主轴箱部件设计[P=3kw转速1400280公比126](1)

1、郑州科技学院机械制造装备设计课程设计院 系： 机械工程学院 专 业：机械设计制造及其自动化 班 级： 12级本科十四班 学 号： 201233417 姓 名： 朱 珣 指导老师： 段 慧 珍 日 期： 2016年1月8日 车床的主传动系统设计任务书(6)姓名：朱 珣 学号：201233417 专业：机械设计制造及其自动化 班级：12级机制本科14班最大加工直径为250mm的普通车床的主轴箱部件设计原始数据：主要技术参数题目主电动机功率P/kw3最大转速1400最小转速280公比1.26工件材料：钢铁材料。刀具材料：硬质合金。设计内容：运动设计：根据给定的转速范围及公比确定变速级数，绘制结构网、

2、转速图、传动系统图，计算齿轮齿数。动力计算：选择电动机型号及转速，确定各传动件的计算转速，对主要零件（如带、齿轮、主轴、传动轴、轴承等）进行计算（初算和验算）。绘制下列图纸： 机床主传动系统图（画在说明书上）。 主轴箱部件展开图及主要剖面图。（A0 1张） 齿轮零件图。编写设计说明书1份。设计指导教师：段慧珍日 期：2015/12/20目 录目 录4第1章 绪论11.1 课程设计的目的11.2课程设计的内容11.2.1 理论分析与设计计算11.2.2 图样技术设计21.2.3编制技术文件21.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求2第2章 车床参数的拟定32.1车床主参数和基本参数32.2车

3、床的变速范围R和级数Z32.3确定级数主要其他参数32.3.1 拟定主轴的各级转速32.3.2 主电机功率动力参数的确定32.3.3确定结构式32.3.4确定结构网42.3.5绘制转速图和传动系统图42.4 确定各变速组此论传动副齿数62.5 核算主轴转速误差7第3章 传动件的计算83.1 带传动设计83.2选择带型83.3确定带轮的基准直径并验证带速93.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角93.5确定带的根数z103.6确定带轮的结构和尺寸103.7确定带的张紧装置113.8计算压轴力113.9 计算转速的计算123.10 齿轮模数计算及验算133.11 传动轴最小轴径的初定173.

4、12 主轴合理跨距的计算18第4章 主要零部件的选择214.1 轴承的选择214.2 键的规格214.3 主轴弯曲刚度校核214.4.轴承校核224.5 润滑与密封22第5章 摩擦离合器(多片式)的计算23第6章 主要零部件的选择266.1变速操纵机构的选择266.2 轴的校核266.3 轴承寿命校核29第7章 主轴箱结构设计及说明307.1 结构设计的内容、技术要求和方案307.2 展开图及其布置30参考文献32 第1章 绪论1.1 课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

5、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。1.2课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。1.2.1 理论分析与设计计算（1）机械系统的方案设计。设计方案的

6、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。1.2.2 图样技术设计（1）选择系统中的主要机件。（2）工程技术图样的设计与绘制。1.2.3编制技术文件（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。1.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求题目：普通车床主轴箱设计车床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下：工件最大回转直径D(mm)正转最高转速Nmax( )正转最低转速nmin( )电机功率N（kw）公比250140028031.26表1-1：车床的主参数31第2章 车床参数的

7、拟定2.1车床主参数和基本参数车床的主参数（规格尺寸）和基本参数如表1-1。2.2车床的变速范围R和级数ZR=由公式R=，其中 =1.26，R=5，可以计算级数 z=82.3确定级数主要其他参数2.3.1 拟定主轴的各级转速依据题目要求选级数Z=8， =1.26=1.064考虑到设计的结构复杂程度要适中，故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：280，355，450，560，710，900，1120，14002.3.2 主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

8、机功率为3KW可选取电机为：Y100L2-4额定功率为3KW，满载转速为1420r/min.2.3.3确定结构式已知Z=x3ba、b为正整数，即Z应可以分解为2和3的因子，以便用2、3联滑移齿轮实现变速。取Z=8级 则Z=22对于Z=8可分解为：Z=21×22×24。综合上述可得：主传动部件的运动参数 =280 Z=8 =1.262.3.4确定结构网根据“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,结构紧凑的原则,选取传动方案 Z=21×22×24,易知第二扩大组的变速范围r=(P3-1)x=1.264=3.958 满足要求，其结构网如图2-1。 图2-

9、1 Z=21×22×242.3.5绘制转速图和传动系统图（1）选择电动机：采用Y系列Y100L2-4三相异步电动机。（2）绘制转速图：图2-2 转速图（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2-3：1-2轴最小中心距：A1_2min>1/2(Zmaxm+2m+D)轴最小齿数和:Szmin>(Zmax+2+D/m)图2-3 主传动系统图2.4 确定各变速组此论传动副齿数(1)Sz100-120,中型机床Sz=70-100(2)直齿圆柱齿轮Zmin18-20,m4（7）齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等，据设计要求Zmin1820,齿

10、数和Sz100120，根据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表2-2。表2-1：齿轮齿数传动比基本组第一扩大组第二扩大组1:1.581:1.261.26:11:1.261.26:11:2代号齿数3658425247373747493929592.5 核算主轴转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过±10(-1),即10(-1)=2.6n14001120900710560450355280n1407.81122.1904.5716.05563.6453.2358.6283.2误差1.40.41.40.41.40.41.41.4表2-2：各级转速误差转速误差小

11、于2.6，因此不需要修改齿数.第3章 传动件的计算3.1 带传动设计输出功率P=3kW,转速n1=1420r/min,n2=1120r/min计算设计功率Pd根据V带的载荷平稳，两班工作制（16小时），查机械设计取KA1.1。即3.2选择带型普通V带的带型根据传动的设计功率Pd和小带轮的转速n1按机械设计选取。图3-1转速和功率关系根据算出的Pd3.3kW及小带轮转速n11420r/min ，查图得：dd=80100可知应选取A型V带。3.3确定带轮的基准直径并验证带速由机械设计表137查得，小带轮基准直径为80100mm则取dd1=100mm> ddmin.=75 mm（dd1根据P2

12、95表13-4查得）表3-1 V带带轮最小基准直径槽型YZABCDE205075125200355500由机械设计表13-4查“V带轮的基准直径”，得=125mm误差验算传动 （为弹性滑动率）误差 符合要求 带速 满足5m/s<v<2530m/s的要求，故验算带速合适。3.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角由式可得0.7（100+125）2（100+125）即157.5450，选取=300mm 所以有： 由机械设计P293表132查得Ld1000mm实际中心距符合要求。3.5确定带的根数z查机械设计手册，取P1=0.35KW，P1=0.03KW由机械设计P299表138查得

13、，取Ka=0.95 由机械设计P293表132查得，KL1.16 则带的根数所以z取整数为3根。3.6确定带轮的结构和尺寸根据V带轮结构的选择条件，电机的主轴直径为d=28mm；由机械设计P293 ，“V带轮的结构”判断：当3ddd1(90mm)300mm，可采用H型孔板式或者P型辐板式带轮，这次选择H型孔板式作为小带轮。由于dd2>300mm，所以宜选用E型轮辐式带轮。总之，小带轮选H型孔板式结构，大带轮选择E型轮辐式结构。带轮的材料：选用灰铸铁，HT150。3.7确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。3.8计算压轴力由机械设计P303表1312查得，A型带

14、的初拉力F0117.39N，上面已得到=177.57，z=3，则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V带两侧面间的夹角是40°，为了适应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7-3。装在轴上的筒形部分称为轮毂

15、，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。V带轮按腹板（轮辐）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(dd(2.53)d时)，如图3-2。（2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd 300mm 时)，如图3-2（3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮(ddd) 100 mm 时)，如图3-2（4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd 500mm 时)，如图3-2（a） （b） （c） （d）图3-2 带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）3.9 计算转速的计算(1)主轴的

16、计算转速nj，由公式n=n得，主轴的计算转速nj=381.05r/min，取450r/min。(2)传动轴的计算转速 轴=900 r/min，轴=1120r/min。（3）确定各传动轴的计算转速。表3-2 各轴计算转速轴 号 轴 轴 轴计算转速 r/min 1120900450（3） 确定齿轮副的计算转速。序号ZZZZZn11201120900900450表3-3 齿轮副计算转速3.10 齿轮模数计算及验算（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mj=16338可得各组的模数，如表3-3所示。表3-4 模数组号基本组第一扩大

17、组第二扩大组模数 mm333 （2）基本组齿轮计算。基本组齿轮几何尺寸见下表表3-5基本组齿轮几何尺寸齿轮Z1Z1 Z2Z2齿数42523658分度圆直径10513090145齿顶圆直径11013595150齿根圆直径98.75123.583.75138.75齿宽20202020按基本组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB286HB，平均取240HB。计算如下： 齿面接触疲劳强度计算： 接触应力验算公式为 弯曲应力验算公式为： 式中 N-传递的额定功率（kW），这里取N为电动机功率，N=5kW; -计算转

18、速（r/min）. =500（r/min）; m-初算的齿轮模数（mm）, m=2.5（mm）; B-齿宽（mm）;B=20（mm）; z-小齿轮齿数；z=36; u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=1.6; -寿命系数； = -工作期限系数； T-齿轮工作期限，这里取T=15000h.; -齿轮的最低转速（r/min）, =500（r/min） -基准循环次数，接触载荷取=，弯曲载荷取= m-疲劳曲线指数，接触载荷取m=3；弯曲载荷取m=6; -转速变化系数，查【5】2上，取=0.60 -功率利用系数，查【5】2上，取=0.78 -材料强化系数，查【5】2上， =0.60 -工作状况系数，取

19、=1.1 -动载荷系数，查【5】2上，取=1 -齿向载荷分布系数，查【5】2上，=1 Y-齿形系数，查【5】2上，Y=0.386；-许用接触应力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；-许用弯曲应力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；根据上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa =78 Mpa（3）扩大组齿轮计算。第一扩大组齿轮几何尺寸见下表表3-6 第一扩大组齿轮几何尺寸齿轮Z3Z3 Z4Z4齿数47373747分度圆直径117.592.592.5117.5齿顶圆直径122.597.597.5122.5齿根圆直径111.2586.2586.25111.25

20、 齿宽20202020第二扩大组齿轮几何尺寸见下表 表3-7 第二扩大组齿轮几何尺寸齿轮Z5Z5Z6Z6齿数49392959分度圆直顶圆直根圆直径139.5109.579.5169.5齿宽24242424按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB286HB，平均取240HB。同理根据基本组的计算，查文献【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，=1，=1，m=3.5，=355；可求得：=619 Mpa =135Mpa 3.11 传动

21、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=1.64（mm） 或 d=91（mm）式中 d-传动轴直径（mm） Tn-该轴传递的额定扭矩（N*mm） T=9550000； N-该轴传递的功率（KW） -该轴的计算转速 -该轴每米长度的允许扭转角，=。各轴最小轴径如表3-8。表3-8:各轴最小轴径.轴 号 轴 轴最小轴径mm 35403.12 主轴合理跨距的计算由于电动机功率P=3kw，根据【1】表3.20，前轴径应为6090mm。初步选取d1=80mm。后轴径的d2=（0.70.9）d1，取d2=60mm。根据设计方案，前轴承为NN3016K型，后轴承为圆锥滚子轴承。定

22、悬伸量a=120mm，主轴孔径为30mm。轴承刚度，主轴最大输出转矩T=9550=9550×=424.44N.m设该机床为车床的最大加工直径为250mm。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%，这里取60%，即180mm，故半径为0.09m；切削力（沿y轴） Fc=4716N背向力（沿x轴） Fp=0.5 Fc=2358N总作用力 F=5272.65N此力作用于工件上，主轴端受力为F=5272.65N。先假设l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分别为RA=F×=5272.65×=7908.97NRB=F×=

23、5272.65×=2636.325N根据 文献【1】式3.7 得：Kr=3.39得前支承的刚度：KA= 1689.69 N/ ；KB= 785.57 N/；=2.15 主轴的当量外径de=(80+60)/2=70mm，故惯性矩为 I=113.8×10-8m4 =0.14查【1】图3-38 得 =2.0，与原假设接近，所以最佳跨距=120×2.0=240mm合理跨距为（0.75-1.5），取合理跨距l=360mm。 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=100mm，后轴径d=80mm。前轴承采用双列圆柱滚子轴

24、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 4.1 轴承的选择I轴：与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6012II轴：对称布置深沟球轴承6009III轴：后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7012C4.2 键的规格 I轴安装带轮处选择普通平键规格：BXL=10X56 II轴选择花键规格：N d =8X36X40X7 III轴选择键规格：BXL=14X90 4.3 主轴弯曲刚度校核（1）主轴刚度符合要求的条件如下：a主轴的前端部挠度b主轴在前轴承处的倾角c在安装齿轮处的倾角(2

25、)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=450mm.当量外径 de=主轴刚度：因为di/de=25/285=0.088<0.7,所以孔对刚度的影响可忽略；ks=2kN/mm刚度要求：主轴的刚度可根据机床的稳定性和精度要求来评定4.4.轴承校核 4.5 润滑与密封 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。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

26、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26mm，内摩擦片的外径D的确定，直接影响离合器的径向和轴向尺寸，甚至影响主轴箱内部结构布局，故应合理选择。摩擦片对数可按下式计算 Z2MnK/fbp式中 Mn摩擦离合器所传递的扭矩（N·mm）； Mn955×/955××3×0.98/8001.28×（N·mm）; Nd电动机的额定功率（kW）； 安装离合器的传动轴的计算转速（r/min）； 从电动机到离合器轴的传动效率； K安全系数，一般取1.31.5； f摩擦片间的摩擦系数，由于磨擦片为淬火钢，查机床设计

27、指导表2-15，取f=0.08； 摩擦片的平均直径（mm）; =（D+d）/267mm; b内外摩擦片的接触宽度（mm）； b=（D-d）/2=23mm； 摩擦片的许用压强（N/）；1.1×1.00×1.00×0.760.836 基本许用压强（MPa），查机床设计指导表2-15，取1.1； 速度修正系数 n/6×=2.5（m/s） 根据平均圆周速度查机床设计指导表2-16，取1.00； 接合次数修正系数，查机床设计指导表2-17，取1.00； 摩擦结合面数修正系数，查机床设计指导表2-18，取0.76。所以 Z2MnK/fbp2×1.28

28、15;×1.4/（3.14×0.08××23×0.83611 卧式车床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗确定，一般取0.40.4×114.4 最后确定摩擦离合器的轴向压紧力Q，可按下式计算：Q=b(N)1.1×3.14××23×1.003.57×式中各符号意义同前述。摩擦片的厚度一般取1、1.5、1.75、2（mm），内外层分离时的最大间隙为0.20.4（mm）,摩擦片的材料应具有较高的耐磨性、摩擦系数大、耐高温、抗胶合性好等特点，常用10或15钢，表面渗碳0.30.5（mm）,淬

29、火硬度达HRC5262。图4-1摩擦离合器第6章 主要零部件的选择 6.1变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II轴上的三联滑移齿轮和二联滑移齿轮。6.2 轴的校核（a） 主轴的前端部挠度（b） 主轴在前轴承处的倾角（c） 在安装齿轮处的倾角E取为，由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算将其分解为垂直分力和水平分力由公式可得主轴载荷图如下所示：图6-1主轴受力分析由上图可知如下数据：a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm计算（在垂直平面）,，计算（在水平面）,，合成：6.3 轴承寿命校核由轴最小轴径可取轴承为7008C角接触球轴承,=3；P=XFr+YFaX=1，Y=0。对轴受力分析图6-2轴受力分析图得：前支承的径向力Fr=2642.32N。 由轴承寿命的计算公式：预期的使用寿命 L10h=15000hL10h=×=×=hL10h=15000h 轴承寿命满足要求。第7章 主轴箱结构设计及说明7.1 结构设计的内容、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