题目52-中型卧式车床主轴箱设计公比1.26最低转速31.5【机械制造学课程】【原创】
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题目52
中卧式车床主轴设计
公比1.26
最低转速31.5机械制课程
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1 宁学 课程设计 (论文 ) 中型卧式车床主轴箱设计 所在学院 专 业 班 级 姓 名 学 号 指导老师 年 月 日 2 摘 要 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， 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 第 2 章 车床参数的拟定 . 8 床主参数和基本参数 . 8 床的变速范围 R 和级数 Z . 8 定级数主要其他参数 . 8 定主轴的各级转速 . 8 电机功率 动力参数的确定 . 8 定结构式 . 9 定结构网 . 10 制转速图和传动系统图 . 11 定各变速组此论传动副齿 数 . 13 第 3 章 传动件的计算 . 16 传动设计 . 16 算设计功率 . 16 择带型 . 16 定带轮的基准直径并验证带速 . 17 定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角 . 18 定带的根数 z . 19 定带轮的结构和尺寸 . 19 5 定带的张紧装置 . 19 算压轴力 . 19 算转速的计算 . 21 轮模数计算及验算 . 22 动 轴最小轴径的初定 . 25 轴合理跨距的计算 . 26 第 4 章 主要零部件的选择 . 28 承的选择 . 28 的规格 . 28 轴弯曲刚度校核 . 28 . 29 滑与密封 . 29 第 5 章 摩擦离合器 (多片式 )的计算 . 30 第 6 章 主要零部件的选择 . 32 动机的选择 . 32 承的选择 . 32 速操纵机构的选择 . 32 的校核 . 32 承寿命校核 . 34 第 7 章 主轴箱结构设计及说明 . 35 构设计的内容、技术要求和方案 . 35 开图及其布置 . 36 结束语 . 37 参考文献 . 38 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 机械系统设计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 题目：中型普通车床主轴箱设计 7 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下： 中型卧式车床主轴箱设计，已知主轴 600= n 电 =1440P 电 =件最大回转直径 00 工件最大回转直径 正转最高转速 正转最低转速 电机功率 N（ 公比 500 1600 8 第 2 章 车床参数的拟定 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 正转最高转速 正转最低转速 电机功率 N（ 公比 500 1600 床的变速范围 R 和级数 Z R=由公式 R= 1Z ，其中 =R=以计算 z=18 定级数主要其他参数 定主轴的各级转速 依 据题目要求选级数 Z=8， =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： 0,50,63,80,100,125,160,200,250,315， 400， 500， 630， 800， 1000， 1250，1600 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 选取电机为： 定功率为 载转速为 1440r/ 9 定结构式 将主轴转速级数 18Z 分解因子，可能的方案有： 第一行 9218 2918 第二行 23318 32318 33218 在上面的两行方案中，第一行方 案是由 11 对传动副组成的两个变速组，这两个变速组串联构成了主轴的 18 级转速。这样的方案能够省掉一根轴，但有一个传动组内将出现 9个传动副。假如用一个九联滑移齿轮，那么轴向尺寸会增大。假如采用若干个双联滑移齿轮与若干个三联滑移齿轮组合使用，那么，为了防止各滑移齿轮同时啮合，操纵机构必须实现互锁。综上所述，第一行中的方案一般不采用。 对于第二行中的三个方案，将出现三个变速组，每个变数组中有 2个或者 3个传动副。我们能够采用双联或者三联滑移齿轮来变速。该行方案中总的传动副数最少，轴向尺寸较小，操纵机构也相对简单。因此 ，在主轴转速为 18 级的分级变速系统设计中，通常采用第二行中的方案。 根据公式9550可得，传动件所传递的功率 。一般情况下，从电动机到主轴为降速传动。即所谓的“近电机高转速”，从而计算转速 较高，那么需要传递的转矩就较小，尺寸也较小。根据传动副的“前多后少”原则，即将传动副较多的变速组安排在靠近电动机处，这样可以多些小尺寸的零件，少些大尺寸的零件，不 仅可以节省材料，还可以使变速箱结构紧凑。因此，对于第二行中的三种方案，我们通常采用 23318 的方案，它表示该传动系统是由 3个变速组共 8对传动副组成（不包含可能的定比传动副）。 在方案 23318 中，由于基本组与扩大组之间的排列顺序不同，又将衍生出 6种不同的方案。 6种方案的结构式如下： 1 126 23318 2 316 23318 3 162 23318 4 361 23318 5 931 23318 6 913 23318 在这 6个方案中，首先应对各个方案变速组的变速范围进行验算。在一般情况下，变速范围最大的是最后一个扩大组，所以只需要对最后一个扩大组的变速范围进行校验 。 设计机床的变速系统中，在降速传动时，为了避免从动齿轮的直径过大而使径向尺 10 寸随之增大，通常使传动副的最小传动比 4/1i 。在升速传动中，防止产生过大的噪声与震动，通常使传动副的最大传动比 2i。对于斜齿圆柱齿轮传动比较平稳，所以取 i。故，在一般情况下变速组的变速范围应满足以下条件： 108)/(m a xm a x 1 、 2 、 3 、 4 这四种方案中，最后一个扩大组都是 63 ，其变速范围： m a 3()13()1(2 rr 以不满足传动组的极限变速范围要求。 在 5 、 6 这两种方案中，最后一个扩大组都是 92 ，其变速范围： )12()1(2 22 满足传动组的 极限变速范围要求。根据中间轴变速范围最小的原则，即“前密后疏”，方案 5 为最佳方案，结构式为： 931 23318 。 定结构网 11 画出结构网如下： (变速系统共需 4根轴，其中轴为主轴 ) 13 3 92 图 3构网 制转速图和传动系统图 （ 1）选择电动机：采用 （ 2）绘制转速图： 12 （ 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 2 1 (m+D) 轴最小齿数和 :+D/m) 13 图 2主传动系统图 定各变速组此论传动副齿数 (1)100型机床 02)直齿圆柱齿轮 18 7） 齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等， 据设计要求 1820,齿数和 00 120，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 （ 1） 确定各变速组内齿轮齿数 14 由以上确定的各个传动比，根据 参考文献 1表 5： 1 1 ， 1， ， 58， 60， 62， 64， 66， 68， 70， 72， 74， 76， 时， ， 56， 59， 61， 63， 65， 66， 68， 70， 72， 74， 时， 57， 59， 60， 62， 65， 67， 70， 72， 73， 75， 可知， 70和 72是共同适用的，可取 72。再由参考文献 1表 536、 32和 28。则： 28/44/3 ； 32/40/2 ； 32/40/2 2 ， 2， 时， ， 70， 72， 74， 75， 77， 79， 81， 82， 83， 84， 时， ， 70， 72， 73， 75， 77， 78， 80， 82， 83， 85， 时， ， 66， 67， 70， 71， 75， 79， 80， 83， 84， 87， 可取 83，查出齿轮齿数为： 37、 32、和 20。 46/37/2 ； 32/51/2 ； 20/63/3 3 15 411i 6 ， 12i 341， 80， 84， 85， 95， 96， 99， 100， 104， 105， 12， ， 92， 93， 95， 96， 98， 99， 101， 102， 104， 可取 99，查出齿轮齿数为： 20和 33。则： 20/79/2 ； 66/33/2 16 第 3 章 传动件的计算 传动设计 输出功率 P=速 440r/00r/ 计算设计功率 Pd 表 4作情况系数原动机 类 类 一天工作时间 /h 10 1016 16 10 1016 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 7 . 5 8 . 2 5 k e P k W 择带型 普通 械设计 3 17 11选取。 图 4带型功率转速图 根据算出的 1440r/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 0075 295表 13 表 4带带轮最小基准直径 槽型 Y Z A B C D E 0 75 125 200 355 500 21211440 = 1 . 8 , = 1 0 0 1 . 8 = 1 8 0 m 由机械设计 3得280 误差验算传动比：21180= 1 . 8 2( 1 ) 1 0 0 ( 1 2 % )d （ 为弹性滑动率） 18 误差111 . 8 2 1 . 81 0 0 % 1 0 0 % 2 . 0 4 % 5 %1 . 8 2i 符合要求 带速 1 1 0 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 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=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 20 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 4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 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 4 21 （ 2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮 ( 300 )，如图 4 （ 3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮 (d) 100 )，如图 4 （ 4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮 ( 500 )，如图 4 （ a） （ b） （ c） （ d） 图 4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）主轴的计算转速 公式 nj=3/( z 得，主轴的计算转速 取 100r/ (2). 传动轴的计算转速 轴 3=400 r/ 轴 2=630 r/ 1=800r/ （ 2）确定各传动轴的计算转速。 表 3各轴计算转速 （ 3） 确定齿轮副的计算转速。 3 表 3齿轮副计算转速 序号 00 630 630 400 轴 号 轴 轴 轴 计算转速 r/ 800 630 400 22 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 63383 221 )1( 可得各组的模数，如表 3示。 表 3模数 （ 2） 基本组齿轮计算 。 基本组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 1 2 3 齿数 32 40 28 56 24 48 分度圆直径 128 160 112 224 96 192 齿顶圆直径 136 168 120 232 104 200 齿根圆直径 118 150 102 214 86 182 齿宽 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 P n )()1(102088 3218 组号 基本组 第一扩大组 第二扩大组 模数 4 4 5 23 弯曲应力验算公式为： P )(101 9 12 3215 式中 这里取 r/. ; , m=4（ ; 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 24 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： j=635 jw=78 w（ 3） 扩大组齿轮计算 。 第一扩大组 齿轮几何尺寸见下表 齿轮 4 5 6 齿数 46 37 32 51 20 63 分度圆直径 184 148 128 204 80 252 齿顶圆直径 192 156 136 212 88 260 齿 根圆直径 174 138 118 194 70 242 齿宽 24 24 24 24 24 24 第二扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 5 6 齿数 66 33 20 79 分度圆直径 330 165 100 395 齿顶圆直径 340 175 110 405 25 齿根圆直径 宽 24 24 24 24 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： j=619 jw=135 w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： d=4 或 d=91 4 式中 N* T=9550000； = 01 。 各轴最小轴径如表 3 表 3最小轴径 26 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=95509550 该机床为车床的最大加工直径为 500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 30这里取 35%，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 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 =38 9 = 【 1】图 3 原假设接近，所以最佳跨距0l=120 40 号 轴 轴 最小轴径 35 40 27 合理跨距为（ 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。 28 第 4 章 主要零部件的选择 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 的规格 错误 !未找到引用源。 =10 未找到引用源。 未找到引用源。 =8 错误 !未找到引用源。 =14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 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 (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L=450当量外径 21 = 52 1 1 04 5 0 主轴刚度： 因为 di/5/285=以孔对刚度的影响可忽略； 29 4442410)110450(03)()(103 442kN/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 61010 ( ) 1 7 6 3 960 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。 30 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 2 6摩擦片的外径 D 的确定，直接影响离合器的径向和轴向
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