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题目 43 数控车床 主轴 传动 设计 机械制造 课程 原创

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1 宁学 课程设计 (论文 ) 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 2 摘 要 机床技术参数有主参数和基本参数，他们是运动传动和结构设计的依据，影响到机床是否满足所需要的基本功能要求，参数拟定就是机床性能设计。主参数是直接反映机床的加工能力、决定和影响其他基本参数的依据，如车床的最大加工直径，一般在设计题目中给定，基本参数是一些加工件尺寸、机床结构、运动和动力特性有关的参数，可归纳为尺寸 参数、运动参数和动力参数。 通用车床工艺范围广，所加工的工件形状、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬质合金刀具又用高速钢刀具。因此，必须对所设计的机床工艺范围和使用情况做全面的调研和统计，依据某些典型工艺和加工对象，兼顾其他的可能工艺加工的要求，拟定机床技术参数，拟定参数时，要考虑机床发展趋势和同国内外同类机床的对比，使拟定的参数最大限度地适应各种不同的工艺要求和达到机床加工能力下经济合理。 机床主传动系因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同，应满足的要求也不一样。设计机床主传动系时最基本的原 则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。在设计时应结合具体机床进行具体分析，一般应满足的基本要求有：满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性，如机床主轴油足够的转速范围和转速级数；满足机床传递动力的要求。主电动机和传动机构能提供足够的功率和转矩，具有较高的传动效率；满足机床工作性能要求。主传动中所有零部件有足够的刚度、精度和抗震性，热变形特性稳定；满足产品的经济性要求。传动链尽可能简短，零件数目要少，以便节约材料，降低成本。 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 第 2 章 运动设计 . 7 动参数及转速图的确定 . 7 定结构网 . 7 制转速图和传动系统图 . 8 定各变速组此传动副齿数 . 9 第 3 章 动力计算 . 9 传动设计 . 10 算设计功率 . 10 择带型 . 11 定带轮的基准直径并验证带速 . 11 定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角 . 12 定带的根数 z . 13 定带轮的 结构和尺寸 . 13 定带的张紧装置 . 13 算压轴力 . 13 算转速的计算 . 15 轮模数计算及验算 . 15 轴合理跨距的计算 . 20 第 4 章 主要零部件的选择 . 21 动机的选择 . 21 承的选择 . 21 速操纵机构的选择 . 21 第 5 章 校核 . 21 的校核 . 21 5 承寿命校核 . 24 第 6 章 结构设计及说明 . 25 构设计的内容、技术要求和方案 . 25 开图及其布置 . 26 结 论 . 27 参考文献 . 28 致 谢 . 29 6 第 1 章 绪论 机床技术参数有主参数和基本参数，他们是运动传动和结构设计的依据，影响到机床是否满足所需要的基本功能要求，参数拟定就是机床性能设计。主参数是直接反映机床的加工能力、决定和影响其他基本参数的依据，如车床的最大加工直径，一般在设计题 目中给定，基本参数是一些加工件尺寸、机床结构、运动和动力特性有关的参数，可归纳为尺寸参数、运动参数和动力参数。 通用车床工艺范围广，所加工的工件形状、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬质合金刀具又用高速钢刀具。因此，必须对所设计的机床工艺范围和使用情况做全面的调研和统计，依据某些典型工艺和加工对象，兼顾其他的可能工艺加工的要求，拟定机床技术参数，拟定参数时，要考虑机床发展趋势和同国内外同类机床的对比，使拟定的参数最大限度地适应各种不同的工艺要求和达到机床加工能力下经济合理。 机床主传动系因机床的类 型、性能、规格和尺寸等因素的不同，应满足的要求也不一样。设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。在设计时应结合具体机床进行具体分析，一般应满足的基本要求有：满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性，如机床主轴油足够的转速范围和转速级数；满足机床传递动力的要求。主电动机和传动机构能提供足够的功率和转矩，具有较高的传动效率；满足机床工作性能要求。主传动中所有零部件有足够的刚度、精度和抗震性，热变形特性稳定；满足产品的经济性要求。传动链尽可能简短，零件数目要少，以便节约材料，降 低成本。 7 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： (1)无级变速传动系统的恒功率调速范围 903150 =35 (2)交流调速电动机的恒功率调速范围 11603500 =3)分级变速传动的转速级数 Z： Z= Z=4 定结构网 主轴的计算转速为 90r/转速得 ,选用齿轮精度为 8级精度 8 图 2构网 制转速图和传动系统图 （ 1）绘制转速图： 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 (m+D) 轴最小齿数和 :+D/m) 9 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 齿轮 1 2 3 4 齿数 87 33 58 62 37 83 19 101 第 3章 动力计算 10 传动设计 输出功率 P=速 500r/200r/ 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；印刷机；振动筛 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 稳 ，两班工作制（ 16 小时），查机械设计 ， 取 1 . 1 4 . 5 4 . 9 5 k e P k W 11 择带型 普通 械设计 3 11选取。 根据算出的 小带轮转速 3500r/查图得： 0 100 可知应选取 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 575 295表 13 表 3 Y Z A B C D E 0 75 125 200 355 500 21213500 = 2 . 9 2 , = 9 5 2 . 9 2 = 2 7 7 . 4 m 由机械设计 3得280 误差验算传动比：21280= 3 . 0( 1 ) 9 5 ( 1 2 % )d （ 为弹性滑动率） 12 误差113 . 0 2 . 9 21 0 0 % 1 0 0 % 1 . 4 3 % 5 %2 . 9 2i 符合要求 带速 1 1 0 0 3 5 0 0v = 1 5 . 4 6 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 满足 5m/以宜选用 总之，小带轮选 带轮选择 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， A 型带的初拉力 面已得到1a =z=3，则1a 1 7 2 . 6 32 s i n = 2 3 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 14 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 基准线下槽深 h 槽间距 e 8 12 15 19 37 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 15 极限偏差 1 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)，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） 算转速的计算 （ 1） 传动件的计算转速)1( m 0 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 轴 序 号 电动机 (0) 计算转速r/160 394 90 16 44( 2 )4 . 5 0 . 9 6 0 . 9 9 4 . 34 . 3 0 . 9 7 0 . 9 9 4 . 2 5( 3 ) :4 . 39 5 5 1 0 2 8 2 2 5 ( )3944 . 2 59 5 5 1 0 1 6 2 9 8 7 ( )90I 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 : 4 . 3 ; 3 9 4 / m i n ; 14 . 39 1 2 1 . 2 2 ; 2 53 9 4 12 . : 4 . 2 5 ; 9 0 / m i n ; 11 0 . 5 69 1 3 2 . 8 9 ; 3 59 0 1 I K W n rd m m d m P K W n rd m m d m m 4、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 63383 221 )1( 可得各组的模数，如表 3 45号钢整体淬火， 1 1 0 0j 按接触疲劳计算齿轮模数 m 17 633850;4;10:63384;10:0;104;m i n )/();()1(16338取轴取轴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 齿轮 1 2 3 4 齿数 87 33 58 62 37 83 19 91 模数 3 3 3 3 3 3 3 3 分度圆 直径 261 99 174 186 111 249 57 273 齿顶圆直径 267 105 180 192 117 255 63 279 齿根圆直径 宽 24 24 24 24 24 24 24 24 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 n )()1(102 0 8 8 3218 弯曲应力验算公式为： 18 )(101 9 12 3215 式中 这里取 N=4r/. , ; 轮齿数与大齿轮齿数之比 ,u=2; K 里取 T=15000h.; 1n 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 ,3K=K 【 5】 2 上，取 2K =1 1K 【 5】 2 上， 1K =1 19 【 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： 合格；弯曲应力校核：合格接触应力校核：M P aM aM ( 20 轴合理跨距的计算 由于电动机功率 P=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=9550床的最大加工直径为 260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%，故半径为 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 B 分别为 40240120 =B=F40120=据 文献 【 1】式 得： iz 前 支承的刚度： ； N/ m ；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 21 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 500r/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 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 22 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 件22 5 0 7 1 6 0 5 4 0 8 0 ( )33 l N m m 件11 3 1 7 1 3 0 2 0 6 0 5 ( )22 d N m m 件主轴载荷图如下所示： 23 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 24 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 0.1有： 25 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。 26 主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点，由