整轴承的间隙。主轴前端采用了圆锥定心结构型式。前轴承为C级精度，后轴承为D级精度。3.5操纵机构为了适应不同的加工状态，主轴的转速经常需要调整。根据各滑依齿轮变速传动组的特点，分别采用了集中变速操纵机构和单独操纵机构。3.6滑系统设计主轴箱采用飞溅式润滑。油面高度为65mm左右，甩油轮浸油深度为10mm左右。润滑油型号为：HJ30。3.7封装置设计I轴轴颈较小，线速度较低，为了保证密封效果，采用了皮碗式接触密封。而主轴直径大，线速度较高，则采用了非接
11、触式 密封。卸荷皮带轮的润滑采用毛毡式密封，以防止外界杂物进入。3.8主轴箱体设计箱体外形采取了各面间直角连接方式，使箱体线条简单，明快。并采用了箱体底面和两个导向块为定位安装面，并用螺钉和压板固定。安装简单，定位可靠。4传动件验算以II轴为例，验算轴的弯曲刚度，花键的挤压应力，齿轮模数及轴承寿命。4 .1齿轮的验算在验算主轴箱中的齿轮强度时，选择相同模数中承受载荷最大的、齿数最小的齿轮进行接触和弯曲疲劳强度验算。一般对高速传动齿轮主要验算接触疲劳强度，对低速传动齿轮主要验算弯曲疲劳强度。根据以上分析，现在对轴上齿数为18模数为2.5的齿轮验算接触疲劳强度，对VI轴上齿数为18模数为3的齿轮验
12、算弯曲疲劳强度。接触压力的验算公式： 弯曲应力的验算公式： 式中：N 传递的额定功率KW（此处忽略齿轮的传递效率）； 计算转速； 齿宽系数 =，此处值为6 ； z1 为齿轮齿数； i 大齿轮与小齿轮齿数之比，“+”用于外啮合，“”用于内啮合，此处为外啮合，故取“+”; 寿命系数： = 由表7得=0.27 KT 工作期限系数： KT = T 预定的齿轮工作时间，取2000h； n 齿轮的最低转速，此处为1000r/min； K n 转速变化系数，由表4得K n = 0.71； KN 功率利用系数，由表5得KN = 0.58； Kq 材料强化系数，由表6得Kq = 0.64； 工作状况系数，考虑载
13、荷冲击的影响，取 = 1.2； 动载荷系数，由表8得 = 1.4； 齿向载荷分布系数，由表9得 = 1 ； Y-齿形系数，由表10得Y=0.378； 许用接触应力，由表11得 = 1100MPa； 代入以上各数据计算得 mj = 2.0mm ,故所选模数2.5 mm 满足设计要求。 其余各参数意义同上，代入数据计算得 mw =2.79，所选模数为3，符合设计要求。用相同方法验算其他齿轮均符合设计要求。320三组传动齿轮是经过淬火的许用接触应力为1100MPa，许用弯曲应力为320 MPa。4.1 片式摩擦离合器的选择和计算片式摩擦离合器目前在机床中应用广泛，因为它可以在运转中接通或脱开，具有结
14、合平稳、没有冲击、结构紧凑的特点，部分零件已经标准化，多用于机床主传动。4.2传动轴直径的估算传动轴直径估算直径用公式N-该传动轴的输入功率N= kw-电机额定功率-从电动机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；-该传动轴的计算转速（90,300,250,250,500,1000,1000,）30mm30mm=35mm42mm=40mm=40mm=53mm5.传动轴刚度的验算轴II的图3剪力图和弯矩图经过验算轴合格。对轴I倾角进行验算 左轴承 右轴承倾角允许值=0.0016.花键键侧压溃应力验算花键键侧工作表面的挤压应力为： 式中：经过验算合格。7.滚动轴承的验算机床的一般传动轴用的轴承，主要
15、是因为疲劳破坏而失效，故应进行疲劳寿命验算。滚动轴承的疲劳寿命验算： 经过计算P=745.356 合格。8.主轴组件验算前轴承轴径，后轴承轴径求轴承刚度 主轴最大输出转矩： 根据主电动机功利为2.2，在1.5-2.2Kw范围内。则床身上最大回转直径D=320mm刀架上最大回转直径主轴通孔直径d,最大工件长度1000mm。床身上最大加工直径为最大回转直径的60%也就是192mm故半径为0.096mm。切削力（沿y轴）背向力（沿x轴） 故总的作用力此力作用于顶尖间的工件上，主轴和尾架各承受一半，故主轴端受力为F/2=1359.35主轴孔径初选为40 根据结构选悬伸长度a=100mm在计算时，先假定
16、初值l/a=3 l=3前后支承的支反力轴承的刚度初步计算时，可假定主轴的当量外径为前后轴承的轴径的平均值。 故惯性矩为： I=前轴承为轴承代号为NN3014后轴承为轴承代号为7011AC和型号为51211最佳跨距9.设计感想 经过一星期的努力,我终于将机床课程设计做完了.在这次作业过程中,我遇到了许多困难,一遍又一遍的计算,一次又一次的设计方案修改这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足.至于画装配图和零件图,由于前期计算比较充分,整个过程用时不到一周,在此期间,我还得到了许多同学和老师的帮助.在此我要向他们表示最诚挚的谢意.我的收获还是很大的.也不仅仅对制图有了更进一步的掌握Auto
17、CAD和 ,Word这些仅仅是工具软件,熟练掌握也是必需的.对我来说,收获最大的是方法和能力.那些分析和解决问题的方法与能力.在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识,空有理论知识,有些东西很可能与实际脱节.总体来说,我觉得做这种类型的作业对我们的帮助还是很大的,它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来,从中暴露出自身的不足,以待改进.有时候,一个人的力量是有限的,合众人智慧,我相信我们的作品会更完美!10.参考文献1曹金榜编. 机床主轴箱设计指导书2 范云涨主编. 金属切削机床设计简明手册 . 北京: 机械工业出版社 3 吴宗泽主编 . 机械设计课程设计手册 高等教育出版社 4 陈易新编 .机床课程设计指导书 . 机床教研室 5 戴曙主编. 金属切削机床. 机械工业出版社
