毕业论文终稿-数控车床主轴箱结构设计[下载就送全套CAD图纸 答辩通过]

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611课程设计的目的612课程设计的内容6121理论分析与设计计算6122图样技术设计6123编制技术文件613课程设计题目、主要技术参数和技术要求6131课程设计题目和主要技术参数6第2章运动设计821运动参数及转速图的确定8214确定结构网8215绘制转速图和传动系统图922确定各变速组此传动副齿数10第3章动力计算1131带传动设计11311计算设计功率PD11312选择带型12313确定带轮的基准直径并验证带速13314确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角13315确定带的根数Z14316确定带轮的结构和尺寸14317确定带的张紧装置15318计算压轴力1532计算转速的计算1733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34主轴合理跨距的计算21第4章主要零部件的选择2241电动机的选择2242轴承的选择2243变速操纵机构的选择22第5章校核2351轴的校核2352轴承寿命校核25第6章结构设计及说明2661结构设计的内容、技术要求和方案2662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11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。12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。121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。122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。123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。13课程设计题目、主要技术参数和技术要求131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8003150RPM、低档7800RPM。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27KW10第2章运动设计21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8003150RPM、低档7800RPM。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27KW1无级变速传动系统的恒功率调速范围RNPRNP39275JNNMAX803152交流调速电动机的恒功率调速范围RNPRNP2RNMAX2043分级变速传动的转速级数ZZLGRNP/LGRNP2取Z2214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21结构网215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12轴最小中心距A1_2MIN1/2ZMAXM2MD轴最小齿数和SZMINZMAX2D/M22确定各变速组此传动副齿数1SZ100120,中型机床SZ701002直齿圆柱齿轮ZMIN1820图23主传动系统图（7）齿轮齿数的确定。据设计要求ZMIN1820,由表41，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22。13第3章动力计算31带传动设计输出功率P27KW,转速N14000R/MIN,N21700R/MIN311计算设计功率PDEDADPK表4工作情况系数AK原动机类类一天工作时间/H工作机101016160101616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75KW机；轻型运输机101112111213载荷变动小带式运输机（运送砂石、谷物），通风机（）；发电机；旋75K转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；111213121314齿轮Z1Z1Z2Z2齿数7842586214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121314141516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131415151618根据V带的载荷平稳，两班工作制（16小时），查机械设计P296表4，取KA11。即1279KWDAEDPK312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PD297KW及小带轮转速N13500R/MIN，查图得DD80100可知15应选取A型V带。313确定带轮的基准直径并验证带速由机械设计P298表137查得，小带轮基准直径为80100MM则取DD190MMDDMIN75MM（DD1根据P295表134查得）表3V带带轮最小基准直径MIND槽型YZABCDEMIND205075125200355500212350,9031DD由机械设计P295表134查“V带轮的基准直径”，得212MM2D误差验算传动比（为弹性滑动率）21240901DIA误差符合要求143035IA带速190V7/66DNMS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。317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。318计算压轴力由机械设计P303表1312查得，A型带的初拉力F011783N，上面已得到17263O，Z4，则1A1A172632SIN48SINN94072OOFZ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73。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/T13575192）槽型项目符号YZABCDE基准宽度BP5385110140190270320基准线上槽深HAMIN16202753548819618基准线下槽深HFMIN477087108143199234槽间距E80312031503190425505270644507第一槽对称面至端面的距离FMIN679115162328最小轮缘厚555675101215带轮宽BBZ1E2FZ轮槽数外径DA32603480118190315366047560038对应的基准直径DD80118190315475600轮槽角极限偏差105V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DD253D时，如图76A。（2）腹板带轮用于中小尺寸的带轮DD300MM时，如图76B。（3）孔板带轮用于尺寸较大的带轮DDD100MM时，如图76C。（4）椭圆轮辐带轮用于尺寸大的带轮DD500MM时，如图76D。（A）（B）（C）（D）图76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）1932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33齿轮模数计算及验算1、计算各传动轴的输出功率42270962680853269510519878IRBIGIIPNKWTNM150944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JJNPND4、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MJ16338可得各组的模数，如表3321JJMNUZP3所示。45号钢整体淬火，10JMP轴序号电动机0I轴II轴计算转速R/MIN200085080020按接触疲劳计算齿轮模数MMRNUZZURKWNNUJJDJMD0498305173410638MIN/892IN/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Z1Z1Z2Z2齿数78425862模数4444分度圆直径312168232248齿顶圆直径320176240256齿根圆直径302158222238齿宽2424242421JFSJMPAUBNNKZM102832弯曲应力验算公式为WSWPABYNZ109235式中N传递的额定功率（KW），这里取N为电动机功率，N4KW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,U2寿命系数；SKSTNNQ工作期限系数；MTCK016T齿轮工作期限，这里取T15000H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M3；弯曲载荷取M6转速变化系数，查【5】2上，取060NKNK功率利用系数，查【5】2上，取078NN材料强化系数，查【5】2上,060QQ22工作状况系数，取113K3K动载荷系数，查【5】2上，取12齿向载荷分布系数，查【5】2上，111KY齿形系数，查【5】2上，Y0386；许用接触应力（MPA）,查【4】，表47，取650MPA；JJ许用弯曲应力（MPA），查【4】，表47，取275MPA；WW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MPAPBYNZMNKKCTNPAPUBNKZMKCTNJSSQNNMTJSJSQNNMT32051410995Y70836210254108890653311235W132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062，077，060，11，NKNQK31，1，M35，355；可求得2K1J23合格；弯曲应力校核合格接触应力校核MPAPBYNZMNKKCTNPAPUBNKZMKCTNJSSQNNMTJSJSQNNMT32051410995Y70836210254108890653311235W13234主轴合理跨距的计算由于电动机功率P27KW，根据【1】表320，前轴径应为6090MM。初步选取D180MM。后轴径的D2（0709）D1，取D260MM。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A120MM，主轴孔径为30MM。轴承刚度，主轴最大输出转矩T955095503183NMNP807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009M；切削力（沿Y轴）FC4716N09318背向力（沿X轴）FP05FC2358N总作用力F527265N2PC此力作用于工件上，主轴端受力为F527265N。先假设L/A2，L3A240MM。前后支承反力RA和RB分别为RAF527265790897NLA2401RBF5272652636325NL根据文献【1】式37得KR339得前支承的刚度KA10FR8LA90IZA1COS168969N/；KB78557N/；215MMBAK57624主轴的当量外径DE8060/270MM，故惯性矩为I1138108M4640370143AKEA63810982查【1】图338得20，与原假设接近，所以最佳跨距12020240MML00L合理跨距为（07515），取合理跨距L360MM。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D100MM，后轴径D80MM。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41电动机的选择PMAX27KW；NMAX4000R/MIN选用调速电动机42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7012C43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51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02501SY（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65170850236851095D107879ILML平均总E取为，52MPA444071135690668DI4349109253922ZPFNDN主计件（），57YZN017XZFN由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算4429102953852QPFMZN主计主主（将其分解为垂直分力和水平分力由公式,TATANQYNQZYF可得2105,647ZYFN8013523ZMLNMA件25764YYL件131025XXFDA件主轴载荷图如下所示26由上图可知如下数据A364MM,B161MM,L525MM,C87MM计算（在垂直平面）,16QZFABCLYEI23ZFCYLEI3236ZMCYLEI23017SZ，QZABIL齿126ZLCI齿23ZLCI齿359齿齿齿2齿3，6QZFLEI轴承1ZFLEI轴承23ZMLI轴承510轴承轴承轴承2轴承3计算（在水平面）,16QYFABCLEI23YFCLEI3236YXCLEI23017SY27，3QYFABEIL齿1236YFLCEI齿23YXMLCEI齿35180齿齿齿2齿3，6QYLI轴承1YLI轴承23YXLI轴承5轴承轴承轴承2轴承3合成2018SSZYY2501齿齿齿3轴承轴承Z轴承Y52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130KN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NPT950T955023NM812齿轮受力N4053DF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105查得PF为10到12，取，则有01PFN14521RXPN38722FP28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；PXFRYFAX1，Y0。对轴受力分析得前支承的径向力FR264232N。由轴承寿命的计算公式预期的使用寿命L10H15000HL10HHL10HN1670PC180673281036710284952415000H轴承寿命满足要求。第6章结构设计及说明61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