卧式车床主轴箱

卧式车床主轴箱设计摘 要金属切削机床在国民经济现代化建设中起着重大的作用。机床技术水平的高低已成为衡量一个国家工业现代化水平的重要标志之一。机床工业是机械制造业的装备部,对国民经济的发展起着重大作用。本论文设计的主轴箱的变速级数是12级,传动比为1.41,转速从31.5r/min到1440r/min,加工工件的最大直径为400mm,。论文对箱体结构进行方案设计,并对传动方案、传动路线进行了分析,离合器、带轮、润滑系统、密封装置等进行了设计、计算及校核。本设计的主要容包括：1.运动设计：确定主轴的转速、拟定合理结构式、结构网和转速图、确定齿轮的齿数、皮带轮的设计计算以及实际转速和标准速偏差的校核等。2.动力设计：估算各传动轴的转速、估算各轴的直径、选择电动机、齿轮强度验算、主轴刚度的校核、轴承寿命的验算、选择离合器。3.结构设计：确定各传动组件的空间布置。关键词：主轴箱,齿轮,摩擦式离合器HORIZONTALLATHESPINDLEBOXDESIGNABSTRACTMetal-cutting machine tool in the modernization of the national economy plays an important role. The level of machine technology has become the measure of a countrys level of industrial modernization of one of the important symbols. Machine tool industry is the machinery manufacturing industry, the Ministry of Equipment, the development of the national economy played a major role.In this paper, the design of the spindle box is a series of 12 speed, 1.41 gear ratio, speed from 31.5r/min to 1440r/min, the maximum workpiece diameter of 400mm,. Papers箱体structure of the program design, and program transmission, transmission line analysis, clutch, pulley, lubrication systems, such as a seal design, calculation and checking.The main elements of the design include: 1. Campaign Design: to determine the speed of the spindle to draw up a reasonable-structured, the structure of network and the speed map to determine the number of teeth of gears, pulleys, as well as the design and calculation of the actual speed and standard deviation of the check, such as speed. 2. Dynamic Design: to estimate the speed of the shaft, to estimate the diameter of the axis, select the motor, gear strength check, the check spindle rigidity, bearing life of the check, select the clutch. 3. Structural Design: To determine the spatial arrangement of drive components.KEY WORDS:Main spindle box,Gear,Friction clutch assembly37 / 41目录前言1第1章设计分析21.1机床主要技术参数21.1.1尺寸参数：21.1.2运动参数：21.1.3动力参数：21.2确定结构方案21.3主传动系统运动设计31.3.1拟订结构式31.3.2绘制转速图31.3.3确定齿轮齿数31.3.4验算主轴转速误差：31.4估算传动件参数,确定其结构尺寸41.4.1确定传动件计算转速41.4.2确定主轴支承轴颈直径41.4.3估算传动轴直径51.4.4估算传动齿模数51.4.5离合器的选择与计算51.4.6普通V带的选择与计算71.5结构设计81.5.1带轮设计81.5.2主轴换向与制动机构设计91.5.3齿轮块设计91.5.4轴承的选择101.5.5主轴组件101.5.6润滑系统设计101.5.7密封装置设计101.6传动件验算101.6.1轴的强度验算101.6.2验算花键键侧压应力121.6.3滚动轴承验算121.6.4直齿圆柱齿轮的强度计算13第2章主轴箱设计152.1运动设计152.1.1已知条件152.1.2结构分析式152.1.3绘制转速图162.1.4绘制传动系统图192.2动力设计192.2.1确定各轴转速192.2.3各传动组齿轮模数的确定和校核222.3齿轮强度校核232.3.1校核a传动组齿轮242.3.2校核b传动组齿轮252.3.3校核c传动组齿轮262.4主轴挠度的校核272.4.1确定各轴最小直径272.4.2轴的校核272.5主轴最佳跨距的确定282.5.1选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距282.5.2求轴承刚度282.6各传动轴支承处轴承的选择292.7主轴刚度的校核292.7.1主轴图302.7.2计算跨距30结论32辞33参考文献34前言随着机械的行业的发展,机床设计越来越向高精度的方向发展,但是在机床发展的同时,普通机床依然有这不可忽视的优点,例如低价格,加工种类多,对操作人员的技术要求低,缺点是加工的精度不高,效率不高,本书是设计12级普通车床,车床在机械行业中是举足轻重的角色,它可以加工外圆,螺纹等等,在本书的设计中参考了大量的前人的经验,对设计中出现的力学问题加以计算和解释,也对前人的观点加以考论和论证。本说明书在编写过程中,得到有关老师和同学的大力支持和热情帮助 ,在此,特别对帮助过我的老师和同学表示深深的感。由于编写水平有限,书中难免有不足与错误之处,敬请老师批评指正。第1章 设计分析1.1机床主要技术参数1.1.1尺寸参数：1确定转速围：主轴最小转速。2确定公比：3转速级数：1.1.2运动参数：根据工况,确定主轴最高转速有采用YT15硬质合金刀车削碳钢工件获得,主轴最低转速有采用W16Cr4V高速钢刀车削铸铁件获得。nmax=31.5r/min nmin= =1440r/min 根据标准数列数值表,选择机床的最高转速为1440r/min,最低转速为31.5/min 公比取1.41,转速级数Z=12。 1.1.3动力参数：电动机功率7.5KW 1.2确定结构方案1.主轴传动系统采用V带、齿轮传动；2.传动形式采用集中式传动；4.变速系统采用多联滑移齿轮变速。1.3主传动系统运动设计1.3.1拟订结构式1. 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：A12=3*4 B. 12=4*3 C。12=3*2*2 D12=2*3*2 E。12=2*2*3 方案A、B可节省一根传动轴。但是,其中一个传动组有四个变速传动副,增大了该轴的轴向尺寸。这种方案不宜采用。根据传动副数目分配应前多后少的原则,方案C是可取的。1.3.2绘制转速图1.验算传动组变速围：第二扩大组的变速围是R2 = =8,符合设计原则要求。2.分配降速比：该车床主轴传动系统共设有四个传动组,其中有一个是带传动。根据降速比分配应前慢后快的原则及摩擦离合器的工作速度要求,确定各传动组最小传动比。U= = = = 1.3.3确定齿轮齿数传动过程中,会采用三联滑移齿轮,为避免齿轮滑移中的干涉,三联滑移齿轮中最大和次大齿轮之间的齿数差应大于4。1.3.4验算主轴转速误差：主轴各级实际转速值用下式计算：n= nE*u1 u2 u3式中 u1 u2 u3 分别为第一、第二、第三变速组齿轮传动比。取0.05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： n = | |10-1%其中主轴标准转速1.4估算传动件参数,确定其结构尺寸1.4.1确定传动件计算转速1.主轴：主轴计算转速是第一个三分之一转速围的最高一级转速,即nj = nmin=74.3r/min 即n4=75r/min;2.各传动轴： 轴可从主轴为75r/min按72/18的传动副找上去,似应为300r/min。但是由于轴上的最低转速106r/min经传动组C可使主轴得到26.5r/min和212r/min两种转速。212r/min要传递全部功率,所以轴的计算转速应为106r/min。轴的计算转速可按传动副B推上去,得300r/min。3.各齿轮：传动组C中,18/72只需计算z =18 的齿轮,计算转速为300r/min；60/30的只需计算z = 30 的齿轮,计算转速为212r/min。这两个齿轮哪个的应力更大一些,较难判断。同时计算,选择模数较大的作为传动组C齿轮的模数。传动组B中应计算z =19的齿轮,计算转速为300r/min。传动组A中,应计算z = 24的齿轮,计算转速为600r/min。1.4.2确定主轴支承轴颈直径参考金属切削机床课程设计指导书表2,取通用机床钢质主轴前轴颈直径D1 = 100mm,后轴颈直径D2 = 0.70.85D1,取D2 = 70 mm,主轴孔直径d = 0.1 Dmax10 mm ,其中Dmax为最大加工直径。取d = 40mm。1.4.3估算传动轴直径按扭转刚度初步计算传动轴直径：d = 式中d 传动轴直径； N 该轴传递功率KW；该轴计算转速r/min；该轴每米长度允许扭转角这些轴都是一般传动轴,取=10/m。代入以上计算转速的值,计算各传动轴的直径：轴：d1 = 26mm 轴：d2 = 31mm 轴：d3 = 40mm；1.4.4估算传动齿模数参考金属切削机床课程设计指导书中齿轮模数的初步计算公式初定齿轮的模数： m = 32 式中 N 该齿轮传递的功率KW； Z 所算齿轮的齿数；该齿轮的计算转速r/min。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。1.4.5离合器的选择与计算1.确定摩擦片的径向尺寸：摩擦片的外径尺寸受到外形轮廓的限制,径又由安装它的轴径d来决定,而外径的尺寸决定着外摩擦片的环形接触面积的大小,直接影响离合器的结构与性能。表示这一特性系数是外片径D1与片外径D2之比,即一般外摩擦片的径可取：D1=d+=26+6=32mm;机床上采用的摩擦片值可在0.570.77围,此处取=0.6,则摩擦片外径D2=53.3mm。2.按扭矩确定摩擦离合面的数目Z：Z其中T为离合器的扭矩 T=955*104=955*104*=5.1*104Nmm；K安全系数,此处取为1.3；P摩擦片许用比压,取为1.2MPa；f摩擦系数,查得f=0.08； S外片环行接触面积,SD22 D12=1426.98mm2;诱导摩擦半径,假设摩擦表面压力均匀分布,则=21.77mm；KV速度修正系数,根据平均圆周速度查表取为1.3；结合次数修正系数,查表为1.35；摩擦结合面数修正系数, 查表取为1；将以上数据代入公式计算得Z12.67圆整为整偶数14,离合器外摩擦片总数i=Z+1=15。3.计算摩擦离合器的轴向压力Q： Q=SPKV =1426.98*1.2*1.3 = 2226.1N摩擦片厚度b = 1,1.5,1.75,2毫米,一般随摩擦面中径增大而加大。外片分离时的最小间隙为0.20.4mm。4.反转时摩擦片数的确定：普通车床主轴反转时一般不切削,故反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗确定。普通车床主轴高速空转功率Pk一般为额定功率Pd的2040%,取Pk = 0.4Pd,计算反转静扭矩为Pk = 1.6KW,代入公式计算出Z5.1,圆整为整偶数6,离合器外摩擦片总数为7。1.4.6普通V带的选择与计算1.确定计算功率Pc ,选择胶带型号： Pc = KAP 式中 P额定功率KW； KA工作情况系数,此处取为1.2。 带入数据计算得PC = 9 KW,根据计算功率PC和小轮转数n1,即可从三角胶带选型图上选择胶带的型号。此次设计选择的为B型胶带。2.选取带轮节圆直径、验算带速：为了使带的弯曲应力b1不致过大, 应使小轮直径d1dmin, d1也不要过大,否则外轮廓尺寸太大。此次设计选择d1 = 140mm。大轮直径d2 由计算按带轮直径系列圆整为315mm。验算带速,一般应使带速v在525m/s的围。v=10.5m/s,符合设计要求。3.确定中心距a、带长L、验算包角：中心距过大回引起带的颤动,过小则单位时间带的应力循环次数过多,疲劳寿命降低；包角减小,带的传动能力降低。一般按照下式初定中心距a0 0.75a02,此次设计定为450mm。由几何关系按下式初定带长L0: L02 a0+0.5+按相关资料选择与L0较接近的节线长度LP 按下式计算所需中心距, aa0+ 考虑安装、调整和补偿初拉力的需要,中心距a的变动围为 a-0.015 a+0.03 由以上计算得中心距a = 434.14mm,带长为1600mm。验算包角：= 1800-*57.30 = 156.91200,符合设计要求. 4.计算胶带的弯曲次数u ：u=s-140s-1 式中：m 带轮的个数； 代入相关的数据计算得：u = 13.125s-140s-1 符合设计要求。5.确定三角胶带的根数Z：根据计算功率PC和许用功率P0,可求得胶带根数Z, 带入各参数值计算,圆整结果为4,即需用4根胶带。6.确定初拉力F0和对轴的压力Q：查机床课程设计指导书表15知,A型胶带的初拉力 F0 的围为100150N ,此处确定为120 N。作用在轴上的压力Q = 2 F0zsin=705.4N。1.5结构设计1.5.1带轮设计根据V带计算,选用4根B型V带。由于轴安装摩擦离合器及传动齿轮,为了改善它们的工作条件,保证加工精度,采用卸荷式带轮结构。1.5.2主轴换向与制动机构设计本机床是适用于机械加工车间和维修车间的普通车床。主轴换向比较频繁,才用双向片式摩擦离合器。这种离合器由摩擦片、外摩擦片、止推片、压块和空套齿轮组成。离合器左右两部门结构是相同的。左离合器传动主轴正转,用于切削加工。需要传递的转矩较大,片数较多。右离合器用来传动主轴反转,主要用于退回,片数较少。这种离合器的工作原理是,摩擦片的花键孔装在轴的花键上,随轴旋转。外摩擦片的孔为圆孔,直径略大于花键外径。外圆上有4个凸起,嵌在空套齿轮的缺口之中。外摩擦片相间安装。用杆通过销向左推动压块时,将片与外片相互压紧。轴的转矩便通过摩擦片间的摩擦力矩传递给齿轮,使主轴正传。同理,当压块向右时,使主轴反转。压块处于中间位置时,左、右离合器都脱开,轴以后的各轴停转。制动器安装在轴,在离合器脱开时制动主轴,以缩短辅助时间。此次设计采用带式制动器。该制动器制动盘是一个钢制圆盘,与轴用花键联接,周边围着制动带。制动带是一条刚带,侧有一层酚醛石棉以增加摩擦。制动带的一端与杠杆连接。另一端与箱体连接。为了操纵方便并保证离合器与制动器的联锁运动,采用一个操纵手柄控制。当离合器脱开时,齿条处于中间位置,将制动带拉紧。齿条轴凸起的左、右边都是凹槽。左、右离合器中任一个结合时,杠杆都按顺时针方向摆动,使制动带放松。1.5.3齿轮块设计机床的变速系统采用了滑移齿轮变速机构。根据各传动轴的工作特点,基本组、第一扩大组以及第二扩大组的滑移齿轮均采用了整体式滑移齿轮。所有滑移齿轮与传动轴间均采用花键联接。从工艺角度考虑,其他固定齿轮主轴上的齿轮除外也采用花键联接。由于主轴直径较大,为了降低加工成本而采用了单键联接。各轴采用的花键分别为：轴：623266轴：626306轴：836407轴间传动齿轮精度为8778b,轴间齿轮精度为7667b。1.5.4轴承的选择为了方便安装,轴上传动件的外径均小于箱体左侧支承孔直径,均采用深沟球轴承。为了便于装配和轴承间隙调整,、轴均采用圆锥滚子轴承。滚动轴承均采用E级精度。1.5.5主轴组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组件。前支承采用双列圆柱滚子轴承,后支承采用角接触球轴承和单向推力球轴承。为了保证主轴的回转精度,主轴前后轴承均采用压块式防松螺母调整轴承的间隙。主轴前端采用短圆锥定心结构型式。前轴承为C级精度,后轴承为D级精度1.5.6润滑系统设计主轴箱采用飞溅式润滑,油面高度为65mm左右,甩油环浸油深度为10mm左右。润滑油型号为：IIJ30。卸荷皮带轮轴承采用脂润滑方式。润滑脂型号为：钙质润滑脂。1.5.7密封装置设计轴轴颈较小,线速度较低,为了保证密封效果,采用皮碗式接触密封。而主轴直径大、线速度较高,则采用了非接触式密封。卸荷皮带轮的润滑采用毛毡式密封,以防止外界杂物进入。 1.6传动件验算1.6.1轴的强度验算由于机床主轴箱中各轴的应力都比较小,验算时,通常用复合应力公式进行计算：Rb = Rb MPaRb 许用应力,考虑应力集中和载荷循环特性等因素。W 轴的危险断面的抗弯断面系数；花键轴的抗弯断面系数W = +其中 d花键轴径；D花键轴外径；b花键轴键宽；z花键轴的键数。T 在危险断面上的最大扭矩T = 955*104N该轴传递的最大功率；该轴的计算转速；M 该轴上的主动被动轮的圆周力、径向力所引起的最大弯矩。齿轮的圆周力：Pt = 2T/D,D为齿轮节圆直径。直齿圆柱齿轮的径向力Pr = 0.5 Pt.求得齿轮的作用力,即可计算轴承处的支承反力,由此得到最大弯矩。对于轴、,由表29得Rb = 70MPa；对于轴 ,Rb = 65MPa由上述计算公式可计算出：轴,Rb=53.6MPaRb；轴,Rb=48.3MPaRb；轴,Rb=61.1MPaRb。故传动轴的强度校验符合设计要求1.6.2验算花键键侧压应力花键键侧工作表面的挤压应力为： MPa式中：花键传递的最大扭矩；D、d 花键的外径和径；z花键的齿数；载荷分布不均匀系数,通常取为0.75。使用上述公式对三传动轴上的花键校核,结果符合设计要求。1.6.3滚动轴承验算机床的一般传动轴用的滚动轴承,主要是由于疲劳破坏而失效,故应对轴承进行疲劳寿命验算。下面对按轴颈尺寸及工作状况选定的滚动轴承型号进行寿命验算：Lh=500T式中,Lh 额定寿命；C 滚动轴承尺寸表所示的额定动负荷N；速度系数, = ；工作情况系数；由表36可取为1.1；寿命系数,对于球轴承：= 3 ；对于滚子轴承：=10/3；轴承的计算转速,为各轴的计算转速；Ks寿命系数,不考虑交变载荷对材料的强化影响时：Ks = KNKnKT；KN功率利用系数,查表为0.58；Kn转速变化系数；查表37得0.82；KT 工作期限系数,按前面的工作期限系数计算；Kl齿轮轮换工作系数,可由表38查得；P 当量动载荷N ;使用上述公式对各轴承进行寿命校核,所选轴承均符合设计要求。1.6.4直齿圆柱齿轮的强度计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24的齿轮验算接触疲劳强度,对轴上齿数为30的齿轮验算弯曲疲劳强度。对于齿数为24的齿轮按接触疲劳强度计算齿轮模数mj：mj = 16338*mm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,用于啮合,此处为外啮合,故取+;寿命系数： = KTK nKNKqKT 工作期限系数： KT = T齿轮在机床工作期限的总工作时间,同一变速组的齿轮总工作时间近似的为Ts / P,P为该变速组的传动副数；查机床课程设计指导书表17得Ts = 18000,故得T = 9000h；n1齿轮的最低转速,此处为600r/min；c0基准循环次数,由表16得c0 = ；m 疲劳曲线指数,由表16 得m = 3；K n 转速变化系数,由表19得K n = 0.71；KN功率利用系数,由表18得KN = 0.58；Kq材料强化系数,由表20得Kq = 0.64；Kc工作状况系数,考虑载荷冲击的影响,取Kc = 1.2；Kd动载荷系数,由表23得 = 1.2；Kb齿向载荷分布系数,由表24得Kb = 1 ；许用接触应力,由表26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。对于齿数为30的齿轮按弯曲疲劳强度计算齿轮模数mwmw = 267其中 Y 齿形系数,从表25查得0.444；许用弯曲应力,由表26得 = 320；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。第2章 主轴箱设计2.1运动设计2.1.1已知条件1确定转速围：主轴最小转速。2确定公比：3转速级数：2.1.2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12=3*2*2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震动常限制最大转速比。在主传动链任一传动组的最大变速围。在设计时必须保证中间传动轴的变速围最小, 根据中间传动轴变速围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下：图2-1 传动结构图检查传动组的变速围时,只检查最后一个扩大组： 其中,所以 ,合适。2.1.3绘制转速图1.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。2.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。4.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 的变速围为,结合结构式,轴的转速只有一和可能：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。图2-2 传动系统转速图 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。2.1.4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：图2-3 主轴箱传动系统图2.2动力设计2.2.1确定各轴转速1.确定主轴计算转速：主轴的计算转速为2.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。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。1.确定计算功率 取1.1,则2.选取V带型 根据小带轮的转速和计算功率,选B型带。3.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 055a2 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2.2.3各传动组齿轮模数的确定和校核1.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：2.3齿轮强度校核2.3.1校核a传动组齿轮校核齿数为24的即可,确定各项参数1. P=8.25KW,n=710r/min,2.确定动载系数：齿轮精度为7级,由机械设计查得使用系数3.4.确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称,查参考书6得5.确定齿间载荷分配系数:由查参考书6查得6.确定动载系数: 7.查表 10-5 8.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。2.3.2校核b传动组齿轮校核齿数为22的即可,确定各项参数1. P=8.25KW,n=355r/min,2.确定动载系数：齿轮精度为7级,由查参考书6查得使用系数3.4.确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称,查查参考书6得5.确定齿间载荷分配系数:由查参考书6查得6.确定动载系数: 7.查表 10-5 8.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。2.3.3校核c传动组齿轮校核齿数为18的即可,确定各项参数1. P=8.25KW,n=355r/min,2.确定动载系数：齿轮精度为7级,由查参考书6查得使用系数3.4.确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称,查查参考书6得5.确定齿间载荷分配系数:由查参考书6查得6.确定动载系数: 7.查表 10-5 8.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。2.4主轴挠度的校核2.4.1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：2.4.2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。轴、轴的校核同上。2.5主轴最佳跨距的确定2.5.1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2.5.2求轴承刚度考虑机械效率主轴最大输出转距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 次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2.6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：302082.7主轴刚度的校核2.7.1主轴图图2-4 主轴图2.7.2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.结论本论文通过对机床主轴箱的研究,设计了机床传动系统的结构,研究设计了机床传动系统的运动设计、动力设计、传动零件的计算、零件的验算等。得出以下结论：运动设计方面,根据给定的机床用途、规格、极限转速,通过分析拟定的传动结构方案包括结构式、结构网、转速图合理、传动系统图符合要求、因传动副齿轮的齿数导致主轴实际转速与标准转速的相对误差符合要求。动力设计,齿轮的接触疲劳强度和弯曲疲劳强度足够、主轴组件的静刚度足够、主轴前轴承的疲劳寿命足够。结构设计,进行主传动传动轴系、变速机构、主轴组件、箱体、操纵结构、润滑与密封等的布置和结构设计合理。传动轴的空间位置及各个零件的装配关系合理。 辞感鲍老师指引我们的论文的写作的方向和架构,并对本论文初稿进行逐字批阅,指正出其中误谬之处,使我们有了思考的方向。在此,谨向鲍老师表示崇高的敬意和衷心的感！鲍老师在我们撰写论文的过程中给与我的极帮助。同时,论文的顺利完成,离不开其它各位老师、同学和朋友的关心和帮助。在整个的论文写作中,各位老师、同学和朋友积极的帮助我查资料和提供有利于论文写作的建议和意见,在他们的帮助下,论文得以不断的完善,最终帮助我们完整的写完了整个论文。另外,要感在大学期间所有传授我们知识的老师,是你们的悉心教导使我们有了良好的专业课知识,这也是论文得以完成的基础。感所有给我们帮助的老师和同学,你们！通过此次的论文,我们学到了很多知识,跨越了传统方式下的教与学的体制束缚,在论文的写作过程中,通过查资料和搜集有关的文献,培养了自学能力和动手能力。并且由原先的被动的接受知识转换为主动的寻求知识,这可以说是学习方法上的一个很大的突破。在以往的传统的学习模式下,我们可能会记住很多的书本知识,但是通过毕业论文,我们学会了如何将学到的知识转化为自己的东西,学会了怎么更好的处理知识和实践相结合的问题。在论文的写作过程中也学到了做任何事情所要有的态度和心态,首先做学问要一丝不苟,对于发展过程中出现的任何问题和偏差都不要轻视,要通过正确的途径去解决,在做事情的过程中要有耐心和毅力,不要一遇到困难就达退堂鼓,只要坚持下去就可以找到思路去解决问题的。而且要学会与人合作,这样做起事情来就可以事倍功半。总之,此次论文的写作过程,我们收获了很多,即为大学三年划上了一个完美的句号,也为将来的人生之路做好了一个很好的铺垫。冀星凯参考文献1 工程学院机械制造教研室 主编.金属切削机床指导书.2 濮良贵 纪名刚主编.机械设计.:高等教育,20XX6月3 毛谦德 振清主编.袖珍机械设计师手册第二版.机械工业,20XX5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.:机械工业,1992年5 戴曙 主编.金属切削机床.:机械工业,20XX1月6 机床设计手册编写组 主编.机床设计手册.:机械工业,1980年8月7 华东纺织工学院 工业大学 XX大学主编.机床设计图册.:科学技术,1979年6月8 立德 牛玉丽主编.机械设计基础课程设计指导书第二版.高等教育,20XX8月9 廖念钊 莫雨松 硕根 兴骏主编.互换性与技术测量第五版.中国计量,20XX6月10 建中主编.机械设计基础学习与训练指南.高等,20XX9月11 力 王冰主编.机械制图第二版.高等,20XX8月12 永安主编.机械原理课程设计指导.高等,1995年10月13 建中主编.机械设计基础.高等,20XX8月14 熊运昌主编.机械制造技术.科学技术,20XX9月15 小年主编.机械制图第二版.机械工业,20XX2月