说明书_主轴箱.doc

目 录第一章 课程设计的目的和内容 - 1第二章 课程设计的步骤 - 2 第一节 运动设计 - - 2 一、确定极限转速 - - 2 二、确定公比 - - 2 三、求出主轴转速级数Z - - 2 四、确定结构式 - - 2五、绘制转速图 - - 2六、绘制传动系统简图 - 3七、确定各变速组齿轮传动副的齿数 - 3八、核算主轴转速误差 - 5 第二节 传动零件的初步计算 - - 5一、求各轴的计算转速 - 5 二、传动轴直径的初定 - 5 三、齿轮模数的初步计算 - 6 四、计算各齿轮的参数 - 7 五、确定各轴间距 - 8 六、带轮的选择 - 8 七、片式摩擦离合器的计算 - 9 八、主轴轴承的计算- 10 九、主轴和齿轮的连接- 11 十、润滑与密封- 11 十一、其他问题- 11第三章 课程设计的验算 - 11 一、直齿圆柱齿轮的强度验算 - 11 二、主轴的弯曲刚度验算 - 15 三、主轴组件的静刚度验算 - 16 四、滚动轴承的验算 - 18设计小结 - 19参考书目 - 20第一章 课程设计的目的和内容一、 课程设计的目的机床课程设计是机床课程之后进行的实践性教学环节。是综合运用所学过的专业知识而进行的一项基本训练。1、使学生能够正确运用所学课程的基本理论和有关知识，学会机床设计方案的拟定、比较、分析及进行必要的计算；2、通过课程设计，掌握机床设备典型零件的计算方法和步骤，掌握正确的结构设计方法，初步树立正确的设计思想，培养学生分析问题和解决问题的能力；3、提高学生应用设计手册、标准、其它设计资料的能力，以及编写技术文件等资料的能力。二、 课程设计题目：普通车床主轴箱设计三、设计参数： 设计一中型普通车床有级变速主轴箱，设计参数见下表。参数工件最大回转直径dmax(mm)正转最高转速nmax(r/min)电机功率N(kW)公比转速级数Z反转设计分组632016007.51.4112级数四、 课程设计内容（一） 运动设计：根据给定的机床用途、规格、极限转速、转速数列公比，通过分析比较拟定传动结构方案和传动系统图，确定传动副的传动比及齿轮的齿数，并计算主轴的实际转速与标准转速的相对误差。（二） 动力设计：根据给定的电动机功率和传动件的计算转速，初算传动轴直径、齿轮模数；确定皮带型号及根数摩擦片离合器的尺寸和摩擦片数及制动器尺寸，完成装配草图后，要验算传动件的应力，变形或寿命是否在允许范围内，还要验算主轴组件的静刚度。（三） 结构设计：进行主运动传动轴系、变速机构、主轴组件、箱体、操纵机构、润滑与密封等的布置和结构设计。第二章 课程设计的步骤第一节 运动设计一、确定极限转速： 由给定的参数，得nmax=1600 r/min由公式： 且=1.41 ， Z=12可得=43.794 ，取所以=1600/45=35.5r/min二、确定公比：由给定的参数，=1.41=1.06，Z=12级查1表3-6，得12级转速各为：35.5，50，71，100，140，200，280，400，560，800，1120，1600转速调整范围 Rn=1600/35.5=45.07三、 求出主轴转速级数Z： z=+1,因两轴间变速组的传动副数多采用2或3，在设计简单变速系统时，变速级数应选为Z=3m2n的形式，m、n为正整数。四、 确定结构式：12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12=232。对于传动式有6种结构式对应的结构网，分别为： 由于本次设计车床主轴变速箱的I轴（输入轴）上装有摩擦片式离合器（见展开图），I轴造成组件装配缩小轴向尺寸，减少I轴的齿轮数，使I轴上的零件外径尺寸向右递减排列，以便I轴以组件形式能够后装先拆。因此，结构式选用 Z=验算结构式中的最末扩大组（按扩大顺序的最末、非传动顺序的最末）的调整范围=7.88 ，其最后扩大组的变速范围肯定也符合要求，因此所选结构式比较合理。五、 绘制转速图（一）选定电动机合理的确定电机功率N，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。电动机的功率是7.5kW，根据机械设计课程设计表20-1选取Y132S-4型电动机，同步转速1500 r/min,额定功率5.5kW,满载转速1440 r/min，额定转距2.2。（二）总降速传动比 总降速传动比un=0.024将总降速传动比按着“先缓后急”的递减原则分配结合串联的各变速组中的最小传动比。（三）确定传动轴的轴数 传动轴数=变速组数+定比传动副数+1 =3+0+1=4 （四）绘制转速图 先按传动轴数及主轴转速级数求格数，画出网格，用以绘制转速图，在转速图上，先分配从电动机转速到主轴最低转速的总降速比，在串联的双轴传动间画上u(kk+1)min。再按结构式级比分配规律画上各变速组的传动比射线，从而确定了各传动副的传动比。（五）绘制反转转速图级数Z =Z/2=6 nmax1.1nmax=1760 r/min可在I、II轴之间加入一组三个的齿轮传动，实现反转。六、绘制传动系统简图如下简图所示。七、确定各变速组齿轮传动副的齿数确定各变速组齿轮传动副的齿数时应根据以下原则：1、受齿轮最小齿数Zmin的限制，机床主传动系统一般只取Zmin1820，以避免产生根切现象。2、 套装在轴上的小齿轮还考虑到齿根圆到它的键槽深处的最小尺寸应大于基圆齿厚，以防断裂，则其最小齿数Zmin应为Zmin1.03D/m +5.6，式中 D齿轮花键孔的外径（mm）,单键槽的取其孔中心至键槽槽底的尺寸两倍；m齿轮模数（mm）。 3、Smin还受最小传动比umin和允许的最大齿数Szmax的约束，机床主传动的最小极限传动比取umin1/4。中型机床一般取Sz=70100，SZmax=120； 4、Sz的选取不要使两轴中心距过小，否则可能导致两轴轴承过近，在等长的多轴变速系统中，还可能使前后变速组的齿轮顶圆与轴相碰，即k轴上前一个变速组中的最大被动齿轮Zmax的齿顶圆与（k+1）轴的外径dk+1相碰，或（k+1）轴上的后一个变速组中的最大主动齿轮Zmax的齿顶圆与k轴外径dk相碰。 5、在同一变速组内，尽量选用模数相同的齿轮。 由上述原则，查1表3-9，可得以下的齿数 （1）ua1=42/60= ； ua2=34/68=； SZa=102 （2）ub1=62/44=1.41 ；ub2=44/62= ； ub3=28/78= ； SZb=106 （3）uc1=80/40=2；uc2=24/96=； SZc=120（4）反转ud=38/43=； SZd=81八、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)%=35.5r/min|=|=1.13% 4.1%因此主轴转速误差符合要求。第二节 传动件的估算一、 求各轴的计算转速1、主轴的计算转速由1表3-10可知，主轴的计算转速度是低速第一个三分之一变速范围的最高一级转速，即nj =100r/min。 2、各传动轴的计算转速 （1）轴III有6级转速，其最低转速160r/min，通过双联齿轮使主轴获得两级转速：35.5 r/min和280 r/min。280 r/min比主轴的计算转速高，需传递全部功率，故轴III的160r/min转速也能传递全部功率，即njIII=160 r/min （2）同理可得：njII=400 r/min （3）同理可得：njI=800 r/min3、各齿轮的计算转速 各变速组内一般只计算组内最小的，也是强度最薄弱的齿轮，故也只需要确定最小齿轮的计算转速。 （1）轴IIIIV间变速组的最小齿轮是Z=24，该齿轮使主轴获得6级转速35.5 r/min，55r/min，71r/min，100r/min，160r/min，200 r/min，主轴计算转速是100r/min，故该齿轮在400r/min时应传递功率，是计算转速； （2）同理可得，轴IIIII间Z=28的计算转速为400 r/min；（3）同理可得，轴III间Z=34的计算转速为800r/min。二、传动轴直径的估算 按扭转刚度估算轴的直径 dKA式中 K键槽系数； A系数； P电动机额定功率(kW)； 从电动机到计算轴的传动效率； nj传动轴的计算转速(r/min) 一般传动轴的每米长允许扭转角取=(0.51.0)/m，要求高的轴取=(0.250.5)/m，要求较低的轴取=(12)/m。 表1 估算轴径时系数A、K值/ ()m-10.250.51.01.52.0A130110928377K无键单键双键花键101041.051.071.11.051.09 I轴为单键轴 由表查 取= 1/m ，A=92 ，K=1.04。II、III轴是花键轴，取K=1.08，A=77。 传动效率 =1n2m3k 1直齿传动效率 7级取0.98 2V带传动效率 取0.96 3轴承传动效率 取0.98I轴：dI=29.2 mm 取dI =30mmII轴：dII=28.8 mm 取dII =30mmIII轴：dIII =36.47 mm 取dIII =40mmIV轴：根据电动机功率为5.5，最大加工直径为320 mm，由3图3-10和图3-11，初选主轴前轴颈直径D1=100 mm而主轴后轴颈直径D2（0.70.8）D1 ， 取D2=70mm普通车床内孔直径d（0.550.6）D1 ， 取d=55 mm由3表3-13，得主轴前端悬伸量a（0.61.5）D1 取a=80 mm主轴平均直径D=85 mm三、齿轮模数的估算一般同一变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算， mf = (mm)式中 mf 按接触疲劳强度计算的齿轮模数 （mm） Nd 驱动电动机功率 （kW） nf 计算齿轮的计算转速 （r/min） u 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比 u1，外啮合取“+” Z1 小齿轮齿数 m 齿宽系数，=（B为齿宽，m为模数），=610 f 许用接触应力 （Mpa）第一组齿轮和反转组齿轮材料选用40Cr，调质加表面淬火处理，工作年限为10年，每天12小时，由4式10-12和表10-21得 f=HP=650 Mpa其它组齿轮材料选用20CrMnTi，渗碳淬火处理，工作年限为10年，每天12小时，由4式10-12和表10-21得f=HP=1325 Mpa（1）第一组齿轮中，取齿轮Z=34 mfI-II=16338=2.504 圆整模数 取mfI-II=2.5 （查5表10-1） （2）第二组齿轮中，取齿轮Z=28 mfII-III=16338=2.159 圆整模数 取mfII-III=2.5 （3）第三组齿轮中，取齿轮Z=24 mfIII-IV=16338=3.455 圆整模数 取mfIII-IV=3.5（4）反转组齿轮中，取齿轮Z=38 mf反 =16338=2.333 圆整模数 取mf反=2.5四、计算各齿轮的参数 第一组：m=2.5ZDdadf34859078.7568170175163.754210511018.7560150155143.75第二组：m=2.5ZDdadf28707563.7578195200188.7562155160148.7544110115103.2544110115103.2562155160148.75 第三组：m=3.5ZDdadf80280287271.2540140147 131.2524849175.2596336343327.25反转组：m=2.5ZDdadf4010010593.75389510088.75五、确定各轴间距 a= aI-II=127.5mm aII-III=132.5mm aIII-IV=mm六、带轮的选择由4表8-7查得 KA=1.1 ，故Pca=KAP=1.17.5=8.25 kW根据Pca、n1，由4图8-8查得 V带采用普通B型，初选主动轮基准直径dd1=200mm，则从动轮基准直径dd2=i dd1=200=400 mm ，根据4表8-7，取dd2=400mm.带的速度v=16.75 m/s 35 m/s，带的速度合适。根据0.7(dd1+ dd2)a0120,主动轮上的包角合适。V带根数z=，由n1=1600r/min,dd1=200mm,i=2,查4表8-4a和表8-4b ，得P0=2kW P0=0.51kW ,查表8-5得K=0.96,查表8-2得KL=1.03,则z=1.43 取z=2根。查4表8-4得q=0.18kg/m预紧力F0=500*=93.9N压轴力Fp=2zF0sin=。七、片式摩擦离合器的计算为保证II轴上的第二个变速组中的最大主动齿轮外径不碰I轴上的离合器外径D，AI-IImin(Zmax*m+2m+D)/2, AI-II=130mm，Zmax=51 m=3可得：D100mm， 取D=90mm正转静负载扭矩M=974=974=8.68 kgfm中型机床取K=1.5，正转时，离合器所能传递扭矩MjMk=8.681.5= 13.02kgfm 取Mj=14kgfm反转静负载扭矩M=974=974=3.47 kgfm反转时，离合器所能传递扭矩MjMk=3.471.5=5.205 kgfm 取Mj=6kgfmI轴d=30mm，采用轴装式摩擦片外片内径D1=d+4=34mm，选取=0.57，则内片外径D2=60mm中径Dp=47mm ，平均线速度vp=1.97m/s ，由vp=1.97m/s，查6下表5.13-21 选Kv=1.08，安全系数K取1.4，结合次数修正系数Km=1，摩擦面对数修正系数Kz=1，查6下表5.13-49，选钢-钢 摩擦系数f = 0.12，许用比压p=11 kgfm 正转时摩擦面对数z= =29.74 正转时，取z=30 反转时摩擦面对数z= =14.87 反转时，取z=16 正转主动片（内片）数i1=z/2+1=16 片，被动片（外片）数i2=z/2=15 片 反转主动片（内片）数i1=z/2+1=9片，被动片（外片）数i1=z/2= 8片 轴向压力Q=227.92N八、主轴轴承:1. 轴承类型的选择主轴轴承的轴承类型选择：前后内孔有1：12的锥度,前端选用的轴承类型是：GB/T285-64 双列短圆柱滚子轴承D3182121；后端选用的轴承类型是：GB/T285-64 双列短圆柱滚子轴承E3182112 ，轴向定位用双向推力角接触球轴承。2. 轴承的位置机床主轴采用两个支承，结构简单，制造方便。3. 轴承的精度和配合 主轴轴承精度要求比一般传动轴高。前轴承的误差对主轴前端的影响最大，所以前轴承的精度选C级，后轴承选D级。九、主轴和齿轮的连接:采用平键连接。十、润滑与密封:主轴转速高，必须保证充分润滑，用单独的油管引到轴承处。主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要而困难，防漏的措施：加密封装置阻止油外流。因主轴转速高，采用非接触式的轴向的曲路密封。十一、其它问题:主轴上齿轮应尽可能靠近前轴承，大齿轮更应靠前，这样可以减小主轴的扭转变形。主轴的直径主要决定于主轴需要的刚度、结构等。各种牌号的弹性模量基本一样，对刚度影响不大。主轴一般选优质中碳钢既可。精度较高的机床主轴考虑到热处理变形的影响，可以选用45号钢。 主轴端部锥孔，定心轴颈或定心圆锥面等部位局部淬硬至HRC5055。其他部分经调质处理后硬度为HB 220250。第三章 课程设计的验算一、直齿圆柱齿轮的强度验算（1）第一组齿轮强度校验 取齿轮Z=34 精度7级Hlim=800Mpa Flim=320Mpa FE=640Mpa按接触疲劳强度校验传递功率P=7.50.970.98=7.13 kW传递扭矩T1=9549=9549=85.11 N.m分度圆切向力Ft=2002.5N由7表9.1-26 查得，使用系数KA=1.25则KAP=8.91 kW由4图10-8查得，动载系数KV=1.07按u=2，n1=800r/min，查7图9.1-3，得CH1=30根据直齿齿轮，由7图9.1-4，得CH2=0.21按b=68mm，d=0.8，KH=1.1，由7图9.1-6，得CH3=0.22因为=38.65 KAP接触疲劳强度校验通过。按弯曲疲劳强度校验按Z=34 m=2.5mm n1=800r/min，由7图9.1-14得，CF1=8按重合度=1.7 ，由7图9.1-15得，CF2=1.45CF3=0.02由7图9.1-18和图9.1-16得，CF4=111=1 ，寿命系数YNT=1按Z1=34 Z2=68，由7图9.1-18得，YFs=4.02PFP= =24.66kW KAP弯曲疲劳强度校验通过。（2）第二组齿轮强度校验 取齿轮Z=28 精度7级Hlim=1500Mpa Flim=400Mpa FE=800Mpa按接触疲劳强度校验传递功率=7.50.970.980.98=6.99 kW传递扭矩T2=9549=9549=166.9 N.m分度圆切向力Ft= 4768.6N由7表9.1-26 查得，使用系数KA=1.25则KAP=8.74 kW由4表10-8查得，动载系数KV=1.05按u=2.8，n1=400r/min，查7图9.1-3，得CH1=20根据直齿齿轮，2由H7图9.1-4，得CH2=0.21按b=56mm，d=0.8，KH=1.1，由7图9.1-6，得CH3=0.1因为=111.76 KAP接触疲劳强度校验通过。按弯曲疲劳强度校验按Z=28 m=2.5mm n1=400r/min，由7图9.1-14得，CF1=5按重合度=1.7 ，由7图9.1-15得，CF2=1.45CF3=0.0157由7图9.1-18和图9.1-16得，CF4=111=1 ，寿命系数YNT=1按Z1=28 Z2=78，由7图9.1-18得，YFs=4.32PFP= =14.8kW KAP弯曲疲劳强度校验通过。（3）第三组齿轮强度校验 取齿轮Z=24 精度7级Hlim=1500Mpa Flim=400Mpa FE=800Mpa按接触疲劳强度校验传递功率P=7.50.970.9820.982=6.71 kW传递扭矩T3=9549=9549=400.46N.m分度圆切向力Ft=9534.8 N由7表9.1-26 查得，使用系数KA=1.25则KAP=8.39kW由4表10-8查得，动载系数KV=1.05按u=4，n1=160r/min，查7图9.1-3，得CH1=18根据直齿齿轮，2由7图9.1-4，得CH2=0.21按b=70mm，d=0.8，KH=1.0，由7图9.1-6，得CH3=0.06因为=178.78 KAP接触疲劳强度校验通过。按弯曲疲劳强度校验按Z=24 m=3.5mm n1=160r/min，由7图9.1-14得，CF1=10按重合度=1.7 ，由7图9.1-15得，CF2=1.45CF3=0.0062由7图9.1-18和图9.1-16得，CF4=111=1 ，寿命系数YNT=1按Z1=24 Z2=96 ，由7图9.1-18得，YFs=4.47PFP= =10.94 kW KAP弯曲疲劳强度校验通过。二、主轴的弯曲刚度验算 （一）主轴上的弯曲载荷齿轮传动轴同时受输入扭矩的齿轮驱动力Qa和输出扭矩的齿轮驱动阻力Qb的作用而产生弯曲变形。当齿轮为直齿圆柱齿轮，其啮合角齿面摩擦角=20，齿面摩擦角5.72时则： Qa (或Qb)=2.12107 (N) 式中 N 该齿轮传递的全功率（kW） m、z 该齿轮的模数（mm）、齿数 n 该传动轴入扭矩的齿轮计算转速（r/min） Z=40的 Qa=2.12107=9758.8(N)（二）验算两支承传动轴的弯曲变形 机床齿轮变速箱里的传动轴，如果抗弯刚度不足，将破坏轴及齿轮、轴承的正常工作条件，引起轴的横向振动，齿轮的轮齿偏载，轴承内、外圈相互倾斜，加剧零件的磨损，降低寿命。齿轮传动轴的抗弯刚度验算，包括轴的最大挠度、滚动轴承处及齿轮安装处的倾角的验算。由8表6-1-42查得，主轴y0.0002l=0.0002500=0.1 (mm) 0.001(rad) 圆柱滚子轴承处 0.0025(rad) 向心球轴承处0.005(rad) 在单一弯曲载荷作用下，其中点挠度为： ya=8.0810-6Qa式中 l 两支承间的跨距（mm） D 该轴的平均直径（mm） x=ai/l，ai 齿轮的工作位置至较近支承点的距离（mm） 由展开图可知，l=500mm , a1=70mm , a2=150mm , D=87.5mm 则 ya=8.0810-69758.8=0.033 mm ya y ，即主轴设计满足要求。三、主轴组件的静刚度验算 （一）求两支承主轴组件的最佳支承距 最大加工直径为320mm，主轴前轴颈直径D1=100 mm主轴后轴颈直径D2 =75 mm普通车床内孔直径d=57 mm主轴前端悬伸量a=100 mm主轴平均直径D=87.5 mm由有：取材料的弹性模量E=2105 N/mm轴惯性矩I=2.358106 mm4综合变量=4.72由3图3-34 得=6.0则 L0=6.0100=600 mm，L合理=(0.751.5)L0=450900 mm主轴跨距在合理的跨距范围内。（二）切削力的确定 Pz= （N） 式中 Nd 电动机额定功率（kW） nj 主轴的计算转速（r/min） Dj 计算直径，车床Dj=(0.50.6)Dmax，Dmax为最大加工直径 主传动系统总效率 则Pz=6411（N） 径向切削力Py0.5Pz=0.56411=3206（N） 合成P=7168 （N）（三）切削力作用点 设切削力P的作用点到主轴前支承的距离为s，则 s=c+w (mm) 式中 c 主轴前端的悬伸长度 w 对于普通车床 w=0.4H，H为车床中心高 则 s=100+0.4200=180 mm（四）两支承主轴组件的静刚度验算 计算主轴组件前端挠度yc 切削合力P与水平坐标y轴的逆时夹角P=tg-1=63.43 驱动力Q与水平坐标y轴的逆时夹角Q=+90+=135.7主轴前端c点有力偶M作用下，变形后所在的象限角M=180（1）计算切削力P作用在s点引起主轴前端c点的挠度ycspycsp= (mm) = =0.0730mm（2）计算力偶M作用在主轴前端c点产生的挠度ycsM M=Pw=3890.4080=311232 N.mycsM= (mm) = =0.0285 mm（3）计算驱动力Q作用在两支承之间时，主轴前端c点的挠度ycmQycmQ=