加工最大直径为400mm普通车床主轴箱设计【4.5KW 28 1600 1.14 12级】（CAD图纸全套）

买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 1 黑龙江大学 课程设计说明书 学院：机电工程学院 专业：机械设计制造及其自动化 课程名称： 专业方向课程设计 设计题目： 普通车床主轴箱设计 姓名： 学号： 指导教师： 成绩： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 2 目 录 目 录 . 2 第 1 章 机床主要参数的确定 . 4 床主参数和基本参数 . 4 定最高转速 . 4 速数列 . 4 定结构式 . 4 定结构网 . 5 制转速图和传动系统图 . 7 定各变速组此论传动副齿数 . 8 第 2 章 动力计算 . 11 传动设计 . 11 算设计功率 . 11 择带型 . 12 定带轮的基准直径并验证带速 . 13 定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角 . 14 定带的根数 z . 15 定带轮的结构和尺寸 . 15 定带的张紧装置 . 15 算压轴力 . 15 算转速的计算 . 15 轮的计算转速 . 16 轮模数计算及验算 . 16 动轴最小轴径的初定 . 21 轴的设计与计算 . 22 轴材料与热处理 . 25 第 3 章 主要零部件的选择 . 25 动机的选择 . 25 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 3 承的选 择 . 25 的规格 . 25 速操纵机构的选择 . 26 第 4 章 校核 . 27 的校核 . 27 承寿命校核 . 29 第 5 章 设计心得 . 32 结 论 . 33 参考文献 . 34 致 谢 . 35 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 4 第 1 章 机床主要参数的确定 床主参数和基本参数 车床的主参数（规格尺寸）和基本参 数如下： 工件最大回转直径 正转最低转速 电机功率 N（ 变速级数 Z 公比 400 28 2 定最高转速 根据【 1】783为已知 ， 1 ， =Z=12 m i n/ 2 12m i nm a x n 取标准数列数值，即250r/速数列 查 1表 先找到 28r/然后每隔 5 个数取一个值（ ，得出主轴的转速数列为 28， 40， 56， 80， 112， 160， 224， 315， 450， 630， 900， 1250共 12 级。 定结构式 已知 Z=2a a， b 为正整数，即 Z 应可以分解为 2 和 3 的因子，以便用 2、 3 联滑移齿轮实现变速。 对于 Z=12可以按照 12=2 3 2传动式有 6 种结构式和对应的结构网。分别为： ， ， ， 由于本次设 计的机床 错误 !未找到引用源。 轴装有摩擦离合器，在结构上要求有一买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 5 齿轮的齿根圆大于离合器的直径。初选1 2 61 2 2 3 2 的方案。 从电动机到主轴主要为降速变速，若使变速副较多的变速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，也就是满足变速副前多后少的原则，因此取 12=2 3 2方案为好。 设计车床主变速传动系时，为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，在降速变速中，一般限制限制最小变速比 41u ；为避免扩 大传动误差，减少震动噪声，在升速时一般限制最大转速比 2u。斜齿圆柱齿轮传动较平稳，可取 u。因此在主变速链任一变速组的最大变速范围 )108(m i nm a xm a x 设计时必须保证中间变速轴的变速范围最小。 综合上述可得：主传动部件的运动参数 1250n 28 Z=12 =定结构网 12=2 3 2的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有 6种形式： 1) 12=21 32 26 2) 12=21 34 22 3) 12=23 31 26 4) 12=26 31 23 5) 12=22 34 21 6) 12=26 32 21 根据级比指数分配要“前密后疏”的原则，应选用 Z= 12 23 62这一方案，然而对于我们所设计的结构将会出现两个问题： 第一变速组采用降速传动时，由于摩擦离合器径向结构尺寸限制，使得轴上的齿轮直径不能太小，轴上的齿轮则会成倍增大。这样，不仅使 -轴间中心距加大，而且 -轴间的中心距也会辊大，从而使整个传动系统结构尺寸增大。这种传动不宜采用。 如果第一变速组采用升速传动，则轴至主轴间的降速传动只能同后两个变速组承担。为了避免出现降速比小于允许的杉限值，常常需要增加一个定比降速传动组，使系统结构复杂。这种传动也不是理想的。 如果采用 Z=32 13 62这一方案则可解决上述存在的问题。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 6 图 构网 传动组的变速范围的极限值 齿轮传动最小 传动比 1/4,最大传动比 ,决定了一个传动组的最大变速范围 。 因此，要按照下表，淘汰传动组变速范围超过极限值的所有传动方案。 极限传动比及指数 X,X,值为： 表 比 极限传动比指数 值： x1 =1/4 4 X,值： x, =2 2 (X+ X,)值： x+x =8 6 最大扩大组的选择 正常连续的顺序扩大 组的传动的传动结构式为： Z= 1 1 最后扩大组的变速范围 按照 r 8 原则，导出系统的最大级数 Z 和变速范围 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 7 表 3 2 3 Z=12 4 Z=9 后扩大组的传动副数目 时的转速范围远比 时大 因此，在机床设计中，因要求的 后扩大组应取 2更为合适。 同时，最后传动组与最后扩大组往往是一致的。安装在主轴与主轴前一传动轴的具有极限或接近传动比的齿轮副承受最大扭距，在结构上可获得较为满意的处理，这也就是最后传动组的传动副经常为 2 的另一原因。 制转速图和传动系统图 （ 1）选择电动机：采用 （ 2）绘制转速图 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”的原则以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 总 = =28/1440=1/配总降速传动比时，要考虑是否增加定比传动副，以使转速数列符合标准和有利于减小齿数和减小径向与轴向尺寸，必须按“前慢后快”的原则给串联的各变速器分配最小传动比。 a 决定轴 -的最小降速传动比主轴上的齿轮希望大一些，能起到飞轮的作用，所以最后一个变速组的最 小降速传动比取极限 1/4，公比 =，因此从 轴的最下点向上 4格，找到上对应的点，连接对应的两点即为 -轴的最小传动比。 b 决定其余变速组的最小传动比根据“前慢后快”的原则，轴 -间变速组取 ，即从轴向上 3 格，同理，轴 -间取 u=1/ 3，连接各线。 c 根据个变速组的传动比连线按基本组的级比指数 ，第一扩大组的级比指数 ，第二扩大组的级比指数 ,画出传动系统图如 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 8 图 2速图 （ 3）画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数，画主传动系统图如图 2 1(m+D) 轴最小齿数和 :+D/m) 定各变速组此论传动副齿数 (1)100型机床 02)直齿圆柱齿轮 18文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 9 图 2主传动系统图 1）确定齿轮齿数 1. 用计算法确定第一个变速组中各齿轮的齿数 j =j =中 主动齿轮的齿数 被动齿轮的齿数 一对齿轮的传动比 一对齿轮的齿数和 为了保证不产生根切以及保证最小齿轮装到轴上或套筒上具有足够的强度，最小齿轮必然是在降速比最大的传动副上出现。 把 齿数取大些： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 10 取 0 则 2021 8 齿数和1+0+58=78 同样根据公式 4Z =39 2. 用查表法确定第二变速组的齿数 a 首先在 找出最小齿数的传动比 u1 b 为了避免根切和结构需要，取 4 c 查表找到 ，这些数值必须同时满足各传动比要求的齿轮齿数 能同时满足三个传动比要求的齿数和有 2 96 99 102 e 确定合理的齿数和 02 依次可以查得 7 5 4 8 2 0 同理可得其它的齿轮如下表所示： 表 速组 第一变速组 第二变速组 第三变速组 齿数和 78 102 114 齿轮 2 4 6 8 10 12 14 齿数 20 58 39 39 24 78 34 68 42 60 23 91 76 38 2）验算主轴转速误差 由于确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计的理论转速难以完全相符，需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过 10( 。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 11 主轴各级实际转速值用下式计算 n 实 =(1 中 滑移系数 =0.2 ua ub uc 别为各级的传动比 12/45 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=实际标准实际 n 10( n 实 1=1440 n= (28 =同样其他的实际转速及转速误差如下 : 表 轴转速 n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9 准转速 28 40 56 80 112 160 224 315 450 630 900 1250 实际转速 速误差 速误差满足要求。 第 2 章 动力计算 传动设计 输出功率 P=速 440r/00r/算设计功率 Pd 表 4 工作情况系数原动机 类 类 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 12 一天工作 时间 /h 10 1016 16 10 1016 16 载荷 平稳 液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（ ）；离心式压缩机；轻型运输机 荷 变动小 带式运输机（运送砂石、谷物），通风机（ ）；发电机；旋转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛 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 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 据 稳 ，两班工作制（ 16小时），查 机械设计 ， 取 1 . 1 4 . 5 4 . 9 5 k e P k W 择带型 普通 机械设计 3 11选取。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 13 根据算出的 1440r/查图得： d d=80 100可知应选取 带。 定带轮的基准直径并验证带速 由 机械设计 3 7查得，小带轮基准直径为 80 100取 10075 295表 13 表 3. Y Z A B C D E 0 75 125 200 355 500 21211440 = 1 . 6 , = 1 0 0 1 . 6 = 1 6 0 m 所 以 由 机械设计 3得260 误差验算传动比：21160= 1 . 6 3 2 6 5(1 ) 1 0 0 (1 2 % )d 误（ 为弹性滑动率） 误差111 . 6 3 2 6 5 1 . 61 0 0 % 1 0 0 % 2 . 0 4 % 5 %1 . 6 误 ， 符合要求 带速 1 1 0 0 1 4 4 0v = 7 . 5 4 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 14 满足 5m/以宜选用 总之，小带轮选 带轮选择 带轮的材料：选用灰铸铁， 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。 算压轴力 由 机械设计 3 12查得， 0 面已得到1a=z=4，则 1a 1 7 1 . 8 12 s i n = 2 4 1 3 2 . 2 0 s i n N = 1 0 5 4 . 8 9 z F 算转速的计算 （ 1）主轴的计算转速 公式 nj=3/( z 得，主轴的计算转速 取 112r/ 2各传动轴的计算转速： 轴上的 6 级转速分别为： 112、 160、 224、 315、 450、 630r/12r/ 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 16 轴经 时从 112r/上的转速全部功率，所以确定最低转速 112r/ 轴的计算转速。按上述的方法从转速图中分别可找到计算转速：轴为 315r/轴为 900r/动机轴为 1440r/轮的计算转速 轴上，从转速图可见 种转速，其要传递全部的功率 的计算转速为 112r/ 同样可以确定其余齿轮的转速如下表 表 轮模数计算及验算 （ 1）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 63383 221 )1( 可得各组的模数， 式中 按接触疲劳强度计算的齿轮模数（ 驱动电动机功率（ 被计算齿轮的计算转速（ r/ u 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，外啮合取“ +”，内啮合取“ -”； 1z 小齿轮的齿数（齿）； m 齿宽系数， Bm m （ B 为齿宽， m 为模数）， 4 10m ； m =8 j 材料的许用接触应力（ 。 取 j=650 2）基本组的齿轮参数计算 按接触疲劳计算齿轮模数 m 163383 221 )1( 可得 取 m=22轮 计算转速 900 315 900 900 315 112 315 112 315 112 150 160 112 112 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 17 263383 221 )1( 可得 取 m=63383 221 )1( 可得 取 m= 按齿根弯曲疲劳强度校核。 由参考文献 1中的式（ 8出 F ，若 则校核合格。 齿形 系数考文献 1；查表 8 122 . 5 5 ; 2 . 3 5 ;应力修正系数文献 1中表 8 121 . 6 1 ; 1 . 6 8 ;由文献 1中图 8 M P 50,500 2l i i m 由文献 1表 8得： 1图 8得： 121 1 l i m 1 1 5 0 0 3 8 4 . 6 2 ( )1 1 . 3 P 2 l i m 2 1 4 5 0 3 4 6 . 1 5 ( )1 1 . 3 P 故 11112222112 2 1 . 0 6 0 0 5 0 2 . 5 5 1 . 6 1 1 4 1 . 9 3 ( ) 2 0 2 . 5 7 02 . 3 5 1 . 6 81 4 1 . 9 3 1 3 6 . 4 9 ( ) 2 . 5 5 1 . 6 1 Y Y M P ab m P 齿根弯曲疲劳强度校核合格。 （ 2） 基本组齿轮计算 。 基本组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 1 2 齿数 39 39 20 58 模数 2 2 2 2 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 18 分度圆直径 78 78 40 116 齿顶圆直径 82 82 44 120 齿根圆直径 73 73 35 111 齿宽 20 20 20 20 按基本组最小齿 轮计算 。 小齿轮用 40质处理，硬度 241286均取260齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229286均取 240算如下： 齿面接触疲劳强度计算： 接触应力验算公式为 P n )()1(102088 3218弯曲应力验算公式为： P )(101 9 12 3215 式中 这里取 N=3r/. 00（ r/; , m=2（ ; ;B=20（ ; z=20; K 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 19 里取 T=15000h.; 1n r/ 0触载荷取0C= 710 ，弯曲载荷取0C= 6102 触载荷取 m=3；弯曲载荷取 m=6; 【 5】 2 上，取 【 5】 2 上，取 【 5】 2 上， 3K=K 【 5】 2 上，取 2K =1 1K 【 5】 2 上， 1K =1 【 5】 2 上， Y= j ,查 【 4】，表 4 j =650 w 查 【 4】，表 4 w =275 根据上述公式，可求得及查取值可求得： j=635 jw=78 w（ 3） 扩大组齿轮计算 （中间一个变速组） 。 63383 221 )1( = 1 扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 4 5 6 齿数 34 68 24 78 42 60 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 20 模数 度圆直径 85 170 60 195 105 150 齿顶圆直径 90 175 65 200 110 155 齿根圆直径 宽 28 28 28 28 28 28 按扩大组最小齿轮计算 。 小齿轮用 40质处理，硬度 241286均取 260齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229286均取 240 同理根据基本组的计算， 查文献 【 6】， 可得 K= 2K =1， 1K =1， m=355； 可求得： j=619 jw=135 w第 2 扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 7 8 齿数 76 38 23 91 模数 度圆直径 190 95 顶圆直径 195 100 根圆直径 宽 32 32 32 32 按齿根弯曲疲劳强度校核。 齿形系数 由机械设计基础刘孝民主编；查表 8 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 21 122 . 4 5 , 2 . 2 4 ;应力修正系数 查机械设计基础刘孝民主编中表 8 121 . 6 5 ; 1 . 7 5 ;由机械设计基础刘孝民主编；由图 8得 : M P a 5 0,5 0 0 2l i i m 由机械设计基础刘孝民主编；由表 8S 由机械设计基础刘孝民主编；由图 8121 1 l i m 112 l i m 211 5 0 0 3 8 4 . 6 2 ( )1 . 31 4 5 0 3 4 6 . 1 5 ( )1 . 3 P P 故 1111222112 2 1 . 0 2 8 4 0 7 0 2 . 4 5 1 . 6 5 1 7 9 . 4 3 ( ) 4 0 4 8 02 . 2 4 1 . 7 51 7 9 . 4 3 1 7 3 . 9 9 ( ) 2 . 4 5 1 . 6 5 Y Y M P ab m P 齿 根弯曲疲劳强度校核合格。 动轴最小轴径的初定 由【 5】式 6，传动轴直径按扭转刚度用下式计算： d=4 或 d=91 4 式中 N* T=9550000； 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 22 = 01 。 各轴最小轴径如表 3 表 3最小轴径 轴的设计与计算 主轴组件结构复杂，技术要 求高。安装工件的主轴参与切削成形运动， 此，它的精度和性能性能直接影响加工质量（加工精度与表面粗糙度） 。 1）主轴直径的选择 查表可以选取前支承轴颈直径 0 支承轴颈直径 1=63 77 选取 0 ）主轴内径的选择 车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶杆必须是空心轴。 确定孔径的原则是在满足对空心主轴孔径要求和最小壁厚要求以及不削弱主轴刚度的要求尽可能取大些。 推荐：普通 车床 d/D(或 1)=中 D 主轴的平均直径， D= (2)/2 前轴颈处内孔直径 d=(=44 48 以，内孔直径取 45）前锥孔尺寸 前锥孔用来装顶尖或其它工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。选择如下： 莫氏锥度号取 5号 标准莫氏锥度尺寸 轴 号 轴 轴 最小轴径 25 30 45 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 23 大端直径 D=）主轴前端悬伸量的选择 确定主轴悬伸量 a 的原则是在满足结构要求的前提下，尽可能取小值。 主轴悬伸量 与前轴颈直径之比 a/D=1.5 a=(1=54 135 以，悬伸量取 100）主轴合理跨距和最佳跨距选择 根据表 3金属切削机床设计计算前支承刚度 前后轴承均用 3182100 系列轴承，并采用前端定位的方式。 查表 K A 1700 105 N/为后轴承直径小于前轴承， 取 105N/1(61)(030 其中 综合变量3 其中 E 弹性模量，取 E=105 N/ I 转动惯量， I= (64=(8041063 = 35 65 =图 3，在横坐标上找出 =点向上作垂线与 交点向左作水平线与纵坐标轴相交，得 L0/a= 所以最佳跨距 0=100=250 文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 24 又因为 合理跨距的范围 L 合理 =(0=375 以 取 L=260 ）主轴刚度的验算 对于一般机床主轴， 主要进行刚度验算，通常能满足刚度要求的主轴也能满足强度要求。 对于一般受弯矩作用的主轴，需要进行弯矩刚度验算。主要验算主轴轴端的位移 A。 图 轴支承的简化 切削力 026N 挠度 I )(2 =1 0 02 6 0(1 0 03 0 2 6 =y=260=y 倾角 A=EI )32( =65 101 0032 602(1 003 02 6 =端装有圆柱滚子轴承，查表 A= A A 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 25 符合刚度要求。 轴材料与热处理 材料为 45 钢，调质到 220 250轴端部锥孔、定心轴颈或定心圆锥面等部位局部淬硬至 55，轴径应淬硬。 第 3 章 主要零部件的选择 动机的选择 1) 选择电动机类型 根据已知工作条件和要求，选择一般用途的 式封闭结构。 根据已知条件选择最低转速 28r/高转速 1250r/率 以选择 表 3132动机性能 电机型号 额定功率 /机转速 /(r/同步转速 满载转