人人文库网 > 图纸下载 > 毕业设计 > 最大加工直径Φ400普通车床主轴箱设计[P=5.5kw 转速1800 40 公比1.41 12级]（全套含CAD图纸）
Φ400普通车床主轴箱设计[P=5.5kw 转速1800 40 公比1.41].doc
最大加工直径Φ400普通车床主轴箱设计[P=5.5kw 转速1800 40 公比1.41 12级]（全套含CAD图纸）
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转速
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图纸
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下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q1972163961宁XX大学课程设计论文400普通车床主轴箱设计所在学院专业班级姓名学号指导老师年月日下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q1972163962摘要本设计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。关键词传动系统设计,传动副，结构网，结构式，下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q1972163964目录摘要2目录4第1章绪论611课程设计的目的612课程设计的内容6121理论分析与设计计算6122图样技术设计6123编制技术文件613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821车床主参数和基本参数822车床的变速范围R和级数Z823确定级数主要其他参数8231拟定主轴的各级转速8232主电机功率动力参数的确定8233确定结构式8234确定结构网10235绘制转速图和传动系统图1024确定各变速组此论传动副齿数1225核算主轴转速误差12第3章传动件的计算1331带传动设计1332选择带型1433确定带轮的基准直径并验证带速1434确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角1535确定带的根数Z1636确定带轮的结构和尺寸16下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396537确定带的张紧装置1638计算压轴力1739计算转速的计算18310齿轮模数计算及验算19311传动轴最小轴径的初定22312主轴合理跨距的计算23第4章主要零部件的选择2441轴承的选择2442键的规格2443主轴弯曲刚度校核2544轴承校核2545润滑与密封25第5章摩擦离合器多片式的计算26第6章主要零部件的选择2761电动机的选择2762轴承的选择2763变速操纵机构的选择2864轴的校核2865轴承寿命校核30第7章主轴箱结构设计及说明3171结构设计的内容、技术要求和方案3172展开图及其布置31结束语33参考文献3467891011第1章绪论11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。12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。12121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。122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。123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。13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DMMMAX正转最高转速NMAXMINR正转最低转速NMINIR电机功率N（KW）公比4001800405514113第2章车床参数的拟定21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DMMMAX正转最高转速NMAXMIR正转最低转速NMINIR电机功率N（KW）公比4001800405514122车床的变速范围R和级数ZRMINAX18045由公式R，其中141，R45，可以计算Z121Z23确定级数主要其他参数231拟定主轴的各级转速依据题目要求选级数Z12，1411066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40，56，80，112，160，224，315，450，630，900，1250，1800232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Y132S4额定功率为5KW，满载转速为1440R/MIN14233确定结构式已知ZX3B2AA、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Z12级则Z22（1）拟订结构式1）确定变速组传动副数目实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合A1234B1243C。12322D12232E。12223方案A、B可节省一根传动轴。但是，其中一个传动组内有四个变速传动副，增大了该轴的轴向尺寸。这种方案不宜采用。根据传动副数目分配应“前多后少”的原则，方案C是可取的。但是，由于主轴换向采用双向离合器结构，致使轴尺寸加大，此方案也不宜采用，而应选用方案D2）确定变速组扩大顺序12232的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有以下6种形式A12213226B。12213422C12233126D。12263123E223421F。12263221根据级比指数非陪要“前疏后密”的原则，应选用第一种方案。然而，对于所设计的机构，将会出现两个问题第一变速组采用降速传动（图1A）时，由于摩擦离合器径向结构尺寸限15制，使得轴上的齿轮直径不能太小，轴上的齿轮则会成倍增大。这样，不仅使轴间中心距加大，而且轴间的中心距也会加大，从而使整个传动系统结构尺寸增大。这种传动不宜采用。如果第一变速组采用升速传动（图1B），则轴至主轴间的降速传动只能由后两个变速组承担。为了避免出现降速比小于允许的极限值，常常需要增加一个定比降速传动组，使系统结构复杂。这种传动也不是理想的。如果采用方案C，即12233126。（2）绘制转速图1）验算传动组变速范围第二扩大组的变速范围是R28，6符合设计原则要求。综合上述可得主传动部件的运动参数40Z12141MAX180NMIN234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Z233126,易知第二扩大组的变速范围RP31X12643958满足要求，其结构网如图21。Z23312616235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2312轴最小中心距A1_2MIN1/2ZMAXM2MD轴最小齿数和SZMINZMAX2D/M17图23主传动系统图24确定各变速组此论传动副齿数1SZ100120,中型机床SZ701002直齿圆柱齿轮ZMIN1820,M4（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41，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22。表22齿轮齿数传动比基本组第一扩大组1814111211114112代号Z1ZZ2ZZ3ZZ4ZZ5Z5齿数55393163424235492856第二扩大组2114Z6Z6Z7Z75929187025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101,即10141N标准转速标准转速实际转速各级转速误差转速误差小于41，因此不需要修改齿数。N1800125090063045031522440N1804212578904563605453631322186403误差041414041404140419第3章传动件的计算31带传动设计输出功率P55KW,转速N11440R/MIN,N2630R/MIN311计算设计功率PDEDADPK表4工作情况系数AK原动机类类一天工作时间/H工作机101016160101616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75KW机；轻型运输机101112111213载荷变动小带式运输机（运送砂石、谷物），通风机（）；发电机；旋75K转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛111213121314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121314141516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13141515161820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KA11。即15605KWDAEDPK32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PD605KW及小带轮转速N11440R/MIN，查图得DD80100可知应选取A型V带。33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DD1100MMDDMIN75MM（DD1根据P295表134查得）表3V带带轮最小基准直径MIND槽型YZABCDEMIND2050751252003555002124085,1085263DD由机械设计P295表134查“V带轮的基准直径”，得224MM2D21误差验算传动比（为弹性滑动率）2142801DIA误差符合要求18505IA带速140V7/661DNMS满足5M/S300MM，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。37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。38计算压轴力由机械设计P303表1312查得，A型带的初拉力F012515N，上面已得到15944，Z4，则1A1A15942SIN42SINN8172OOFZ23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73。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/T13575192）槽型项目符号YZABCDE基准宽度BP5385110140190270320基准线上槽深HAMIN162027535488196基准线下槽深HFMIN477087108143199234槽间距E80312031503190425505370644507第一槽对称面至端面的距离FMIN679115162328最小轮缘厚555675101215带轮宽BBZ1E2FZ轮槽数外径DA32603480118190315轮槽36对应的基准直604756002438径DD80118190315475600角极限偏差105V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DD253D时，如图76A。（2）腹板带轮用于中小尺寸的带轮DD300MM时，如图76B。（3）孔板带轮用于尺寸较大的带轮DDD100MM时，如图76C。（4）椭圆轮辐带轮用于尺寸大的带轮DD500MM时，如图76D。（A）（B）（C）（D）图76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）39计算转速的计算（1）主轴的计算转速NJ，由公式NN得，主轴的计算转速NJ112R/MIN，JMI13/Z取112R/MIN。2传动轴的计算转速轴3450R/MIN，轴2900R/MIN，轴2630R/MIN。（2）确定各传动轴的计算转速。表31各轴计算转速（3）确定齿轮副的计算转速。32。表32齿轮副计算转速轴号轴轴轴计算转速R/MIN63090045025序号Z1Z2Z3Z4Z5NJ630900900450112310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MJ16338可得各组的模数，如321JJMNUZP表33所示。表33模数（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55393163分度圆直径13759757751575齿顶圆直径142510258251625齿根圆直径131259125712515125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组号基本组第一扩大组模数MM252526JFSJMPAUBNNKZM102832弯曲应力验算公式为WSWPABYNZ109235式中N传递的额定功率（KW），这里取N为电动机功率，N55KW计算转速（R/MIN）900（R/MIN）JNJM初算的齿轮模数（MM）,M25（MM）B齿宽（MM）Z小齿轮齿数；U小齿轮齿数与大齿轮齿数之比寿命系数；SKSTNNKQ工作期限系数；TMTC016T齿轮工作期限，这里取T15000H齿轮的最低转速（R/MIN）,500（R/MIN）1N1N基准循环次数，接触载荷取，弯曲载荷取0C0C70C612M疲劳曲线指数，接触载荷取M3；弯曲载荷取M6转速变化系数，查【5】2上，取060NKNK功率利用系数，查【5】2上，取078NN材料强化系数，查【5】2上，060QQ27工作状况系数，取113K3K动载荷系数，查【5】2上，取122齿向载荷分布系数，查【5】2上，111KY齿形系数，查【5】2上，Y0386；许用接触应力（MPA）,查【4】，表47，取650MPA；JJ许用弯曲应力（MPA），查【4】，表47，取275MPA；WW根据上述公式，可求得及查取值可求得635MPAJJ78MPAWW（3）扩大组齿轮计算。第一扩大组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z3Z3Z4Z4Z5Z5齿数354928564939分度圆直径8751225701401225875齿顶圆直径9251275751451275925齿根圆直径812511625637513375116258125齿宽202020202020第二扩大组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z5Z5Z6Z6齿数59291870分度圆直径177875421028齿顶圆直径1839360216齿根圆直径16957954652025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062，077，060，11，NKNQK31，1，355；2K1J可求得619MPAJJ135MPAWW311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D164（MM）4TN或D91（MM）4NJN式中D传动轴直径（MM）TN该轴传递的额定扭矩（NMM）T9550000；JNNN该轴传递的功率（KW）该轴的计算转速JN该轴每米长度的允许扭转角，。0129各轴最小轴径如表33。表33最小轴径312主轴合理跨距的计算由于电动机功率P55KW，根据【1】表320，前轴径应为6090MM。初步选取D180MM。后轴径的D2（0709）D1，取D260MM。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A120MM，主轴孔径为30MM。轴承刚度，主轴最大输出转矩T9550955042444NMNP410设该机床为车床的最大加工直径为400MM。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45，即180MM，故半径为009M；切削力（沿Y轴）FC4716N0942背向力（沿X轴）FP05FC2358N总作用力F527265N2PC此力作用于工件上，主轴端受力为F527265N。先假设L/A2，L3A240MM。前后支承反力RA和RB分别为RAF527265790897NLA2401RBF5272652636325NL根据文献【1】式37得KR339得前支承的刚度KA10FR8LA90IZA1COS168969N/；KB78557N/；215MMBAK576主轴的当量外径DE8060/270MM，故惯性矩为I1138108M464037轴号轴轴最小轴径MM3540300143AKEIA638109682查【1】图338得20，与原假设接近，所以最佳跨距12020240MML00L合理跨距为（07515），取合理跨距L360MM。0L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D100MM，后轴径D80MM。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41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7012C42键的规格I轴安装带轮处选择普通平键规格BXL10X56II轴选择花键规格ND8X36X40X7III轴选择键规格BXL14X9043主轴弯曲刚度校核（1）主轴刚度符合要求的条件如下A主轴的前端部挠度02501SY31B主轴在前轴承处的倾角01RAD容许值轴承C在安装齿轮处的倾角容许值齿2计算如下前支撑为双列圆柱滚子轴承，后支撑为角接触轴承架立放圆柱滚子轴承跨距L450MM当量外径DE21DM2851045主轴刚度因为DI/DE25/285008807,所以孔对刚度的影响可忽略；KS2KN/MM34442410510231034ALDAI刚度要求主轴的刚度可根据机床的稳定性和精度要求来评定44轴承校核6101739HCLTHNP45润滑与密封主轴转速高，必须保证充分润滑，一般常用单独的油管将油引到轴承处。主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要而困难。防漏的措施有两种1）密封圈加密封装置防止油外流。2）疏导在适当的地方做出回油路，使油能顺利地流回到油箱。第5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32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/FBP20D式中MN摩擦离合器所传递的扭矩（NMM）；MN955/95555098/560128（NMM）41DJN410510ND电动机的额定功率（KW）；安装离合器的传动轴的计算转速（R/MIN）；JN从电动机到离合器轴的传动效率；K安全系数，一般取1315；F摩擦片间的摩擦系数，由于磨擦片为淬火钢，查机床设计指导表215，取F008；摩擦片的平均直径（MM）0D（DD）/267MMB内外摩擦片的接触宽度（MM）；B（DD）/223MM；摩擦片的许用压强（N/）；P2M1110010007608360TVKMZ基本许用压强（MPA），查机床设计指导表215，取11；0T速度修正系数VN/625（M/S）P02D41根据平均圆周速度查机床设计指导表216，取100；PV接合次数修正系数，查机床设计指导表217，取100；MK摩擦结合面数修正系数，查机床设计指导表218，取076。Z所以Z2MNK/FBP212814/（314008230836110D510267卧式车床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗确定，一般取KP04041144KPDN33最后确定摩擦离合器的轴向压紧力Q，可按下式计算QBN11314231003570TP2DVK267510式中各符号意义同前述。摩擦片的厚度一般取1、15、175、2（MM），内外层分离时的最大间隙为0204（MM）,摩擦片的材料应具有较高的耐磨性、摩擦系数大、耐高温、抗胶合性好等特点，常用10或15钢，表面渗碳0305（MM）,淬火硬度达HRC5262。第6章主要零部件的选择61电动机的选择转速N1440R/MIN，功率P55KW选用Y系列三相异步电动机62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7012C3463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。64轴的校核（A）主轴的前端部挠度02501SY（B）主轴在前轴承处的倾角RAD容许值轴承（C）在安装齿轮处的倾角容许值齿65170850236851095D107879ILML平均总E取为，52MPA444071135690668DI4349109253922ZPFNDN主计件（），57YZN017XZFN由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算4429102953852QPFMZN主计主主（将其分解为垂直分力和水平分力由公式,TATANQYNQZYF可得2105,647ZYFN8013523ZMLNMA件25764YYL件131025XXFDA件主轴载荷图如下所示35由上图可知如下数据A364MM,B161MM,L525MM,C87MM计算（在垂直平面）,16QZFABCLYEI23ZFCYLEI3236ZMCYLEI23017SZ，QZABIL齿126ZLCI齿23ZLCI齿359齿齿齿2齿3，6QZFLEI轴承1ZFLEI轴承23ZMLI轴承510轴承轴承轴承2轴承3计算（在水平面）,16QYFABCLEI23YFCLEI3236YXCLEI23017SY36，3QYFABEIL齿1236YFLCEI齿23YXMLCEI齿35180齿齿齿2齿3，6QYLI轴承1YLI轴承23YXLI轴承5轴承轴承轴承2轴承3合成2018SSZYY2501齿齿齿3轴承轴承Z轴承Y65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；PXFRYFAX1，Y0。对轴受力分析得前支承的径向力FR264232N。由轴承寿命的计算公式预期的使用寿命L10H15000HL10HHL10HN1670PC180673281036710284952415000H轴承寿命满足要求。37第7章主轴箱结构设计及说明71结构设计的内容、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
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