机床主轴箱课程设计18级转速参考资料.doc

项目内容结果 第 1 页 共 44 页 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 项目内容结果 第 2 页 共 44 页 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 项目内容结果 第 3 页 共 44 页 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 项目内容结果 第 4 页 共 44 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 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、加工工件直径为：60时，机床达到的最高切削速度 Vmax=150m/min; 2、变速范围 Rn=4351； 3、V=100 m/min 时，切削 45 号钢时，机床功率允许的最大切削用量为：ap=5，f=0.3 /r； 4、抗振性：一般。 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 项目内容结果 第 5 页 共 44 页 4）床头箱的外型尺寸、与床头床身的联接要求与 C618K-I 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 =KD=0.5500=250mm max d min d=（0.20.25）=5062.5 d R max d max d 又 =4351 n R minmax/ 18.73 22.2 /min n nnRr maxmaxmin 1000/955.4 /minnVdr 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 7.1KW，根据车床设计手册附录表 2 选 Y132M-4，额定功率 7.5/minr 额 P ，满载转速 1440 ，。 kw min r 87 . 0 项目内容结果 第 6 页 共 44 页 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、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。 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、 Z Z 个传动副。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： ，可以有多种方案，例： ba Z 18=332；18=2322； 项目内容结果 第 7 页 共 44 页 18=231+211；18=23121 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。 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=2322。 3.2.3 结构式的拟定结构式的拟定 对于 18=2322 传动式，有 2 种结构式和对应的结构网。分别为： 612621 223218 (：内轮+背轮，：重复 6 级) 6 2 612 2 (：重复 6 级) 612621 223218 612 2 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 (：内轮+背轮，：重复 6 级)的方案。 612621 223218 6 2 612 2 3.3 转速图的拟定转速图的拟定 正转转速图： 项目内容结果 第 8 页 共 44 页 主传动系图为： 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 项目内容结果 第 9 页 共 44 页 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 1.1 7.57.18 caa PK PKW 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， D 即。查机械设计表 8-3，8-7 取主动轮基准直径=125。 min DD 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，由机械设计 n 2 1440 125225 800 Dmm 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 项目内容结果 第 10 页 共 44 页 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 （） (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: 1 2 1440/8001.8 v i v 项目内容结果 第 11 页 共 44 页 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 4.24.2 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： min/6326 . 1 20 1 3 18 1 3 min rn nn j z 项目内容结果 第 12 页 共 44 页 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 18 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 j n 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 所以 ， 取 28mm 4 1 7.5 0.96 (120 1.06)25.3 800 dmmmm 轴：K=1.06，A=120 项目内容结果 第 13 页 共 44 页 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 4 4 6.98544 0.99 0.98 0.99 0.98 (100 1.06) 250 27.4 dmm mm , 取 30mm 轴：K=1.06，A=90 4 5 6.5753 0.99 0.98 (90 1.06) 80 38.5 dmm mm , 取 40mm 取 39mm 轴：K=1.06，A=80 4 6 6.3794 0.99 0.98 (80 1.06) 63 38.5 dmm mm 取 39mm 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 项目内容结果 第 14 页 共 44 页 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 2 22 11 1.41 u 查机械制造装备设计表 3-6，齿数和取 88 z S Z=34，=54，=39，=49； 2 Z 3 Z 4 Z 第二组齿轮： 传动比：,， 1 0 1 1u 2 2 1 u 2 3 1 u 齿数和取 88： z S 5 Z=34，=54，=44，=44，=25，=63； 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 91： z S 11 Z=26，=65，=56，=35， 12 Z 13 Z 14 Z 第四组齿轮： 传动比：, 1 u 2 5 1 u 项目内容结果 第 15 页 共 44 页 齿数和取 95： z S 15 Z=26，=65，=56，=35， 16 Z 17 Z 18 Z 第五组齿轮： 传动比： 1 1 u 齿数和取 100： z S 19 Z=26，=65 20 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： 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 项目内容结果 第 16 页 共 44 页 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： 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)- 齿轮弯曲疲劳的计算： 项目内容结果 第 17 页 共 44 页 3 N7.5 0.96 0.99 0.98 0.99 0.98 0.99 0.98 0.99kw 6.51kw 3 3 6.51 32323.53 72 80 j N mmm zn 齿面点蚀的计算： 33 6.51 370370160.3 80 N Amm n ， 取 A=161，由中心距 A 及齿数计算出模数： 12 22 161 3.69 7223 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3.69m4m (5)- 齿轮弯曲疲劳的计算： 3 N7.5 0.96 0.99 0.98 0.99 0.98 0.99 0.98 0.99 0.98 0.99kw 6.31kw 3 3 6.31 32323.89 56 63 j N mmm zn 齿面点蚀的计算： 33 6.31 370370171.89 63 N Amm n ， 取 A=172，由中心距 A 及齿数计算出模数： 12 22 172 3.44 5644 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。 项目内容结果 第 18 页 共 44 页 取 所以取3.89m4m (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 1342.58590 2542.5135140 3392.597.5102.5 4492.5122.5127.5 5343102108 6543162168 7443132138 8443132138 92537581 10633189195 112637884 12653195201 项目内容结果 第 19 页 共 44 页14353105111 1523492100 1672428829618424168176 19444176184 20564224232 齿轮 齿根圆 f d齿顶高 a h齿根高 f h 191.2591.2591.25 2141.25141.25141.25 3103.75103.75103.75 4128.75128.75128.75 5109.5109.5109.5 6169.5169.5169.5 7139.5139.5139.5 8139.5139.5139.5 982.582.582.5 10196.5196.5196.5 1185.585.585.5 12202.5202.5202.5 13175.5175.5175.5 项目内容结果 第 20 页 共 44 页 14112.5112.5112.51629829829818178178178 19186186186 20234234234 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 第四套啮合齿轮6 10424 40IVBmm 第五套啮合齿轮6 10424 40VBmm 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 151617 25,24,25Bmm Bmm Bmm 项目内容结果 第 21 页 共 44 页 181920 24,30,29Bmm Bmm Bmm 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，再考虑到加工问题，现敲定把齿160500 a mmdmm 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 4.44.4 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，查机300 d dmm时, 采用腹板式 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 项目内容结果 第 22 页 共 44 页 mm dd d110 2 5 . 122 5 . 97 2 21 mmd III 132 2 132132 mmd IVIII 5 . 136 2 168105 mmd VIV 190 2 168212 mmd IVV 200 2 224176 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 项目内容结果 第 23 页 共 44 页 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 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 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： 项目内容结果 第 24 页 共 44 页 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