数控车床主轴箱结构设计【全套图纸和说明书】【原创资料】
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数控车床
主轴
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摘 要
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 6
1.1 课程设计的目的 6
1.2课程设计的内容 6
1.2.1 理论分析与设计计算 6
1.2.2 图样技术设计 6
1.2.3编制技术文件 6
1.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求 6
1.3.1课程设计题目和主要技术参数 6
第2章 运动设计 8
2.1运动参数及转速图的确定 8
2.1.4确定结构网 8
2.1.5绘制转速图和传动系统图 9
2.2 确定各变速组此传动副齿数 10
第3章 动力计算 11
3.1 带传动设计 11
3.1.1计算设计功率Pd 11
3.1.2选择带型 12
3.1.3确定带轮的基准直径并验证带速 13
3.1.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角 13
3.1.5确定带的根数z 14
3.1.6确定带轮的结构和尺寸 14
3.1.7确定带的张紧装置 15
3.1.8计算压轴力 15
3.2 计算转速的计算 17
3.3 齿轮模数计算及验算 17
3.4 主轴合理跨距的计算 21
第4章 主要零部件的选择 22
4.1电动机的选择 22
4.2 轴承的选择 22
4.3变速操纵机构的选择 22
第5章 校核 23
5.1 轴的校核 23
5.2 轴承寿命校核 25
第6章 结构设计及说明 26
6.1 结构设计的内容、技术要求和方案 26
6.2 展开图及其布置 27
结 论 28
参考文献 29
致 谢 30
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，并为进行机械系统设计创造一定的条件。
- 内容简介：
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1 宁学 课程设计 (论文 ) 数控车床主轴箱结构设计 所在学院 专 业 班 级 姓 名 学 号 指导老师 年 月 日 2 摘 要 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 4 目 录 摘 要 . 2 目 录 . 4 第 1 章 绪论 . 6 程设计的目的 . 6 程设计的内容 . 6 论分析与设计计算 . 6 样技术设计 . 6 制技术文件 . 6 程设计题目、主要技术参数和技术要求 . 6 程设计题目和主要技术参数 . 6 第 2 章 运动设计 . 8 动参数及转速图的确定 . 8 定结构网 . 8 制转速图和传动系统图 . 9 定各变速组此传动副齿数 . 10 第 3 章 动力计算 . 11 传动设计 . 11 算设计功率 . 11 择带型 . 12 定带轮的基准直径并验证带速 . 13 定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角 . 13 定带的根数 z. 14 定带轮的结构和尺寸 . 14 定带的张紧装置 . 15 算压轴力 . 15 算转速的计算 . 17 轮模数计算及验算 . 17 5 轴合理跨距的计算 . 21 第 4 章 主要零部件的选择 . 22 动机的选择 . 22 承的选择 . 22 速操纵机构的选择 . 22 第 5 章 校核 . 23 的校核 . 23 承寿命校核 . 25 第 6 章 结构设计及说明 . 26 构设计的内容、技术要求和方案 . 26 开图及其布置 . 27 结 论 . 28 参考文献 . 29 致 谢 . 30 6 第 1 章 绪论 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，并为进行机械系统设计创造一定的条件。 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。 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。 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。 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。 程设计题目、主要技术参数和技术要求 程设计题目和主要技术参数 技术参数： 7 数控车 床主 轴箱结构设计 原始条件 : 一、齿轮变速： 用 的是交流伺服电机 1、主轴转速：高档 800 3150 档 7 800 2、主电机（直流主轴伺服电机）：额定转速为 2000高转速为 4000低转速为 35 主电机功率 :27 8 第 2 章 运动设计 动参数及转速图的确定 技术参数： 技术参数： 数控车床主轴箱结构设计 原始条件 : 一、齿轮变速： 用的是交流伺服电机 1、主轴转速：高档 800 3150 档 7 800 2、主电机（直流主轴伺服电机）：额定转速为 2000高转速为 4000低转速为 35 主电机功率 :27 1)无级变速传动系统的恒功率调速范围 8003150=2)交流调速电动机的恒功率调速范围 20004000 =2 (3)分级变速传动的转速级数 Z： Z=2 取 Z=2 定结构网 主轴的计算转速为 800r/转速得 ,选用齿轮精度为 8级精度 9 图 2构网 制转速图和传动系统图 （ 1）绘制转速图： 10 转速图 （ 2）画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数 1最小中心距 ： (m+D) 轴最小齿数和 :+D/m) 定各变速组此传动副齿数 (1)100型机床 02)直齿圆柱齿轮 18 2主传动系统图 （ 7） 齿轮齿 数的确定。 据设计要求 18 20,由表 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 11 第 3章 动力计算 传动设计 输出功率 P=27速 000r/700r/ 计算设计功率 Pd 表 4 工作情况系数原动机 类 类 一天工作时间 /h 101016 16101016 16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 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；轮 1 2 齿数 78 42 58 62 12 印刷机；振动筛 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 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 据 载荷 平稳 ，两班工作制（ 16 小时），查机械设计 ， 取 1 . 1 2 7 2 9 . 7 k e P k W 择带型 普通 d 和小带轮的转速 机械设计 13 11 选取。 根据算出的 小带轮转速 3500r/查图得： 0 100 可知 13 应选取 A 型 V 带。 定带轮的基准直径并验证带速 由机械设计 3 7查得，小带轮基准直径为 80 100取 075 295表 13得） 表 3 Y Z A B C D E 0 75 125 200 355 500 21213500 = 2 . 3 3 , = 9 0 2 . 3 3 = 2 1 0 m 由机械设计 3“ 得212 误差验算传动比：21212= 2 . 4 0( 1 ) 9 0 ( 1 2 % )d n（ 为弹性滑动率） 误差112 . 4 2 . 3 31 0 0 % 1 0 0 % 1 . 4 3 % 5 %2 . 4i n 符合要求 带速 1 9 0 1 4 4 0v = 7 . 4 3 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 满足 5m/以宜选用 15 总之，小带轮选 带轮选择 E 型轮辐式结构。 带轮的材料：选用灰铸铁， 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。 算压轴力 由机械设计 13 12 查得， 0 面已得到1a =z=4，则1a 1 7 2 . 6 32 s i n = 2 4 1 1 7 . 8 3 s i n N = 9 4 0 . 7 2 z F 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 0 ，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 自 项目 符号 槽型 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 基准线上槽深 h 16 基准线下槽深 h 槽间距 e 8 12 15 19 27 第一槽对称面至端面的距离 f 6 7 9 16 23 28 最小轮缘厚 5 6 10 12 15 带轮宽 B B =( z 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 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 (3)d 时 )，如图 7 （ 2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮 ( 300 )，如图 7 （ 3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮 (d) 100 )，如图 7 （ 4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮 ( 500 )，如图 7 （ a） （ b） （ c） （ d） 图 7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） 17 算转速的计算 （ 1） 传动件的计算转速)1( m 00 主轴的计算转速 , :各轴的计算转速如下 轮模数计 算及验算 1、计算各传动轴的输出功率 44( 2 )2 7 0 . 9 6 0 . 9 9 2 6 . 8 02 6 . 8 0 . 9 7 0 . 9 9 2 6 . 6 5( 3 ) :2 6 . 89 5 5 1 0 2 8 2 2 5 ( )8502 6 . 6 59 5 5 1 0 1 6 2 9 8 7 ( )800I r I r n n K n n K m m m 1;:(91)4(4该轴的计算转速该轴的传递功率注由公式择轴径的计算以及键的选数计算， 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 63383 221 )1( 可得各组的模数，如表 3 轴 序 号 电动机 (0) 计算转速r/000 850 800 18 45 号钢整体淬火， 1 1 0 0j 按接触疲劳计算齿轮模数 m 63 38mm i n/800;2;10;104;m i n )/();()1(163 38取小齿轮齿数大小齿轮齿数比齿轮计算转速驱动电机的功率（ 2） 齿轮计算 。 齿轮几何尺寸见下表 按基本组最小齿轮计算 。 小齿轮用 40质处理，硬度 241286均取260齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229286均取 240算如下： 齿面接触疲劳强度计算： 接触应力验算公式为 齿轮 1 2 齿数 78 42 58 62 模数 4 4 4 4 分度圆直径 312 168 232 248 齿顶圆直径 320 176 240 256 齿根圆直径 302 158 222 238 齿宽 24 24 24 24 19 n )()1(102 0 8 8 3218弯曲应力验算公式为： )(101 9 12 3215 式中 这里取 N 为电动机功率， N=4r/. , ; u=2; K 里取 T=15000h.; 1n r/ 1n =500（ r/ 0触载荷取0C= 710 ，弯曲载荷取0C= 6102 触载荷取 m=3；弯曲载荷取 m=6; 【 5】 2 上，取 【 5】 2 上，取 【 5】 2 上 ,20 33K=K 【 5】 2 上，取 2K =1 1K 【 5】 2 上， 1K =1 【 5】 2 上， Y= j ,查 【 4】，表 4 j =650 w 查 【 4】，表 4 w =275 根据上述公式，可求得及查取值可求得： 合格；弯曲应力校核：合格接触应力校核：M P aM aM (按扩大组最小齿轮计算 。 小齿轮用 40质处理，硬度 241286均取 260齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229286均取 240 同理根据基本组的计算， 查文献 【 6】， 可得 : K= 2K =1， 1K =1， m=355；可求得： 21 合格；弯曲应力校核：合格接触应力校核：M P aM aM (轴合理跨距的计算 由于电动机功率 P=27据【 1】表 轴径应为 6090步选取0轴径的 0据设计方案，前轴承为 轴承为圆锥滚子轴承。定悬伸量 a=120轴孔径为 30 轴承刚度，主轴最大输出转矩 T=955095508027=设该机床为车床的最大加工直径为 300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 60%，即 180半径为 切削力（沿 y 轴） 4716N 背向力（沿 x 轴） c=2358N 总作用力 F= 22F =力作用于工件上，主轴端受力为 F= 先假设 l/a=2， l=3a=240后支承反力 40240120 =B=F40120=据 文献 【 1】式 得： iz 前 支承的刚度： ； N/ m ； 22 主轴的当量外径 80+60)/2=70惯性矩为 I=64 )4 =10 =3 = 【 1】图 3 原假设接近，所以最佳跨距0l=120 40理跨距为（ l，取合理跨距 l=360 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=100轴径 d=80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 动机的选择 7000r/用调速电动机 承的选择 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 6012 称布置 深沟 球轴承 6009 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 7012C 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 23 第 5 章 校核 的校核 （ 1）主轴刚度符合要求的条件如下： （ a） 主轴的前端部挠度 0 . 0 0 0 2 5 2 5 0 . 1 0 5 （ b） 主轴在前轴承处的倾角 0 . 0 0 1 r a d容 许 值 轴 承 （ c） 在安装齿轮处的倾角 0 . 0 0 1 r a d容 许 值 齿 6 5 1 6 7 0 7 8 7 5 5 0 8 0 2 3 6 8 5 1 6 0 9 0 1 5 0D 1 . 0 7 8 7690D i l 平 均总2 0E M P a ， 44 40 8 7 4 5( 1 ) ( 1 ) 1 3 5 6 9 0 4 ( )6 4 6 4 8 7m 43 432 9 5 5 1 0 0 . 9 9 5 2 9 5 5 1 0 3 . 3 7 0 . 9 9 5 12684 0 0 1 2 5 主 计件 （ ）0 . 4 5 0 7 ( ) N， 0 . 2 5 2 1 7 ( ) N 由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算 4 42 9 5 5 1 0 2 9 5 5 1 0 3 . 3 7 8 5 8 2 )3 2 0 1 2 5z n 主计主 主 （将其分解为垂直分力和水平分力 由公式,t a n t a nQ y Q y n Q Q z Q y F F F 可得 2 1 0 5 ( ) , 6 4 7 7 ( )Q z Q F N22 1 2 6 8 1 6 0 1 3 5 2 5 3 ( )33 l N m m 0 7 1 6 0 5 4 0 8 0 ( )33 l N m m 1 7 1 3 0 2 0 6 0 5 ( )22 d N m m 图如下所示： 24 由上图可知如下数据： a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87算（在垂直平面） 1()6a b c l l , 22 ()3 l l,3 ( 2 3 )6 l 1 2 3 0 . 0 0 1 7 3y y y ()3a b l 齿 1 ， ( 2 3 )6 ZF 齿 2 ， ( 3 )3 ZM 齿 3 56 . 9 1 0 齿 Z 齿 1 齿 2 齿 3 ()6a b l l轴 承 1，3 zF 轴 承 2，3 轴 承 352 . 9 1 0 轴 承 Z 轴 承 1 轴 承 2 轴 承 3 计算（在水平面） 1()6a b c l l , 22 ()3 l l,3() ( 2 3 )6 cy l 25 1 2 3 0 . 0 1 7y y y ()3a b l 齿 1 ， ( 2 3 )6 yF 齿 2 ， ()( 3 )3齿 3 51 3 . 8 6 1 0 齿 y 齿 1 齿 2 齿 3 ()6a b l l轴 承 1，3 yF 轴 承 2， ()3 轴 承 353 2 . 8 1 0 轴 承 y 轴 承 1 轴 承 2 轴 承 3 合成： 22 0 . 0 1 8 0 . 1 0 5s s z s yy y y 22 0 . 0 0 0 1 5 0 . 0 0 1 齿 齿 y 齿 y 22 0 . 0 0 0 3 3 0 . 0 0 1 轴 承 轴 承 Z 轴 承 Y 承寿命校核 轴选用的是深沟球轴承轴承 6006,其基本额定负荷为 轮越小越靠近轴承，对轴承的要求越高。根据设计要求，应该对轴未端的轴承进行校核。 轴传递的转矩 550T=3 轮 受力 1 8 4025 23*22 据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为 1 4 5 22111 ll 87145218402 轴承在运转中有中等冲击载荷，又由于不受轴向力，按 机械设计表 10得 0.1有： 26 1 4 5 21 4 5 p N p N 故该轴承能满足要求。 由 轴 最小轴径可取轴承为 7008C 角接触球轴承 ,=3； P=， Y=0。 对轴受力分析 得：前支承的径向力 由轴承寿命的计算公式：预期的使用寿命 15000h )18016670 3)= 31 6 6 7 0 3 6 . 3 1 0 0 0( ) 2 8 8 1 4 2 . 9 41 5 0 2 6 4 2 . 3 2h 15000h 轴承寿命满足要求。 第 6 章 结构设计及说明 构设计的内容、技术要求和方案 设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器和制动器等）、主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其联结件的结构设计与布置，用一张展开图和若干张横截面图表示。课程设计由于时间 的限制，一 0 般只画展开图。 主轴变速箱是机床的重要部件。设计时除考虑一般机械传动的有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题。 精度方面的要求，刚度和抗震性的要求，传动效率要求，主轴前轴承处温度和温升的控制，结构工艺性，操作方便、安全、可靠原则，遵循标准化和通用化的原则。 27 主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点，由于结构复杂，设计中不可
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