主轴箱课程设计报告-机床主运动机械变速传动系统得结构设计.doc

主轴箱课程设计CA6140型车床1、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。2、各运动参数的确定2.1确定传动方案2.1.1已知条件 【1】确定转速范围：主轴最小转速nmin=71 r/min【2】确定公比： 【3】转速级数：2.1.2结构分析式 3 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 ；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。在主传动链任一传动组的最大变速范围。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：检查传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组： 其中， 所以 ，合适。2.1.3绘制转速图 【1】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。【2】确定各级转速并绘制转速图 由 z = 12确定各级转速：900、710、560、450、355、280、224、180、140、112、90、71r/min。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。(1) 先来确定轴的转速传动组c的级比指数为6，可取 ，根据结构式中主轴的转速，确定轴的转速为：710、560、450、355、280、224r/min。(2) 确定轴的转速传动组b的级比指数为3，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 ，轴的转速确定为：710、560、450r/min。(3) 确定轴的转速对于轴，其级比指数为1,可取 ，确定轴转速为900r/min。由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比。下面画出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）。【3】确定各变速组传动副齿数 (1) 传动组a:查文献【6】表3-6, ，时：82、83、84、86、88、90、91、92、93时：82、83、85、86、88、90、93、94、96时：81、84、86、87、89、90、92、93、95可取90，于是可得轴齿轮齿数分别为：,30、35、40。于是，可得轴上的三联齿轮齿数分别为：60、55、50。(2) 传动组b:查文献【6】表3-6, ，时：81、84、86、87、89、90、92、93、95时：80、82、84、86、88、90、92、94、96、98可取 90，于是可得轴上两联齿轮的齿数分别为：30、45。于是 ，得轴上两齿轮的齿数分别为：62、42。(3) 传动组c:查文献【6】表3-6, ，时：91、92、95、96、99、100、101时： 95、97、99、100、101、102可取 100.为降速传动，取轴齿轮齿数为24；为升速传动，取轴齿轮齿数为44。于是得,2.1.4绘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：2.2 选取电动机【1】计算切削力（N）=1900=19003.5=3026 N；其中背吃刀量=3.5mm，=0.35 文献6表2-4切削速度v=90 m/min文献6表2-4【2】计算切削功率()【3】计算主电动机功率()选取的电机额定功率应大于功率,查文献【3】表8-184选取Y132S1-4,其额定功率为5.5，额定满载转速为1440。2.3 带传动设计电动机转速n=1440r/min,传递功率P=5.5KW,传动比i=1.6，两班制，一天运转16小时，工作年数10年。2.3.1确定计算功率 取1.2，文献【4】表8-7则2.3.2选取V带型 根据小带轮的转速和计算功率，文献【4】图8-10选A型带。2.3.3确定带轮直径和验算带速1、初选小带轮的基准直径查文献【4】表8-6和表8-8小带轮基准直径2、验算带速v 其中 -小带轮转速，r/min； -小带轮直径，mm； ，合适。3、计算大带轮的基准直径根据文献【4】表8-8取2.3.4确定带传动的中心距和带的基准长度 设中心距为,则 07（）a2（） 于是 287a820, 初取中心距为600mm。 带长 查文献【4】表8-2取相近的基准长度，。 带传动实际中心距2.3.5验算小带轮的包角 一般小带轮的包角不应小于。 ，合适。2.3.6确定带的根数1、计算单根V带的额定功率： 查文献【4】表8-4a ； 表8-4b ； 表8-5 ； 表8-2 ； 2、计算V带的根数，取Z=3. 2.3.7计算单根带的初拉力的最小值 其中： -带的传动功率,KW； v-带速,m/s； q-每米带的质量，kg/m；取q=0.1kg/m，文献【4】8-3； 2.3.8计算作用在轴上的压轴力 2.4确定各轴转速2.4.1确定主轴计算转速主轴的计算转速为2.4.2各传动轴的计算转速 轴可从主轴140r/min按24/76的传动副找上去，轴的计算转速450r/min；轴的计算转速为450r/min；轴的计算转速为900r/min。2.4.3验算主轴转速误差 转速误差： 为主轴的实际转速。，合格 ，合格，合格，合格，合格，合格，合格，合格，合格，合格，合格，合格2.5计算各传动轴传递的功率其中为滚动轴承的效率；为齿轮传动的效率；为V带传动的效率。2.6各传动轴直径的确定2.6.1轴（主轴）：（1）材料选取：主轴采用45号钢，调质处理。（2）计算直径：根据功率P=5.5KW，查文献【2】表2-5得主轴前轴颈直径=70105，取=70mm，主轴后轴颈直径，取，主轴内孔直径的确定: 2.6.2轴：（1）材料选取：采用45号钢，调质处理。（2）计算直径：按扭转强度条件计算，轴的扭转强度条件为:式中：-扭转切应力，Mpa； -轴所受的扭矩，； -轴的扭转界面系数，； -轴的转速，； -轴传递的功率，； d-计算截面处轴的直径，mm； -许用扭转切应力，Mpa；由上式可以得轴的直径式中: 查文献【4】表15-3得：，取； P=4.87kw； n=224； 。 取2.6.3轴：（1） 材料选取：采用45号钢，调质处理。（2）计算直径查文献【4】表15-3得：，取； P=5.07kw； n=450； 。 取2.6.4轴（1） 材料选取：采用45号钢，调质处理。（2）计算直径：查文献【4】表15-3得：，取； P=5.25kw； n=900； 。 取2.7 各传动组齿轮模数的确定和校核2.7.1 模数的确定按下列公式初定模数： 文献【6】，式中 ：-按接触疲劳强度估算的齿轮模数（mm）-驱动电动机的功率（kw）-被计算齿轮（小齿轮）的计算转速（r/min） u大齿轮与小齿轮齿数之比，“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合 -被计算齿轮的齿数（一般去传动中的小齿轮）-齿宽系数，=6-10，B为齿宽，m为模数 -许用接触应力（MPa）查文献【6】表4-16，得=1100Mpa则a组，取； b组，取； c组，取。2.7.2 模数的校核按接触疲劳强度计算齿轮模数：，文献【6】按弯曲疲劳强度计算齿轮模数 ，文献【6】其中: 1）P是被验算齿轮传递的功率（KW），2）是工作状况系数，考虑载荷冲击的影响：冲击性机床（刨床、插床）=1.6-1.8 ，主运动（中等冲击）=1.2-1.6 辅助运动（轻微冲击）=1-1.23）是动载荷系数（考虑由于齿轮制造误差引起的齿轮附加动载荷影响） 4）是齿向载荷分布系数，5）是寿命系数，的极限值、由表4-23查出，当时，取，当时，取6) 是工作期限系数，7)n是齿轮的最低转速（r/min）8）m是交变载荷下的疲劳曲线指数9）是基准循环次数10）T是预定的齿轮工作期限，中型机床推荐T=15000-20000h11）是转速变化系数，查表4-2012) 是功率利用系数，查表4-2113）是材料强化系数，查表4-2214）Y是齿型系数，查表4-24 1、变速组a：按变速组内最小齿轮算各齿轮模数。齿轮选用40Cr，整淬处理，7级精度。按接触疲劳强度计算，取=1.4； 查文献【6】表4-17，=1.3 ；查文献【6】表4-18，=1.04；T取18000 查文献【6】表4-19，m=3，、均查表，带入公式： 得：则 按弯曲疲劳强度计算带入公式：所以取模数为 3。2、变速组b：按变速组内最小齿轮算各齿轮模数。齿轮选用40Cr，整淬处理，7级精度。按接触疲劳强度计算，取=1.4； 查文献【6】表4-17，=1.3 ；查文献【6】表4-18，=1.04；T取18000 查文献【6】表4-19，m=3，、均查表，带入公式： 得： 则 按弯曲疲劳强度计算带入公式：所以取模数为 4。3、变速组c：按变速组内最小齿轮算各齿轮模数。齿轮选用40Cr，整淬处理，7级精度。按接触疲劳强度计算，取=1.4； 查文献【6】表4-17，=1.3 ；查文献【6】表4-18，=1.04；T取18000 查文献【6】表4-19，m=3，、均查表，带入公式： 得： 则 按弯曲疲劳强度计算带入公式：所以取模数为 4。故可确定齿轮各个参数 齿轮各参数齿轮齿数模数分度圆直径齿根高齿顶高齿根圆直径齿顶圆直径齿宽4031203.753112.5126275031503.753142.515624303903.75382.596276031803.753172.5186243531053.75397.5111275531653.753157.5171244541805417818832454180541781883230412054110128366042405423024832564224542142323644417654166184322449654861043276430454294312363、各运动部件的校核3.1 齿轮强度的校核 根据要求，校核第一变速组中受力最大的齿轮和第二、第三变速组中受力最大的齿轮。由圆周力可知齿轮直径越小，受力越大，故在第一变速组中校核齿数最小齿轮的齿面接触疲劳强度及与它相啮合的齿轮的齿根弯曲疲劳强度；根据扭矩公式可以知道转速越大，扭矩越小，故应校核第三变速组中齿数最少的齿轮的齿面接触疲劳强度及与它相啮合的齿轮的齿根弯曲疲劳强度。3.1.1变速组a根据GB10015-88选取为7级精度，其中采用（调质）硬度为280HBS，采用45钢，硬度为240HBS，两者材料硬度相差40HBS。【1】小齿轮齿面接触强度的校核（1）小齿轮传递的扭矩（2）齿宽系数，文献【4】表10-7；（3）小齿轮；（4）齿数比；（5）查文献【4】表10-6得材料的弹性影响系数（6）由文献【4】图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触强度极限；（7）计算应力循环次数：设计工作寿命为10年，每年工作300天，两班制；由文献【4】图10-19取接触疲劳寿命系数 （8）计算许用接触应力：安全系数取S=1（9）小齿轮圆周速度根据=，7级精度，由文献【4】图10-8得动载系数（10）计算载荷系数直齿轮：由文献【4】表10-2查得使用系数由文献【4】表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承不对称布置时，所以载荷系数计算齿面接触强度：所以齿面接触疲劳强度符合要求。【2】大齿轮齿根弯曲强度的校核（1）大齿轮传递的扭矩（2）齿宽系数，文献【4】表10-7；（3）大齿轮（4）齿宽齿高比：由，查文献【4】图10-13得所以载荷系数（5）计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4;由文献【4】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限,大齿轮的弯曲疲劳极限由上得：由文献【4】图10-18查得弯曲疲劳寿命系数所以 （6）查取齿形系数：由文献【4】表10-5查得查取应力校正系数：由文献【4】表10-5查得计算齿根弯曲强度校核：所以齿根弯曲疲劳强度复合要求。3.1.2变速组c根据GB10015-88选取为7级精度，其中采用（调质）硬度为280HBS，采用45钢，硬度为240HBS，两者材料硬度相差40HBS。【1】小齿轮齿面接触强度的校核（1）小齿轮传递的扭矩（2）齿宽系数，文献【4】表10-7；（3）小齿轮；（4）齿数比；（5）查文献【4】表10-6得材料的弹性影响系数（6）由文献【4】图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触强度极限；（7）计算应力循环次数：设计工作寿命为10年，每年工作300天，两班制；由文献【4】图10-19取接触疲劳寿命系数（8）计算许用接触应力：安全系数取S=1（9）小齿轮圆周速度根据=，7级精度，由文献【4】图10-8得动载系数（10）计算载荷系数直齿轮：由文献【4】表10-2查得使用系数由文献【4】表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承不对称布置时，所以载荷系数计算齿面接触强度：所以齿面接触疲劳强度符合要求。【2】大齿轮齿根弯曲强度的校核（1）大齿轮传递的扭矩（2）齿宽系数，文献【4】表10-7；（3）大齿轮（4）齿宽齿高比：由，查文献【4】图10-13得所以载荷系数（5）计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4;由文献【4】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限,大齿轮的弯曲疲劳极限由上得：由文献【4】图10-18查得弯曲疲劳寿命系数所以（6）查取齿形系数：由文献【4】表10-5查得查取应力校正系数：由文献【4】表10-5查得计算齿根弯曲强度校核：所以齿根弯曲疲劳强度复合要求。3.2轴的校核由课程设计要求可知只要对轴进行校核即可。由圆周力可知，当扭矩最大时，最大，所以只需对一个变速组内一个轴上所受扭矩最大的齿轮进行校核即可。由式可知，在功率一定的条件下，齿轮所受的扭矩越大，轴的转速越小，所以只要校核齿轮分度圆直径最大的齿轮即可。3.2.1轴的受力分析对轴进行受力分析如下图所示：轴受力分析3.2.2轴上力的计算当轴上转速最低时，齿轮所受的扭矩最大，此时n=450r/min，P=5.07Kw轴上齿轮和分别与齿轮和啮合。所以只要在校核轴时使用和齿轮即可。1）扭矩计算：由公式可计算扭矩：=107.6N.mm2）齿轮上力的计算：对于齿轮： =1195tan20=435N对于齿轮： =1195tan20=435N因为和所在的轴所在的位置形成45，所以将齿轮上的力投影到齿轮所受力的方向上，得：3）支承力的计算 水平方向：0，0 0，0计算得： 垂直方向：0，0 0，0计算得： 3.2.3计算弯矩1）水平方向：0xAC，方向与相反 x=1182x ACxAD, ，方向与相同 x-=152960-13x ADxAB，方向与相同 （-x）=418704-858x2）垂直方向：0xAC，方向与相反 x=430x ACxAD, ，方向与相同x-=55680-5x ADxAB，方向与相同（-x）=152744-313x3.2.4弯矩图由以上内容可画出弯矩图如下图所示其中总弯矩计算：=167.8 N.m=224.7N.m3.2.5扭矩的计算扭矩已在轴校核的最初已计算出来：T=107.6N3.2.6按弯扭合成应力校核轴的强度校核公式可由文献【2】式（15-5）计算可得：式中，W可由文献【2】表15-4查得计算公式：W=0.1=12500 可取0.3，由文献【2】表15-1查得60MPa代入公式计算得：=所以，可知轴的强度符合要求。3.3轴承的选择与校核3.3.1轴承的选择1)传动轴轴承的选择：因为传动轴只收到径向力的作用，而不受轴向力的作用，故只需选择深沟球轴承就够了。2）主轴轴承的选择：因为本车床为普通精度级的轻型车床，主轴采用轴向后端定位的两支承主轴组件。前支承采用双列圆柱滚子轴承NN3014，后支承采用角接触球轴承7208和推力球轴承8108。双列圆柱滚子轴承滚子轴承用于承受主轴径向力，角接触球轴承主要承受径向力，承受较小的轴向力。推力球轴承全部用于承受轴向力。3.3.2轴承的校核由课程设计的要求，只校核轴上的深沟球轴承。轴装轴承端直径为40，选用2系列的轴承，故轴承型号为6208。轴承寿命的校核：由皮带轮所确定的工作年限，可算得轴承的预期计算寿命为：=41600h轴承的基本额定寿命可由文献【2】式（13-5）计算：其中：C基本额定动载荷 P当量动载荷 n转速 对于球轴承，=3，对于滚子轴承，=10/3查文献【4】表8-155得型号为6208的深沟球轴承的基本额定动载荷C=29.5KN。由文献【4】式（13-9a）可计算出轴承的当量动载荷：P=载荷系数可查文献【2】表13-6可得=1.21.8，取=1.2由轴的校核中已计算出，=536.5N取3代入公式可得 P=536.5x1.2=643.8N所以可知