CA6140主轴箱设计毕业论文.docx

CA6140主轴箱设计毕业论文目录一、 设计目的.-4-二、 设计步骤.-4-1. 运动设计.-4-1.1 已知条件.-4-1.2 结构分析式.-4-1.3 绘制转速图.-5-1.4 绘制传动系统图.-7-2. 动力设计.-8-2.1 确定各轴转速.-8-2.2 带传动设计.-9-2.3 各传动组齿轮模数的确定和校核. .-10-3. 齿轮强度校核.-11-3.1 校核 a 传动组齿轮. .-12-3.2 校核 b 传动组齿轮.-14-3.3 校核 c 传动组齿轮.-15-4. 主轴挠度的校核.-15-4.1 确定各轴最小直径.-15-4.2 轴的校核.-15-5. 主轴最佳跨距的确定.-16-5.1 选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距.-16-5.2 求轴承刚度.-16-6. 各传动轴支承处轴承的选择.-16-7. 主轴刚度的校核.-17-7.1 主轴图.-17-7.2 计算跨距.-17-三、 总 结.-18-四、 致 谢.-19-五、 参考文献.-20-一、设计目的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。二、设计步骤1. 运动设计1.1 已知条件（1） 确定转速范围：主轴最小转速nmin= 31.5r/ min（2） 确定公比=1.41（3） 转速级数 Z=121.2 结构分析式1 12322 12223 12232从电动机到主轴主要为降速传动，若使传动副较多的传动组放在较接近电动 机处可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，节省材料，也就是满足传动副前多后少的原则，因此取12223方案。在降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比i min；在升速时为防止产生过大的噪声和震动常限制最大转速比imax2。 在 主 传 动 链 任 一 传 动 组 的 最 大 变 速 范 围 Rmax=（i min/imax）810。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变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下：检查传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组： R2 = X2 (P2 -1) 其中 = 1.41 ， X2 = 6 ，P2 = 2所以 R2 = 1.4161 = 8.46 8 10 ，合适。1.3 绘制转速图 选择电动机 一般车床若无特殊要求，多采用 Y 系列封闭式三相异步电动机，根据原则条 件选择 Y-132M-4 型 Y 系列笼式三相异步电动机。2 配总降速传动比 总降速传动比 i = nmin / nd = 31.5 / 1440 = 0.02 又电动机转速 nd = 1440r/ min 不符合转速数列标准，因而增加一定比传动副3 确定传动轴轴数传动轴轴数 = 变速组数 + 定比传动副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。4 定各级转速并绘制转速图由nmim = 31.5r/ min = 1.41 z = 12确定各级转速：1400、1000、710、500、355、250、180、125、90、63、45、31.5r/min。在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按传动顺序依次设为、。 与、与、与轴之间的传动组分别设为 a、b、c。现由（主轴）开 始，确定、轴的转速：先来确定轴的转速传动组 c 的变速范围为6= 1.416= 8 = Rmax8,10 结合结构式，轴的转速只有一和可能125、180、250、355、500、710r/min。 确定轴的转速传动组 b 的级比指数为 3，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不 致传动比太小，可取bi1=1/ 3= 1/ 2.8，bi2= 1/ 1轴的转速确定为：355、500、710r/min。确定轴的转速 对于轴，其级指a i1=1/ 2= 1 / 2，a i2= 1/ = 1/ 1.41，a i3= 1/ 1确定轴转速为 710r/min。由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比 i = 1440 / 710 = 144 / 71 。下 面画出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）。电动机 传动系统的转速图确定各变速组传动副齿数传动组 a:查表 8-1 a i1=1/ 2= 1 / 2，a i2= 1/ = 1/ 1.41，a i3= 1/ 1a i1=1/ 2= 1 / 2 时，Sz= 57、60、63、66、69、72、75、78a i2= 1/ = 1/ 1.41时，Sz=58、60、63、65、67、68、70、72、73、77a i3= 1/ 1 时， Sz=58、60、62、64、66、68、70、72、74、76可取 Sz =72,于是可得轴齿轮齿数分别为：24、30、36。于是ia1= 24 / 48，ia2= 30 / 42，ia3= 36 / 36可得轴上的三联齿轮齿数分别为：48、42、36。传动组 b:查表 8-1 bi1=1/ 3= 1/ 2.8，bi2= 1/ 1bi1=1/ 3= 1/ 2.8 时 Sz= 69、72、73、76、77、80、81、84、87bi2= 1/ 1 时 Sz= 70、72、74、76、78、80、82、84、86可取 Sz = 84，于是可得轴上两联齿轮的齿数分别为：22、42。于是bi1= 22 / 62，bi2= 42 / 42，得轴上两齿轮的齿数分别为：62、42。传动组 c:查表 8-1 ci1= 1 / 4，ic2= 2ci1= 1 / 4 时 Sz=.84、85、89、90、94、95ic2= 2 时 Sz=72、75、78、81、84、87、89、90 可取 Sz= 90ci1= 1 / 4 ，为降速传动，取轴齿轮齿数为 18；ic2= 2 ， 为升速传动，取轴齿轮齿数为 30。于是得ci1= 18 / 72，ic2= 60 / 30，得轴两联动齿轮的齿数分别为 18，60； 得轴两齿轮齿数分别为 18，60； 得轴两齿轮齿数别为 72，301.4 绘制传动系统图根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图：2. 动力设计2.1 确定各轴转速1 确定主轴计算转速：主轴的计算转速为2 各传动轴的计算转速轴可从主轴 90r/min 按 72/18 的传动副找上去，轴的计算转速125r/min；轴的计 算转速为 355r/min；轴的计算转速为 710r/min。3 各齿轮的计算转速传动组 c 中，18/72 只需计算 z = 18 的齿轮，计算转速为 355r/min；60/30 只需计算 z = 30 的齿轮，计算转速为 250r/min；传动组 b 计算 z = 22 的齿轮， 计算转速为 355r/min；传动组 a 应计算 z = 24 的齿轮，计算转速为 710r/min。4 核算主轴转速误差n实 = 1440126 /25636 / 3642 / 4260 / 30 = 1417.5r/ minn标 = 1400r/ min所以合适。2.2 带传动设计电动机转速 n=1440r/min,传递功率 P=7.5KW,传动比 i=2.03，两班制一天运转 16.1 小时，工作年数 10 年。 选取 V 带型根据小带轮的转速和计算功率，选 B 型带。 确定带轮直径和验算带速验算带速成v = 其中n1 -小带轮转速，r/min；d1 -小带轮直径，mm；合适。 确定带传动的中心距和带的基准长度设中心距为a0 ,则055（d1 + d2 ） a 2（d1 + d2 ） 于是208.45 a 758,初取中心距为a0=400mm。查表取相近的基准长度 Ld ， Ld = 1400mm带传动实际中心距5 验算小带轮的包角一般小带轮的包角不应小于1200合适6 确定带的根数为避免 V 型带工作时各根带受力严重不均匀，限制根数不大于 10。7 计算带的张紧力 F08 计算作用在轴上的压轴力2.3 各传动组齿轮模数的确定和校核1 模数的确定：a 传动组：分别计算各齿轮模数 先算24 齿齿轮的模数其中: -公比 ； = 2；Nd -电动机功率； Nd= 7.5KWm -齿宽系数 -齿轮传动许允应力;nj -计算齿轮计算转速。由应力循环次数选取 KN = 0.9取 m1 = 4mm按齿数 30 的计算，m2 = 3.13mm，可取 m = 4mm；按齿数 36 的计算，m3 = 3.39mm, 可取 m = 4mm。于是传动组 a 的齿轮模数取 m = 4mm，b = 32mm。轴上齿轮的直径：轴上三联齿轮的直径分别为：b 传动组： 确定轴上另两联齿轮的模数。按 22 齿数的齿轮计算： = 2.8，nj = 355r/ min可得 m = 4.8mm；取 m = 5mm。按 42 齿数的齿轮计算： 可得 m = 3.55mm；于是轴两联齿轮的模数统一取为 m = 5mm。于是轴两联 齿轮的直径分别为：轴上与轴两联齿轮啮合的两齿轮直径分别为：c 传动组：取 m = 5mm。轴上两联动齿轮的直径分别为：轴四上两齿轮的直径分别为：3 齿轮强度校核：计算公式3.1校核齿数为 24 的即可，确定各项参数1 P=8.25KW,n=710r/min, 定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数 Kv = 1.05 确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数d = 1 确定齿间载荷分配系数: 确定动载系数： 查表 10-5 计算弯曲疲劳许用应力由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE = 540Mpa 。图 10-18 查得 故合适。3.2校核 b 传动组齿轮校核齿数为 22 的即可，确定各项参数 P=8.25KW,n=355r/min, 确定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数 Kv = 1.0确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数d = 1b/ h = 40 /(5 2.8) = 2.9 ,查机械设计得 KF = 1.27 确定齿间载荷分配系数： 确定动载系数: 查表 10-5 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE = 540Mpa图 10-18 查得KN = 0.9 ,S = 1.3故合适。3.3 校核 c 传动组齿轮校核齿数为 18 的即可，确定各项参数1 P=8.25KW,n=355r/min,2 确定动载系数：3 b = mm = 85 = 40mm4 确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数d = 1非对称b/ h = 40 /(54) = 2 ,查机械设计得 KF = 1.27 确定齿间载荷分配系数： 确定动载系数: 查表 10-5 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限F E = 540Mpa 图 10-18 查得故合适。4. 主轴挠度的校核 4.1 确定各轴最小直径轴的直径：1 = 0.96, n1 = 710r/ min 轴的直径：2 = 10.980.990.99 = 0.922, n2 = 355r/ min 轴的直径：3 = 20.980.99 = 0.89, n3 = 125r/ min 主轴的直径：4 = 30.990.980.98 = 0.85, n4 = 31.5r/ min4.2 轴的校核轴的校核：通过受力分析，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮 对轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核。x = 330mm ，b = 228mmYB y, 所以合格。轴、轴的校核同上。5. 主轴最佳跨距的确定400mm 车床，P=7.5KW5.1 选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距前轴颈应为 75-100mm,初选d1 =100mm,后轴颈d2=（0.7-0.9）d1取d2=70mm, 前轴承为 NN3020K,后轴承为 NN3016K,根据结构,定悬伸长度a1= 75mm5.2求轴承刚度考虑机械效率主轴最大输出转距：床身上最大加工直径约为最大回转直径的 60%,取 50%即 200mm,故半径为0.1m。切削力：背向力：故总的作用力：次力作用于顶在顶尖间的工件上主轴尾架各承受一半,故主轴轴端受力为 F / 2 = 3779N先假设前后支撑 RA RB分别为根据查线图l0/ a = 3, 与原假设相符l=753= 225mm。6. 各传动轴支承处轴承的选择主轴 前支承：NN3020K;中支承：N219E;后支承：NN3016K轴 前支承：30207;后支承：30207轴 前支承：30207;中支承：NN3009;后支承：30207轴 前支承：30208;后支承：302087. 主轴刚度的校核7.1 主轴图7.2 计算跨距前支承为双列圆柱滚子轴承，后支承为双列圆柱滚子轴承l = 332 + 374 + 12.5 31.5 = 687mm= 0.687m当量外径主轴刚度：由于故根据（10-8）对于机床的刚度要求，取阻尼比= 0.035当 v=50m/min,s=0.1mm/r 时, kc b= 2.46N/m m ，= 68.8o计算 KAL = 0.3Dmax = 206.1mm, 加上悬伸量共长281.1mm可以看出，该机床主轴是合格的.总结金属切削机床的课程设计任务完成了，虽然设计的过程比较繁琐，而且刚开 始还有些不知所措，但是在同学们的共同努力下，再加上老师的悉心指导，我终 于顺利地完成了这次设计任务。本次设计巩固和深化了课堂理论教学的内容，锻 炼和培养了我综合运用所学过的知识和理论的