CA6140机床普通车床主传动系统设计【4张CAD图纸和说明书】
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共27页)
编号：13751686
类型：共享资源
大小：596.62KB
格式：RAR
上传时间：2019-01-24
上传人：俊****计
认证信息
个人认证
束**（实名认证）
江苏
IP属地：江苏
40
积分
- 关 键 词：
-
4张CAD图纸和说明书
ca6140
机床
普通
车床
传动系统
设计
cad
图纸
以及
说明书
仿单
- 资源描述：
-
目录
1.概述 1
1.1机床主轴箱课程设计的目的 1
1.2设计参数 1
1.3 设计要求 1
2.参数的拟定在· 1
2.1 确定极限转速 1
2.2 主电机选择 2
3.传动设计 2
3.1 主传动方案拟定 2
3.2 传动结构式、结构网的选择 2
3.3 转速图的拟定 3
4. 传动件的估算 3
4.1 三角带传动的计算 3
4.2 传动轴的估算 5
4.3 齿轮齿数的确定和模数的计算 7
4.4 带轮结构设计 11
4.5 传动轴间的中心距 11
4.6 轴承的选择 11
4.7 片式摩擦离合器的选择和计算 12
5. 动力设计 13
5.1 传动轴的验算 13
5.2 齿轮校验 18
5.3轴承的校验 19
6.结构设计及说明 20
6.1 结构设计的内容、技术要求和方案 20
6.2 展开图及其布置 20
6.3 I轴（输入轴）的设计 21
6.4 齿轮块设计 21
6.5 传动轴的设计 22
6.6 主轴组件设计 23
7.总结 25
1.概述
1.1机床主轴箱课程设计的目的
1.掌握机床主传动部件设计过程和方法；
2.综合应用所学的理论知识，提高理论联系实际和综合设计的能力；
3.训练和提高设计的基本技能。
1.2设计参数
参数
分组 Dmax nmax（r/min） nmin（r/min） φ N电 （kw） 级数
Ⅰ 400 1000 22.4 1.41 4.5 12
Ⅱ 400 1600 40 1.58 2 9
Ⅲ 320 1400 31.5 1.41 4 12
1.3 设计要求
1.主轴实现正反转，逆时针为正转；
反转级数为正转的一半，传动功率为正转的40%；
反转转速值高出同级正转的10%.
2.主轴为空心轴，内孔直径按要求计算.
d内=D平×70% =1/2(D前+D后)×70%
3.主轴必须实现制动.
4.必须设计操纵机构.
5.必须考虑润滑系统的设置方案和具体的润滑部位.
6.主轴距导轨的中心高H为H/D=0.5
7.导轨的跨距B为B/D=0.8~1
- 内容简介：
-
目录 1.概述.1 1.1 机床主轴箱课程设计的目的 .1 1.2 设计参数 .1 1.3 设计要求.1 2.参数的拟定在. 1 2.1 确定极限转速.1 2.2 主电机选择.2 3.传动设计.2 3.1 主传动方案拟定.2 3.2 传动结构式、结构网的选择.2 3.3转速图的拟定.3 4. 传动件的估算.3 4.1 三角带传动的计算.3 4.2 传动轴的估算.5 4.3 齿轮齿数的确定和模数的计算.7 4.4 带轮结构设计.11 4.5 传动轴间的中心距.11 4.6 轴承的选择.11 4.7 片式摩擦离合器的选择和计算.12 5. 动力设计.13 5.1 传动轴的验算.13 5.2 齿轮校验.18 5.3 轴承的校验 .19 6.结构设计及说明.20 6.1 结构设计的内容、技术要求和方案.20 6.2 展开图及其布置.20 6.3 I 轴（输入轴）的设计.21 6.4 齿轮块设计.21 6.5 传动轴的设计.22 6.6 主轴组件设计.23 7.总结.25 课程设计 第 1 页 1.概述概述 1.1 机床主轴箱课程设计的目的机床主轴箱课程设计的目的 1.掌握机床主传动部件设计过程和方法； 2.综合应用所学的理论知识，提高理论联系实际和综合设计的能力； 3.训练和提高设计的基本技能。 1.2 设计参数设计参数 参数 分组 Dmax nmax（r/m in） nmin（r/mi n） N 电 （kw） 级数 4001000 22.4 1.41 4.5 12 4001600 40 1.58 2 9 3201400 31.5 1.41 4 12 1.3 设计要求设计要求 1.主轴实现正反转，逆时针为正转； 反转级数为正转的一半，传动功率为正转的 40%； 反转转速值高出同级正转的 10%. 2.主轴为空心轴，内孔直径按要求计算. d 内=D 平70% =1/2(D 前+D 后)70% 3.主轴必须实现制动. 4.必须设计操纵机构. 5.必须考虑润滑系统的设置方案和具体的润滑部位. 6.主轴距导轨的中心高 H 为 H/D=0.5 7.导轨的跨距 B 为 B/D=0.81 2.参数的拟定参数的拟定在在 2.1 确定极限转速确定极限转速 n R n n min max 课程设计 第 2 页 1 z n R 因为=1.41 得=44.64 取=45 n R n R r/min 取标准转速 22.4r/min 22.22/ maxmin n Rnn 2.2 主电机选择主电机选择 合理的确定电机功率，使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电 机经常轻载而降低功率因素。 已知异步电动机的转速有 3000 、1500 、1000、750 /minr/minr/minr ，已知是 4KW，根据车床设计手册附录表 2 选 Y132S-4，额定功率/minr 额 P 5.5，满载转速 1440 ，。 kw min r 87 . 0 3.传动设计传动设计 3.1 主传动方案拟定主传动方案拟定 拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个传动系统的 确定。传动型式则指传动和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的传动型式、变速 类型。 传动方案和型式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此，确定传动 方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。 传动方案有多种，传动型式更是众多，比如：传动型式上有集中传动，分离传动；扩 大变速范围可用增加传动组数，也可用背轮结构、分支传动等型式；变速箱上既可用多速 电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。 显然，可能的方案有很多，优化的方案也因条件而异。此次设计中，我们采用集中传 动型式的主轴变速箱。 3.2 传动结构式、结构网的选择传动结构式、结构网的选择 结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的传动不失为有用的方法，但对于分析 复杂的传动并想由此导出实际的方案，就并非十分有效。 3.2.1 确定传动组及各传动组中传动副的数目确定传动组及各传动组中传动副的数目 级数为 Z 的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有、个 Z Z 传动副。即 321 ZZZZ 传动副中由于结构的限制以 2 或 3 为合适，即变速级数 Z 应为 2 和 3 的因子： 课程设计 第 3 页 ，可以有 3 种方案： ba Z 12=322；12=232；12=223 3.2.2 传动式的拟定传动式的拟定 12 级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的 具体结构、装置和性能。 在轴如果安置换向摩擦离合器时，为减少轴向尺寸，第一传动组的传动副数不能多， 以 2 为宜。 主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴上齿轮少些为好。最后一个传动 组的传动副常选用 2。 综上所述，传动式为 12=232。 3.2.3 结构式的拟定结构式的拟定 对于 12=232 传动式，有 6 种结构式和对应的结构网。分别为： 621 23212 613 23212 142 23212 241 23212 316 23212 126 23212 由于本次设计的机床 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。初选 621 23212 3.3 转速图的拟定转速图的拟定 4. 传动件的估算传动件的估算 4.1 三角带传动的计算三角带传动的计算 三角带传动中，轴间距 A 可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓 和冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的 定比传动。 (1)选择三角带的型号 根据公式 kwPKP aa 05 . 6 5 . 51 . 1 式中 P-电动机额定功率，-工作情况系数 a K 查机械设计图 8-8 因此选择 A 型带。 (2)确定带轮的计算直径， D D 课程设计 第 4 页 带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径不宜过小， D 即。查机械设计表 8-3，8-7 取主动轮基准直径=125mm。 min DD D 由公式 1 2 1 2 D n n D )1 ( 式中： n-小带轮转速，-大带轮转速，所以，由 n45.248)02 . 0 1 (125 710 1440 2 D 机械设计 A表 8-7 取园整为 250mm。 (3)确定三角带速度 按公式 1 1 3.14 125 1440 9.95 60 100060 1000 Dn m V s 因为 5m/minV25 m/min,所以选择合适。 (4)初步初定中心距 带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取： 根据 经验公式 12012 0.72DDADDmm 即：262.5mm 750mm 0 A 取=600mm. 0 A (5)三角带的计算基准长度 L A DD DDAL 2 0 250 1253.14 2 600125250 24 600 1795.5 L mm 由机械设计表 8-2，圆整到标准的计算长度 1800Lmm (6)验算三角带的挠曲次数 1000 11.0640 s mv u L 次 符合要求。 (7)确定实际中心距A 0 0 A 2 6001800 1795.52 602.25 LL A mm （） 课程设计 第 5 页 (8)验算小带轮包角 0000 21 1 18057.5168120 DD A ，主动轮上包角合适。 (9)确定三角带根数Z 根据机械设计式 8-22 得: 00 ca l p z pp k k 传动比: 0 . 2710/1440 2 1 v v i 查表 8-5c，8-5d 得= 0.40KW,= 3.16KW 0 p 0 p 查表 8-8，=0.97；查表 8-2，=0.95k l k 7.18 Z2.19 3.160.40.97 0.95 所以取 根Z3 (10)计算预紧力 查机械设计表 8-4，q=0.18kg/m 2 0 2 2.5 5001 7.182.5 50010.18 9.95 9.95 3 0.97 207.52 ca p Fqv vzk N (11)计算压轴力 N FZFp 3 . 1238 2/168sin52.20732 2/sin)(2)( 0 min0min 4.2 传动轴的估算传动轴的估算 传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭 载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大变形。因此疲 劳强度一般不失是主要矛盾，除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求 保证轴在载荷下不至发生过大的变形。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。 4.2.14.2.1 主轴的计算转速主轴的计算转速 主轴的计算转速是低速第一个三分之一变速范围的最高一级转速： 课程设计 第 6 页 min/6341 . 1 4 . 22 1 3 12 1 3 min rn nn j z 4.2.24.2.2 各传动轴的计算转速各传动轴的计算转速 轴：有 12 级转速，其中 80r/min 通过齿轮获得 63r/min，刚好能传递全部功率： 所以：nV =80r/min 同理可得：n =250r/min ，n =630r/min ， n =630r/min,n =800r/min 4.2.34.2.3 各轴直径的估算各轴直径的估算 4 j P dKAmm N 其中：P-电动机额定功率 K-键槽系数 A-系数 -从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积； j n-该传动轴的计算转速。 计算转速是传动件能传递全部功率的最低转速。各传动件的计算转速可以从转速图 j n 上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。 轴：K=1.06，A=120 所以 ， 取 28mm 4 1 7.5 0.96 (120 1.06)25.3 800 dmmmm 轴：K=1.06，A=120 4 2 7.5 0.96 0.99 0.98 (120 1.06)27.4 630 dmmmm , 取 30mm 轴：K=1.06，A=110 4 3 6.98544 0.99 0.98 (110 1.06)38.5 630 dmmmm , 取 40mm 轴：K=1.06，A=100 课程设计 第 7 页 4 4 6.98544 0.99 0.98 0.99 0.98 (100 1.06) 250 27.4 dmm mm , 取 30mm 此轴径为平均轴径，设计时可相应调整。 4.3 齿轮齿数的确定和模数的计算齿轮齿数的确定和模数的计算 4.3.14.3.1 齿轮齿数的确定齿轮齿数的确定 当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可依据机 械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方 时，变速组内每对齿轮的齿数和及小齿轮的齿数可以从表 3-6（机械制造装备设计）中 z S 选取。一般在主传动中，最小齿数应大于 1820。采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮 之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于 4，以保证滑移是 齿轮外圆不相碰。 第一组齿轮： 传动比：, 1 0 1 1u 41 . 1 11 1 2 u 查机械制造装备设计表 3-6，齿数和取 84 z S Z=42，=42，=35，=49； 2 Z 3 Z 4 Z 第二组齿轮： 传动比：,， 1 0 1 1u 2 2 1 u 4 3 1 u 齿数和取 90： z S 5 Z=45，=45，=18，=72，=30，=60； 6 Z 7 Z 8 Z 9 Z 10 Z 第三组齿轮： 传动比：, 2 1 1 u 2 4 1 u 齿数和取 110： z S 11 Z=73，=37，=22，=88， 12 Z 13 Z 14 Z 4.3.24.3.2 齿轮模数的计算齿轮模数的计算 (1)- 齿轮弯曲疲劳的计算： 课程设计 第 8 页 1d NN7.5 0.96kw7.2kw 3 3 7.2 32322.05 54 500 j N mmm zn （机床主轴变速箱设计指导 P36，为大齿轮的计算转速，可根据转速图确定） j n 齿面点蚀的计算： 3 3 7.2 37037090 560 j N Amm n 取 A=90，由中心距 A 及齿数计算出模数： 12 22 90 2.045 5434 j A m ZZ 根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。 取 所以取 j 2.05m 2.5m (2) -齿轮弯曲疲劳的计算： 2 N7.5 0.96 0.99 0.98 0.99kw6.916kw 3 3 6.916 32322.62 63 200 j N mmm zn 齿面点蚀的计算： 33 6.916 370370120.5 200 N Amm n 取 A=121，由中心距 A 及齿数计算出模数： 12 22 121 2.75 6325 j A m ZZ 根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。 取 j 2.75m 所以取3m (3)- 齿轮弯曲疲劳的计算： 3 N7.5 0.96 0.99 0.98 0.99 0.98 0.99kw 6.71kw 3 3 6.71 32322.64 65 80 j N mmm zn 齿面点蚀的计算： 课程设计 第 9 页 33 6.71 370370161.9 80 N Amm n ， 取 A=162，由中心距 A 及齿数计算出模数： 12 22 162 2.83 6526 j A m ZZ 根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。 取 所以取2.83m3m (4)标准齿轮： * 20h1c0.25 度， 从机械原理 表 10-2 查得以下公式 齿顶圆 mhzd a a )2+(= * 1 齿根圆 * 1 (22) fa dzhc m 分度圆 mzd = 齿顶高 mhh a a * = 齿根高 mchh a f )+(= * 齿轮的具体值见表 齿轮尺寸表 齿轮 齿数 Z 模数 M 分度 圆 D 齿顶 圆 a d 1423126132 2423126132 3353105111 4493147153 54535460 6453216222 7183135141 8723135141 93039096 10603180186 11733219225 12373111117 132236672 14883264270 15883105111 168836975 1788399105 课程设计 第 10 页 齿轮 齿根圆 f d 齿顶高 a h 齿根高 f h 1118.533.75 2118.533.75 397.533.75 4139.533.75 546.533.75 6198.533.75 7127.533.75 8127.533.75 982.533.75 10172.533.75 11211.533.75 12103.533.75 1358.533.75 14256.533.75 1597.533.75 1661.533.75 1791.533.75 4.3.44.3.4 齿宽确定齿宽确定 由公式得：6 10, mm Bmm为模数 第一套啮合齿轮6 102.515 25 I Bmm 第二套啮合齿轮6 10318 30 II Bmm 第三套啮合齿轮6 10318 30 III Bmm 一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增 大轮齿的载荷，设计上，应主动轮比小齿轮齿宽大 所以， 12 17,15Bmm Bmm 3 17Bmm 4 15Bmm 567 8910 19,18,18 18,19,18 Bmm Bmm Bmm Bmm Bmm Bmm 11121314 19,18,18,19Bmm Bmm Bmm Bmm 4.3.54.3.5 齿轮结构设计齿轮结构设计 课程设计 第 11 页 当时，可做成腹板式结构，再考虑到加工问题，现敲定160500 a mmdmm 把齿轮 14 做成腹板式结构。其余做成实心结构。齿轮 14 计算如下： 0 10 14 270 12 4222 an DdM mm ， 44 86Ddmm ， 33 1.61.6 86138Ddmm 203 0.25 0.35 0.3222 138 25 DDD mm 103 /2180,12DDDmm Cmm 4.4 带轮结构设计带轮结构设计 查机械设计P156 页，当。D 是轴承外径，查300 d dmm时, 采用腹板式 机械零件手册确定选用深沟球轴承 6211，d=55mm,D=100mm。带轮内孔尺寸是轴承外径 尺寸 100mm。齿机械设计表 8-10 确定参数得： min 8.5,2.0,9.0,12,8,5.5,38 daf bhhef 带轮宽度：125 182 764Bzefmm 分度圆直径：，280 d dmm 1 1.91.8 100180 5/2811.412 dDmmmm CBmm 64,LBmm 4.5 传动轴间的中心距传动轴间的中心距 mm dd d110 2 5 .1225 .97 2 21 mmd III 132 2 132132 mmd IVIII 5 . 136 2 168105 4.6 轴承的选择轴承的选择 轴： 6208 D=80 B=18 深沟球轴承 课程设计 第 12 页 轴： 7207C D=72 B=17 圆锥滚子轴承 轴： 7207C D=72 B=17 圆锥滚子轴承 轴： 7208C D=80 B=18 圆锥滚子轴承 4.7 片式摩擦离合器的选择和计算片式摩擦离合器的选择和计算 片式摩擦离合器目前在机床中应用广泛，因为它可以在运转中接通或脱开，具有结合 平稳、没有冲击、结构紧凑的特点，部分零件已经标准化，多用于机床主传动。 4.7.14.7.1 摩擦片的径向尺寸摩擦片的径向尺寸 摩擦片的外径尺寸受到轮廓空间的限制，且受制于轴径 d，而摩擦片的内外径又决定 着内外摩擦片的环形接触面积的大小，直接影响离合器的结构和性能。 一般外摩擦片的外径可取：mmdD)62( 1 d 为轴的直径，取 d=55，所以 1 D55+5=60mm 特性系数是外片内径与内片外径 D2之比 1 D 取=0.7，则内摩擦片外径mm D D 7 . 85 7 . 0 60 1 2 4.7.24.7.2 按扭矩选择摩擦片结合面的数目按扭矩选择摩擦片结合面的数目 一般应使选用和设计的离合器的额定静扭矩和额定动扭矩满足工作要求，由 j M d M 于普通机床是在空载下启动反向的，故只需按离合器结合后的静负载扭矩来计算。即： 2 0 21000 7.03 1.4 10000 3.14 0.06 75 75 36.4 1.0 8.89 n M K Z fD b p 取 Z=9 4.7.34.7.3 离合器的轴向拉紧力离合器的轴向拉紧力 由，得：KpSQ N Q 6 . 3315 94 . 0 1 . 1 4 . 2939 查机床零件手册 ，摩擦片的型号如下： 内片：Dp=72.85，查表取：D=85mm，d=55mm 课程设计 第 13 页 b=1.5mm,B=9.7mm H=23.5mm,=0.5mm 外片：Dp=72.85，查表取：D=87mm，d=56mm b=1.5mm,B=20mm H=48mm,H1=42mm =0.5mm 内外片的最小间隙为：0.20.4mm 4.7.44.7.4 反转摩擦片数反转摩擦片数 4 9550 7.5 0.96 1.3 95500.96 0.98 800 2.8 10 jn j N MKMKN m n N m 2 0 21000 2.810000 3.14 0.06 75 75 36.4 1.0 3.55 n M K Z fD b p 取 Z=4 5. 动力设计动力设计 5.1 传动轴的验算传动轴的验算 由于变速箱各轴的应力都比较小，验算时，通常都是用复合应力公式 进行计算： 57 . 0 22 bb W M （MPa） 为复合应力（MPa） b 为许用应力（MPa） b W 为轴危险断面的抗弯断面模数 实心轴：)( 32 3 3 mm d W 空心轴：)()(1 32 340 3 mm D dd W 课程设计 第 14 页 花键轴：)( 32 )( 32 3 24 mm dDdDZb D d W d 为空心轴直径，花键轴内径 D 为空心轴外径，花键轴外径 d0为空心轴内径 b 为花键轴的键宽 Z 为花键轴的键数 M 为在危险断面的最大弯矩 22 yx MMM Nmm T 为在危险断面的最大扭矩 j N N T 4 10955 N 为该轴传递的最大功率 Nj为该轴的计算转速 齿轮的圆周力： D T Pt 2 齿轮的径向力： tr PP5 . 0 5.1.15.1.1 轴的强度计算轴的强度计算 轴：26 . 6 96 . 0 87 . 0 5 . 7 2 I P mN N N n j I 408.84201 710 26 . 6 1055 . 9 1055 . 9 4 4 5.1.25.1.2 作用在齿轮上的力的计算作用在齿轮上的力的计算 已知大齿轮的分度圆直径： d=mz=2.539=97.5mm 圆角力： N D Ft 9 . 1532 5 . 97 75.7472822 2 径向力：NFF tr 45.766 9 . 15325 . 05 . 0 轴向力：NFF ta 9 . 1532 方向如图所示： 课程设计 第 15 页 由受力平衡：0FFF r12 拉 F 拉 F=1759.2N r F=766.45N 所以=（1759.2+766.45）=2525.65N 12 FF 以 a 点为参考点，由弯矩平衡得： 105+（105+40）（300+40+105）=0 1 F r F 2 F 所以：=2245.5N 1 F 2 F=280.1N 在 V 面内的受力情况如下： 受力平衡：0 21 FFFF tE 课程设计 第 16 页 即：1759.2+1532.90 21 FF 以 a 点为参考点，由弯矩平衡： 1 F105（105+40）+（30010540）=0 t F 2 F 所以=3629N 1 F 2 F=3653N 在 V 面的弯矩图如下： 5.1.35.1.3 主轴抗震性的验算主轴抗震性的验算 （1）支撑刚度，包括轴承的弹性变形和坐圈接触变形。 向心推力球轴承：=（0.70.002）d 圆锥孔双列向力短圆柱滚子轴承： =（mm）R d 3 10 4 . 0 前轴承处 d=100，R=5400kgf，100dkgfR12500 所以： r =0.0108mm 1r =0.0251mm 坐圆外变形：)1 ( 4 D d db rk r 对于向心球轴承：D=150，d=100，b=60，取 k=0.01 所以： mm r 016 . 0 ) 150 60 1 ( 6010014 . 3 01 . 0 54004 对于短圆柱滚子轴承：D=150，d=100，b=37，取 k=0.01，R=12500kgf 所以： 课程设计 第 17 页 mm r 053 . 0 ) 150 37 1 ( 3710014 . 3 01 . 0 125004 所以轴承的径向变形： r =mm rr 076 . 0 016 . 0 06 . 0 1r =+=0.05+0.053=0.103mm 1r 1r 支撑径向刚度： k=kgf R r 63.71052 076 . 0 5400 kgf R k r 22.121359 103 . 0 12500 1 1 （2）量主要支撑的刚度折算到切削点的变形 )1 2 )1( 8 . 9 2 2 L a L a k k kA P Y B A z 其中 L=419mm，KA=121359.2kg/mm 所以： )1 2 )1( 8 . 9 2 2 L a L a k k kA P Y B A z mm0045 . 0 )1 419 1252 419 125 ) 89.78709 22.121359 1( 22.1213598 . 9 2940 2 2 （3）主轴本身引起的切削点的变形 FI LPa Ys 3 2 其中：P=2940N，a=125mm，L=419mm，E=2107N/cm，D=91mm I=0.05（D4-d4）=0.05（914-464）=3163377.25mm2 所以： FI LPa Ys 3 2 mm 3 7 2 1025 . 4 25.31633771023 4191252940 课程设计 第 18 页 （4） 主轴部件刚度 mNmmN YY P K sz /336/336000 00425 . 0 0045. 0 2940 （5） 验算抗振性 cos )1 (2 lim bK K cd 则： cos )1 (2 lim cd K K b 所以： cos )1 (2 lim cd K K b mmDmm1002 . 0 6 . 22 8 . 68cos46 . 2 )03 . 0 1 (03 . 0 3362 max 所以主轴抗振性满足要求。 5.2 齿轮校验齿轮校验 在验算算速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进 接触应力和弯曲应力的验算。这里要验算的是齿轮 2，齿轮 7，齿轮 12 这三个齿轮。 （1）接触应力公式： 4 1 2088 10 vas f j uk k k k N Q zmuBn u-大齿轮齿数与小齿轮齿数之比； k-齿向载荷分布系数；-动载荷系数；-工况系数；-寿命 v k A k s k 系数 查机械装备设计表 10-4 及图 10-8 及表 10-2 分布得 1.15,1.20;1.05,1.25 HBFBvA kkkk 假定齿轮工作寿命是 48000h，故应力循环次数为 9 6060 500 1 480001.44 10 h NnjL 次 查机械装备设计图 10-18 得，所以：0.9,0.9 FNHN KK 课程设计 第 19 页 2 3 3 72 11.15 1.05 1.25 0.9 7.5 0.96 0.98 2088 1018 1.024 10 72 18 4 21 500 18 f MPa （2）弯曲应力： 5 2 191 10 vas w j k k k k N Q zm BYn 查金属切削手册有 Y=0.378，代入公式求得：=158.5Mpa w Q 查机械设计图 10-21e,齿轮的材产选，大齿轮、小齿轮的硬度为40Cr 渗碳 60HRC，故有，从图 10-21e 读出。因为：1650 f MPa 920 w MPa ，故满足要求，另外两齿轮计算方法如上，均符合要求。, ffww 5.3 轴承的校验轴承的校验 轴选用的是角接触轴承 7206 其基本额定负荷为 30.5KN 由于该轴的转速是定值所以齿轮越小越靠近轴承，对轴承的要求越高。710 /minnr 根据设计要求，应该对轴未端的滚子轴承进行校核。 齿轮的直径 24 2.560dmm 轴传递的转矩 n P T9550 7.5 0.96 955059.3 710 T Nm 齿轮受力 N 3 22 59.3 1412 60 10 r T F d 根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为 1060 21 1 1 ll lF R r v N 35210601412 2 v R N 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 p f 为 1.2 到 1.8，取，则有：3 . 1 p f 137810623 . 1 111 RXfP p N 课程设计 第 20 页 6 . 4573523 . 1 222 RXfP p N 轴承的寿命 因为，所以按轴承 1 的受力大小计算： 21 PP 1 . 38309) 1378 17200 ( 85060 10 )( 60 10 3 6 1 6 P C n Lh h 故该轴承能满足要求。 6.结构设计及说明结构设计及说明 6.1 结构设计的内容、技术要求和方案结构设计的内容、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： 1） 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。 I 轴上装的摩擦离合器和变速齿轮。有两种布置方案，一是将两级变速齿轮和离合器 做成一体。齿轮的直径受到离合器内径的约束，齿根圆的直径必须大于离合器的外径，负 责齿轮无法加工。这样轴的间距加大。另一种布置方案是离合器的左右部分分别装在同轴 线的轴上，左边部分接通，得到一级反向转动，右边接通得到三级反向转动。这种齿轮尺 寸小但轴向尺寸大。我们采用第一种方案，通过空心轴中的拉杆来操纵离合器的结构。 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。 课程设计 第 21 页 6.3 I 轴（输入轴）的设计轴（输入轴）的设计 将运动带入变速箱的带轮一般都安装在轴端，轴变形较大，结构上应注意加强轴的刚 度或使轴部受带的拉力（采用卸荷装置） 。I 轴上装有摩擦离合器，由于组成离合器的零件 很多，装配很不方便，一般都是在箱外组装好 I 轴在整体装入箱内。我们采用的卸荷装置 一般是把轴承装载法兰盘上，通过法兰盘将带轮的拉力传递到箱壁上。 车床上的反转一般用于加工螺纹时退刀。车螺纹时，换向频率较高。实现政反转的变 换方案很多，我们采用正反向离合器。正反向的转换在不停车的状态下进行，常采用片式 摩擦离合器。由于装在箱内，一般采用湿式。 在确定轴向尺寸时，摩擦片不压紧时，应留有 0.20.4的间隙，间隙应能调整。mm 离合器及其压紧装置中有三点值得注意： 1） 摩擦片的轴向定位：由两个带花键孔的圆盘实现。其中一个圆盘装在花键上，另 一个装在花键轴上的一个环形沟槽里，并转过一个花键齿，和轴上的花键对正，然后用螺 钉把错开的两个圆盘连接在一起。这样就限制了轴向和周向德两个自由度，起了定位作用。 2） 摩擦片的压紧由加力环的轴向移动实现，在轴系上形成了弹性力的封闭系统，不 增加轴承轴向复合。 3） 结构设计时应使加力环推动摆杆和钢球的运动是不可逆的，即操纵力撤消后，有 自锁作用。 I 轴上装有摩擦离合器，两端的齿轮是空套在轴上，当离合器接通时才和轴一起转动。 但脱开的另一端齿轮，与轴回转方向是相反的，二者的相对转速很高（约为两倍左右） 。结 构设计时应考虑这点。 齿轮与轴之间的轴承可以用滚动轴承也可以用滑动轴承。滑动轴承在一些性能和维修 上不如滚动轴承，但它的径向尺寸小。空套齿轮需要有轴向定位，轴承需要润滑。 6.4 齿轮块设计齿轮块设计 齿轮是变速箱中的重要元件。齿轮同时啮合的齿数是周期性变化的。也就是说，作用 在一个齿轮上的载荷是变化的。同时由于齿轮制造及安装误差等，不可避免要产生动载荷 而引起振动和噪音，常成为变速箱的主要噪声源，并影响主轴回转均匀性。在齿轮块设计 时，应充分考虑这些问题。 齿轮块的结构形式很多，取决于下列有关因素： 1）是固定齿轮还是滑移齿轮； 2）移动滑移齿轮的方法； 3）齿轮精度和加工方法； 变速箱中齿轮用于传递动力和运动。它的精度选择主要取决于圆周速度。采用同一精 度时，圆周速度越高，振动和噪声越大，根据实际结果得知，圆周速度会增加一倍，噪声 约增大 6dB。工作平稳性和接触误差对振动和噪声的影响比运动误差要大，所以这两项精 度应选高一级。为了控制噪声，机床上主传动齿轮都要选用较高的精度。大都是用 76 6，圆周速度很低的，才选 877。如果噪声要求很严，或一些关键齿轮，就应选 65 5。当精度从 766 提高到 655 时，制造费用将显著提高。不同精度等级的齿轮，要 采用不同的加工方法，对结构要求也有所不同。8 级精度齿轮，一般滚齿或插齿就可以达 到。7 级精度齿轮，用较高精度滚齿机或插齿机可以达到。但淬火后，由于变形，精度将 下降。因此，需要淬火的 7 级齿轮一般滚（插）后要剃齿，使精度高于 7，或者淬火后在 课程设计 第 22 页 衍齿。6 级精度的齿轮，用精密滚齿机可以达到。淬火齿轮，必须磨齿才能达到 6 级。 机床主轴变速箱中齿轮齿部一般都需要淬火。 6.4.16.4.1 其他问题其他问题 滑移齿轮进出啮合的一端要圆齿，有规定的形状和尺寸。圆齿和倒角性质不同，加工 方法和画法也不一样，应予注意。 选择齿轮块的结构要考虑毛坯形式（棒料、自由锻或模锻）和机械加工时的安装和定 位基面。尽可能做到省工、省料又易于保证精度。 齿轮磨齿时，要求有较大的空刀（砂轮）距离，因此多联齿轮不便于做成整体的，一 般都做成组合的齿轮块。有时为了缩短轴向尺寸，也有用组合齿轮的。 要保证正确啮合，齿轮在轴上的位置应该可靠。滑移齿轮在轴向位置由操纵机构中的 定位槽、定位孔或其他方式保证，一般在装配时最后调整确定。 6.5 传动轴的设计传动轴的设计 机床传动轴，广泛采用滚动轴承作支撑。轴上要安装齿轮、离合器和制动器等。 传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作。 首先传动轴应有足够的强度、刚度。如挠度和倾角过大，将使齿轮啮合不良，轴承工 作条件恶化，使振动、噪声、空载功率、磨损和发热增大；两轴中心距误差和轴芯线间的 平行度等装配及加工误差也会引起上述问题。 传动轴可以是光轴也可以是花键轴。成批生产中，有专门加工花键的铣床和磨床，工 艺上并无困难。所以装滑移齿轮的轴都采用花键轴，不装滑移齿轮的轴也常采用花键轴。 花键轴承载能力高，加工和装配也比带单键的光轴方便。 轴的部分长度上的花键，在终端有一段不是全高，不能和花键空配合。这是加工时的 过滤部分。一般尺寸花键的滚刀直径为 6585。 刀 Dmm 机床传动轴常采用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升、空载功率和噪声等方面， 球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支撑孔的加工精度要求都比较高。 因此球轴承用的更多。但是滚锥轴承内外圈可以分开，装配方便，间隙容易调整。所以有 时在没有轴向力时，也常采用这种轴承。选择轴承的型号和尺寸，首先取决于承载能力， 但也要考虑其他结构条件。 同一轴心线的箱体支撑直径安排要充分考虑镗孔工艺。成批生产中，广泛采用定径镗 刀和可调镗刀头。在箱外调整好镗刀尺寸，可以提高生产率和加工精度。还常采用同一镗 刀杆安装多刀同时加工几个同心孔的工艺。下面分析几种镗孔方式：对于支撑跨距长的箱 体孔，要从两边同时进行加工；支撑跨距比较短的，可以从一边（丛大孔方面进刀）伸进 镗杆，同时加工各孔；对中间孔径比两端大的箱体，镗中间孔必须在箱内调刀，设计时应 尽可能避免。 既要满足承载能力的要求，又要符合孔加工工艺，可以用轻、中或重系列轴承来达到 支撑孔直径的安排要求。 两孔间的最小壁厚，不得小于 510，以免加工时孔变形。mm 花键轴两端装轴承的轴颈尺寸至少有一个应小于花键的内径。 一般传动轴上轴承选用级精度。G 传动轴必须在箱体内保持准确位置，才能保证装在轴上各传动件的位置正确性，不论 轴是否转动，是否受轴向力，都必须有轴向定位。对受轴向力的轴，其轴向定位就更重要。 课程设计 第 23 页 回转的轴向定位（包括轴承在轴上定位和在箱体孔中定位）在选择定位方式时应注意： 1） 轴的长度。长轴要考虑热伸长的问题，宜由一端定位。 2） 轴承的间隙是否需要调整。 3） 整个轴的轴向位置是否需要调整。 4） 在有轴向载荷的情况下不宜采用弹簧卡圈。 5） 加工和装配的工艺性等。 6.6 主轴组件设计主轴组件设计 主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件（车床）或者刀具（铣床、钻床等）的主 轴参予切削成形运动，因此它的精度和性能直接影响加工质量（加工精度和表面粗糙度） ， 设计时主要围绕着保证精度、刚度和抗振性，减少温升和热变形等几个方面考虑。 6.6.16.6.1 各部分尺寸的选择各部分尺寸的选择 主轴形状与各部分尺寸不仅和强度、刚度有关，而且涉及多方面的因素。 1）内孔直径 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。为了扩大使用范围，加大可加工棒料直径，车床主轴内孔直径有增大的趋势。 2）轴颈直径 前支撑的直径是主轴上一主要的尺寸，设计时，一般先估算或拟定一个尺寸，结构确 定后再进行核算。 3）前锥孔直径 前锥孔用来装顶尖或其他工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。 4）支撑跨距及悬伸长度 为了提高刚度，应尽量缩短主轴的外伸长度。选择适当的支撑跨距，一般推荐取：aL =35，跨距小时，轴承变形对轴端变形的影响大。所以，轴承刚度小时，应 a L L a L 选大值，轴刚度差时，则取小值。 跨距的大小，很大程度上受其他结构的限制，常常不能满足以上要求。安排结构时L 力求接近上述要求。 6.6.26.6.2 主轴轴承主轴轴承 1）轴承类型选择 主轴前轴承有两种常用的类型： 双列短圆柱滚子轴承。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些。 与双列短圆柱滚子轴承配套使用承受轴向力的轴承有三种： 600角双向推力向心球轴承。是一种新型轴承，在近年生产的机床上广泛采用。具有承 载能力大，允许极限转速高的特点。外径比同规格的双列圆柱滚子轴承小一些。在使用中， 这种轴承不承受径向力。 推力球轴承。承受轴向力的能力最高，但允许的极限转速低，容易发热。 向心推力球轴承。允许的极限转速高，但承载能力低，主要用于高速轻载的机床。 2）轴承的配置 课程设计 第 24 页 大多数机床主轴采用两个支撑，结构简单，制造方便，但为了提高主轴刚度也有用三 个支撑的了。三支撑结构要求箱体上三支撑孔具有良好的同心度，否则温升和空载功率增 大，效果不一定好。三孔同心在工艺上难度较大，可以用两个支撑的主要支撑，第三个为 辅助支撑。辅助支撑轴承（中间支撑或后支撑）保持比较大的游隙（约 0.030.07） ，mm 只有
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号