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车床
主轴
课程设计
- 资源描述：
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车床主轴箱课程设计,车床,主轴,课程设计
- 内容简介：
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金属切削机床课程设计 车床 - 1 - 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确定转速范围： 主轴最小转速 in 。 2确定公比： 3转速级数 ： 12z 22312 32212 3 23212 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 32212 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41i； 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 2i。 在主传动链任一 传 动组的最大变速 范 围 108m a xm a x 在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小， 根据中间传动轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下： 金属切削机床课程设计 车床 - 2 - 检查传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组： 1222 其中 ， 62 X ， 22 P 所以 10R ，合适。 制转速图 选择电动机 一般车床若无特殊要求，多采用 据原则条件选择 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 4 0/m 440 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： 金属切削机床课程设计 车床 - 3 - 1400、 1000、 710、 500、 355、 250、 180、 125、 90、 63、 45、 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 10,8a R，结合结构式， 轴的转速只有一和可能： 125、 180、 250、 355、 500、 710r/ 确定轴的转速 传动组 ，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 1/12 转速确定为： 355、 500、 710r/ 确定轴的转速 对于轴，其级比指数为 1,可取 2/1/1 21 1/13 速为 710r/ 由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比 71/144710/1440 i 。下面画出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）。 传动系统的转速图电动机 5确定各变速组传动副齿数 传动组 a: 查表 82/1/1 21 1/13 金属切削机床课程设计 车床 - 4 - 2/1/1 21 ： 57、 60、 63、 66、 69、 72、 75、 78 ： 58、 60、 63、 65、 67、 68、 70、 72、 73、 77 1/13 ： 58、 60、 62、 64、 66、 68、 70、 72、 74、 76 可取 2,于是可得轴齿轮齿数分别为： 24、 30、 36。 于是 48/241 42/302 36/363 的三联齿轮齿数分别为： 48、 42、 36。 传动组 b: 查表 8 1/12 ： 69、 72、 73、 76、 77、 80、 81、 84、 87 1/12 ： 70、 72、 74、 76、 78、 80、 82、 84、 86 可取 4，于是可得轴上两联齿轮的齿数分别为： 22、 42。 于是 62/221 42/422 轴上两齿轮的齿数分别为： 62、 42。 传动组 c: 查表 84/11 22 1 ： 84、 85、 89、 90、 94、 95 22 ： 72、 75、 78、 81、 84、 87、 89、 90 可 取 0. 4/11 降速传动，取轴齿轮齿数为 18； 22 升速传动，取轴齿轮齿数为 30。 于是得 72/181 30/602 联动齿轮的齿数分别为 18， 60； 得轴两齿轮齿数分别为 72， 30。 金属切削机床课程设计 车床 - 5 - 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： 定 各轴转速 确定主轴计算转速：主轴的计算转速为 m . 531213zm i n 各传动轴的计算转速： 轴可从主轴 90r/2/18的传动副找上去，轴的计算转速 125r/的计算转速为 355r/的计算转速为 710r/ 3各齿轮的计算转速 传动组 18/72只需计算 z = 18 的齿轮，计算转速为 355r/60/30只需计算 z = 30的齿轮，计算转速为 250r/动组 z = 22 的齿轮，计算转速为 355r/动组 z = 24 的齿轮，计算转速为 710r/ 4核算主轴转速误差 m i n/ 1 730/6042/4236/362 5 6/1 2 61 4 4 0 实400 标 金属切削机床课程设计 车床 - 6 - %5%001 4 0 0 )1 4 0 1 7(%100)( 标标实所以合适。 带传动设计 电动机转速 n=1440r/递功率 P=动比 i=班制， 一天运转 作年数 10年。 确定计算功率 取 2 5 K 选取 根据小带轮的转速和计算功率，选 确定带轮直径和验算带速 查表小带轮基准直径 251 , 5 51 2 52 验算带速成100060 11 其中 1n r/ 1d 25,5/ 0060 1 4 适。 4确定带传动的中心距和带的基准长度 设中心距为0a,则 0 55（ 21 ） a 2（ 21 ） 于是 a 758,初取中心距为 0 带长02122100 4)()(22 0 54 0 04 )1 2 52 5 4()2 5 41 2 5( 022 查表取相近的基准长度400。 带传动实际中心距 d 0 金属切削机床课程设计 车床 - 7 - 5验算小带轮的包角 一般小带轮的包角不应小于 120 。 21 a 。合适。 6确定带的根数 ( 00 其中： 0p- 1i 时传递功率的增量； ，查得的包角系数； 长度系数； 为避免 制根数不大于 10。 Z7计算带的张紧力0 0 0 其中： m/s； kg/m；取 q=m。 v = 1440r/ s。 (0 8计算作用在轴上的压轴力 5 3 1s i 3422s i 0 各传动组齿轮模数的确定和校核 模数的确定： 别计算各齿轮模数 先计算 24齿齿轮的模数： 金属切削机床课程设计 车床 - 8 - 3 221 )1(16338m 其中 : ； = 2； m ， 取 = 600全系数 S = 1。 由应力循环次数选取 K ，取 S=1， M P N 5401 i m 。 2(1 6 3 3 8 3221 取 m = 4 按齿数 30的计算， ，可取 m = 4 按齿数 36的计算， , 可取 m = 4 于是传动组 a 的齿轮模数取 m = 4b = 32 轴上齿轮的直径： 62441 2 03041 4 4364 321 ；。 轴上三联齿轮的直径分别为： 9 24841 6 84241 4 4364 3 2 1 ； 确定轴上另两联齿轮的模数。 3 22 )1(16338m 金属切削机床课程设计 车床 - 9 - 按 22齿数的齿轮计算： m 558.2 ，可得 m = 取 m = 5 按 42齿数的齿轮计算： 可得 m = 于是轴两联齿轮的模数统一取为 m = 5 于是轴两联齿 轮的直径分别为： 10425110225 21 ；轴上与轴两联齿轮啮合的两齿轮直径分别为： 10425310625 2 1 ； 取 m = 5 轴上两联动齿轮的直径分别为： 0060590185 21 ；轴四上两齿轮的直径分别为： 。； 5 03053 6 0725 2 1 3. 齿轮强度校核 ： 计算公式2a 传动组齿轮 校核齿数为 24 的即可，确定各项参数 P=n=710r/ 566 确定动载系数： 0060 710961 0 0060 齿轮精度为 7级，由机械设计查得使用系数 05.1248 确定齿向载荷分配系数 :取齿宽系数 1d 金属切削机床课程设计 车床 - 10 - 非对称 2 2 31 . 1 2 0 . 1 8 1 0 . 6 0 . 2 3 1 0H d 4)24/(32/ 查机械设计得 确定齿间载荷分配系数 : t 2 2 9 096 K 2 9 由机械设计查得 1 确定动载系数 : 表 10 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 10K,S = 1.3 4 74 ， 2 9 t 故合适 。 校核 b 传动组齿轮 校核齿数为 22 的即可，确定各项参数 P=n=355r/ 566 确定动载系数： 55110100060 齿轮精度为 7 级，由机械设计查得使用系数 0.1 金属切削机床课程设计 车床 - 11 - 058 确定齿向载荷分配系数 :取齿宽系数 1d非对称 2 2 31 . 1 2 0 . 1 8 1 0 . 6 0 . 2 3 1 0H d 40/ 查 机械设计得 确定齿间载荷分配系数 : t 4 0 4 01 1 0 K 10010140 由机械设计查得 K 确定动载系数 : 表 10 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 10K,S = 1.3 4 74 ， 0 4 03 9 t 故合适 。 核 c 传动组齿轮 校核齿数为 18 的即可，确定各项参数 P=n=355r/ 566 金属切削机床课程设计 车床 - 12 - 确定动载系数： 0060 355901 0 0060 齿轮精度为 7 级，由机械设计查得使用系数 9.0058 确定齿向载荷分配系数 :取齿宽系数 1d非对称 2 2 31 . 1 2 0 . 1 8 1 0 . 6 0 . 2 3 1 0H d 2)45/(40/ 查机械设计得 确定齿间载荷分配系数 : t 4 9 3 090 K 10012340 4 9 3 由机械设计查得 K 确定动载系数 : 2 5 7 表 10 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 10K,S = 1.3 4 74 ， 9 3 02 5 7 t 故合适 。 金属切削机床课程设计 车床 - 13 - 4. 主轴挠度的校核 定 各轴最小直径 1轴的直径： m 10,1 9710 2轴的直径： m i n/355,12 4355 3轴的直径： m i n/1 2 5, 4125 4主轴的直径： m i n/ 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 017)1096/(,228,33010200,36:2852922已知 金属切削机床课程设计 车床 - 14 - 所以合格, 。 轴、轴的校核同上。 5. 主轴最佳跨距的确定 400P=择轴颈直径 ,轴承型号和最佳跨距 前轴颈应为 75选 1d =100轴颈 12 ) 取 02 ,前轴承为 轴承为 据结构 ,定悬伸长度 51 求轴承刚度 考虑 机械效率 主轴最大输出转距 7690 床身上最大加工直径约为最大回转直径的 60%,取 50%即 200 切削力 7 6 背向力 3 8 06 7 6 故总的作用力 55822 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 7792/ 先假设 25753,3/ 前后支撑 别为 金属切削机床课程设计 车床 - 15 - 根据 01.0 co s)(39.3 30,2,1,17,039 0 70c o 6 0 90c o 3 36113464425375,3/0 与原假设相符查线图 。 6. 各传动轴支承处轴承的选择 主轴 前支承： 支承： 支承： 轴 前支承： 30207;后支承： 30207 轴 前支承： 30207;中支承： 支承： 30207 轴 前支承： 30208;后支承： 30208 7. 主轴刚度的校核 轴图 : 金属切削机床课程设计 车床 - 16 - 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 e 1043510075680547222684 44444 主轴刚度：由于 8 5/ ei 10 对于机床的刚度要求，取阻尼比 当 v=50m/s=r 时 , 取 a xl i m o 计算 金属切削机床课程设计 车床 - 17 - ,a x 加上悬伸量共长 / 2/ 可以看出，该机床主轴是合格的 . 三、总结 金属切削 机床的课程设计任务 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，是我独立分析、解决问题的能力得到了强化 . 金属切削机床课程设计 车床 - 18 - 四、参考文献 1 工程学院机械制造教研室 主编 2濮良贵 纪名刚主编 第七版 )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 2002年 5月 4减速器实用技术手册编辑委员会编 北京 :机械工业出版社 ,1992 年 5 戴曙 主编 北京 :机械工业出版社 ,2005 年 1 月 6机床设计手册编写组 主编 北京 :机械工业出版社 ,1980年 8月 7 华东纺织工学院 哈尔滨工业大学 天津大学 主编 册 上海科学技术出版 社 ,1979 年 6 月 金属切削机床课程设计说明书 学院：工程学院 班级： 04 级（ 2）班 专业：机械设计 姓名： 学号： 目录 一、设计目的 . 、设计步骤 . . 知条件 . 构分析式 . 制转速图 . 制传动系统图 . . 定各轴转速 . 带传动设计 . 各传动组齿轮模数的确定和校核 . . 齿轮强度校核 . 核 a 传动组齿轮 . 校核 b 传动组齿轮 . 核 c 传动组齿轮 . . 主轴挠度的校核 . 定各轴最小直径 . 的校核 . . 主轴最佳跨距的确定 . 择轴颈直径 ,轴承型号和最佳跨距 . 求轴承刚度 . . 各传动轴支承处轴承的选择 . . 主轴刚度的校核 . 轴图 . 算跨距 . 、总结 . 、参考文献 . 目 录 、 参数的拟定 、 运动的设计 、 传动件的估算和验算 、 展开图的设计 、 总结 一、 参数拟定 、确定公比 已知 12 级（采用集中传动） 1800 0 以算得 、确定电机功率 N 根据 320和 400车床设计的有关参数，用插补法： 已知最大回转直径为 360。 切深 ap(t)为 给量 f (s)为 r,切削速度 v 为95m/ 计算： 主（垂直）切削力： 900ap =1900 X 切削功率 : N 切 = 1200 W 估算主电机功率 : N= N 切 / 总 = N 切 /W =W =W 因为 N 值必须按我国生产的电机在 Y 系列的额定功率选取 ,所以选 W。 二、 运动的设计 1、列出结构式 12=23 31 26 因为：在 I 轴上如果安置换向摩擦离合器时，为减小轴向尺寸，第一传动组的传动副数不能多，以 2 为宜。在机床设计中，因要求的 R 较大，最后扩大组应取 2 更为合适。由于 I 轴装有摩擦离合器，在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合器的直径。 2、绘出结构网 3、拟定转速图 1）主电机的选定 电动机功率 N： W 电机转速 因为 1800r/根据 N=W，由于要使电机转速 免采用过大的升速或过小的降速传动。所以初步定电机为： 机转速1440r/ 2）定比传动 在变速传动系统中采用定比传动，主要考虑传动、结构和性能等方面要求，以及满足不同用户的使用要求。为使中间两个变速组做到降速缓慢，以利于减少变速箱的径向尺寸， 故 在 - 轴间增加一对降速传动齿轮。 3）分配降速比 12级降速为： 40 56 80 12 112 160 224 315 450 630 900 1250 1800 （ r/ 决定 -间的最小降速传动比： 由于齿轮极限传动比限制 ，为了提高主轴的平稳性，取最后一个变速组的降速传动比为 1/4，按公比=表可知： 。决定其余变速组的最小传动比，根据降速前慢后快的原则， - 轴间变速组取 U=1/43 -轴间取 U=1/43 画出转速图 12=233126 结构大体示意图 : 4、计算各传动副的传动比 见下 述步骤 5、计算齿轮齿数 见下述步骤 6、带轮直径和齿轮齿数的确定 1）选择三角带型号 根据电机转速 1440 r/功率 n=图可确定三角带型号为 B 型。 7、确定带轮的最小直径 表得 40 8、计算大带轮直径 D 大 根据要求的传动比 和滑动率确定 D 大 D 小 1 (1 )u 140 1 (1 0 )900 220 9、确定齿轮齿数 1）第一变速组内有 两对齿轮，其传动比为 122= 3412 初步定出最小齿轮齿数 根据结构条件，由表得 u=2 一行中找到 2 时，同时满足两个传动比的要求，确定 72 34Z =728 0 21Z =720 2)第二变速组有三对传动副 5167228933210111 . 4 111211( 2 . 8 2 ) 确定最小齿轮的齿数 m 21 0 1 0 m i n 9 8 0 2 1 5 9Z S Z 7 27Z 8 m i n 7 8 0 2 7 5 4Z S Z 5 33Z 6 47Z 3)第三变速组有两对齿轮 11 2112132414m i n 1 3m i 9 821104 确 定14 83Z 11 35Z 12 69Z 1 30Z 2 42Z 3 24Z 4 48Z 5 33Z 6 47Z 7 27Z 8 54Z 9 21Z 10 59Z 11 35Z 12 69Z 13 21Z 14 83Z 11110| | 1 0 ( 1 ) % 4 . 1 % 1 4 0 2 4 2 1 2 11 4 4 0 4 1 . 2 62 2 0 4 8 5 9 8 34 1 . 2 6 4 0| | | | 3 . 1 5 % 4 . 1 %40I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I I Z Z 理实理实理理、 主 轴 转 速 系 列 的 验 算2n 合格 3n 合格 4n 合格 5n 合格 6n 合格 7n 2% 合格 8n 合格 9n 合格 10n 合格 11n 合格 12n 合格 130 42 24 48 33 47 27 54 21 59 35 69 21 83 摸数 3 分度圆直径 90 126 72 144 99 141 81 162 63 177 105 207 63 249 齿根高*)m=3=顶高ah*ah m=1 3=3 齿高 顶圆直径32 78 150 105 147 87 168 69 183 111 213 69 255 心距 108 120 156 齿宽 24 11 片式摩擦离合器的选择和计算 1）外 摩擦片的内径 d 因为 直径为 d=擦片的尺寸 93307 . 5 0 . 9 61 . 2 9 5 5 09009 1 . 6 8k N 3）摩擦面对 Z 33120( ) ( )n k d k k查表得 Z=17 静扭距 9 1 m取 100 d=30 D=98 1D=90=30 b=10 传动件的估算和验算 1三角带传动的计算 1）选择三角带的型号 根据计算功率 1 0 1 7 . 5 8 . 2 58 . 2 5J W N K W 小带轮的转速 1441r/择带的型号为 B 型 2）1D=140D=220)确定三角带速度 V 11 /6 0 1 0 0 03 . 1 4 1 4 0 1 4 4 06 0 1 0 0 01 0 . 5 6 /m 4）初定中心距0 2( 0 . 6 2 ) ( )2 1 6 7 2 0A D D m 取0A=500)确定三角带的计算长度0 9 7 . 5 A m 12（ ）（ D + D ） +L=1633L=1600)验算三角带的扰曲次数 u 10004 0 /1 0 0 0 1 0 . 5 616001 3 . 2 4 0 /次次7)确定实际中心距 A 00 21 6 0 0 1 5 9 7 . 55002502 m 8）验算小带轮的包角10021100001 8 0 5 7 . 32 2 0 1 4 01 8 0 5 7 . 35021 7 0 . 8 7 1 2 0 9）确定三角带根数 Z 016 . 0 5 2 . 2 82 . 7 1 0 . 9 8 取 Z=3 2齿轮模数的估算和计算 1）各轴计算转速 133m i 1 . 4 1 1 1 2 / m i 0 / m i 0 / m i 0 / m i n 2）各齿轮计 算转速 1250 900 450 450 315 450 224 450 160 160 315 450 112 r/)估算 第三变速组，按齿轮弯曲疲劳的估算 3333123327 . 5 ( 0 . 9 8 ) 0 . 9 9 0 . 9 63 2 2 . 8 52 1 4 5 00 . 9 8 ( )0 . 9 9 ( )0 . 9 6 ( )m 齿 轮 轴 承 带按齿面点蚀的估算 3333127 . 5 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 63 7 0 3 7 0 9 0 . 54502 2 9 0 . 51 . 7 4104, , 3 ( )m m m 根 据 选 标 准 值 4）计算（验算） 根据接触疲劳齿轮模数 1 2 3322133137023( 1 )163007 . 5 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 6 6 . 61 1 2 / m i 9 5216 0 6 0 1 1 2 1 7 5 0 02 . 2 7100 . 8 90 . 5 80 . 5 52 . 2 7 0 . 8 9 0 . 5 8 0 . 5 5 0 . 6 481 . 51 . 0 4r n w k k k k Nm m mZ i K K 11 . 40 . 6 6 5 02 . 6 2算 出根据弯曲疲劳计算齿轮模数 1236811 2 331( 0 . 4 0 8 0 . 3 9 5 ) / 2 0 . 3 9 5 0 . 4 0 1 51 . 41 . 51 . 0 46 0 1 1 2 1 7 5 0 00 . 9 42 1 00 . 8 90 . 7 80 . 7 70 . 9 4 0 . 8 9 0 . 7 8 0 . 7 7 0 . 5831 1 2 / m i n 2 7 582 7 5 2 . 6 2r n n j K K K K n 3、传动轴的估算和验算 1）传动轴直径的估算 491 轴： 3347 . 5 ( 0 . 9 8 ) ( 0 . 9 9 ) 0 . 9 6 . 1 61 1 2 / m i n 0 . 7 5 d e g /6 . 1 69 1 4 7 . 3 61 1 2 0 . 7 5 K m m ： 2247 . 5 ( 0 . 9 8 ) ( 0 . 9 9 ) 0 . 9 6 . 41 6 0 / m i n 1 . 2 5 d e g /6 . 49 1 3 8 . 4 91 6 0 1 . 2 5 K m m 47 . 5 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 6 . 5 54 5 0 / m i n 1 . 2 5 d e g /6 . 5 59 1 2 9 . 94 5 0 1 . 2 5 K m m ： 47 . 5 0 . 9 9 0 . 9 6 . 6 89 0 0 / m i n 1 . 7 5 d e g /6 . 6 89 1 2 3 . 49 0 0 1 . 7 5 K m m 2）传动轴强度的验算 选第 进行验算 32113 4 8 1 4 495500032943622 . 2 9 1 08330978893002031861300203677300m z m m t g 大 齿 轮297 324300 1222222219 7 1 8 6 1 9 7 1 8 0 5 1 7657721921263 5 0 0 0 . 3( 2 )( ) 4 ( ) 5 9 2H N N m mm m N m mm m m N m w w 取 四 展开图设计 1 反向机构 利用机械传动实现主轴反转需要一个惰轮，将惰轮装在有两个支承的传动轴上，轴的刚性较好，有利于降低噪音。 2 输入轴 1） 带轮装在 轴端。 2） 卸荷装置 将带轮装在轴承上，轴承装在套筒上，传给轴的只是扭矩，径向力由固定在箱体上的套筒承受。本设计采用将带轮支在轴承外圈上，扭矩从端头传入。 3） 空套齿轮结构 2 齿轮块设计 1） 选用 7 级精度 2） 采用焊接连接，工艺简单，连接后齿轮能 达到一定的定心精度。 4 冲动轴设计 1） I 轴：深沟球轴承 ：深沟球轴承 ：深沟球轴承，圆锥滚子轴承 ：双列圆柱滚子轴承，圆锥滚子轴承 2）采用轴肩，轴承盖等定位 5主轴组件的设计 1）内孔直径 43）轴颈直径 ）前锥孔采用莫氏锥孔，选莫氏锥度号 为 6 号。 4）支承跨距 L 和外伸长度 a L/a=3 5)头部尺寸：选 B 型 5 号 6）轴承的配置 双列矩圆柱滚子轴承：种轴承承载能力大，内孔有 1/12 锥度，摩擦系数小，温升低，但不能承受轴向力，必须和能承受轴向力的轴承配合使用。 圆锥滚子轴承：载能力大，可同时承受径向力和轴向力，结构比较简单，但允许的极限转速低一点。 配置轴承时，应注意：每个支承点都要能承受径向力，两个方向的轴向力应分别有相应的轴承承受。径向力和两个方向的轴向力都应传递到箱体上，即负荷都有机床支承承受，主轴采用两个支承，机构简单，制造方便。 主轴刚度的验算： m a x1 m a 2 5 1 5 7 5 1 0 575(1 . 1 1 . 5 ) 6 8 . 5 01 . 1 1 . 568( 0 . 7 0 . 8 ) 5 2 . 5 6 0600 . 5 5 0 . 6 ( 0 . 5 5 0 . 6 ) 3 1 . 4 4 0 . 838(1 . 2 5 2 . 5 ) 9 3 . 5 1 8 1 . 5100D m m m m mD m m m mD m m m 1取 伸 长 量取 0 ,l m m取 支 承 跨 距 验 算2184 4 4 42 2 2 233552 1 0( ) ( 6 8 3 8 )9467226 4 6 4( ) ( 6 8 3 8 )2 4 9 6 . 3444 . 6 13 0 2 6 1 0 0 3 0 0(1 / ) (1 ) 0 . 0 2 63 3 2 1 0 9 4 6 7 2 2 1 0 03 0 2 6 1 0 0(1 / ) 4 . 6 12 1 0 2 4y m mx m l a 1总 位 数 y=取 弹 性 模 量100(1 ) 0 . 0 0 49 6 . 3 3 0 0 1 . 4 5111 . 4 522222121 2 21 . 4 2 . 2 1 1 3 . 0 5 1 0 /1 . 4 1 . 7 0 6 . 5 1 0 /(1 ) ( / ) 0 . 0 0 4 50 . 0 2 9 5 0 . 0 0 0 2 0 . 0 6 N m N m mF a Fy a lK l Ky y y y y y l 合 格五 总 结 这次课程设计用了三个星期，回想起来，花在画图的时间不多，主要还是在设计计算上。能过本次课程设计，我不但巩固了旧的知识，如：机械设、金属切削机床等。利用绘图软件绘图，而且学到了怎样设计变速箱，如何设计每一个细节。 课程设计是一次知识综合的考验，要考 虑的问题很多，一个人的能力三周时间是不够的，我们通过讨论更加深一层俯了设计的过程。而且老师的指导也是不可或缺的。 1 说 明 书 一、 设计题目。 最大回转直径 360通车床的主轴变速箱的设计 给出条件： 1、 Z=12 级（采用集中传动） 2、 800 ; 0 二、 机床的用途、特点及主要技术参数。 1、 机床的“系列型譜”是机床制造 行业发展品种和用户选择的依据。我国普通车床目前有 3 种系列， 14 个品种， 8 种规格的产品。 联系自己所设计的车床 ，注意体现如下特点： 系列 普通型 品种 普通、卡盘、轴程控车床 用途 现代化大中型机械制造业大批或成批生产车间，也可纳入生产或自动线。能加工常用公制 、模数螺纹。 性能 生产效率较高、具有高速和强力切削能力。转速技术 216,进给 0。电机功率约为万能型的 125%，重量型的 125% 结构 结构复杂程度中等，操纵方便，有好的刚度和抗震性能。 2、车床主参数（规格尺寸）和基本参数（ 79， 143 79） 最大工件回转直径 D（ 360 刀架上最大工件回转直径 主轴通孔直径 d 主轴头号（ 79） 系列 普通型 万能型 轻型 主轴转速 范围 级数 纵向进给两 mm/r 主电动机功率（ 拟定参数的步骤和方法。 1、 极限切削速度 据典型的和可能的工艺选取极限切削速度要考虑：工序种类、工艺要求、刀具和工件材料等因素。允许的切削速极限参考值如下： 加工条件 质合金刀具粗加工铸铁工件 3050 硬质合金刀具半精或精加工 150300 螺纹（丝杠等）加工和铰孔 38 2、主轴的极限转速 计算车床主轴极限转速时的加工直径 ，按经验分别取（ D 和（ 2 D。则主轴极限切削速度应为： （ 1000 ; （ 000 三、 同类机床的方案及结构的分析对比。 四、 运动参数和动力参数的确定及其依据。 五、 传动方案的分析比较。 六、 机床结构的特点。 七、 主要零件的估算和验算。 验算的内容： 1 小齿轮的模数（ 2 主轴前一传动轴的刚度及其轴承寿命。 八、 操纵机构及润滑系统的设计原理及说明。 九、 设计的体会集总结 十、 其他 1 参考文献的目录。 2 零件明细表。 机 床 主 传 动 设 计 说 明 书 1 普通车床 主传动系统设计说明书 一、 设计 题目 ： 设计一台普通车床的主传动系统， 完成变速级数为8 二、 设计目的： 1：通过设计实践，掌握 机床主传动 系统 的 设计方法。 2：培养综合运用机械制图、机械设计基础、及结构工艺等相关知识，进行工程设计的能力。 3：培养使用手册、图册、有关资料及设计标准规范的能力。 4：提高技术总结及编制技术文件的能力。 5：是毕业设计教学环节实施的技术准备。 三 、设计内容与基本要求： 设计内容： （一） 运动设计 （ 1） 传动方案设计（集中传动，分离式传动） （ 2） 转速 调速范围 n（ 3） 公比：大公比，小公比和及混合公比 （ 4） 确定结构网和结构式：（ 1）传动副：前多后少，前密后疏，（ 2）超速级解决方案： a:增加变速组， b:采用分枝传动和背轮机构 （ 5）绘制转速图：（ 1）降速：前缓后急（ 2）升速：前急后缓 （ 6） 三角带设计 :确定变速组齿轮齿数 （ 7）绘出传动系统图 （二） 动力设计 （ 1） 传动件的计算转速 各轴，各齿轮 （ 2） 传动轴轴径 （ 3）齿轮模数 （ 4） 主轴设计：轴径（前径，后径），内孔直径，前端前伸量 a(粗选： 100机 床 主 传 动 设 计 说 明 书 2 支撑形式，计算合理支撑跨距 L （三）结构设计 （四） 校核一个齿轮（最小的），校核主轴（弯矩，扭矩） 基本要求： 1：根据设计任务书要求，合理的确定尺寸、运动及动力等有关参数。 2：正确利用结构式、转速图等设计工具，认真进行方案分析。 3：正确的运用手册、标准，设计图样必须符合国家标准规定。说 明书力求用工程术语，文字通顺简练 ，字迹工整。 4：完成 主传动系统图 1 张和机床正反转控制电气原理图 1 张。 四 、 设计参数： 序号 加工最大直径 主轴转速系列（ r/ 驱动电动机功率与同步转速 1 400000,710,500,355,250,180 ,125,90 500r/ 400000,500,355,250,180 ,125,90,45 4500r/ 320000,1420,1000,710,500,360 ,250,180,125,90,63,42 4500r/ 320000,1000,710,500,360,250 ,180,125,90,63,45,22 3500r/ 320000,1260,1000,800,630,500 400,320,250,200,160,100 4500r/ 320000,1250,800,630,500,400,320 ,250,200,160,100,63 3500r/选择第二组参数作为设计数据 ) 五 、 运动 参数 设计 （ 1） 传动方案设计（ 选择 集中传动 方案 ） （ 2） 转速调速范围 1000m a . 245m i n 机 床 主 传 动 设 计 说 明 书 3 （ 3） 选用 混合公比 （ 4） 确定结构网和结构式：2348 2 2 2 （ 5）绘制转速图： 如下图所示 （ 6） 确定变速组齿轮齿数 1 先计算 第一扩大 组的齿轮的齿数 第一扩大组的降速比分别为：1 12u ，2 1u 故齿数最小的齿轮在降速比为1 12u 之中，查表取1 m 2， 66，则1 44z ，则 22 2 331 ， 2 33z 2 基本 组的降速比分别是：1 ，2 1u 故齿数最小的齿轮在降速比为1 之中，查表有1 m 2， 84，则1 62z ， 2242 3第二扩大组的降速比分别是1 14u ，2 1u 故齿数最少的齿轮在1 14u 之中，查表有1 m 0， 100，2 50z 则1 80z ， 2 50z 机 床 主 传 动 设 计 说 明 书 4 （ 7）传动系统图 如下： 六 、 动力 参数 设计 （ 1）传动件的计算转速 主轴的计算转速： 0 . 3 0 . 3m a xm i nm i 1 1 4 / m i n ，取主轴的计算转速为 125r/ 各轴的计 算转速如下： 轴序号 电 2 3 主 计算转速（ r/ 1440 1000 500 177 125 最小齿轮的计算转如下： 轴序号 及最小齿轮齿数 1（ 22） 2(22) 3(20) 主 (50) 计算转速（ r/ 1000 500 180 125 机 床 主 传 动 设 计 说 明 书 5 (2)计算各传动轴的输出功率 1 4 . 0 0 . 9 6 0 . 9 9 3 . 8 0 ( )p n n k w 额21 3 . 8 0 0 . 9 7 0 . 9 9 3 . 6 5 ( )p n n k w 32 3 . 6 5 0 . 9 7 0 . 9 9 3 . 5 1 ( )p n n k w 3 3 . 5 1 0 . 9 7 0 . 9 9 3 . 3 7 ( )p n n k w 主(3)计算各传动轴的扭矩 119 5 5 0 3 6 2 9 01T（ 229 5 5 0 6 9 7 1 52T（ 339 5 5 0 1 8 9 3 8 13T（ 9 5 5 0 2 5 7 4 6 8主主 主T（ 七、 轴径 设计 及键的选取 轴一：1 1 1 0 0 0 / m i 取 。【 】 带入公式： 491有， ,圆 整取 24d 选花键 ： 6 26 30 6 轴二：2 2 5 0 0 / m 取 。【 】 带入公式： 491有， ,圆 整取 30d 选花键： 8 32 36 6 轴三 ：3 3 1 7 7 / m 取 。【 】 带入公式： 491有， ,圆 整取 35d 选花键： 8 36 40 7 主轴： 选择主轴前端直径1 90D 后端直径210 . 7 5 0 . 8 5 ）机 床 主 传 动 设 计 说 明 书 6 取2D 65则平均直径 。 对于普通车床，主轴内孔直径 ( 0 0 ,故本例之中，主轴内孔直径取为 45d 支承形式 选择两支撑， 初取悬伸量 90a ，支撑跨距 520L 。 选择平键连接， 2 2 1 4 , 1 0 0b h l m m 八 、 带轮设计 （ 1）确定计算功率 : P=4取工作 8小时，取 K=1 . 0 4 . 0 4 . 0 P k w （ 2）选择三角带的型号 : 由 1 4 4 0 r /m 额查表选择 （ 3）取1 125D 则11 1 121440 1801000 D m （ 4）核算胶带速度 V 11 9 . 4 /60000m s（ 5）初定中心矩 0 1 21 . 5 1 . 5 1 2 5 1 8 0 4 5 7 . 5A D D m m ，圆整取 458 （ 6）计算胶带的长度 22210 0 1 201 8 0 1 2 5()2 2 4 5 8 1 2 5 1 8 0 1 3 9 6 . 52 4 2 4 4 5 8 D 取0 1433L 7）核算胶带的弯曲次数 机 床 主 传 动 设 计 说 明 书 7 1 1 1 11 0 0 0 1 0 0 0 2 9 . 4 1 3 . 1 4 0 1433s s s （ 8）计算实际中心距 00 1 4 3 3 1 3 9 6 . 54 5 8 4 7 6 . 2 522 ，圆整取 476 （ 9）核算小带轮的包角 211 1 8 0 1 8 0 1 2 5 1 8 01 8 0 1 2 0 1 8 0 1 7 3 1 2 0476 （ 10）确定 胶带的根数 Z 0 ，1 014 2 . 1 21 . 9 2 0 . 9 8 ，取三根带。 （ 11）大带轮结构如下图所示： 九 、 计算齿轮模数 45 号钢整体淬火， 1 1 0 0j 按接触疲劳计算齿轮模数 m,查表计算可得1 2 31 . 0 4 , 1 . 3 , 1 . 3k k k 1取 8m ，1 22Z ， 2i ， 1000， 机 床 主 传 动 设 计 说 明 书 8 由公式 3 1 2 321( 1 )16300j ji k k k i n 可得 ， m= 取 10m ，1 22Z ， ， 500， 由公式 3 1 2 321( 1 )16300j ji k k k i n 可得 ， m=取 8m ，1 20Z ， ， 500， 由公式 3 1 2 321( 1 )16300j ji k k k i n 可得 ， m= 、 各级 转速校核 各级实际转速r/4 89 125 177 250 360 500 1000 各级 标准 转速r/5 90 125 180 250 355 500 1000 误差 0% 0% 0% 0% 以上各级的转速误差全部满足 1 0 ( 1 ) % 1 0 ( 1 . 4 1 1 ) % 4 . 1 % 实 际 转 速 标 准 转 速标 准 转 速 十 一 、 齿轮 校核 轴及齿数 1 22 1 33 2 44 2 33 2 42 2 22 3 42 3 62 3 50 3 20 主轴 50 主轴 80 模数（ 3 3 3 分度圆直径(55 10 05 55 105 155 150 60 150 240 齿根圆直径 ( 床 主 传 动 设 计 说 明 书 9 齿顶圆直径 (60 15 10 60 110 160 156 66 156 246 （ 1） 一轴到二轴的小齿轮从上表可知为 齿数为 22 查设计手册可得以下数据： 1 2 32 2 , 2 , 2 . 5 , 8 2 . 5 2 0 , 1 0 0 0 / m i n , 1 . 0 4 , 1 . 3 , 1 . 3jZ u m B n r K K K / 1 8 0 0 0 / 2 9 0 0 0 P 接触应力： 317060 6 0 1 0 0 0 9 0 0 0 3 . 7 810 0 . 8 3 , 0 . 5 8 , 0 . 6 4n N K ， 1 . 1 6S T n N K K K1 2 3( 1 )2 0 8 8 1 0 0 0 () K K K N M P aZ m u B n N 为传递的额定功率（ 将以上数据 代入公式可得 1 0 0 6 1 1 0 0 ( )j M p a M p a P A S S 弯曲应力： 616060 6 0 1 0 0 0 9 0 0 0 2 . 5 42 1 0 0 . 8 3 , 0 . 7 8 , 0 . 7 7n N K ， 1 . 2 7S T n N K K K， 51 2 321 9 1 1 0 () K K N M P aZ m B Y n 将以上数据 代入公式可得 1 6 4 3 2 0 ( )w M p a M p a P A S S （ 2） 二轴到三轴的小齿轮从上表可知为齿数为 22 查设计手册可得以下数据： 1 2 32 2 , 2 . 8 2 , 2 . 5 , 1 0 2 . 5 2 5 , 5 0 0 / m i n , 1 . 0 4 , 1 . 3 , 1 . 3jZ u m B n r K K K / 1 8 0 0 0 / 2 9 0 0 0 P 接触应力： 317060 6 0 5 0 0 9 0 0 0 310 0 . 8 5 , 0 . 5 8 , 0 . 6 0n N K ， 0 . 8 9S T n N K K K机 床 主 传 动 设 计 说 明 书 10 1 2 3( 1 )2 0 8 8 1 0 0 0 () K K K N M P aZ m u B n N 为传递的额定功率（ 将以上数据 代入公式可得 9 4 6 1 1 0 0 ( )j M p a M p a P A S S 弯曲应力： 616060 6 0 5 0 0 9 0 0 0 2 . 2 62 1 0 0 . 8 5 , 0 . 7 8 , 0 . 7 5n N K ， 1 . 1 2S T n N K K K51 2 321 9 1 1 0 () K K N M P aZ m B n 将以上数据 代入公式可得 1 9 7 3 2 0 ( )w M p a M p a P A S S （ 3） 三轴到主轴的小齿轮从上表可知为齿数为 20 查设计手册可得以下数据： 1 2 32 0 , 4 , 3 , 8 3 2 4 , 5 0 0 / m i n , 1 . 0 4 , 1 . 3 , 1 . 3jZ u m B n r K K K / 1 8 0 0 0 / 2 9 0 0 0 P 接触应力： 317060 6 0 5 0 0 9 0 0 0 310 0 . 9 5 , 0 . 5 8 , 0 . 6 0n N K ， 0 . 9 9S T n N K K K1 2 3( 1 )2 0 8 8 1 0 0 0 () K K K N M P aZ m u B n N 为传递的额定功率（ 将以上数据 代入公式可得 8 9 2 1 1 0 0 ( )j M p a M p a P A S S 弯曲应力： 616060 6 0 5 0 0 9 0 0 0 2 . 2 62 1 0 0 . 9 5 , 0 . 7 8 , 0 . 7 5n N K ， 1 . 2 6S T n N K K K51 2 321 9 1 1 0 () K K N M P aZ m B n 将以上数据 代入公式可得 1 7 7 3 2 0 ( )w M p a M p a P A S S 机 床 主 传 动 设 计 说 明 书 11 十二、主轴校核 （ a） 主轴的 前端
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