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心高 200 mm 专用 车床 主轴 部件 设计 2.2 kw100090170250350

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洛阳理工学院专业综合训练摘 要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。关键词：主轴箱 ，零件 ，传动目 录前 言1第一章 普通车床主动传动系统参数的拟定21.1 车床主轴箱设计参数21.2 车床参数和电动机的选择21.3 确定转速级数2第二章 运动设计32.1 拟定传动方案32.2 确定结构式32.3 拟定结构网图32.4 确定转速图42.5 确定各变速组传动副齿轮齿数42.6 绘制传动系统图6第三章 动力设计73.1 带传动设计73.1.1计算设计功率Pd73.1.2选择带型73.1.3确定带轮的基准直径并验证带速83.1.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角83.1.5确定带的根数z103.1.6确定带轮的结构和尺寸103.1.7确定带的张紧装置103.1.8计算压轴力103.2 转速的计算123.3 齿轮模数计算及验算12第四章 其他传动件的设计164.1 传动轴的直径估算164.2 轴的校核174.2.1 I轴的设计174.2.2 II轴的设计204.2.3 III轴的设计224.3 主轴设计计算及校核244.4 轴承的选用及校核254.5 键的选用及校核26第五章 轴承端盖和箱体的结构设计285.1 轴承端盖设计285.2 箱体的结构设计285.3 润滑与密封29总 结30参考文献31前 言该设计是机床设计中非常重要的组成部分，本次设计主要从机床的级数入手，与结构式，结构网拟定，再到齿轮和轴的设计，再选择主传动配合件对轴和齿轮及配合件进行校核，将主传动方案“结构化”，设计主轴变速箱装配图及零件图，侧重进行传动轴组件、主轴组件、变速机构、箱体、润滑、与密封、传动轴及滑移齿轮零件的设计，完成设计任务。本次突出了机构设计的要求，在保证机床的基本要求下，根据机床设计的原则拟定结构式和结构网，对机床的机构进行精简，力求降低生产成本；主轴和齿轮设计在满足强度要求的同时材料的选择也应采用折中的原则，不选择过高强度的材料从而造成浪费。30第一章 普通车床主动传动系统参数的拟定1.1 车床主轴箱设计参数表1-1 车床主轴箱主要设计技术参数主要技术参数题目主电动机功率P/kW2.2主电动机n电/(r/min)1000n190n2170n3250n43501.2 车床参数和电动机的选择此经济型数控车床根据任务书上提供的条件，电动机的功率为2.2KW,选择电动机的型号为Y112M-4，电动机具体数据如下表所示：表12电动机参数表电动机信号额定功率满载转速极数同步转速Y112M-62.2KW940r/min6极1000r/min2.3 确定转速级数主动电动机功率P=2.2kw,主电机功率,参考【5】指导书，确定公比：，标准转速数列为90、125、180、250、355、500，重新取定，。变速范围，级数参考【5】指导书，确定公比：，取Z=6。第二章 运动设计2.1 拟定传动方案拟定传动方案，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、机构以及其组成、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、性能及经济性等多方面统一考虑。2.2 确定结构式由于设计转速之间不存在标准公比，故设计时设计成6级转速；有两种方案可以选择：（1） （2） 根据传动副较多的变速组安排在前面，传动副较少的变速组安排在后面的原则，选择（1）方案。在降速中为了防止降速过快而导致齿轮径向尺寸增大，常限制最小传动比 ；在升速时为了防止过大的噪声和震动，常限制最大传动比。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，根据中间传动轴的变速范围小的原则选择结构网。并且在一般情况下，应尽量使基本组安排在传动顺序最高的位置，使传动件的转矩也较小。从而确定结构网如下：根据“前多后少” 、“前紧后松” 、“前慢后快” 原则确定结构式为6=3123。2.3 拟定结构网图图2.1 结构网图2.4 确定转速图图2.2转速图2.5 确定各变速组传动副齿轮齿数确定齿轮齿数的原则和要求：齿轮的齿数和不应过大；齿轮的齿数和过大会加大两轴之间的中心距，使机床结构庞大，一般推荐100200.最小齿轮的齿数要尽可能少；但同时要考虑：最小齿轮不产生根切，机床变速箱中标准直圆柱齿轮，一般最小齿数18；受结构限制的最小齿轮最小齿数应大于1820；齿轮齿数应符合转速图上传动比的要求：实际传动比（齿数之比）与理论传动比（转速图上要求的传动比）之间又误差，但不能过大，确定齿轮数所造成的转速误差，一般不应超过10%（-1）%，即：%-要求的主轴转速；-齿轮传动实现的主轴转速；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【1】表3-9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。根据表3-4【1】查得传动组a:由，时： 57、60、63、66、69、72、75、78时： 63、65、67、68、70、72、73、77时： 58、60、62、64、66、68、70、72、74、76可取72,于是可得轴齿轮齿数分别为：24、30、36。于是，；表2-1 I-II轴齿数齿轮I轴齿数24303672轴齿数484236传动组b：由，时：69、72、73、76、77、80、81、84、87时：70、72、74、76、78、80、82、84、86可取 84，于是可得轴上双联齿轮的齿数分别为：22、42。于是 ，得轴上两齿轮的齿数分别为：62、42。表2-2 II-III轴齿数齿轮轴齿数224284轴齿数62422.6 绘制传动系统图 图2.3 传动系统图第3章 动力设计3.1 带传动设计输出功率P=2.2KW,转速n1=940r/min,n2=710r/min3.1.1计算设计功率Pd表3-1 工作情况系数工作机原动机类类一天工作时间/h10161016载荷平稳液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（）；离心式压缩机；轻型运输机1.01.11.21.11.21.3载荷变动小带式运输机（运送砂石、谷物），通风机（）；发电机；旋转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛1.11.21.31.21.31.4载荷变动较大螺旋式运输机；斗式上料机；往复式水泵和压缩机；锻锤；磨粉机；锯木机和木工机械；纺织机械1.21.31.41.41.51.6载荷变动很大破碎机（旋转式、颚式等）；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机1.31.41.51.51.61.8根据V带的载荷平稳，两班工作制（16小时），查【2】取KA1.1。即3.1.2选择带型普通V带的带型根据传动的设计功率Pd和小带轮的转速n1按【2】P287图1311选取。图3.1 V带型功率转速图根据算出的Pd2.42kW及小带轮转速n1940r/min ，查图得：dd=80100可知应选取A型V带。3.1.3确定带轮的基准直径并验证带速由【2】P288表137查得，小带轮基准直径为80100mm则取dd1=100mm ddmin.=75 mm（dd1根据P285表13-4查得）表3-2 V带带轮最小基准直径槽型YZABCDE205075125200355500由【2】P285表13-4查“V带轮的基准直径”，得=200mm 误差验算传动比： （为弹性滑动率）误差 符合要求 带速 满足5m/sv300mm，所以宜选用E型轮辐式带轮。总之，小带轮选H型孔板式结构，大带轮选择E型轮辐式结构。带轮的材料：选用灰铸铁，HT200。3.1.7确定带的张紧装置 选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。3.1.8计算压轴力 由【2】P303表1312查得，A型带的初拉力F0117.83N，上面已得到=163.48，z=3，则对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小, 带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通V带两侧面间的夹角是40，为了适应V带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通V带轮槽角 为32、34、36、38（按带的型号及带轮直径确定），轮槽尺寸见表7-3。装在轴上的筒形部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板），用来联接轮缘与轮毂成一整体。表3-5 普通V带轮的轮槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92） 项目 符号 槽型 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基准线下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽对称面至端面的距离 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小轮缘厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 带轮宽 B B =( z -1) e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 轮 槽 角 32 对应的基准直径 d d 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 190 315 475 600 极限偏差 1 0.5 V带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式： （1） 实心带轮：用于尺寸较小的带轮(dd(2.53)d时)，如图4-2a。 （2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd 300mm 时)，如图4-2b。 （3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮(ddd) 100 mm 时)，如图4-2c 。 （4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd 500mm 时)，如图4-2d。根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图3.2（a）,大带轮选择腹板带轮如图3.2（b）（a） （b） （c） （d）图3.2 带轮结构类型3.2 转速的计算（1）主轴的计算转速nj，由公式n=n得，主轴的计算转速nj=125r/min，取125r/min。（2）传动轴的计算转速 轴3=250r/min 轴2=500 r/min，轴1=710r/min。（3）确定各传动轴的计算转速。各计算转速入表4-6。表3-6 各轴计算转速轴 号 轴 轴 轴计算转速 r/min 7105002503.3 齿轮模数计算及验算（1）模数计算。一般同一变速组内的齿轮取同一模数，选取负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算，即mj=16338可得各组的模数，如表3-3所示。根据和计算齿轮模数，根据其中较大值取相近的标准模数：=16338=16338mm齿轮的最低转速r/min；顶定的齿轮工作期限，中型机床推存：=1524转速变化系数； 功率利用系数；材料强化系数。 （寿命系数）的极值齿轮等转动件在接取和弯曲交边载荷下的疲劳曲线指数m和基准顺环次数C0工作情况系数。中等中级的主运动： 动载荷系数；齿向载荷分布系数；齿形系数； 根据弯曲疲劳计算齿轮模数公式为： 式中：N计算齿轮转动递的额定功率N= 计算齿轮（小齿轮）的计算转速r/min 齿宽系数, Z1计算齿轮的齿数，一般取转动中最小齿轮的齿数： 大齿轮与小齿轮的齿数比，=；（+）用于外啮合，（-）号用于内啮合： 命系数； ：工作期限 ， =； =3.49=1.8=0.84 =0.58 =0.90 =0.55 =0.72 =3.49 0.84 0.58 0.55=0.94=1.80.84 0.90 0.72=0.99 时，取=，当时，取=；=0.85 =1.5； =1.2 =1 =0.378 许用弯曲应力，接触应力，() =354 =1750 6级材料的直齿轮材料选；24热处理S-C59 按接触疲劳计算齿轮模数m 1-2轴由公式mj=16338可得mj=2.7mm，取m=3mm2-3轴由公式mj=16338可得mj=2.4mm，取m=3mm3-4轴由公式mj=16338可得mj=3.15mm，取m=3.4mm由于一般同一变速组内的齿轮尽量取同一模数，所以为了统一和方便如下取：表3-8 模数变速组-轴-轴-轴模数m333.52.确定齿宽： 由公式得：第一套啮合齿轮 第二套啮合齿轮 第三套啮合齿轮一对啮合齿轮，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，应使小齿轮齿宽比相齿合的另一齿轮宽一些。3.确定齿轮参数：标准齿轮参数：从机械原理表5-1查得以下公式齿顶圆直径 ； 齿根圆直径；分度圆直径 ；齿顶高 ；齿根高 ； 表3-9齿轮的具体值见下表模数齿数齿宽分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿顶高齿根高中心距3352810511197.533.7512634924147153139.533.7533624108114100.533.751083624108114100.52428727864.54824144150136.53028909682.54224126132118.53.52228778468.253.54.3751474228147154138.256224217224208.254228147154138.25第四章 其他传动件的设计4.1 传动轴的直径估算当轴上有键槽时，d值应相应增大45%;当轴为花键轴时，可将估算的d值减小7%为花键轴的小径;空心轴时，d需乘以计算系数b，b值见【6】表7-12。轴有键槽，轴和轴因为要安装滑移齿轮所以都采用花键轴,有键槽并且轴为空心轴.根据以上原则各轴的直径取值： a.轴的设计计算:（1）选择轴的材料由文献1中的表11-1和表11-3选用45号钢，调质处理，硬度，。（2）按扭矩初算轴径 根据文献1中式（11-2），并查表11-2，取C=115，则 考虑有键槽和轴承，轴加大5%：所以取d=22mmb. 轴的设计计算:（1）选择轴的材料由文献1中的表11-1和表11-3选用45号钢，调质处理，硬度，。（2）按扭矩初算轴径 根据文献1中式（11-2），并查表11-2，取C=115，则 考虑有键槽，轴加大5%：所以取最小d=30mmc. 轴的设计计算:（1）选择轴的材料由文献1中的表11-1和表11-3选用45号钢，调质处理，硬度，。(2）按扭矩初算轴径 根据文献1中式（11-2），并查表11-2，取C=115，则 有键槽和轴承，轴加大5%：； 取d=38mm.4.2 轴的校核4.2.1 I轴的设计 （2）计算小齿轮受力。圆周力 径向力 （3）计算支承反力水平面支反力 竖直面支反力 （4）弯矩图图4.1 弯矩图水平面图4.2 弯矩图垂直面图4.3 合成弯矩图 （5）图4.4 转矩图 （6）许用应力由，查表9-4得，则折合系数为： （7）4.5当量弯矩图当量转矩当量弯矩在小齿轮中间截面处 （8）校核轴径小齿轮所在的截面对应的当量弯矩最大，且有较大应力集中，故危险截面为小齿轮所在中间截面。该截面抗扭截面模量为则故轴的尺寸满足要求。4.2.2 II轴的设计（2）计算小圆柱齿轮受力。圆周力 径向力 （3）计算支承反力水平面支反力 竖直面支反力（4）弯矩图图4.6弯矩图水平面图4.7 弯矩图垂直面图4.8 合成弯矩图（5） 图4.9 转矩图（6）许用应力由，查表9-4得，则折合系数为：（7）图4.10 当量弯矩图当量转矩当量弯矩在大齿轮中间截面处当量弯矩在小齿轮中间截面处（8）校核轴径小齿轮所在的截面对应的当量弯矩最大，且有较大应力集中，危险截面为小齿轮所在中间截面。该截面抗扭截面模量为则故轴的尺寸满足要求。4.2.3 III轴的设计（2）计算齿轮受力。圆周力 径向力 （3）计算支承反力水平面支反力 竖直面支反力（4）弯矩图 图4.11弯矩图水平面图图4.12弯矩图垂直面图图4.13合成弯矩图（5）图4.14转矩图（6）许用应力由，查表9-4得，则折合系数为：（7）图4.15当量弯矩图当量转矩当量弯矩在大齿轮中间截面处（8）校核轴径大齿轮所在的截面对应的当量弯矩最大，且有较大应力集中，危险截面为大齿轮所在中间截面。该截面有键槽，抗扭截面模量为其中，b=20mm,t=7.5mm则故轴的尺寸满足要求。4.3 主轴设计计算及校核主轴上的结构尺寸虽然很多，但起决定作用的尺寸是：外径D、孔径d、悬伸量a和支撑跨距L。图4.16 主轴图1.主轴前后轴颈直径的选择：主轴的外径尺寸，关键是主轴前轴颈直径。一般按照机床类型、主轴传递的功率或最大加工直径，参考表3-7选取。中心高为200mm专用车床，P=2.2KW查【1】表3-7，前轴颈应,初选,后轴颈取。2.主轴内孔直径的确定：很多机床的主轴是空心的，为了不过多的削主轴刚度，一般应保证d/D 0.7。取；经计算选取内孔直径d=40mm。3.主轴前端伸长量a:减小主轴前端伸长量对提高提高主轴组件的旋转精度、刚度、和抗震性有显著效果，因此在主轴设计时，在满足结构的前提下，应最大限度的缩短主轴悬伸量a。根据结构,定悬伸长度;取a=100mm。4.支撑跨距L: 最佳跨距；取值合理跨距；取值。4.4 轴承的选用及校核1】各传动轴轴承选取的型号：主轴 前支承： NN3018K 型 圆锥孔双列圆柱滚子轴承:9014037；后支撑：352212 双列圆锥滚子轴承:6011066；轴 带轮处：308 深沟球轴承轴409023；轴与箱体处：305 GB276-89:256217；齿轮：7305C 角接触轴承GB282-83:255215； 轴 前、后支承：7306E 圆锥滚子轴承GBT287-84 :307219； 轴 前、后支承：7308E 圆锥滚子轴承GBT287-84 :409023；2】各传动轴轴承的校核：假定：按两班制工作，工作期限10年，每年按300天计，T=48000h。依据【2】轴承校核公式如下：因此轴承当量动载荷因此该轴承符合要求，选取合适。同理可校核其他传动轴轴承，经校核各轴轴承选取均合适。4.5 键的选用及校核轴上的键的选用和强度校核：轴与齿轮的联接采用普通平键联接，轴径d=48mm；齿轮快厚度L=78.5mm；传递扭矩；选用A型平键，初选键型号为，。查机械设计表7-9得。由【2】式（7-14）和式（7-15）得由上式计算可知挤压强度满足。由上式计算可知抗剪切强度满足。主轴上的键的选用和强度校核主轴与齿轮的联接采用普通平键联接，轴径d=80mm；齿轮快厚度L=95mm；传递扭矩；选用A型平键，由于主轴空心所以选择键，。查【2】表7-9得。由【2】式（7-14）和式（7-15）得由上式计算可知挤压强度满足。由上式计算可知抗剪切强度满足。第五章 轴承端盖和箱体的结构设计5.1 轴承端盖设计图5.1 轴承端盖参照【3】减速器端盖设计方案来设计主轴箱端盖，材料采用HT150，依据轴承外径确定各端盖的结构尺寸，如图所示：(依据该参数设计各轴承端盖，详见装配图纸图案)5.2 箱体的结构设计1 、箱体材料箱体多采用铸造方法获得，也有用钢板焊接而成。铸造箱体常用材料为HT15-33,强度要求较高的箱体用HT20-40，只有热变形要求小的情况下才采用合金铸铁，采用HT20-40。与床身做成一体的箱体材料应根据床身或导轨的要求而定。箱体要进行时效处理。2 、箱体结构1、箱体结构设计要点根据齿轮传动的中心距、齿顶圆直径、齿宽 等几何尺寸，确定减速器的箱体的内部大小。由中心距确定箱体的长度，由齿顶圆直径确定箱体的高度。由齿宽来确定箱体的宽度。依据铸造（或焊接）箱体的结构尺寸、工艺要求，确定箱体的结构尺寸，绘制箱体。如箱盖，箱座及螺栓的尺寸。根据齿轮的转速确定轴承润滑的方法与装置，选择轴承端盖的类型，附件设计与选择。同时，可以进行轴系的结构设计，选择轴承。 表5-1 箱体的尺寸名称符号尺寸关系箱座壁厚15主轴左侧凸缘厚73箱座凸缘厚32主轴右侧凸缘厚37外箱壁至轴承端面距离齿轮顶圆与内箱壁距离18齿轮端面与内箱壁距离102、铸造工艺性要求 为了便于铸造以及防止铸件冷却时产生缩孔或裂纹，箱体的结构应有良好的铸造工艺性。3、加工工艺性对结构的要求 由于生产批量和加工方法不同，对零件结构有不同要求，因此设计时要充分注意加工工艺对结构的要求。4、装配工艺对结构的要求 为了更快更省力地装配机器，必须充分注意装配工艺对接否设计的要求。5.3 润滑与密封1、润滑设计普通机床主轴变速箱多用润滑油，其中半精加工、精加工和没有油式摩擦离合器的机床，采用油泵进行强制的箱内循环或箱外循环润滑效果好。粗加工机床多采用结构简单的飞溅润滑点。飞溅润滑要求贱油件的圆周速度为0.68米/秒，贱油件浸油深为1020毫米（不大于23倍轮齿高）。速度过低或浸油深度