机床主轴箱课程设计-CA6140机床主轴箱设计

第 1 页 共 41 页 毕业设计（论文） 题 目 床主轴箱设计 教 学 点 专 业 年 级 学 号 姓 名 指 导 教 师 时 间 第 2 页 共 41 页 目录 . 4 床主轴箱课程设计的目的 . 4 计任务和主要技术要求 . 4 作性能要求 . 4 . 5 定极限转速 . 5 主电机选择 . 5 . 5 主传动方案拟定 . 6 传动结构式、结构网的选择 . 6 确定传动组及各传动组中传动副的数目 . 6 传动式的拟定 . 6 结构式的拟定 . 7 4. 传动件的估算 . 8 三角带传动的计算 . 8 传动轴的估算 . 11 轴的计算转速 . 11 各传动轴的计算转速 . 11 各轴直径的估算 . 11 齿轮齿数的确定和模数的计算 . 13 齿轮 齿数的确定 . 13 齿轮模数的计算 . 14 宽确定 . 18 轮结构设计 . 19 带轮结构设计 . 19 动轴间的中心距 . 20 第 3 页 共 41 页 承的选择 . 20 片式摩擦离合器的选择和计算 . 21 擦片的径向尺寸 . 21 扭矩选择摩擦片结合面的数目 . 21 合器的轴向拉紧力 . 2121 转摩擦片数 . 22 5. 动力设计 . 22 动轴的验算 . 22 轴的强度计算 . 23 用在齿轮上的 力的计算 . 23 轴抗震性的验算 . 25 轮校验 . 28 承的校验 . 29 . 30 结构设计的内容、技术要求和方案 . 30 展开图及其布置 . 30 I 轴（输入轴）的设计 . 31 齿轮块设计 . 32 他问题 . 32 传动轴的设计 . 33 主轴组件设计 . 34 各部分尺寸的选择 . 34 主轴轴承 . 35 主轴与齿轮的连接 . 37 润滑与密封 . 37 其 他问题 . 38 . 38 . 49 第 4 页 共 41 页 床 主轴箱 课程设 计 的 目的 计任务 和 主 要技术要求 作性能要求 床 主轴箱 课程设计的目的 机床课程设计，是在学习过课程机械制造装备设计之后进行的实践性教学环节。其目的在于通过机床运动机械变速传动系统的结构设计，使学生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，并培养学生具有初步的结构分析，结构设计和计算能力。 计任务和主要技术要求 普通机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的基础。因此，对这些基本知识和资料作些简要介绍。本次设计的是普通型车床主轴变速箱。主要用于加工回转体。 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数： 1、加工工件直径为： 60 时，机床达到的最高切削速度50m/2、变速范围 3 51； 3、 V=100 m/削 45号钢时，机床功率允许的最大切削用量为： ， f=； 4、抗振性：一般。 作性能要求 1）具有皮带轮卸荷装置 2）手动操纵双向摩擦片离合器实现主轴的正反转及停止运动要求 3）主轴的变速由变速手柄完成 4）床头箱的外型尺寸、与床头床身的联接要求与 床的床头箱相同 第 5 页 共 41 页 2. 参数的拟定 主电机选择 定极限转速 因为 K= D=500=250mm （ 50 3 51 m i n m a x / 1 8 . 7 3 2 2 . 2 / m i n R rm a x m a x m i 0 0 / 9 5 5 . 4 / m i d r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 / 已知额据车床 设计手册附录表 2选 定功率 满载转速 1440 。 m i n 1 8 2 2 m i m m 机： 满载转速 1440 。 第 6 页 共 41 页 主传动 方 案 拟定 传动结构式、结构 网 的 选择 确定 传 动 组及 各 传 动组 中 传 动副的数目 传动 式 的 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、幻想、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。 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。 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 Z 、 Z 、个传动副。即 321 传动副中由于结构的限制以 2或 3为合适，即变速级数 和 3的因子： ，可以有 多种方案，例： 18=3 3 2； 18=2 3 2 2； 18=2 3 1+2 1 1； 18=2 3 1 2 1 传动式的拟定 18 级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，考虑 第 7 页 共 41 页 定 结构 式 的 拟定 速图的拟定 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 18=2 3 2 2。 结构式的拟定 对于 18=2 3 2 2传动式，有 2 种结构式和对应的结构网。分别为： 612621 223218 (62：内轮 +背轮，6122：重复 6 级 ) 612621 223218 (6122：重复 6 级 ) 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612621 223218 (62：内轮 +背轮，6122：重复 6 级 )的方案。 速图的拟定 正转转速图： 初选 612621223218 第 8 页 共 41 页 4. 传动件的估算 三角带 传 动 的计算 4. 传动件的估算 三角带传动的计算 三角带传动中，轴间距 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 第 9 页 共 41 页 1 . 1 7 . 5 7 . 1 8c a P K W 式中 查机械设计图 8此选择 (2)确定带轮的计算直径 D ， D 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 D 不宜过小，即 。查机械设计表 8D =125 由公式1212 式中： n - 小 带 轮 转 速 ， n - 大 带 轮 转 速 ， 所以2 1440 1 2 5 2 2 5800D m m ，由机械设计 A表 8园整为250 (3)确定三角带速度 按公式 11 3 . 1 4 1 2 5 1 4 4 0 9 . 9 56 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0Dn mV s 因为 5m/25 m/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 1 2 0 1 20 . 7 2D D A D D m m 即： 0A7500A=600(5)三角带的计算基准长度L A 选择 D =1252 250D A=600 第 10 页 共 41 页 202 5 0 1 2 53 . 1 42 6 0 0 1 2 5 2 5 02 4 6 0 01 7 9 5 . 5 由机械设计表 8圆整到标准的计算长度 1800L (6)验算三角带的挠曲次数 1000 1 1 . 0 6 4 0 次符合要求。 (7)确定实际中心距 A 00A 26 0 0 1 8 0 0 1 7 9 5 . 5 26 0 2 . 2 5 （ ） (8)验算小带轮包角 0 0 0 0211 1 8 0 5 7 . 5 1 6 8 1 2 0 ，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 00p p k k 传动比 : 121 4 4 0 / 8 0 0 1 . 8vi v 查表 880p= p= 表 8k=表 8-2， 7 . 1 8Z 2 . 1 93 . 1 6 0 . 4 0 . 9 7 0 . 9 5 所以取 根 (10)计算预紧力 查机械设计表 8q=m 第 11 页 共 41 页 传动轴的估算 轴的计算转速 各传动轴的计算转速 轴直径的估算 2022 . 55 0 0 17 . 1 8 2 . 55 0 0 1 0 . 1 8 9 . 9 59 . 9 5 3 0 . 9 72 0 7 . 5 2q vv z (11)计算 压轴 力 3 82/1 6 8s 7322/s 2)(0m i i n 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。 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： m 31813m i 各传动轴的计算转速 轴：有 18 级转速，其中 80r/3r/好能传递全部功率： 所以： 80r/理可得： n =250r/ n =630r/ n =630r/n =800r/ 各 轴直径的估算 n =250r/n =630r/n 第 12 页 共 41 页 4 A m 其中： 计算转速全部功率的最低转速。各传动件的计算转速可以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。 轴： K=A=120 所以41 7 . 5 0 . 9 6(1 2 0 1 . 0 6 ) 2 5 . 3800d m m m m ， 取 28轴： K=A=120 42 7 . 5 0 . 9 6 0 . 9 9 0 . 9 8(1 2 0 1 . 0 6 ) 2 7 . 4630d m m m m , 取 30轴： K=A=110 43 6 . 9 8 5 4 4 0 . 9 9 0 . 9 8(1 1 0 1 . 0 6 ) 3 8 . 5630d m m m m , 取 40轴： K=A=100 44 6 . 9 8 5 4 4 0 . 9 9 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 8(1 0 0 1 . 0 6 ) 2502 7 . 4d m =630r/n =800r/第 13 页 共 41 页 齿轮齿 数 的 确定 和 模 数的计算 齿轮齿数的确定 , 取 30轴： K=A=90 45 6 . 5 7 5 3 0 . 9 9 0 . 9 8( 9 0 1 . 0 6 ) 803 8 . 5d m , 取 40 39轴： K=A=80 46 6 . 3 7 9 4 0 . 9 9 0 . 9 8( 8 0 1 . 0 6 ) 633 8 . 5d m 取 39轴径为平均轴径，设计时可相应调整。 齿轮齿数的确定和模数的计算 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 小齿轮的齿数可以从表 3械制造装备设计）中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于 18 20。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 01 1u , 2 22111 u 查机械制造装备设计表 3数和 88 Z =34， 2Z =54， 3Z =39， 4Z =49； 第二组齿轮： Z =34，2Z =54 ，3Z=39 ，4Z =49； 5Z=34 ，6Z=54 ， 第 14 页 共 41 页 齿轮模数的计算 传动比：1 01 1u ,2 21u ，2 31u 齿数和 88： 5Z=34，6Z=54，7Z=44，8Z=44，9Z=25，10Z=63； 第三组齿轮： 传动比： 21 1u ,2 41u 齿数和 91： 11Z =26， 12Z =65， 13Z =56， 14Z =35， 第 四 组齿轮： 传动比：1u ,2 51u 齿数和 95： 15Z=26，16Z=65，17Z=56，18Z=35， 第 五 组齿轮： 传动比：11u 齿数和 100： 19Z=26，20Z=65 齿轮模数的计算 (1) - 齿轮弯曲疲劳的计算： 1 7 . 5 0 . 9 6 k w 7 . 2 k w 33 7 . 23 2 3 2 2 . 0 55 4 5 0 0m （机床主轴变速箱设计指导 根据转速图确定） 7Z=44 ，8Z=44 ，9Z=25 ，10Z=63 11Z =26 ，12Z =65 ，13Z=56 ，14Z =35 15Z=26 ，16Z=65 ，17Z=56 ，18Z=35 19Z=26 ，20Z=65 第 15 页 共 41 页 齿面点蚀的计算：33 7 . 23 7 0 3 7 0 9 0560m 取 A=90，由中心距 A 及齿数计算出模数： 122 2 9 0 2 . 0 4 55 4 3 4Z 根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。 取j 所以取 (2) -齿轮弯曲疲劳的计算： 2N 7 . 5 0 . 9 6 0 . 9 9 0 . 9 8 0 . 9 9 k w 6 . 9 1 6 k w 33 6 . 9 1 63 2 3 2 2 . 6 26 3 2 0 0m 齿面点蚀的计算：33 6 . 9 1 63 7 0 3 7 0 1 2 0 . 5200NA m 取 A=121，由中心距 122 2 1 2 1 2 . 7 56 3 2 5Z 根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。 取j 所以取 3m (3) - 齿轮弯曲疲劳的计算： 3N 7 . 5 0 . 9 6 0 . 9 9 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 8 0 . 9 9 k 7 1 k w 33 6 . 7 13 2 3 2 2 . 6 46 5 8 0m 齿面点蚀的计算： 33 6 . 7 13 7 0 3 7 0 1 6 1 . 980NA m ， 取 A=162，由中心距 122 2 1 6 2 2 . 8 36 5 2 6Z 第 16 页 共 41 页 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 3m (4) - 齿轮弯曲疲劳的计算： 3N 7 . 5 0 . 9 6 0 . 9 9 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 8 0 . 9 9 k 5 1 k w 33 6 . 5 13 2 3 2 3 . 5 37 2 8 0m 齿面点蚀的计算： 33 6 . 5 13 7 0 3 7 0 1 6 0 . 380NA m ， 取 A=161，由中心距 122 2 1 6 1 3 . 6 97 2 2 3Z 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 4m (5) - 齿轮弯曲疲劳的计算： 3N 7 . 5 0 . 9 6 0 . 9 9 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 80 . 9 9 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 8 0 . 9 9 k 3 1 k w 33 6 . 3 13 2 3 2 3 . 8 95 6 6 3m 齿面点蚀的计算： 33 6 . 3 13 7 0 3 7 0 1 7 1 . 8 963NA m ， 取 A=172，由中心距 122 2 1 7 2 3 . 4 45 6 4 4Z 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 4m 第 17 页 共 41 页 (4)标准齿轮： *2 0 h 1 c 0 . 2 5 度 ， ，从机械原理 表 10齿顶圆 2+(= *1齿根圆 *1( 2 2 )z h c m 分度圆 齿顶高 =齿根高 +(= *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 1 34 5 90 2 54 35 140 3 39 49 34 3 102 108 6 54 3 162 168 7 44 3 132 138 8 44 3 132 138 9 25 3 75 81 10 63 3 189 195 11 26 3 78 84 12 65 3 195 201 13 56 3 168 174 14 35 3 105 111 15 23 4 92 100 16 72 4 288 296 17 53 4 212 220 18 42 4 168 176 19 44 4 176 184 第 18 页 共 41 页 20 56 4 224 232 齿轮 齿根圆 齿顶高 齿根高 1 0 1 2 3 4 5 102 102 102 16 298 298 298 17 222 222 222 18 178 178 178 19 186 186 186 20 234 234 234 由公式 6 1 0 ,m m 为 模 数得： 第一套啮合齿轮 6 1 0 2 . 5 1 5 2 5IB m m 第 19 页 共 41 页 轮结构设计 带轮结构设计 第二套啮合齿轮 6 1 0 3 1 8 3 0m m 第三套啮合齿轮 6 1 0 3 1 8 3 0m m 第 四 套啮合齿轮 6 1 0 4 2 4 4 0m m 第 五 套啮合齿轮 6 1 0 4 2 4 4 0VB m m 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121 7 , 1 5B m m B m m，3 17B m，4 15B 5 6 78 9 1 01 9 , 1 8 , 1 81 8 , 1 9 , 1 8B m m B m m B m mB m m B m m B m m 1 1 1 2 1 3 1 41 9 , 1 8 , 1 8 , 1 9B m m B m m B m m B m m 1 5 1 6 1 72 5 , 2 4 , 2 5B m m B m m B m m 1 8 1 9 2 02 4 , 3 0 , 2 9B m m B m m B m m 轮结构设计 当 1 6 0 5 0 0am m d m m时，可做成腹板式结构，再考虑到加工问题，现敲定把齿轮 14 做成腹板式结构。其余做成实心结构。 齿轮 14 计算如下： 0 1 0 1 42 7 0 1 2 4 2 2 2d ，4486D d m m，331 . 6 1 . 6 8 6 1 3 8D d m m ， 2 0 30 . 2 5 0 . 3 50 . 3 2 2 2 1 3 825D D 1 0 3 / 2 1 8 0 , 1 2D D D m m C m m 带轮结构设计 查机械设计 300dd m m 时 , 采 用 腹 板 式。121715B 3 17B 15B 6789101918181819181112131419181819B 151617252425B 181920243029B 第 20 页 共 41 页 动轴间的中心距 承的选择 D 是轴承外径，查机械零件手册确定选用深沟球轴承 6211，d=55=100轮内孔尺寸是轴承外径尺寸 100机械设计表 8 m i 5 , 2 . 0 , 9 . 0 , 1 2 , 8 , 5 . 5 , 3 8d a fb h h e f 带轮宽度： 1 2 5 1 8 2 7 6 4B z e f m m 分度圆直径： 280dd 11 . 9 1 . 8 1 0 0 1 8 05 / 2 8 1 1 . 4 1 2d D m m m m m 6 4 ,L B m m 动轴间的中心距 102 1 322 132132 62 1 681 05 902 168212 002 224176 承的选择 ： 轴： 6208 D=80 B=18 深沟球轴承 轴： 7207C D=72 B=17 角接触球轴承 轴： 7207C D=72 B=17 角接触球轴承 轴： 7208C D=80 B=18 角接触球轴承 轴： 7210C D=90 B=20 角接触球轴承 轴： 3182115 D=115 B=30 双向推力球轴承 10329000 第 21 页 共 41 页 片式摩 擦 离 合器 的 选 择和计算 擦片的径向尺寸 扭矩选择 摩擦片结合面的数目 合器的轴向拉紧力 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。 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： 62(1