车床主轴箱设计实例

目录一、设计目的1二、设计步骤11.运动设计11.1 已知条件11.2 结构分析式11.3 绘制转速图11.4 绘制传动系统图32.动力设计32.1 确定各轴转速32.2 带传动设计42.3 各传动组齿轮模数的确定和校核53. 齿轮强度校核63.1校核a传动组齿轮63.2校核b传动组齿轮73.3校核c传动组齿轮74. 主轴挠度的校核84.1 确定各轴最小直径84.2 轴的校核95. 主轴最佳跨距的确定95.1 选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距95.2 求轴承刚度96. 各传动轴支承处轴承的选择107. 主轴刚度的校核107.1 主轴图107.2 计算跨距10三、总结11四、参考文献113 / 12文档可自由编辑打印一、设计目的通过机床主运动机械变速传动系统得结构设计，在拟定传动和变速的结构方案过程中，得到设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。二、设计步骤1.运动设计1.1已知条件1确定转速范围：主轴最小转速。2确定公比：3转速级数：1.2结构分析式 3 从电动机到主轴主要为降速传动，若使传动副较多的传动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，也就是满足传动副前多后少的原则，因此取方案。在降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比 ；在升速时为防止产生过大的噪音和振动常限制最大传动比。在主传动链任一传动组的最大变速范围。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围小。检查传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组： 其中， 所以 ，合适。1.3 绘制转速图选择电动机一般车床若无特殊要求，多采用Y系列封闭式三相异步电动机，根据原则条件选择Y-132M-4型Y系列笼式三相异步电动机。分配总降速传动比 总降速传动比 又电动机转速不符合转速数列标准，因而增加一定比传动副。(3)确定传动轴轴数 传动轴轴数 = 变速组数 + 定比传动副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。确定各级转速并绘制转速图 由 z = 12确定各级转速：1400、1000、710、500、355、250、180、125、90、63、45、31.5r/min。在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按传动顺序依次设为、。与、与、与轴之间的传动组分别设为a、b、c。现由（主轴）开始，确定、轴的转速： 先来确定轴的转速传动组c 的变速范围为，结合结构式，轴的转速只有一种可能：125、180、250、355、500、710r/min。 确定轴的转速传动组b的级比指数为3，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致传动比太小，可取 ，轴的转速确定为：355、500、710r/min。确定轴的转速对于轴，其级比指数为1,可取 ，确定轴转速为710r/min。由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比。下面画出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）。(5)确定各变速组传动副齿数传动组a：查表8-1, ，时：57、60、63、66、69、72、75、78时：58、60、63、65、67、68、70、72、73、77时：58、60、62、64、66、68、70、72、74、76可取72,于是可得轴齿轮齿数分别为：24、30、36。于是，可得轴上的三联齿轮齿数分别为：48、42、36。传动组b：查表8-1，时：69、72、73、76、77、80、81、84、87时：70、72、74、76、78、80、82、84、86可取 84，于是可得轴上两联齿轮的齿数分别为：22、42。于是 ，得轴上两齿轮的齿数分别为：62、42。传动组c：查表8-1，,时：84、85、89、90、94、95时： 72、75、78、81、84、87、89、90可取 90。为降速传动，取轴齿轮齿数为18；为升速传动，取轴齿轮齿数为30。于是得,得轴两联动齿轮的齿数分别为18，60；得轴两齿轮齿数分别为72，30。1.4 绘制传动系统图根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图：2.动力设计2.1 确定各轴转速 确定主轴计算转速：主轴的计算转速为各传动轴的计算转速： 轴可从主轴90r/min按72/18的传动副找上去，轴的计算转速125r/min；轴的计算转速为355r/min；轴的计算转速为710r/min。(3)各齿轮的计算转速 传动组c中，18/72只需计算z = 18 的齿轮，计算转速为355r/min；60/30只需计算z = 30的齿轮，计算转速为250r/min；传动组b计算z = 22的齿轮，计算转速为355r/min；传动组a应计算z = 24的齿轮，计算转速为710r/min。(4)核算主轴转速误差 所以合适。2.2 带传动设计电动机转速n=1440r/min,传递功率P=7.5KW,传动比i=2.03，两班制，一天运转16.1小时，工作年数10年。确定计算功率 取1.1，则选取V带型 根据小带轮的转速和计算功率，选B型带。确定带轮直径和验算带速 查表小带轮基准直径, 验算带速成 其中 -小带轮转速，r/min； -小带轮直径，mm； ，合适。(4)确定带传动的中心距和带的基准长度 设中心距为,则 055（）a2（） 于是 208.45a758，初取中心距为400mm。 带长 查表取相近的基准长度，。 带传动实际中心距(5)验算小带轮的包角 一般小带轮的包角不应小于。 ，合适。(6)确定带的根数 其中： -时传递功率的增量； -按小轮包角，查得的包角系数； -长度系数； 为避免V型带工作时各根带受力严重不均匀，限制根数不大于10。 (7)计算带的张紧力 其中： -带的传动功率,KW； v-带速，m/s； q-每米带的质量，kg/m；取q=0.17kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。 (8)计算作用在轴上的压轴力 2.3 各传动组齿轮模数的确定和校核模数的确定：a传动组：分别计算各齿轮模数先计算24齿齿轮的模数：其中： -公比 ； = 2； -电动机功率； = 7.5KW； -齿宽综合系数； -齿轮传动许允应力; -计算齿轮计算转速。 ， 取= 600MPa,安全系数S = 1。 由应力循环次数选取 ，取S=1，。 取m = 4mm。 按齿数30的计算，可取m = 4mm； 按齿数36的计算，, 可取m = 4mm。 于是传动组a的齿轮模数取m = 4mm，b = 32mm。 轴上齿轮的直径： 。 轴上三联齿轮的直径分别为： b传动组： 确定轴上另两联齿轮的模数。 按22齿数的齿轮计算： 可得m = 4.8mm； 取m = 5mm。 按42齿数的齿轮计算： 可得m = 3.55mm； 于是轴两联齿轮的模数统一取为m = 5mm。于是轴两联齿轮的直径分别为： 轴上与轴两联齿轮啮合的两齿轮直径分别为： c传动组： 取m = 5mm。轴上两联动齿轮的直径分别为： 轴四上两齿轮的直径分别为： 3. 齿轮强度校核：计算公式3.1校核a传动组齿轮校核齿数为24的即可，确定各项参数 P=8.25KW,n=710r/min，确定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数确定齿向载荷分配系数：取齿宽系数非对称 ,查机械设计得确定齿间载荷分配系数： 由机械设计查得确定动载系数: 查表 10-5 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合适。3.2 校核b传动组齿轮校核齿数为22的即可，确定各项参数 P=8.25KW,n=355r/min,确定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称 ,查机械设计得确定齿间载荷分配系数: 由机械设计查得确定动载系数: 查表 10-5 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合适。3.3校核c传动组齿轮校核齿数为18的即可，确定各项参数 P=8.25KW,n=355r/min,确定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称,查机械设计得确定齿间载荷分配系数: 由机械设计查得确定动载系数: 查表 10-5 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合适。4. 主轴挠度的校核4.1 确定各轴最小直径1轴的直径：2轴的直径：3轴的直径：4主轴的直径：4.2轴的校核轴的校核：通过受力分析，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核。 ，所以合格。轴、轴的校核同上。5. 主轴最佳跨距的确定400mm车床，P=7.5KW。5.1 选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距前轴颈应为75-100mm，初选=100mm，后轴颈取，前轴承为NN3020K，后轴承为NN3016K，根据结构，定悬伸长度。5.2 求轴承刚度考虑机械效率主轴最大输出转距 T=F*r床身上最大加工直径约为最大回转直径的60，取50%，即200，故半径为0.1。切削力 背向力 故总的作用力 此力作用于顶在顶尖间的工件上主轴尾架各承受一半，故主轴轴端受力为 先假设 前后支撑分别为根据（i：滚动体列数；z：单列滚动体数） 。6. 各传动轴支承处轴承的选择 主轴 前支承：NN3020K；中支承：N219E；后支承：NN3016K 轴 前支承：30207；后支承：30207 轴 前支承：30207；中支承：NN3009；后支承：30207 轴 前支承：30208；后支承：302087. 主轴刚度的校核7.1 主轴图7.2 计算跨距前支承为双列圆柱滚子轴承，后支承为双列圆柱滚子轴承当量外径主轴刚度：由于故根据式（10-8）对于机床的刚度要求，取阻尼比当v=50m/min，s=0.1mm/r时，,取 计算 可以看出，该机床主轴是合格的。三、总结 本次课程设计任务完成了，虽然设计的过程比较繁琐，而且刚开始还有些不知所措，但是在同学们的共同努力下，再加上老师的悉心指导，我终于顺利地完成了这次设计任务。本次设计巩固和深化了课堂理论教学的内容，锻炼和培养了我综合运用所学过的知识和理论的能力，使我独立分析、解决问题的能力得到了强化。四、参考文献1机床设计手册编写组 主编.机床设计手册.北京:机械工业出版社,1980年8月2濮良贵、纪名刚主编.机械设计(第七版).北京：高等教育出版社,2001年6月3毛谦德、李振清主编.袖珍机械设计师手册第二版.机械工业出版社,2002年5月4减速器实用技术手册编辑委员会编.减速器实用技术手册.北京：机械工业出版社,1992年5戴曙主编.金属切削机床.北京：机械工业出版社,2005年1月6 7华东纺织工学院、哈尔滨工业大学、天津大学主编.机床设计图册.上海：上海科学技术出版社,1979年6月