普通车床的八级主轴箱部件设计车床8级变速主轴箱设计【毕业论文+CAD图纸全套】

买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985课程设计普通车床的八级主轴箱部件设计买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985目录1运动设计311原始参数312机床运动参数的确定3121确定主电机3122主传动系统的拟定3123确定齿轮的齿数5124确定系统的传动系统图52动力设计621确定各轴转速622带传动设计623各传动齿轮模数的确定、校核和结构尺寸8231模数的确定8232校核轮齿弯度疲劳强度10233滑移齿轮的结构尺寸1124确定各轴的最小直径123结构设计1331主轴组件的设计13311主轴前后轴直径的选择13312主轴内孔直径的确定13313主轴前端伸长量A13314主轴组件最佳跨距选择14315轴的校核15316主轴组件的选择1832操纵机构的设计19321设计计算19322结构设计2133箱体设计214润滑22411润滑剂的选择22412润滑方式22感想23参考文献24买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098531买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709854运动设计11原始参数主电机的功率3KW买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709855最大转速1600R/MIN最低转速315R/MIN公比126工件材料钢铁材料道具材料硬质合金12机床运动参数的确定121确定主电机电机功率3KW电机型号J02324电机转速1430R/MIN122主传动系统的拟定拟定传动方案，包括传动形式选择以及开停、制动、换向、操纵等整个传动系统的确定。传动形式则指传动和变速的元件，机构以及组成，安排不同特点的传动形式，变速类型。传动方案和形式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此，确定传动方案和形式，要从结构、工艺、性能及经济性等多方面统一考虑。确定结构式方案A4218方案B结构网如下所示图118级结构网的两种方案主变速传动系从电动机道主轴，通常为降速传动，接近电动机的转速较高，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，传动的转矩较大，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，减少变速箱的外形尺寸也就是满足传动副前多后少的原则，买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709856确定传动方案。通过验算最后扩大组的变速范围5261R24）（A0B所以方案A为优A拟定转速图传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围在降速运动时，为防止齿轮的直径过大而使其径向尺寸过大，常限制最小传动比，升速传动时，为41MIN防止产生过大的振动和噪音，常限制最大传动比，斜齿轮比较平稳，可取2MAXI，故变速组的最大变速范围为。检查变速组的变速范围52MAXI08/NAXR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。由查表选取标准转速，其标准转速是4061315，400，500，630，800，1250，1600由此可以确定系统的转速图4218MAXINR图12转速图的拟定123确定齿轮的齿数确定齿轮齿数的原则和要求齿轮的齿数和不应过大；齿轮的齿数和过大会加大两轴之间的中心距，使ZSZS机床结构庞大，一般推荐。102最小齿轮的齿数要尽可能少但同时要考虑买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709857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；18MINZ受限制的最小齿轮齿数应大于1820；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）之间有误差，但不能过大，确定齿数所造成的转数所造成的转速误差，一般不应超过001由系统结构图和转速图可知，系统采用双联滑移齿轮1AIZ60,24,68,72,4S25316AIZ,0,42846278S由以上几行可以挑出，和72是共同适用的。选取，则从表中可以查S5Z72SZ出小齿轮齿数分别是36，32，28，24，即，136/AI23/40AI38/4AI。4/8AI124确定系统的传动系统图由以上可以确定系统的传动系统图，为图138级传动系买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098582动力设计21确定各轴转速（1）确定主轴计算转速81133MIN52640R/MINZIV（2）各传动轴计算转速轴的可从主轴460R/MIN按的传动副找上去3轴的计算转速630R/MIN轴的计算转速1000R/MIN轴的计算转速1250R/MIN（3）各齿轮的计算转速传动组C中24/48只计算的齿轮，计算转速；924Z9Z80R/MINJCN40/32只计算的齿轮，计算转速；363J传动组B中主动齿轮、，计算转速为；56851/IJBZ传动组A中主动齿轮、，计算转速为。122RJ（4）核算主轴误差213074N实6R/MIN标0015615实标标所以合适。22带传动设计V带传动中，轴间距A可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽之间会有打滑，宜可缓和冲击和隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸较大，机床中常用作电机输出轴的定比传动。电动机转速,传递功率,传动比,0143R/MIN0847I两班制一天运转161小时，工作年数10年。（1）确定计算功率由机械设计表210工作系数查得AK由机械设计式（221）得0139KWCP（2）选取V带型根据小带轮的转速和计算功率，选A带型（3）确定带轮直径和验算带速带轮的直径越小，带的弯曲应力越大。为提高带的使用寿命，小带轮的直径不应过小，即。查机械设计表24和表24取小带轮基准直径1MIN75D125MD则2143125M买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709859直径系列值M140D2实际传动比5892I传动比相对误差007425I故允许验算带速131539M/S,26060DNV故带速合适（4）确定传动中心距和带的基准长度带轮的中心距，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，根据机械设计经验公式（223）设中心距为，则0A121205DD于是53074A初取中心距0M带长21012026MLAD由机械设计表（22）查取相近的基准长度，DLM1250按机械设计公式（224）计算实际中心距005144722DLA（5）验算小带轮的包角由机械设计公式（22）得OOA1093571812O故合适（6）确定带的根数由机械设计公式（1227）得0392063120CLPZK即取带数Z3（7）计算带的张紧力0F查机械设计表（21），1KG/MQ由机械设计式（29）得2C025089NZPKFVV（8）计算作用在轴上的压轴力根据机械设计式（229）得买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985101017932SIN2308SIN6051N2QFZ23各传动齿轮模数的确定、校核和结构尺寸231模数的确定A传动组36齿齿轮的模数齿轮接触疲劳强度计算（1）计算工作转矩661P2859509090M1TNN（2）初步计算小齿轮直径1312DHU查表取，96A155,36MMDBZ，31201845取，则齿宽8DB（3）按齿轮接触疲劳强度计算设计2112EHDZKTU，设计齿轮精度为7级，0A1395M/S60DNV，1KV1DZMKT2/02312AFKTB查表取，2611VA（4）齿面接触应力，,5ZHMPE891283COS9DZ，0361421312EHDZKTU买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098511232160918950875M8，取0623741ZDM3M则185B同理32齿齿轮的模数70136281COS238121Z074Z21312EHDZKTU23609189508M6782取，170MD则3296Z51BB传动组26631C280953906758M1PTNN1480369Z21312EHDZKTU236075819850748M2买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098512取，375MD68253ZD取,1,MDB则63M35284DZC传动组32齿齿轮的模数36644C32095910914192MPTNN7028OS821Z0374Z243421EHDZKTU236075819850286M1取，490MD9324ZD取，3188,6MDB则129Z4MB故都可以统一取3232校核轮齿弯度疲劳强度A传动组36齿齿轮校核由图查的4521AFY由图查的6S因，所以96940750由MPAYMDKTSAFF23182B211查图4213得MPL6I买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098513查表410,取601MINFS由图422得84NY查图423得1X由MPASFL531MIN由F1A46211故36齿齿轮弯曲疲劳强度满足要求同理可进行A传动组中其他齿轮和B传动组、C传动组齿轮的弯曲疲劳强度校核。经计算都满足要求。233滑移齿轮的结构尺寸（1）A传动组双联滑移齿轮总长12KLB其中，齿轮宽度53MM插齿刀退刀槽的宽度6K换位用拨叉槽的宽度，取172B12B拨叉槽边到齿轮端面的距离3K拨叉槽深度16MH轮毂直径根据花键轴根径，取142D得25325L（2）B传动组双联滑移齿轮总长1KB其中，齿轮宽度68M插齿刀退刀槽的宽度K换位用拨叉槽的宽度，取1752B12MB拨叉槽边到齿轮端面的距离3K拨叉槽深度16MH轮毂直径根据花键轴根径，取14D得28320L（3）C传动组双联滑移齿轮总长1KB其中，齿轮宽度84M插齿刀退刀槽的宽度6K换位用拨叉槽的宽度，取1752B12MB买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098514拨叉槽边到齿轮端面的距离3M2KB拨叉槽深度162BH轮毂直径根据花键轴根径，取14D得4372L图21C传动组双联滑移齿轮示意图24确定各轴的最小直径当轴上由键槽时，D值应相应增大45；当轴为花键轴时，可将估算值减小7为花键轴的小径；空心轴时，需乘以计算系数B，B值见机械设计手册表712。（1）轴的直径，950皮MIN/120RN轴自身材料选用45号钢，故C由13348IPDCN（2）轴的直径，90齿IN/102RN轴自身材料选用45号钢，故C由233514MPDN（3）轴的直径，90IN/60RN买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098515由33091187M6IPDCN4轴的直径,24IN/4R由3340916IVPDN买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或11970985163结构设计31主轴组件的设计主轴部件是机床实现旋转运动的执行件，是机床上的一个重要部件。主轴部件由主轴、主轴支承和安装在主轴上的传动件、密封件等组成。主轴部件带动工件或刀具完成工件表面的形成运动，传动运动和动力；主轴部件还是工件或刀具的支撑件，承受切削力、进给力、驱动力和工件或刀具的重量等，并保证工件（或刀具）与机床其他部分由精确的相对位置；保证其回转轴心位置准确、稳定，以达到预期的加工精度和表面粗糙度。以上特点是主轴部件和普通传动轴驱动部件的主要区别。因为机床功能不同，主轴部件的结构也多种多样，但各种主轴部件都有其共同特点在使用上都要求它具有与该机床工作性能相一致的回转精度、抗振性、耐磨性等，还要求温升低，热变形小。在结构上要求能完善解决工件或刀具的定位装夹、主轴及其轴承定位、轴承间隙的调整以及润滑、密封等问题，以适应主轴高速化、高精度的发展方向并满足便于制造、装配、维修等共性问题。下面对主轴的重要尺寸参数及主轴结构的设计做详细的说明311主轴前后轴直径的选择主轴的外径尺寸，关键是主轴前轴颈直径，一般按照机床类型，主轴传递的功率或最大回转直径，参考表37选取，最大回转直径250MM的车床，查机械制造装备设计表37，前轴颈应70105，初选，后轴颈，中间轴颈故选前轴承型号为32014中间轴承型号为32011312主轴内孔直径的确定主轴孔径过小，使从中通过的棒料或拉杆直径受到限制，而且深孔加工也较为困难。主轴孔径可减小主轴重量，提高固有频率。为了扩大机床的使用范围，主轴孔径也应适当增大。但是，当主轴外径一定时，增大孔径受到结构和刚度要求的限制孔径增大会减小主轴的壁厚，如果轴壁过薄，就要影响主轴正常工作。对于中型机床主轴后轴颈的直径与孔径之差不要小于2025MM，主轴尾端最薄处的直径差不要小于1015MM。同时，孔径的增大会削弱主轴的刚度，主轴端部的刚度与截面惯性矩成正比。主轴孔径D确定后，可根据主轴的使用及加工要求选择锥孔的锥度。锥孔仅用于定心是，锥度应取大些；若锥孔除用于定心外，还要求自锁，借以传递转矩时，锥度应小些。本次设计车床的主轴的内孔直径是渐变的，前轴颈端为40MM，后轴颈端为24MM313主轴前端伸长量A主轴悬伸量是指主轴前端至前支撑点的距离，它的大小对主轴组件的刚度和抗振性有显著影响。悬伸量小，轴端位移就小，刚度得到提高。在主轴尺寸参数中，主轴悬伸量对主轴组件静动态特性的影响最大。主轴悬伸量的大小往往受到结构限制，主要取决于主轴前端部的结构型式及尺寸、刀具或夹具的安装方式、前轴承的类型及配置、润滑与密封装置的结构尺寸等。主轴设计时，在满足结构要求的前提下，应最大限度地缩短主轴的悬伸量A减小主轴前端伸长量对提高主轴组件的旋转精度、刚度和抗震性有显著效果，因此在主轴设计时，在满足结构的前提下，应最大限度的缩短主轴前端伸长量A，根据结构，定悬伸量MA10买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098517314主轴组件最佳跨距选择支承跨距L是指主轴相邻两支承的支反力作用点之间的距离。合理确定主轴支承跨距L是获得主轴部件的最大静刚度的重要条件之一。支承跨距L对主轴刚度的影响比较复杂。经分析计算可知，对于两支承主轴跨距，当主轴受切削力F作用时，主轴和支承部件都要变形并引起主轴轴端位移。它是主轴本身弯曲在轴端的弯曲变形Y1，和轴承变形所产生的端部位移Y2的叠加。考虑到机械效率为09主轴最大的输出转矩NPT0564935046950床身最大加工直径约为最大回转直径的60。取50即为125MM，故半径为01125M切削力NFC3610背向力CP8055故总的作用力NFCP4036136222假设，3/AL17ML前后支撑,分别为ARBNLFA2935208AB671根据91080RCOS9IZLADKVV,NFA261B3，,，8MALAL7B3A1I2BIN695COS1289319001B47063425/AK19/1ED4640802910MI7756363AEA主轴最佳跨距由图查/0AL与原假设相符1买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098518315轴的校核3151轴的受力分析NDTFT852739021TR307TANAN先作出轴的受力计算简图（即力学模型）由前面可知压轴力61QF3152校核轴的强度如图所示图22载荷图买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098519计算如下（1）水平面受力以A为基点049121690XCTXBTFF以C为基点4327A21TTXCBXF解得NA5X68C72（2）垂直面受力以A为基点049121690YCRYBRFF以C为基点72341RBRYA21RYCBYF解得NA5Y27C4（3）弯矩图，求截面C处的弯矩水平面上的弯矩1322580MHCXAXBMFN垂直面上的弯矩1470MVN286C合成弯矩M11222580476318CHVN2221MC（4）作弯矩图1950MTN26（5）作当量弯矩图因单向回转，视扭矩为脉动循环，则截面C处的60当量弯矩为11222263189537MECMTN2637MN按当量弯矩校核该轴的强度。截面C处当量弯矩最大，故应对此截面校核。截面C处的强度按MPAWME41870131查表得，对于45钢，。A6P6E故轴的强度足够。（6）判断危险截面买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098520由于在截面C处当量弯矩最大，故危险截面是C处。（7）安全系数法校核轴的强度疲劳极限等效系数A对称循环疲劳极限MPABB28640401OA1931B脉动循环疲劳极限BB4728761OP090C等效系数为1847201BB250392C截面上的应力A弯矩由线性插值得MPAPAMC7142807936618B弯曲应力幅WCA50423C平均弯曲应力MD扭转切应力PAT6175293E扭转切应力幅和平均扭转切应力MPAM73824617应力集中系数A有效应力集中系数，因为该截面有轴径变化，过渡圆角半径，2MR则，,081DD3RMPAB64015KZB表面状态系数该截面表面粗糙度，2MARB90C尺寸系数，7804Z安全系数68205789201K1MSASSCA5129810622所以C截面安全。买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098521316主轴组件的选择3161轴承的选用轴6007（2个）轴6304、61907、6304轴6305（2个）轴32014、32011、6208前轴颈轴承32014中间轴颈轴承320113162轴承的校核轴轴承6007（深沟球轴承）由手册查得NCR31026R301547/OAF用线性插值法得5E20806R查表得,X81Y考虑轴承工作中有中等冲击，查得5PFNFFPAP247681756XR按寿命的校核校核轴轴承6007（深沟球轴承）基本额定寿命转610PCL寿命指数N当量动载荷，转为单位基本额定寿命，以61010用表示轴承的转速R/MIN,则以小时数表示的轴承基本额定寿命为VFNHL10610HHCLP经过温度系数修正后，基本额定寿命计算公式为TF610THN由于工作温度,取CO/1201TF361027H58HL因为107HH故选用轴承6007能满足工作要求。买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或119709852232操纵机构的设计机床为了完成复杂的切削加工，需要保证各种运动能够协调有序地进行，必须设计套完善可靠的操纵机构。本次设计采用的是手动单独操纵机构，设计计算和结构如下321设计计算（1）A传动组的操纵机构确定HES2SIN其中,B是齿轮的宽度。1523MBA一般要求，通常取，在此取，6096046（L为滑块长度，即滑移齿轮长度L75MM）取3E20ME7SIN2SISH检验E23035M1675L确定R4EH确定46503722SINES故合适046检验定值孔间距根据定位装置的有关尺寸及摆杆摆角，检验两相邻定位孔（坑）之间壁距不得小于2MM。否则可适当减小H值，这是摆角将增大，但必须。096设计中定位孔是分布在20MM的圆周上，并且，故有0401L2SIN10684M93M故定位孔的间距合适2B传动组的操纵机构确定HES2SIN其中,B是齿轮的宽度。1823MBA一般要求，在此取，60960（L为滑块长度，即滑移齿轮长度L75MM）取3E20ME买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098523382058MSIN2SISHE检验E213716358L确定REH确定496031822SINES故合适06检验定值孔间距根据定位装置的有关尺寸及摆杆摆角，检验两相邻定位孔（坑）之间壁距不得小于2MM。否则可适当减小H值，这是摆角将增大，但必须。096设计中定位孔是分布在20MM的圆周上，并且，故有001L2SIN10684MM故定位孔的间距合适3C传动组的操纵机构确定HES2SIN其中,B是齿轮的宽度。4250MBA一般要求，通常取，在此取，696042（L为滑块长度，即滑移齿轮长度L75MM）取03E0ME3SIN2SISH检验E2509075M163L确定R426EH确定052SINES故合适04检验定值孔间距根据定位装置的有关尺寸及摆杆摆角，检验两相邻定位孔（坑）之间壁距不得小于2MM。否则可适当减小H值，这是摆角将增大，但必须。096买文档就送您CAD图纸全套，Q号交流197216396或1197098524设计中定位孔是分布在20MM的圆周上，并且，故有0401L2SIN10684M8M故定位孔的间距合适322结构设计单独操纵机构是机床操纵机构中的基本结构类型，其中用于轴向滑移齿轮被操纵件的情况较为普遍，采用摆动式方式。以操纵机构为例，如图图23（A）为操纵机构（B）为定位孔图示33箱体设计主轴