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1宁XX 大学课 程 设 计 (论 文 )数控车床主轴箱结构设计所 在 学 院专 业班 级姓 名学 号指 导 老 师年 月 日需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑摘 要根据已确定的运动参数以变速箱展开图的总中心距最小为目标，拟定变速系统的变速方案，以获得最优方案以及较高的设计效率。在机床主传动系统中，为减少齿轮数目，简化结构，缩短轴向尺寸，用齿轮齿数的设计方法是试算，凑算法，计算麻烦且不易找出合理的设计方案。本文通过对主传动系统中三联滑移齿轮传动特点的分析与研究，绘制零件工作图与主轴箱展开图及剖视图。关键词 分级变速；传动系统设计,传动副，结构网，结构式，齿轮模数，传动比需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑目 录摘 要 .2目 录 .4第 1 章 绪论 .61.1 课程设计的目的 .61.2 课程设计的内容 .61.2.1 理论分析与设计计算 .61.2.2 图样技术设计 .61.2.3 编制技术文件 .61.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求 .61.3.1 课程设计题目和主要技术参数 .6第 2 章 运动设计 .82.1 运动参数及转速图的确定 .82.1.4 确定结构网 .82.1.5 绘制转速图和传动系统图 .92.2 确定各变速组此传动副齿数 .10第 3 章 动力计算 .113.1 带传动设计 .113.1.1 计算设计功率 Pd .113.1.2 选择带型 .123.1.3 确定带轮的基准直径并验证带速 .133.1.4 确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角 .133.1.5 确定带的根数 z .143.1.6 确定带轮的结构和尺寸 .143.1.7 确定带的张紧装置 .153.1.8 计算压轴力 .153.2 计算转速的计算 .173.3 齿轮模数计算及验算 .17需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑3.4 主轴合理跨距的计算 .21第 4 章 主要零部件的选择 .224.1 电动机的选择 .224.2 轴承的选择 .224.3 变速操纵机构的选择 .22第 5 章 校核 .235.1 轴的校核 .235.2 轴承寿命校核 .25第 6 章 结构设计及说明 .266.1 结构设计的内容、技术要求和方案 .266.2 展开图及其布置 .27结 论 .28参考文献 .29致 谢 .30需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑8第 1 章 绪论1.1 课程设计的目的课程设计是在学完本课程后，进行一次学习设计的综合性练习。通过课程设计，使学生能够运用所学过的基础课、技术基础课和专业课的有关理论知识，及生产实习等实践技能，达到巩固、加深和拓展所学知识的目的。通过课程设计，分析比较机械系统中的某些典型机构，进行选择和改进；结合结构设计，进行设计计算并编写技术文件；完成系统主传动设计，达到学习设计步骤和方法的目的。通过设计，掌握查阅相关工程设计手册、设计标准和资料的方法，达到积累设计知识和设计技巧，提高学生设计能力的目的。通过设计，使学生获得机械系统基本设计技能的训练，提高分析和解决工程技术问题的能力，并为进行机械系统设计创造一定的条件。1.2 课程设计的内容课程设计内容由理论分析与设计计算、图样技术设计和技术文件编制三部分组成。1.2.1 理论分析与设计计算（1）机械系统的方案设计。设计方案的分析，最佳功能原理方案的确定。（2）根据总体设计参数，进行传动系统运动设计和计算。（3）根据设计方案和零部件选择情况，进行有关动力计算和校核。1.2.2 图样技术设计（1）选择系统中的主要机件。（2）工程技术图样的设计与绘制。1.2.3 编制技术文件（1）对于课程设计内容进行自我经济技术评价。（2）编制设计计算说明书。1.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求1.3.1 课程设计题目和主要技术参数技术参数：9数控车床主轴箱结构设计原始条件:一、齿轮变速： 用的是交流伺服电机1、主轴转速：高档 8003150 rpm、低档 7800 rpm。2、主电机（直流主轴伺服电机）：额定转速为 2000rpm，最高转速为4000rpm，最低转速为 35rpm。主电机功率:27 KW10第 2 章 运动设计2.1 运动参数及转速图的确定技术参数：技术参数：数控车床主轴箱结构设计原始条件:一、齿轮变速： 用的是交流伺服电机1、主轴转速：高档 8003150 rpm、低档 7800 rpm。2、主电机（直流主轴伺服电机）：额定转速为 2000rpm，最高转速为4000rpm，最低转速为 35rpm。主电机功率:27 KW(1)无级变速传动系统的恒功率调速范围 Rnp:Rnp= = =3.9275jNnmax80315(2)交流调速电动机的恒功率调速范围 rnp:rnp= = =2rnmax204(3)分级变速传动的转速级数 Z：Z=lgRnp/lgrnp2 取 Z=22.1.4 确定结构网主轴的计算转速为 800r/min由转速得,选用齿轮精度为 8 级精度11图 2-1 结构网 2.1.5 绘制转速图和传动系统图（1）绘制转速图：12转速图（2）画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数1-2 轴最小中心距：A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)轴最小齿数和:S zmin(Zmax+2+D/m)2.2 确定各变速组此传动副齿数(1)Sz 100-120,中型机床 Sz=70-100(2)直齿圆柱齿轮 Zmin 18-20图 2-3 主传动系统图（7）齿轮齿数的确定。据设计要求 Zmin1820,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。13第 3 章 动力计算3.1 带传动设计输出功率 P=27kW,转速 n1=4000r/min,n2=1700r/min3.1.1 计算设计功率 Pd edAdPK表 4 工作情况系数 AK原动机类 类一天工作时间 /h工作机 101016 1601016 16载荷平稳液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（）；离心式压缩7.5kW机；轻型运输机1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3载荷变动小带式运输机（运送砂石、谷物），通风机（）；发电机；旋7.5k转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4齿轮 Z1 Z1 Z2 Z2齿数 78 42 58 6214振动筛载荷变动较大螺旋式运输机；斗式上料机；往复式水泵和压缩机；锻锤；磨粉机；锯木机和木工机械；纺织机械1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6载荷变动很大破碎机（旋转式、颚式等）；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8根据 V 带的载荷平稳，两班工作制（16 小时），查机械设计P 296表 4，取 KA1.1。即 1.279.kWdAedPK3.1.2 选择带型普通 V 带的带型根据传动的设计功率 Pd 和小带轮的转速 n1 按机械设计P297 图1311 选取。根据算出的 Pd29.7kW 及小带轮转速 n13500r/min ，查图得：d d=80100 可知15应选取 A 型 V 带。3.1.3 确定带轮的基准直径并验证带速由机械设计P 298表 137 查得，小带轮基准直径为 80100mm则取 dd1=90mm ddmin.=75 mm（d d1根据 P295表 13-4 查得）表 3 V 带带轮最小基准直径 mind槽型 Y Z A B C D Emind20 50 75 125 200 355 500 21 2350=.,90.3=1dd由机械设计P 295表 13-4 查“V 带轮的基准直径”，得 =212mm2d 误差验算传动比： （ 为弹性滑动率）212.40()90(1%)diA 误差 符合要求1.430%.35iA 带速 190v=7./66dnms满足 5m/s300mm，所以宜选用 E 型轮辐式带轮。17总之，小带轮选 H 型孔板式结构，大带轮选择 E 型轮辐式结构。带轮的材料：选用灰铸铁，HT200。3.1.7 确定带的张紧装置选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。3.1.8 计算压轴力由机械设计P303 表 1312 查得，A 型带的初拉力 F0117.83N，上面已得到=172.63o，z=4，则1a1a172.632sin=4.8sinN=940.72ooFz对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小, 带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通 V 带两侧面间的夹角是 40，为了适应 V 带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通 V 带轮槽角 为 32、34、36、38（按带的型号及带轮直径确定），轮槽尺寸见表 7-3。装在轴上的筒形部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板），用来联接轮缘与轮毂成一整体。表 普通 V 带轮的轮槽尺寸（摘自 GB/T13575.1-92） 槽型 项目 符号 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 18基准线下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 27 0.6 44.5 0.7 第一槽对称面至端面的距离 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小轮缘厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 带轮宽 B B =( z -1) e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 32 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 对应的基准直径 d d - 80 118 190 315 475 600 轮 槽 角 极限偏差 1 0.5 V 带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式： （1） 实心带轮：用于尺寸较小的带轮(dd(2.53)d 时)，如图 7 -6a。 （2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd 300mm 时)，如图 7-6b。 （3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮(ddd) 100 mm 时)，如图 7 -6c 。 （4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd 500mm 时)，如图 7-6d。（a） （b） （c） （d）图 7-6 带轮结构类型根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图（a）,大带轮选择腹板带轮如图（b）193.2 计算转速的计算（1）.主轴的计算转速传 动 件 的 计 算 转 速)( min/80r主 轴 的 计 算 转 速, :各 轴 的 计 算 转 速 如 下3.3 齿轮模数计算及验算1、计算各传动轴的输出功率 4(2)270.96.26.8085(3):26.95105().19878IrbIgIIPnKWTNm15.0 ;:(9)4(4 该 轴 的 计 算 转 速该 轴 的 传 递 功 率注由 公 式 择轴 径 的 计 算 以 及 键 的 选 jj nPnd4、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 3-321)(jjmnuzP3 所示。45 号钢整体淬火， 10jMP轴 序 号电动机(0) I 轴 II 轴计算转速r/min2000 850 80020按接触疲劳计算齿轮模数 m mrnuZZu rKWNNujjdjmd .04;98.305173.410)(638min/8;9.;2; ;in)/()(116382jm1j 取小 齿 轮 齿 数大 小 齿 轮 齿 数 比 齿 轮 计 算 转 速驱 动 电 机 的 功 率（2）齿轮计算。齿轮几何尺寸见下表按基本组最小齿轮计算。小齿轮用 40Cr，调质处理，硬度 241HB286HB，平均取260HB，大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229HB286HB ，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齿轮 Z1 Z1 Z2 Z2齿数 78 42 58 62模数 4 4 4 4分度圆直径 312 168 232 248齿顶圆直径 320 176 240 256齿根圆直径 302 158 222 238齿宽 24 24 24 2421jfsj MPauBnNKzm)()1(02832弯曲应力验算公式为：wswPaBYnz)(109235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）. jnm-初算的齿轮模数（mm）,B-齿宽（mm）;z-小齿轮齿数；u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=2;-寿命系数；sK=sTnNq-工作期限系数；mTCK016T-齿轮工作期限，这里取 T=15000h.;-齿轮的最低转速（r/min）， =500（r/min）1n1n-基准循环次数，接触载荷取 = ，弯曲载荷取 =0C0C70C612m-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 =0.60nKnK-功率利用系数，查【5】2 上，取 =0.78N N-材料强化系数，查【5】2 上, =0.60q q22-工作状况系数，取 =1.13K3K-动载荷系数，查【5】2 上，取 =12-齿向载荷分布系数，查 【5】2 上， =1 1 1KY-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；j j-许用弯曲应力（MPa），查【4】，表 4-7，取 =275 Mpa；w w根据上述公式，可求得及查取值可求得： 合 格 ；弯 曲 应 力 校 核 ： 合 格接 触 应 力 校 核 ： MPapBYnZmNKKCTnPapuBNKZmKCTnjSsqNn mTjSj sqNn mT3205.14109 95.Y;70;8.;3. 6.2 1025.4)1(08890;6.;5.;3. 3.11235W132按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用 40Cr，调质处理，硬度 241HB286HB，平均取 260HB，大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229HB286HB ，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，nKNqK3=1， =1，m=3.5， =355；可求得：2K1j23 合 格 ；弯 曲 应 力 校 核 ： 合 格接 触 应 力 校 核 ： MPapBYnZmNKKCTnPapuBNKZmKCTnjSsqNn mTjSj sqNn mT3205.14109 95.Y;70;8.;3. 6.2 1025.4)1(08890;6.;5.;3. 3.11235W1323.4 主轴合理跨距的计算由于电动机功率 P=27KW，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）d 1，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 =318.3N.mnP807假设该机床为车床的最大加工直径为 300mm。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 60%，即 180mm，故半径为 0.09m；切削力（沿 y 轴） Fc= =4716N09.318背向力（沿 x 轴） Fp=0.5 Fc=2358N总作用力 F= =5272.65N2pC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 =7908.97Nla2401RB=F =5272.65 =2636.325Nl根据文献【1】式 3.7 得：Kr=3.39 得前支承的刚度：K A= 1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos1689.69 N/ ；K B= 785.57 N/ ； = =2.15mmBAK57.624主轴的当量外径 de=(80+60)/2=70mm，故惯性矩为I= =113.810-8m464)03.7.(= = =0.143aKEA63810.98.2查【1】图 3-38 得 =2.0，与原假设接近，所以最佳跨距 =1202.0=240mml0 0l合理跨距为（0.75-1.5） ，取合理跨距 l=360mm。0l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。第 4 章 主要零部件的选择 4.1 电动机的选择Pmax=27kW；n max=4000r/min选用调速电动机 4.2 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7012C4.3 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。25第 5 章 校核5.1 轴的校核（1）主轴刚度符合要求的条件如下：（a） 主轴的前端部挠度 0.250.1sy（b） 主轴在前轴承处的倾角 rad容 许 值 轴 承（c） 在安装齿轮处的倾角 .容 许 值 齿65170850236851095D1.07 879il mL 平 均 总E 取为 ，52.MPa44 407(1)(1)35690()668dI434910.9253.922zpF Ndn主 计件 （ ），.57()yzN0.17()xzFN由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算 4429102953.852)QPFmzn主计主 主 （将其分解为垂直分力和水平分力由公式 ,tatanQynQzyF可得 2105(),647()zyFN801352)3ZMl NmA件25764(yyl件131025)xxFdA件主轴载荷图如下所示：26由上图可知如下数据：a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm计算（在垂直平面）, ,1()6QZFabclyEI2()3ZFcylEI3(23)6zMcylEI230.17sz， ，()QZabIl齿 1 (2)6ZlcI齿 2 (3)ZlcI齿 35.9齿 齿 齿 2齿 3， ，()6QZFlEI轴 承 1 zFlEI轴 承 23ZMlI轴 承5.10轴 承 轴 承 轴 承 2轴 承 3计算（在水平面）, ,1()6QyFabclEI2()3yFclEI3()(23)6yxclEI230.17sy27， ，()3QyFabEIl齿 1 (23)6yFlcEI齿 2()(3yxMlcEI齿 351.80齿 齿 齿 2齿 3， ，()6QylI轴 承 1 ylI轴 承 2()3yxlI轴 承5.轴 承 轴 承 轴 承 2轴 承 3合成： 20.18.sszyy2501齿 齿 齿 .3.轴 承 轴 承 Z轴 承 Y5.2 轴承寿命校核轴选用的是深沟球轴承轴承 6006,其基本额定负荷为 13.0KN齿轮越小越靠近轴承，对轴承的要求越高。根据设计要求，应该对轴未端的轴承进行校核。轴传递的转矩 nPT950T=9550 =23 N.m81.2齿轮受力 N4053*dF根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为N121lRrvN38745802v因轴承在运转中有中等冲击载荷，又由于不受轴向力，按机械设计表 10-5查得 pf为 1.0 到 1.2，取 ，则有：0.1pfN 1452.1RXPN38722fp28故该轴承能满足要求。由 轴最小轴径可取轴承为 7008C 角接触球轴承,=3；P=XF r+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= = = hL 10hn1670)PC(180673)28.10(367.10()284.9524=15000h轴承寿命满足要求。第 6 章 结构设计及说明6.1 结构设计的内容、技术要求和方案设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器和制动器等）、主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其联结件的结构设计与布置，用一张展开图和若干张横截面图表示。课程设计由于时间的限制，一 0 般只画展开图。主轴变速箱是机床的重要部件。设计时除考虑一般机械传动的有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题。精度方面的要求，刚度和抗震性的要求，传动效率要求，主轴前轴承处温度和温升的控制，结构工艺性，操作方便、安全、可靠原则，遵循标准化和通用化的原则。主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点，由于结构复杂，设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在正式画图前应该先画草图。目的是：291 布置传动件及选择结构方案。2 检验传动设计的结果中有无干涉、碰撞或其他不合理的情况，以便及时改正。3 确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置，以确定各轴的受力点和受力方向，为轴和轴承的验算提供必要的数据。6.2 展开图及其布置展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序，假想将各轴沿其轴线剖开并将这些剖切面平整展开在同一个平面上。总布置时需要考虑制动器的位置。制动器可以布置在背轮轴上也可以放在其他轴上。制动器不要放在转速太低轴上，以免制动扭矩太大，是制动尺寸增大。齿轮在轴上布置很重要，关系到变速箱的轴向尺寸，减少轴向尺寸有利于提高刚度和减小体积。结 论经过这次课程设计，使我对机械系统设计这门课当中许多原理公式有了进一步的了解，并且对设计工作有了更深入的认识。在设计过程中，得到 XX 老师的精心指导30和帮助，在此表示衷心的感谢。分级变速主传动系统设计的结构及部分计算，到这里基本结束了，由于笔者水平有限，加之时间仓促，仅对分级变速主传动系统主要部分进行设计和校核，定有许多地方处理不够妥当，有些部分甚至可能存在错误，望老师多提宝贵意见。参考文献【1】.机械设计 科学出版社【2】.机械课程设计 科学出版社【3】.机床设计手册 机械工业出版社31【4】.机床设计图册 上海科学技术出版社 【5】.机械设计（第四版） 高等教育出版社【6】.机械制图 高等教育出版社【7】、郑文经 主编 机械原理 高等教育出版社 第七版【8】、于惠力 主编 机械设计课程设计 科学出版社 致 谢本次设计是在我的导师 XX 教授的亲切关怀和悉心指导下完成的。他严肃的科学态度，严谨的治学精神，精益求精的工作作风，深深地感染和激励着我。从课题的选择到项目的最终完成，老师都始终给予我细心的指导和不懈的支持，在此，谨向教师表示衷心的感谢和崇高的敬意！。32此外，在毕业设计过程中，也得到了其他老师和同学的帮助，设计任务一直在很好的氛围中进行，在这里，也向他们表示真诚的感谢！再次向设计中所有提供过帮助的人表示感谢！
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