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题目 56 中型 卧式 车床 主轴 设计 机械制造 课程 原创

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机械制造装备设计课程设计 主轴箱设计 院 系：机械工程学院 专 业：机械设计制造及其自动化专业 班 级： 学 号： 姓 名： 指导老师： 日 期： 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数表 最大加工直径最高转速( 最低转速 ( 电机功率P （ 公比 转速级数Z 400 1400 2 目 录 绪论 . 1 第 1 章 设计目的 . 1 第 2 章 普通车床主动传动系统参数的拟定 . 1 知条件 . 1 床参数和电动机的选择 . 1 定转速级数 . 1 床的规格 . 2 第 3 章 运动设计 . 2 定传动方案 . 2 定结构式 . 2 计结构网 . 3 定各轴转速 . 3 定转速图 . 4 定各变速组传动副齿轮齿数 . 4 制传动系统图 . 6 第 4 章 动力设计 . 7 传动设计 . 7 轮传动设计 . 9 的设计与校核 . 11 轴设计计算及校核 . 16 式摩擦离合器的选择和计算 . 19 承的选用及 校核 . 20 的选用及校核 . 21 第 5 章 轴承端盖设计 . 22 第 6 章 箱体的结构设计 . 22 体材料 . 22 体结构 . 23 第 7 章 润滑与密封 . 23 滑设计 . 23 滑油的选择 . 24 总结 . 25 参考文献 . 26 1 绪论 主传动系统的设计是机床设计中非常重要的组成部分，本次设计主要从机床的级数入手，与结构式，结构网拟定，再到齿轮和轴的设计，再选择主传动配合件对轴和齿轮及配合件进行校核，将主传动方案“结构化”，设计主轴变速箱装配图及零件图，侧重进行传动轴组件、主轴组件、变速机构、箱体、润滑、与密封、传动轴及滑移齿轮零件的设计，完成设计任务。 本次突出了机构设计的要求，在保证机床的基本要求下，根据机床设计的原则拟定结构式和结构网，对机床的 机构进行精简，力求降低生产成本；主轴和齿轮设计在满足强度要求的同时材料的选择也应采用折中的原则，不选择过高强度的材料从而造成浪费。 第 1章 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。 第 2章 普通车床主动传动系统参数的拟定 知条件 最大加工直径为 D= 400 主轴最高转速 1400r/ 最低转速 电动机的功率为 4床参数和电动机的选择 此经济型数控车床根据任务书上提供的条件，电动机的功率为 4择电动机的型号为 动机具体数据如下表所示： 电动机参数表 电动机信号 额定功率 满 载转速 级数 同步转速 440r/级 1500r/定转速级数 根据任务书提供的条件，可知传动公比 = 根据机械制造装备设计由公式： 1 则有： Z= 2 转速范围 上述综合可得 此可知机床主轴共有 12级。 因为 =根据机械制造装备设计查表标准数列。首先找到最小极限转速 每跳过 5 个数（ 取一个转速，即可得到公比为 45、 63、 90、 125、 180、 250、 355、 500、 710、 1000、 1400 r/ 床的规格 根据以上的计算和设计任务书可得到本次设计车床的基本参数： 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数表 最大加工直径最高转速( 最低转速 ( 电机功率P （ 公比 转速级数Z 400 1400 2 第 3章 运动设计 定传动方案 拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个传动系统的确定。传动型式则指传动和变速的元件、机构以及其组成、安排不同特点的传动型式、变速类型。传动方案和型式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此，确定传动方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济性等多方面统一考虑。 定结构式 由 Z=12可得： 322122321222312 主变速传动系从电动机到主 轴，通常为降速传动，接近电动机的传动转速较高， 传动的转矩较小，尺寸小一些，反之，靠近主轴的传动件转速较低，传递的转矩较大，尺寸就较大。因此在拟定主变速传动系时，应尽可能将传动副较多的变速组安排在前面，传动副数少的变速组放在后面，使主变速传动系中更多的传动件在高速范围内工作，尺寸小一些，以节省变速箱的造价，减小变速箱的外形尺寸；也就是满足传动副前多后少的原则，因此确定传动方案为： 12=3 2 2； 由 12=3 2 2传动式可得 6种结构式和对应的结构网。分别为： 361631 22312 22312 124214 22312 22312 612162 22312 22312 依据传动顺序与扩大顺序相一致的原则选择方案为 ：631 22312 ； 3 计结构网 传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围：在降速传动时，为防止被动齿轮的直径过大而使进径向尺寸过大，常限制最小传动比， 1/4，升速传动时，为防止产生过大的振动和噪音，常限制最大传动比 2i ，斜齿轮比较平稳，可取 i ，故变速组的最大变速范围为 8 10。检查变速组的变速范围是否超过极限值时，只需检查最后一个扩大组。因为其他变速组的变速范围都比最后扩大组的小，只要最后扩大组的变速范围不超过极限值，其他变速组就不会超过极限值。 依据中间轴变速范围小的原则设计设计结构网如下所示： 系统结构网图 检查传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组： 82 / 0 . 2 5/m i a a 1012(6)1(2 22 其中 ， 62 X ， 22 P ； 最后一个扩大组转速符合要求，则其他变速组的变速范围肯定也符合要求。 定各轴转速 1总降速变速比 0 2 4 0/m i n 440 不符合转速数列标准，因而增加一定比变速副。 2变速轴轴数 = 变速组数 + 定比变速副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。 34 在五根轴中，除去 电动机轴，其余四轴按变速顺序依次设为、（主轴）。与、与、与轴之间的变速组分别设为 a、 b、 c。现由（主轴）开始，确定、轴的转速。 已知各级转速如下： 1400、 1000、 710、 500、 355、 250、 180、 125、 90、 63、 45、 先来确定轴的转速 变速组 c 的变速范围为 10,8841.1 m a R ，故两个传动副的传动比必然是两个极限值： 41141、 11222 合结构式，轴的转速只有一种可能： 125、 180、250、 355、 500、 710。 确定轴的转速 变速组 ，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致变速比太小， 转速确定为： 355、 500、 710。 定轴的转速 对于轴 ，其级比指数为 1,可取： 121=2121=11确定轴转速为 710； 电动机与轴的定变传动比 440 i ； 定转速图 定各变速组传动副齿轮齿数 确定齿轮齿数的原则和要求： 齿轮的齿数和 应过大；齿 轮的齿数和 大会加大两轴之间的中心距，使机床结构庞大，一般推荐 100 200. 最小齿轮的齿数要尽可能少；但同时要考虑： 5 最小齿轮不产生根切，机床变速箱中标准直圆柱齿轮，一般最小齿数 18； 受结构限制的最小齿轮最小齿数应大于 18 20； 齿轮齿数应 符合转速图上传动比的要求：实际传动比（齿数之比）与理论传动比（转速图上要求的传动比）之间又误差，但不能过大，确定齿轮数所造成的转速误差，一般不应超过 10%（ %， 即： ）（理实理 110 n % 理n 实 齿轮齿数的确定，当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和 小齿轮的齿数可以从机械制造装备设计表 3般在主传动中，最小齿数应大于 18 20。采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的 齿数关系：三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于 4，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。 根据表 3机械制造装备设计主编赵雪松、任小中、于华）查得 传动组 a: 由 2/1/1 21 1/13 ： 57、 60、 63、 66、 69、 72、 75、 78 ： 63、 65、 67、 68、 70、 72、 73、 77 1/13 ： 58、 60、 62、 64、 66、 68、 70、 72、 74、 76 可取 2,于是可得轴齿轮齿数分别为： 24、 30、 36。 于是 48/241 42/302 36/363 齿轮 12328 35 42 84 轴齿数 56 49 42 传动组 b： 由 1/12 ： 69、 72、 73、 76、 77、 80、 81、 84、 87 1/12 ： 70、 72、 74、 76、 78、 80、 82、 84、 86 可取 4，于是可得轴上双联齿轮的齿数分别为： 22、 42。 于是 62/221 42/422 轴上两齿轮的齿数分别为： 62、 42。 齿轮 12轴齿数 22 42 84 轴齿数 62 42 传动组 c: 查表 84/11 22 6 4/11 ： 84、 85、 89、 90、 94、 95 22 ： 72、 75、 78、 81、 84、 87、 89、 90 取 0. 4/11 轴齿轮齿数为 18； 22 轴齿轮齿数为 30。于是得 72/181 30/602 轮数据如下表所示： 齿轮 12轴齿数 18 60 90 轴齿数 72 30 制传动系统图 7 第 4章 动力设计 传动设计 间距 于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定比传动。电动机转速 n=1440r/递功率 P=4动比 i=班制，一天运转 16小时，工作年数 10年。 (1)确定计算功率： 由机械设计 156K 查得 由机械设计1568： )( 因此根据1n 由机械设计157带轮选型图选用 (2)确定带轮的基准直径 D ， D 带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径 D 不宜过小，即 =75机械设计157 8D =125 由机械设计1508式： 11212 式中： n n 般取 故 257101 4 402 ， 由机械设计15750 (3)验算带速度 V， 按机械设计1508算带的速度 V= 00601 4 0060 11 所以 05 ，故带速合适。 (4)初定中心距0通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选 取： 根据机械设计 152P 经验公式（ 8 )(2)(1021 125+250） 0A 2（ 125+250） 8 即： 263 0A 750； 取 0A =600(5) 由机械设计1588算带轮的基准长度： 02122100 422 代入数据为： 6 0 04 )1 2 52 5 0()2 5 01 2 5(26 0 022 =机械设计146整到标准的基准长度取整为8006)确定实际中心距 按机械设计1588算实际中心距 = 0A +2 0=600+2 =7)验算小带轮包角 1 根据机械设计1588 D 21 故主动轮上包角合适。 (8)确定三角带根数 Z 根据机械设计1588 00p p k k 查表机械设计 153P 表 8i= 得0p= 表机械设计表 8=表机械设计表 8度系数=3 根； (9)计算预紧力 查机械设计表 8q=m 由机械设计式（ 8 20 ) 0 0 其中： m/s； kg/m；取 q=m。 v = 1440r/ s。 00 20 （ 10）计算作用在轴上的压轴力 根据机械设计1588 9 92 8s i 0322s i 0 （ 11）带轮结构设计： 为 1 0 03 0 02 5 01 ，所以采用孔板式结构，查 3机械设计机械设计基础课程设计表 9 2242140238491010轮传动设计 （ 1） -轴： 按齿轮弯曲疲劳计算： 332jw 其中： 由以上计算可知： ； 332jw = 按齿面点蚀计算： 3 取 A=82； 由中心距 22221 m j 圆整为 3 模数 m 取第一变数组齿轮模数因取 m=3； (2) -轴： 按齿轮弯曲疲劳计算： 332jw 其中： 332jw = 按齿面点蚀计算： 10 3 ；取 A=114； 由中心距 42221 m j 圆整为 0.3 模数 m 取第一变数组齿轮模数因取 m= (3) -轴： 按齿轮弯曲疲劳计算： 332jw 其中： 由以上计算可知： ； 332jw = 按齿面点蚀计算： 490 03 7 0 33 ；取 A=125； 由中心距 52221 m j 模数 m 取齿轮模数因取 m=4； 变速组 -轴 -轴 -轴 模数 m 3 3 4 由公式 )( 为模数；mm 得： 第一套啮合齿轮 53105 ）（53105 ）（ m 04105 ）（了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小 而增大轮齿的载荷，设计上，应使小齿轮齿宽比相齿合的另一齿轮宽一些。 标准齿轮参数： *2 0 h 1 c 0 . 2 5 度 ， ，从机械原理表 5齿顶圆直径 2+(= *1； 齿根圆直径 22( 1 ； 11 分度圆直径 ； 齿顶高 =； 齿根高 +(= *； 齿轮的具体值见下表： 模数 齿数 齿宽 分度圆直径 齿顶圆直径6 24 108 114 6 24 108 114 4 24 72 78 8 24 144 150 0 24 90 96 2 24 126 132 22 24 66 72 2 24 126 132 2 24 186 192 2 24 126 132 18 24 72 80 62 4 5 60 24 240 248 230 72 24 288 296 278 30 24 120 128 110 )(1 0 82 )( 21 ； )(126 ； )(1802 28872 ； 的设计与校核 （ 1）确定主轴的计算转速： 由转速图可知：主轴的计算转速是低速第一个三分之一变速范围的最高以转速，即 12 0 同理可得各传动轴的计算转速： 轴 计算转速r/10 355 125 90 （ 2）确定各齿轮的计算转速： 传动组 18/72 只需计算 z = 18 的齿轮，计算转速为 355r/60/30只需计算 z = 30的齿轮，计算转速为 250r/ 传动组 z = 22 的齿轮，计算转速为 355r/ 传动组 z = 24 的齿轮，计算转速为 710r/ （ 3）核算主轴转速误差： m i n/042/4242/42256/1261440 实400 标%5%001 4 0 0 )1 4 0 1 7(%100)( 标标实即主轴转速合适。 （ 4）各轴的功率： 取各传动件效率如下： 带传动效率： 轴承传动效率： 齿轮传动效率： 则有各传动轴传递功率计算如下： d d 321 2 d 3231 32 d 4341 32 （ 5）计算各轴的输入转矩： 由机械原理可知转矩计算公式为： 9550)( 4 049 5 5 09 5 5 0 )( 0 5 09 5 5 0 21 )(955 0 2321 2 )(3231 32 )(4341V 32 13 以上计算数据总结如下： 传动轴 电机轴 传动功率 递转矩 6）传动轴的直径估算： 当轴上有键槽时， d 值应相应增大 4 5%;当轴为花键轴时，可将估算的 %为花键轴的 小径 ;空心轴时， b， 械设计手册表 7 轴有键槽， 轴和 轴因为要安装滑移齿轮所以都采用花键轴 ,有键槽并且轴为空心轴 a.轴的设计计算 : （ 1）选择轴的材料 由文献 1中的表 1115号钢，调质处理，硬度 2 1 7 2 2 5 ，M P a ， M P ， M P 。 （ 2）按扭矩初算轴径 根据文献 1中式（ 11并查表 11 C=115，则 )( 5 33 考虑有键槽和轴承，轴加大 5%： 51( 所以取 d=22mm b. 轴的设计计算 : （ 1）选择轴的材料 由文献 1中的表 1115号钢， 调质处理，硬度 2 1 7 2 2 5 ，M P a ， M P ， M P 。 （ 2）按扭矩初算轴径 根据文献 1中式（ 11并查表 11 C=115，则 )(253 5 5 33 考虑有键槽，轴加大 5%： 51( 所以取最小 d=30mm c. 轴的设计计算 : （ 1）选择轴的材料 由文献 1中的表 1115号钢，调质处理，硬度 2 1 7 2 2 5 ，M P a ， M P ， M P 。 (2）按扭矩初算轴径 根据文献 1中式（ 11并查表 11 C=115，则 )( 5 33 有键槽和轴承， 轴加大 5%： 51( ； 取 d=38根据以上计算各轴的直径取值如下表示： 轴 轴 轴 轴 最小轴径值 22 30 38 14 （ 7） 轴的结构设计及校核计算： （ 1）确定轴各段直径和长度： 1L 段：安装圆锥滚子轴承， ； 130 11 2L 段：安装两个个双联齿轮块，同时利用轴肩定位轴承，由轴肩计算公式)(3 1 )( 0 . 0 7d)0 . 1( 0 . 0 7h 所以取；有结构确定 6036 22 ； 3装圆锥滚子轴承， ； 13033 （ 2）轴的强度校核： 轴的校核主要校核危险截面已知轴齿轮 6、齿轮 8数据如下： ；右左 求圆周力：；径向力 ta F ； ；a a a a 轴承支反力： ； 右左齿轮 6对轴的支反力： ；15 齿轮 8对轴的支反力： ；垂直面的弯矩： ；：齿轮；： 由以上计算可知危险截面在轴的右端齿轮 6处，跨距 282径为 48； 轴承的支反力： ；水平面弯矩： ；左 3 9 61 0 5 合成弯矩： ；3 7 22221 已知转矩为： ； 转矩产生的剪力按脉动循环变化，取 ； 截面 ;( 22c c 校核危险截面 ；M P 136c 则有该轴强度满足要求。 同理可知，按照此方法校核其他传动轴，经检验，传动轴设计均 符合要求。 转矩图 16 轴设计计算及校核 主轴上的结构尺寸虽然很多，但起决定作用的尺寸是：外径 D、孔径 d、悬伸量 。 17 主轴的外径尺寸，关键是主轴前轴颈直径 1D 。一般按照机床类型、主轴传递的功率或最大加工直径，参考表 3D 。最大回转直径 400P=4械制造装备设计表 3轴颈应 105701 D ,初选 01 ,后轴颈 12 ) 取02 。 很多机床的主轴是空心的，为了不过多的削主轴刚度，一般应保证 d/D 轴上的键的选用和强度校核： 轴与齿轮的联接采用普通平键联接，轴径 d=48轮快厚度 L=递扭矩 267840；选用 选键型号为 791 09 6,7014 )(70 。查机械设计表 7 M P 0,1 0 0 。由机械设计式（ 7式（ 7 M P p 11001448/(2 6 7 8 4 04/4 由上式计算可知挤压强度满足。 M P 11001448/(2 6 7 8 4 02/2 由上式计算可知抗剪切强度满足。 主轴上的键的选用和强度校核 主轴与齿轮的联接采用普通平键联接，轴径 d=80轮快厚度 L=95递扭矩 357230 ；选用 于主轴空心所以选择键 791096,801422 )(80 。查机械设计表 7 P 0,1 0 0 。由机械设计式（ 7式（ 7 22 M P P 1 1 001480/(3 5 7 2 3 04/4 由上式计算可知挤压强度满足。 M P 1 1 002280/(3 5 7 2 3 02/2 由上式计算可知抗剪切强度满足。 第 5章 轴承端盖设计 参照机械设计及机械制造基础课程设计减速器端盖设计方案来设计主轴箱端盖，材料采用 据轴承外径确 定各端盖的结构尺寸，如图所示： (依据该参数设计各轴承端盖，详见装配图纸图案 ) 第 6章 箱体的结构设计 体材料 箱体多采用铸造方法获得，也有用钢板焊接而成。铸造箱体常用材料为 度为螺钉直径；为轴承外径；由结构确定；36430533023030)42()1510(23 要求较高的箱体用 有热变形要求小的情况下才采用合金铸铁，采用 床身做成一体的箱体材料应根据床身或导轨的要求而定。箱体要进行时效处理。 体结构 1、箱体结构设计要点 （ 1） 根据齿轮传动的中心距、齿顶圆直径、齿宽 等几何尺寸，确定减速器的箱体的内部大小。由中心距确定箱体的长度 ，由齿顶圆直径确定箱体的高度。由齿宽来确定箱体的宽度。 （ 2） 依据铸造（或焊接）箱体的结构尺寸、工艺要求，确定箱体的结构尺寸，绘制箱体。如箱盖，箱座及螺栓的尺寸。 （ 3） 根据齿轮的转速确定轴承润滑的方法与装置，选择轴承端盖的类型。 （ 4） 附件设计与选择。同时，可以进行轴系的结构设计，选择轴承。 箱体的尺寸 名称 符号 尺寸关系 箱座壁厚 15 主轴左侧凸缘厚 1b 73 箱座 凸缘厚 b 32 主轴右侧凸缘厚 2b 37 外箱壁至轴承端面距离 1l 12( 5 1 0 ) 齿轮顶圆与内箱壁距离 1 18 齿轮端面与内箱壁距离 2 10 2、铸造工艺性要求 为了便于铸造以及防止铸件冷 却时产生缩孔或裂纹，箱体的结构应有良好的铸造工艺性。 3、加工工艺性对结构的要求 由于生产批量和加工方法不同，对零件结构有不同要求，因此设计时要充分注意加工工艺对结构的要求。 4、装配工艺对结构的要求 为了更快更省力地装配机器，必须充分注意装配工艺对接否设计的要求。 第 7章 润滑与密封 滑设计 （ 1） 普通机床主轴变速箱多用润滑油，其中半精加工、精加工和没有油式摩擦离合器的机床，采用油泵进行强制的箱内循环或箱外循环润滑效果好。粗加工机床多采用结构简单的飞溅润滑点。 （ 2） 飞溅润滑 要求贱油件的圆周速 度为 8米 /秒，贱油件浸油深为 10 20 毫米（不大于 224 3倍轮齿高）。速度过低或浸油深度过浅，都达不到润滑