机床主轴箱课程设计说明书.doc

1.概述概述.4 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 .4 1.2 设计任务和主要技术要求设计任务和主要技术要求 .4 1.3 操作性能要求操作性能要求.5 2.参数的拟定参数的拟定.5 2.1 确定极限转速确定极限转速.5 2.2 主电机选择主电机选择.5 3.传动设计传动设计 .6 3.1 主传动方案拟定主传动方案拟定.6 3.2 传动结构式、结构网的选择传动结构式、结构网的选择.6 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.7 3.2.2 传动式的拟定传动式的拟定.7 3.2.3 结构式的拟定结构式的拟定.7 4.4. 传动件的估算传动件的估算.9 4.14.1 三角带传动的计算三角带传动的计算.9 4.24.2 传动轴的估算传动轴的估算.12 4.2.14.2.1 主轴的计算转速主轴的计算转速.13 4.2.24.2.2 各传动轴的计算转速各传动轴的计算转速.13 4.2.34.2.3 各轴直径的估算各轴直径的估算.13 4.34.3 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.15 4.3.14.3.1 齿轮齿数的确定齿轮齿数的确定.15 4.3.24.3.2 齿轮模数的计算齿轮模数的计算.16 4.3.44.3.4 齿宽确定齿宽确定 .21 4.3.54.3.5 齿轮结构设计齿轮结构设计.22 4.44.4 带轮结构设计带轮结构设计.23 4.54.5 传动轴间的中心距传动轴间的中心距.23 4.64.6 轴承的选择轴承的选择.24 4.74.7 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.25 4.7.14.7.1 摩擦片的径向尺寸摩擦片的径向尺寸.25 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.25 4.7.34.7.3 离合器的轴向拉紧力离合器的轴向拉紧力.2626 4.7.44.7.4 反转摩擦片数反转摩擦片数.26 5.5. 动力设计动力设计.27 5.15.1 传动轴的验算传动轴的验算.27 5.1.15.1.1 轴的强度计算轴的强度计算.28 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.28 5.1.35.1.3 主轴抗震性的验算主轴抗震性的验算.31 5.25.2 齿轮校验齿轮校验.34 5.35.3 轴承的校验轴承的校验 .35 6.6.结构设计及说明结构设计及说明 .36 6.16.1 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.36 6.26.2 展开图及其布置展开图及其布置.37 6.36.3 I I 轴（输入轴）的设计轴（输入轴）的设计.37 6.46.4 齿轮块设计齿轮块设计.39 6.4.16.4.1 其他问题其他问题 .40 6.56.5 传动轴的设计传动轴的设计.40 6.66.6 主轴组件设计主轴组件设计.42 6.6.16.6.1 各部分尺寸的选择各部分尺寸的选择.42 6.6.26.6.2 主轴轴承主轴轴承.43 6.6.36.6.3 主轴与齿轮的连接主轴与齿轮的连接.45 6.6.46.6.4 润滑与密封润滑与密封.45 6.6.56.6.5 其他问题其他问题.46 7.7.总结总结 .46 8.8.明细表明细表 .49 概述 1.1 机床主机床主 轴箱课程设轴箱课程设 计的目的计的目的 1.2 设计任设计任 务和主要技务和主要技 术要求术要求 1.3 操作性操作性 能要求能要求 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 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。 1.2 设计任务和主要技术要求设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、加工工件最大回转直径为：=360时，机床达到的最高切 削转速度nmax=1880r/min，最小转速nmin=37rmin;i 2、变速范围 Rn=50.81； 3、公比=1.26； 4、转速级数z=18； 5、电动机功率 N=7/11kw 1.3 操作性能要求操作性能要求 1、具有皮带轮卸荷装置 2、手动操纵 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 2.参数的参数的 拟定拟定 2.2 主电主电 机选择机选择 4、床头箱的外型尺寸、与床头床身的联接要求与 C6136 车床的床 头箱相同 2.参数的拟定参数的拟定 2.1 确定极限转速确定极限转速 n R n n min max z n R 因为 K=0.5，Rd=0.20.25 D 是机床最大加工直径 =KD=0.5360=180mm max d min d=（0.20.25）=3645 d R max d max d 又 =4351 =200m/min n R max V maxmaxmin 1000/955.4 /minnVdr minmax/ 18.73 22.2 /min n nnRr 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。 已知是 7.1KW，根据车床设计手册附录表 2 选 额 P YD160L-8/4，额定功率 7/11，满载转速 730/1450 ，kwmin/r 87 . 0 min/33 7 . 27 min rn min/1415 min rn 电机： YD160L -8/4，额定 功率 7/11 ，满载转kw 3.传动设传动设 计计 3.1 主传主传 动方案拟定动方案拟定 3.2 传动传动 结构式、结结构式、结 构网的选择构网的选择 3.2.1 确定确定 传动组及各传动组及各 传动组中传传动组中传 动副的数目动副的数目 3.2.2 传动传动 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。 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、个传动副。即 Z Z 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： ，可以有多种方案，例： ba Z 18=332；18=23；18=2312122； 18=231+211 3.2.2 传动式的拟定传动式的拟定 18 级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，考虑 到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。 速 730/1450 min/r 。 87 . 0 式的拟定式的拟定 3.2.3 结构结构 式的拟定式的拟定 3.3 转速图转速图 的拟定的拟定 由于双速电机的级比为 2 ，不能为常规传动系统的基本组，只能 作为第一扩大组，又 2 ，所以，传动系统的公比采用 1.26 3 26 . 1 时，基本组的传动副数为 3 。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=2322。 3.2.3 结构式的拟定结构式的拟定 对于 18=2322 传动式，结合上面的传动以及双速电机的关 系分别为： 612613 223218 (：重复 6 级) 612 2 结构网： 初选 6126 13 22 3218 4.4. 传动件传动件 的估算的估算 3.3转速图的拟定转速图的拟定 正转转速图： 主传动系图为： 4.14.1 三角三角 带传动的计带传动的计 算算 4.4. 传动件的估算传动件的估算 4.14.1 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 Aca 1 . 12111 . 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 B 型带。 (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 带轮的直径不宜过小，即。查机械设计表 8- D min DD 选择 B 型带 =125 Dmm 2 250Dmm 3，8-7 取主动轮基准直径=125。 Dmm 由公式 1 2 1 2 D n n D 式中： n-小带轮转速，-大带轮转速，所以 n ，由机械设计 A表 8-7 取园整mmD67.241125 750 1450 2 为 250mm。 (3)确定三角带速度 按公式 sm nD V49 . 9 100060 145012514 . 3 100060 11 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 =600mm 0 A L 1795.5mm 4.24.2 传动传动 轴的估算轴的估算 4.2.14.2.1 主轴主轴 的计算转速的计算转速 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 （） (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: L A r ca KKPP PK P P z 00 传动比: 93 . 1 750 1450 2 1 v v i 查表 8-4a，8-4b 得= 0.40KW,= 2.19KW 0 p 0 p 查表 8-5，=0.97；查表 8-2，=0.95k l k 06 . 5 95. 097. 019. 24 . 0 1 . 12 Z 所以 Z=6 根 (10)计算预紧力 查机械设计表 8-4，q=0.18kg/m N qV KVZ P F ca 81.183 49 . 9 18 . 0 1 97 . 0 5 . 2 649 . 9 1 . 12 500 1 5 . 2 500 2 2 0 Z3 4.2.24.2.2 各传各传 动轴的计算动轴的计算 转速转速 (11)计算压轴力 N FZFp 64.2193 2/168sin81.18362 2/sin)(2)( 0 min0min 4.24.2 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： 1 3 min z nn min/ 5 . 11726 . 1 37 1 3 18 rnj 4.2.24.2.2 各传动轴以及相关齿轮的计算转速各传动轴以及相关齿轮的计算转速 由上可得 n =120r/min n =95r/min ， n =235r/min, n =370r/min 各齿轮的计算转速 各个变速组内一般只计算组内最小的齿轮，也就是最薄弱的 齿轮，故也只需确定最小的齿轮的计算转速 4.34.3 齿轮齿轮 齿数的确定齿数的确定 I-II 变速组中，只需计算 Z=27 的齿轮，计算转速为 370r/min II-III 变速组中，只需计算 Z=21 的齿轮，计算转速为 235r/min II-III 变速组中，只需计算 Z=21 的齿轮，计算转速为 235r/min 4.2.34.2.3 各轴直径的估算各轴直径的估算 mm N P KAd j 3 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 j n 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=1.06，A=120 mmd3 .33 370 95 . 0 7 06 . 1 120 3 1 取 34mm 轴：K=1，A=120 和模数的计和模数的计 算算 4.3.14.3.1 齿轮齿轮 齿数的确定齿数的确定 , mmd9 .35 235 97 . 0 98. 095 . 0 7 1120 3 2 取 36mm 轴：K=1，A=110 , mmd8 .43 95 97 . 0 98 . 0 32 . 6 1110 3 3 取 45mm 轴：K=1，A=110 mmd99.39 120 97 . 0 98 . 0 00. 6 1110 3 4 取 40mm 此轴径为平均轴径，设计时可相应调整。 4.34.3 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 z S 备设计）中选取。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 26 . 1 11 2 u 22 3 26 . 1 11 u 查机械制造装备设计表 3-6，齿数和取 70 z S 4.3.24.3.2 齿轮齿轮 模数的计算模数的计算 Z=35，=27，=31，=35，=43，=39； 2 Z 3 Z 4 Z 5 Z 6 Z 第二组齿轮： 传动比：, 22 1 26. 1u 44 2 26 . 1 11 u 齿数和取 74： z S 7 Z=47，=22，=30，=55 8 Z 9 Z 10 Z 第三组齿轮： 传动比：, 22 1 26. 1u 44 2 26 . 1 11 u 齿数和取 74： z S =47，=22，=30，=55 7 Z 8 Z 9 Z 10 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： kwkwNN d 65 . 6 95. 07 1 mmmmmm zn N m j 79 . 2 37027 65. 6 3232 3 3 （机床主轴变速箱设计指导 P36，为齿轮=27 的计算转 j n 2 Z 速，可根据转速图确定） 齿面点蚀的计算： mmmmmm n N A j 9 . 96 370 65 . 6 370370 3 3 取 A=97，由中心距 A 及齿数计算出模数： 77 . 2 3931 9722 52 ZZ A mj 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79. 2 m3m (2) -齿轮弯曲疲劳的计算： kwkwN32. 698. 097 . 0 95. 07 2 mmmmmm zn N m j 42 . 3 23522 32 . 6 3232 3 3 齿面点蚀的计算： mmmmmm n N A j 85.110 235 32 . 6 370370 3 3 取 A=111，由中心距 A 及齿数计算出模数： 9 . 2 5522 11122 107 ZZ A mj 根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。 取 47. 3 m 所以取4m (3)- 齿轮弯曲疲劳的计算： kwkwN00 . 6 98 . 0 97 . 0 98 . 0 97 . 0 95 . 0 7 3 mmmmmm zn N m j 14 . 3 30022 00 . 6 3232 3 3 齿面点蚀的计算： ，mmmmmm n N A j 96.114 300 00 . 6 370370 3 3 取 A=115，由中心距 A 及齿数计算出模数： 11 . 3 5321 11522 1412 ZZ A mj 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14. 3 m4m (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 mchzd af * 1 22 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 135 3 105 111 2 27 38187 331 3 9399 4 35 3105111 5 43 3129135 6 39 3117123 747 4 188196 82248896 9 304 120128 10554220228 11 47 4 188196 122248896 13 304 1201284.3.44.3.4 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mmBI30183106 第二套啮合齿轮mmBII40244106 第三套啮合齿轮mmBIII40244106 一对啮合齿轮，为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 mmBmmB18,20 41 mmBmmB18,20 52 mmBmmB18,20 63 mmBmmB24,26 97 mmBmmB24,26 108 mmBmmB24,26 1412 mmBmmB24,26 1311 4.3.54.3.5 齿轮结构设计齿轮结构设计 当时，可做成腹板式结构，再考虑160500 a mmdmm 到加工问题，现敲定把齿轮 7/10 做成腹板式结构。其余做成实心 结构。齿轮 7 计算如下： mm mdD na 148412196 )1410( 0 4 D mmDD80506 . 16 . 1 43 4.3.44.3.4 齿宽齿宽 确定确定 mm DDD 302 35 . 0 25 . 0 mmDDD2/ 301 mmC13 齿轮 10 计算如下： mm mdD na 180412228 )1410( 0 mmDD80506 . 16 . 1 43 mm DDD 302 35. 025. 0 mmDDD2/ 301 4.44.4 带轮结构设计带轮结构设计 查机械设计P156 页，当。300 d dmm时, 采用腹板式 D 是轴承外径，查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 4.54.5 传动轴间的中心距传动轴间的中心距 mm dd d105 2 105105 2 21 1 2 17 15 Bmm Bmm 3 17Bmm 4 15Bmm 5 6 7 8 9 10 19 18 18 18 19 18 Bmm Bmm Bmm Bmm Bmm Bmm 11 12 13 14 19 18 18 19 Bmm Bmm Bmm Bmm 15 16 17 25 24 25 Bmm Bmm Bmm 18 19 20 24 30 29 Bmm Bmm Bmm 4.54.5 传动轴传动轴 间的中心距间的中心距 mmd III 154 2 120188 mmd IVIII 154 2 120188 机床传动系统图如下： 4.64.6 轴承的选择轴承的选择 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 5.5. 动力设计动力设计 mmd110 mmd III 132 mmd IVIII 5 . 136 mmd VIV 190 mmd IVV 200 4.64.6 轴承的轴承的 选择选择 4.74.7 片式片式 摩擦离合器摩擦离合器 的选择和计的选择和计 算算 5.15.1 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 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 4.7.14.7.1 摩擦摩擦 片的径向尺片的径向尺 寸寸 4.7.24.7.2 按扭按扭 矩选择摩擦矩选择摩擦 片结合面的片结合面的 数目数目 4.7.34.7.3 离合离合 器的轴向拉器的轴向拉 紧力紧力 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 75.74728 800 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： 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： Z=9 Z=4 4.7.44.7.4 反转反转 摩擦片数摩擦片数 5.5. 动力设动力设 计计 5.15.1 传动轴传动轴 的验算的验算 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 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： 5.1.15.1.1 轴轴 的强度计算的强度计算 5.1.25.1.2 作用作用 在齿轮上的在齿轮上的 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