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350mm 8级 最低转速132 功率4kw 公比1.41 Z010-中型普通车床主轴箱设计【350mm 8级 最低转速132 功率4kw 公比1.41】 Z010 中型 普通 车床 主轴 设计 350

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宁XX大学课程设计(论文)中型普通车床主轴箱设计（题目35）所在学院专 业班 级姓 名学 号指导老师 年 月 日5摘 要设计机床主轴箱时首先利用传动系统设计方法求出理想解和多个合理解。根据数控机床主传动系统及主轴功率与转矩特性要求，分析了机电关联分级调速主传动系统的设计原理和方法。从主传动系统结构网入手，确定最佳机床主轴功率与转矩特性匹配方案，计算和校核相关运动参数和动力参数。本说明书着重研究机床主传动系统的设计步骤和设计方法，根据已确定的运动参数以变速箱展开图的总中心距最小为目标，拟定变速系统的变速方案，以获得最优方案以及较高的设计效率。在机床主传动系统中，为减少齿轮数目，简化结构，缩短轴向尺寸，用齿轮齿数的设计方法是试算，凑算法，计算麻烦且不易找出合理的设计方案。本文通过对主传动系统中三联滑移齿轮传动特点的分析与研究，绘制零件工作图与主轴箱展开图及剖视图。关键词 分级变速；传动系统设计,传动副，结构网，结构式，齿轮模数，传动比目 录摘 要2目 录4第1章 绪论61.1 课程设计的目的61.2课程设计的内容61.2.1 理论分析与设计计算61.2.2 图样技术设计61.2.3编制技术文件61.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求6第2章 车床参数的拟定82.1车床主参数和基本参数82.2拟定参数的步骤和方法82.2.1 极限切削速度Vmax、Vmin82.2.2 主轴的极限转速82.2.3 主电机功率动力参数的确定92.2.4确定结构式92.2.5确定结构网92.2.6绘制转速图和传动系统图102.3 确定各变速组此论传动副齿数102.4 核算主轴转速误差11第3章 传动件的计算123.1 带传动设计123.2选择带型133.3确定带轮的基准直径并验证带速133.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角143.5确定带的根数z153.6确定带轮的结构和尺寸153.7确定带的张紧装置153.8计算压轴力153.9 计算转速的计算173.10 齿轮模数计算及验算183.11 传动轴最小轴径的初定233.12 主轴合理跨距的计算24第4章 主要零部件的选择254.1 轴承的选择254.2 键的规格254.3变速操纵机构的选择25第5章 校核265.1主轴合理跨距的计算265.2 轴承寿命校核27第6章 多片式摩擦离合器的计算286.1 摩擦离合器的选择与验算286.1.1按扭矩选择286.1.2外摩擦片的内径d286.1.3选择摩擦片尺寸286.1.4计算摩擦面的对数Z286.1.5摩擦片轴向压力29第7章 摩擦离合器(多片式)的计算29结 论32参考文献33 第1章 绪论1.1 课程设计的目的课程设计是在学完本课程后，进行一次学习设计的综合性练习。通过课程设计，使学生能够运用所学过的基础课、技术基础课和专业课的有关理论知识，及生产实习等实践技能，达到巩固、加深和拓展所学知识的目的。通过课程设计，分析比较机械系统中的某些典型机构，进行选择和改进；结合结构设计，进行设计计算并编写技术文件；完成系统主传动设计，达到学习设计步骤和方法的目的。通过设计，掌握查阅相关工程设计手册、设计标准和资料的方法，达到积累设计知识和设计技巧，提高学生设计能力的目的。通过设计，使学生获得机械系统基本设计技能的训练，提高分析和解决工程技术问题的能力，并为进行主轴箱设计创造一定的条件。1.2课程设计的内容课程设计内容由理论分析与设计计算、图样技术设计和技术文件编制三部分组成。1.2.1 理论分析与设计计算（1）机械系统的方案设计。设计方案的分析，最佳功能原理方案的确定。（2）根据总体设计参数，进行传动系统运动设计和计算。（3）根据设计方案和零部件选择情况，进行有关动力计算和校核。1.2.2 图样技术设计（1）选择系统中的主要机件。（2）工程技术图样的设计与绘制。1.2.3编制技术文件（1）对于课程设计内容进行自我经济技术评价。（2）编制设计计算说明书。1.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求题目：中型普通车床主轴箱设计题目35车床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下：工件最大回转直径D(mm)正转最低转速nmin( )电机功率N（kw）公比转速级数Z35013241.41833第2章 车床参数的拟定2.1车床主参数和基本参数车床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下：工件最大回转直径D(mm)正转最低转速nmin( )电机功率N（kw）公比转速级数Z35013241.4182.2拟定参数的步骤和方法2.2.1 极限切削速度Vmax、Vmin根据典型的和可能的工艺选取极限切削速度要考虑：允许的切速极限参考值如下：表 1.1加 工 条 件 Vmax(m/min)Vmin(m/min)硬质合金刀具粗加工铸铁工件 3050硬质合金刀具半精或精加工碳钢工件150300螺纹加工和铰孔382.2.2 主轴的极限转速计算车床主轴极限转速时的加工直径，则主轴极限转速应为结合题目条件，取标准数列数值，=132r/min取依据题目要求选级数Z=8， =1.41=1.065考虑到设计的结构复杂程度要适中，故采用常规的扩大传动。各级转速数列可直接从标准的数列表中查出，按标准转速数列为：132，190，265，375，530，750，1060，15002.2.3 主电机功率动力参数的确定合理地确定电机功率N，使机床既能充分发挥其性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。根据题设条件电机功率为4KW可选取电机为：Y112M-4额定功率为4KW，满载转速为1440r/min.2.2.4确定结构式已知Z=x3ba、b为正整数，即Z应可以分解为2和3的因子，以便用2、3联滑移齿轮实现变速。取Z=8级 则Z=22对于Z=8可分解为：Z=212224。综合上述可得：主传动部件的运动参数 =140 Z=8 =1.412.2.5确定结构网根据“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,结构紧凑的原则,选取传动方案 Z=212224,易知第二扩大组的变速范围r=(P3-1)x=1.414=3.958 满足要求，其结构网如图2-1。图2-1结构网 Z=2122242.2.6绘制转速图和传动系统图（1）选择电动机：采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。（2）绘制转速图：（3）画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数，画主传动系统图如图2-3：1-2轴最小中心距：A1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)轴最小齿数和:Szmin(Zmax+2+D/m)2.3 确定各变速组此论传动副齿数(1)Sz100-120,中型机床Sz=70-100(2)直齿圆柱齿轮Zmin18-20,m4 图2-3 主传动系统图（7）齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等，据设计要求Zmin1820,齿数和Sz100120，由表4.1，根据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表2-2。 表2-2 齿轮齿数传动比基本组第一扩大组第二扩大组1:11:21:11:1.411.41：11：2.84代号ZZZZZZZZZ5Z5ZZ齿数4848 32 64 4242 3549 55 3925692.4 核算主轴转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过10(-1),即10(-1)=4.1各级转速误差n 15001060750530375265190132n1538.51098.9769.3548.6384.5274.3198.8136.5误差2.53.72.53.72.53.72.53.7转速误差小于4.1，因此不需要修改齿数。第3章 传动件的计算3.1 带传动设计输出功率P=4kW,转速n1=1440r/min,n2=1060r/min3.1.1计算设计功率Pd表4 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），查机械设计P296表4，取KA1.1。即3.2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按机械设计P297图1311选取。根据算出的Pd4.4kW及小带轮转速n11440r/min ，查图得：dd=80100可知应选取A型V带。3.3确定带轮的基准直径并验证带速由机械设计P298表137查得，小带轮基准直径为80100mm则取dd1=100mm ddmin.=75 mm（dd1根据P295表13-4查得）表3 V带带轮最小基准直径槽型YZABCDE205075125200355500由机械设计P295表13-4查“V带轮的基准直径”，得=132mm 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。3.7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。3.8计算压轴力 由机械设计P303表1312查得，A型带的初拉力F0130.59N，上面已得到=153.36o，z=6，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 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7 -6a。 （2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd 300mm 时)，如图7-6b。 （3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮(ddd) 100 mm 时)，如图7 -6c 。 （4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd 500mm 时)，如图7-6d。（a） （b） （c） （d）图7-6 带轮结构类型根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图（a）,大带轮选择腹板带轮如图（b）3.9 计算转速的计算（1）主轴的计算转速nj，由公式n=n得，主轴的计算转速nj=234r/min，取265 r/min。(2). 传动轴的计算转速 轴3=750 r/min，轴2=1060 r/min，轴1=1060r/min。（2）确定各传动轴的计算转速。各计算转速入表3-1。表3-1 各轴计算转速轴 号 轴 轴 轴计算转速 r/min 10601060750（3） 确定齿轮副的计算转速。依次可以得出其余齿轮的计算转速，如表3-2。 表3-2 齿轮副计算转速序号ZZZZZn106010607507502653.10 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：=1520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；20热处理S-C59=16338mm=16338=2.6 mm =275mm=275 =2.2mm表3-3 模数组号基本组第一扩大组第二扩大组模数 mm 2.52.53（2）基本组齿轮计算。 基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z1Z1Z2Z2齿数48483264分度圆直径12012080160齿顶圆直径12512585165齿根圆直径113.75113.7573.75153.75 齿宽20202020按基本组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB286HB，平均取240HB。计算如下： 齿面接触疲劳强度计算： 接触应力验算公式为 弯曲应力验算公式为： 式中 N-传递的额定功率（kW），这里取N为电动机功率，N=5kW; -计算转速（r/min）. =265（r/min）; m-初算的齿轮模数（mm）, m=2.5（mm）; B-齿宽（mm）;B=20（mm）; z-小齿轮齿数；z=32; u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=2; -寿命系数； = -工作期限系数； T-齿轮工作期限，这里取T=15000h.; -齿轮的最低转速（r/min）, =500（r/min） -基准循环次数，接触载荷取=，弯曲载荷取= m-疲劳曲线指数，接触载荷取m=3；弯曲载荷取m=6; -转速变化系数，查【5】2上，取=0.60 -功率利用系数，查【5】2上，取=0.78 -材料强化系数，查【5】2上， =0.60 -工作状况系数，取=1.1 -动载荷系数，查【5】2上，取=1 -齿向载荷分布系数，查【5】2上，=1 Y-齿形系数，查【5】2上，Y=0.386；-许用接触应力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；-许用弯曲应力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；根据上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa =78 Mpa（3）第一扩大组齿轮计算。 扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮Z3Z3Z4Z4齿数42423549分度圆直径10510587.5122.5齿顶圆直径11011092.5127.5齿根圆直径98.7598.7581.25116.25齿宽20202020（4）第二扩大组齿轮计算。 扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮Z5Z5Z6Z6齿数55392569分度圆直径16511775207齿顶圆直径17112391213齿根圆直径157.5109.567.5199.5齿宽24242424按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB286HB，平均取240HB。 同理根据基本组的计算，查文献【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，=1，=1，m=3.5，=355；可求得：=619 Mpa =135Mpa 3.11 传动轴最小轴径的初定由【5】式6，传动轴直径按扭转刚度用下式计算： d=1.64（mm） 或 d=91（mm）式中 d-传动轴直径（mm） Tn-该轴传递的额定扭矩（N*mm） T=9550000； N-该轴传递的功率（KW） -该轴的计算转速 -该轴每米长度的允许扭转角，=。各轴最小轴径如表3-3。 表3-3 最小轴径轴 号 轴 轴最小轴径mm 3540 3.12 主轴合理跨距的计算由于电动机功率P=5.5kw，根据【1】表3.20，前轴径应为6090mm。初步选取d1=80mm。后轴径的d2=（0.70.9）d1，取d2=60mm。根据设计方案，前轴承为NN3016K型，后轴承为圆锥滚子轴承。定悬伸量a=120mm，主轴孔径为30mm。轴承刚度，主轴最大输出转矩T=9550=9550=424.44N.m设该机床为车床的最大加工直径为350mm。床身上最常用的最大加工直径，即经济加工直径约为最大回转直径的50%，这里取55%，即180mm，故半径为0.09m；切削力（沿y轴） Fc=4716N背向力（沿x轴） Fp=0.5 Fc=2358N总作用力 F=5272.65N此力作用于工件上，主轴端受力为F=5272.65N。先假设l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分别为RA=F=5272.65=7908.97NRB=F=5272.65=2636.325N根据 文献【1】式3.7 得：Kr=3.39得前支承的刚度：KA= 1689.69 N/ ；KB= 785.57 N/；=2.15 主轴的当量外径de=(80+60)/2=70mm，故惯性矩为 I=113.810-8m4 =0.14查【1】图3-38 得 =2.0，与原假设接近，所以最佳跨距=1202.0=240mm合理跨距为（0.75-1.5），取合理跨距l=360mm。 根据结构的需要，主轴的实际跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主轴的刚度，增大轴径：前轴径D=100mm，后轴径d=80mm。前轴承采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用背对背安装的角接触球轴承。第4章 主要零部件的选择 4.1 轴承的选择I轴：与带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号7007C 另一安装深沟球轴承6012II轴：对称布置深沟球轴承6009III轴：后端安装双列角接触球轴承代号7015C 另一安装端角接触球轴承代号7010C中间布置角接触球轴承代号7012C4.2 键的规格 I轴安装带轮处选择普通平键规格：BXL=10X56 II轴选择花键规格：N dDB =8X36X40X7 III轴选择键规格：BXL=14X90 4.3变速操纵机构的选择选用左右摆动的操纵杆使其通过杆的推力来控制II轴上的三联滑移齿轮和二联滑移齿轮。第5章 校核5.1主轴合理跨距的计算设机床最大加工回转直径为350mm,电动机功率P=5.5kw，,主轴计算转速为265r/min。已选定的前后轴径为:定悬伸量a=85mm。轴承刚度，主轴最大输出转矩:TIII 设该车床的最大加工直径为350mm。床身上最常用的最大加工直径，即经济加工直径约为最大回转直径的50%，这里取55%，即180mm，故半径为0.09m；切削力（沿y轴） Fc=250.346/0.09=2781N背向力（沿x轴） Fp=0.5 Fc=1390N总作用力 F=3109N此力作用于工件上，主轴端受力为F=3109N。先假设l/a=2，l=3a=255mm。前后支承反力RA和RB分别为RA=F=3109NRB=F=3109N根据主轴箱设计得：=3.39得前支承的刚度：KA= 1376.69 N/ ；KB= 713.73 N/；=1.93 主轴的当量外径de=(85+65)/2=75mm，故惯性矩为 I=1.5510-6m4 =0.38查主轴箱设计图 得 =2.5，与原假设接近，所以最佳跨距=852.5=212.5mm合理跨距为（0.75-1.5），取合理跨距l=250mm。 根据结构的需要，主轴的实际跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主轴的刚度，增大轴径：前轴径D=85mm，后轴径d=55mm。后支承采用背对背安装的角接触球轴承。5.2 轴承寿命校核由轴最小轴径可取轴承为7008c角接触球轴承,=3；P=XFr+YFaX=1，Y=0。对轴受力分析得：前支承的径向力Fr=2642.32N。 由轴承寿命的计算公式：预期的使用寿命 L10h=15000hL10h=hL10h=15000h 轴承寿命满足要求。第6章 多片式摩擦离合器的计算6.1 摩擦离合器的选择与验算6.1.1按扭矩选择K=Kx9550 Nm式中:离合器的额定静力矩(Kgm) K安全系数 运转时的最大负载力矩查机械设计手册表，取K=2 =0.96则K= =118.8 Nm6.1.2外摩擦片的内径d根据结构需要采用轴装式摩擦片，摩擦片的内径d应比安装在轴的轴径大26mm,取d=35mm6.1.3选择摩擦片尺寸尺寸如下表6.1所示 表6.1片数静力矩dDD1Bb96035909830106.1.4计算摩擦面的对数Z 式中：f-摩擦片间的摩擦系数； p-许用压强MPa；D-摩擦片内片外径 mm； d-摩擦片外片内径 mm；-速度修正系数； -接合面数修正系数； -接个次数修正系数； K-安全系数。分别查表 1.2 mm =35mm 1.0 =106.1.5摩擦片轴向压力计算轴向压力Q=3.141.0=5073N第7章 摩擦离合器(多片式)的计算设计多片式摩擦离合器时，首先根据机床结构确定离合器的尺寸，如为轴装式时，外摩擦片的内径d应比花键轴大26mm，内摩擦片的外径D的确定，直接影响离合器的径向和轴向尺寸，甚至影响主轴箱内部结构布局，故应合理选择。摩擦片对数可按下式计算 Z2MnK/fbp式中 Mn摩擦离合器所传递的扭矩（Nmm）； Mn955/955110