C6140普通车床主轴箱设计终结版

1、麗水學院机械制造装备设计  学院：      工程与设计学院 专业： 机械设计制造及其自动化            题目： C6140普通机床主轴箱设计            班级：   机自（3+2）132班         &

2、#160;      姓名：       林涛        学号：    目 录第一章 参数拟定11.1 主电机动力参数的确定11.2 运动设计11.2.1 确定主轴极限转速11.2.2 确定转速范围定公比确定主轴转速数例2第二章 传动设计22.1 传动方案拟定22.1.1传动组和传动副数的确定22.2 传动结构式的选择32.2.1 基本组和扩大组的确定32.

3、2.2 分配总降速比42.3 带轮直径和齿轮齿数的确定及转速图拟定52.3.1确定皮带轮动直径52.3.2 确定齿轮齿数62.3.3 画出转速图如下1：73.3.4 验算转速误差72.4 齿轮的计算转速的确定及传动系统的拟定的计算转速92.4.1 确定各轴和齿轮93.4.2 由转速图拟定传动系统图10第三章 传动件的估算和验算103.1齿轮模数的估算和设计103.1.1 计算各轴传动的功率103.1.2 计算传动轴齿轮模数113.1.3 计算各轴之间的中心距133.2 三角带传动的计算133.2.1计算皮带尺寸6133.3 传动轴的估算和齿轮尺寸的计算143.3.1确定各轴的直径143.3.2

4、 计算各齿轮的尺寸615第四章 各部件结构设计174.1 皮带轮及齿轮块设计174.1.1 皮带及皮带轮的设计174.1.2 齿轮及齿轮块设计174.2 轴承的选择及箱体设计174.2.1各轴承的选择174.2.2 主轴及箱体设计174.3 密封结构及润滑18第五章 主轴组件的验算185.1验算主轴轴端的位移185.2 前轴承的转角及寿命的验算205.2.1 验算前轴承处的转角205.2.2 验算前支系寿命205.3 箱体设计21结束语22参考文献23第一章 参数拟定机床（机器）设计的初始，首先需要确定有关参数，他们是传动设计和机构设计的依据，影响到产品是否能满足所需要的功能要求。因此，参数拟

5、定是机床设计中的重要环节2。1.1 主电机动力参数的确定根据估算法来确定主电机功率已知给出C6140普通车床由推存数据可知 ：切深mm为3.5进给量f(s)mm/s为0.35切削速度为90r/min功率估算法的计算公式.1.主切削力 =1900aPf0.75N=19003.50.350.75=3026.06N2.切削功率 N切= =4.45Kw3.估算重电机功率 N=N值为5.56kW按我国生产的电机在Y系列的额定功率选取如下； 同步转速1500n/min 轴径mm 电机型号额定功率满载转速n/min38mmY132S-45.514401.2 运动设计1.2.1 确定主轴极限转速：计算车床主轴

6、极限转速是加工直径，按经验分别取（0.10.2）D和（0.450.5）D。主轴极限转速应为： =1400n/min= =31.5n/min 在中考虑车螺纹和较孔时，其加工最大直径应根据实际加工情况选取0.1D和50mm左右。 最后确定时，还应与同类型车床进行对比。1.2.2 确定转速范围定公比确定主轴转速数例 转速范围: =44.44由=44.44， =1.41标准数列表给出了以 =1.066的从110000的数值，因 =1.41=1.066，从表中找到=1400，每隔5个数值取出一个数，得：1400，1000，710，500，355，250，180，125，90，63，45，31.5共12级

7、.第二章 传动设计2.1 传动方案拟定 拟定传动链的基本原则，就是以最经济的办法满足对机床既定的要求。可以满足同样要求的方案可能有很多，在进行传动链的可能分析时，应根据经济合理的原则，选出最好的方案。转速图有助于各种方案比较，并为进一步确定传动系统图提供方便。拟定主运动转速图应按下列步聚进行。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。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。传动方案有多种，

8、传动型式更是式样众多，比如：传动型式上有集中传动的主轴变速箱，分离传动的主轴箱与变速箱；扩大变速范围可以用增加传动组数，也可用齿轮结构，分支传动等型式；变速型式上既可用多速电机，也可用交换齿轮，滑移齿轮，公用齿轮等。显然，可能的方案很多，优化的方案也因条件而导。对于教学训练来讲，不必强调在方案上一定要有独特之一，但一定要学会分式几种现有的方案，型式，然后按照设计的具体要求，具体条件选择合理可取的方案和形式12。2.1.1传动组和传动副数的确定 可能的方案有：12=4×3 , 12=3×4 , 12=2×3×2 , 12=2×2×312

9、=3×2×2在上列两行方案中第一行方案有时可以省掉一根轴.缺点是有一个传动组内有四个传动副. 如果用一个四联滑移齿轮，则会增加轴向尺寸；如果用两个双联滑移齿轮，则操纵机构必须互销以防止两个滑移齿轮同时啮合，所以一般少用.第二行的三个方案可根据下述原则比较：从电动机到主轴，一般降速传动组故应把传动副较的传动组放在前面接近电动机处，使其转速较高，从而扭矩较小，尺寸也就可以少些. 这就是前多后少：原则从这个角度考虑以取12=3×2×2 方案为好2.2 传动结构式的选择2.2.1 基本组和扩大组的确定根据前松后紧的原则，有了以上基础可确定结构式：保只有一对齿论1

10、2=31 2326传动副数分别及2，3，2的三个传动组方案12级转速传动位传动组安排有2 3 2或3 2 2或2 2 3。从电动机到主轴一般为降速传动，转速较高，转矩小，尺寸也小，将使小尺寸零件多些，大尺寸零件小些，节省材料这是前多后小的段则。主轴对加工精度，表面粗糙度的影响大，因此主轴上的齿轮小为好，最后各传动组传动副也选用从以上角度考虑，最后选用3 2 2其本组和扩大组的确定。对于12=2 3 2或者12=3 2 2等传动，均有：3×2=6种可能排列，根据实现传动的可能结构和综合效果的分析，选择其中一，二种作为设计方案。根据前松后紧之原则确定了以上结构式。传动方案的扩大顺序与传动

11、顺序可以一致，也可以不一致，结构式：12=312326的传动中，扩大顺序也传动顺序一致，称为顺序扩大传动：而12=31 23 26的传动，扩大顺序也传动顺序就不一致。2.主轴转速级数Z和公比 已知： 直Z=2a 3ba，b为正数，即Z应可分解为2和3的因子，以便用2，3联滑移齿轮实现变速。如取4或5的因子，则要用2个相互连锁的滑动齿轮，以确轮联合，这种传动由于结构复杂，很小采用。普通型和轻型车床系列，结构较简单，转速级数Z=818级为于。由于Z为2和3的因子积，而又为标准数列，因此，如果按串联传动设计时，在定后，值已定，应适当地变动或，以符合的关系。这样，就确定了主传动部件（主轴变速箱）的运动

12、参数，。并与同类型车床进行类比分析。2.2.2 分配总降速比分配降速比时，应注意传动比的取值范围：齿轮传动副中最大传动比2， 最小传动比 传动比过大 ，引起振动和噪音，传动比过小，使动齿轮与传动齿轮的直径相差太大，将导致结构庞大。（1） 确定皮带转动的转动比范围 =12.5。取 =1.8 由于主电机额定转速1440r/min ， 可知第轴的转速n1=1440 0.5=710r/min（2）确定最末一级传动比总的转动比为 ： = 最小传动比 = 12=31 23 26最末一级间的数相隔6极（总 ）： = =(3)中间轴传动比可按先慢后快原则，确定最小传动比，根据级此指数确定其他转动比：轴小传动比

13、为 =取=0.35 =轴传动比为 取=0.5 ia2=0.7 ia1=ia2=12.3 带轮直径和齿轮齿数的确定及转速图拟定2.3.1确定皮带轮动直径(1)选择三角带的型号 其中：电机额定功率 工作情况系数由于是车床，工作载荷稳定，取 =1.1 =5.56 1.1=6.116kw查表4-1选择型号得出B型型号bbph13171410.540º(2)带轮直径小带轮计算直径，小带轮直径不宜过小，要求大于许用值=125， 由表得取126mm大带轮计算直径D2=mm=256mm 取=256mm2.3.2 确定齿轮齿数确定齿轮齿数应该注意以下几类：（1）齿轮的齿数和应过大，以免加大中心距使机床

14、结构庞大一般推荐齿轮数和SZ为60100（2）不产生根切最小齿轮1820（3）保证强度和防止热处理变形过大齿轮齿根园到键槽的壁厚2mm一般取 5mm 则 （4）三联滑移齿轮的相领两轮的齿数差应大于4。避免齿轮右左移动时齿轮右相碰，能顺利通过。 由传动比已知，传动比的适用齿数表；查出：=1 =60,62,64,66,68,70,72,74,76,78.= =60,63,65,67,68,70,72,73,75,77.= =60,63,66,69,72,75,78.由于可知选用=72，从表查出小齿轮的齿数为36，30，24。大齿轮的齿数则为36，42，48。=1 =60,62,64,66,68,7

15、0,72,74,76,78,80.= =61,65,68,69,72,73,76,77可选用=84从表中查出小齿论的齿数42，22。大齿轮的齿数则为42，62，=2=1.99 =63,66,69,72,75,78,81,84,90.= =80,84,85,89,90.选用=90 从表中查出小齿轮的齿数30，18。 大齿轮的齿数则为60，72。2.3.3 画出转速图如下1：3.3.4 验算转速误差由确定的齿轮所得的实际转速与传动设计理论值难以完全相符，需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过由公式：n实= 10(-1)%=0.041(1)n理=1400时 n实=1417.5 =0.012<0

16、.041 (2)n理=1000时 n实=1012.5 = 0.0125<0.041 (3=71时 n实=708.75 =0.0125<0.041 (4)=500时 n实=502.98 =0.00596<0.041 (5)=355时 n实=359.27 =0.012>0.041 (6)=250时 n实=251.49 =0.00596<0.041 (7)=180时 n实=177.1875 =0.016<0.041 (8)=125时 n实=126.5625 =0.016<0.041 (9) =90时 n实=88.59 =0.0156<0.041 (10

17、)=63时 n实=62.87 =0.002<0.041 (11) =45时 n实=44.88 =0.003<0.041 (12) =31.5时 n实=31.44 =0.001<0.041 2.4 齿轮的计算转速的确定及传动系统的拟定的计算转速2.4.1 确定各轴和齿轮(1)主轴转速由=n=31.5 =88r/min 取90r/min(2)各传动轴计算转速轴n=125r/min 轴n=355r/min 轴n=710r/min(3)传动组各轴上最小齿轮的转速。a组, Z=24时 , =710r/minb组, Z=22时 , =355r/minc组, Z=18时 , =355r/m

18、in3.4.2 由转速图拟定传动系统图第三章 传动件的估算和验算传动方案确定后，要进行方案的结构化，确定各零件的实际尺寸和有关布置。为此，常对传动件的先进行估算，如传动轴的直径，齿轮模数，离合器，带轮的根数和型号等。在这些尺寸的基础上，画出草图，得出初步结构化的有关布置与尺寸；然后按结构尺寸进行主要零件的验算，最后才能画正式装配图。有经验的设计师可以省略画草图这一中间步骤直接进行结构设计和验算。但对缺少设计经验的学生，先画草图可以避免大的反复，有利于设计的进行12。3.1齿轮模数的估算和设计3.1.1 计算各轴传动的功率由公式 （） 其中 ： 传动轴的输入功率 电机额定功率工作情况系统=从电机

19、到传动轴之间传动件的传动效率的乘积输入功率N= =5.5 0.96 =5.3Kw N=N 中运=0.99 5.22kw N= N =0.985 5.14kw N=N =0.985 5.06kw3.1.2 计算传动轴齿轮模数根据和计算齿轮模数，根据其中较大值取相近的标准模数：=16300mm齿轮的最低转速r/min；顶定的齿轮工作期限，中型机床推存：=1520转速变化系数； 功率利用系数；材料强化系数。 （寿命系数）的极值齿轮等转动件在接取和弯曲交边载荷下的疲劳曲线指数m和基准顺环次数C0工作情况系数。中等中级的主运动： 动载荷系数；齿向载荷分布系数；齿形系数； 根据弯曲疲劳计算齿轮模数公式为：

20、 式中：N计算齿轮转动递的额定功率N= 计算齿轮（小齿轮）的计算转速r/min 齿宽系数, Z1计算齿轮的齿数，一般取转动中最小齿轮的齿数： 大齿轮与小齿轮的齿数比，=；（+）用于外啮合，（-）号用于内啮合： 命系数； ：工作期限 ， =； =3.49 =1.8=0.84 =0.58 =0.90 =0.55 =0.72 =3.49 0.84 0.58 0.55=0.94=1.80.84 0.90 0.72=0.99 时，取=，当<时，取=；=0.85 =1.5； =1.2 =1 =0.378 许用弯曲应力，接触应力，() =354 =1750 6级材料的直齿轮材料选；20热处理S-C59

21、=16300mm=16300=2.6 mm =275mm=275 =2.2mm根据标准齿轮模数系数选用模数为:主轴齿轮模数为3.5，传动轴齿轮模数m=2.5，中间轴齿轮模数m=3;3.1.3 计算各轴之间的中心距根据中心距公式a=(z1+z2)(1)轴a=(36+36)=90mm(2)轴a=(42+42)=126mm(3)轴a= (18+72)=157.5mm (4)轴a= (20+60)=80mm (5)轴a=(40+60)=100mm 3.2 三角带传动的计算3.2.1计算皮带尺寸6已知选用三角形B型带轮，小带轮直径D1=126mm，大带轮直径D2=256mm， 确定带的速度(1)确定三角

22、带速度=m/s=9.49m/s (2)初定中心距A0A0=（0.62）（D1+D2）mm 中心距过小，将降低带的寿命；中心距过大时，会引起带振动。中心距一般为249830mm。 我们选用A0为750mm(3) 确定三角带的计算长度L0只内周长LN计算长度：L0=2A0+(D1+D2)+ mm =2105mm 从表中查中相应的内周长度LN=2000mm,(通过截面中心的计算长度L=LN+Y，Y是修正值)，实际长度L=2044mm(4)确定实际中心距A精确计算，可按下式计算；A=mm式中：a=2L-n(D1+D2)=2×2044-3.14（126-256）=2888.5mmA=722mm

23、(5)验算小带轮包角=180°-57.3°120° 169120° 如果过小，应加大中心距或加张紧装置。(6)确定三角带根数ZZ= 式中：N0单根三角带在=180°特定长度，平稳工作情况下传递的功率值=2.71 C1包角系数0.98Z=2.25>2 取整数Z=3根3.3 传动轴的估算和齿轮尺寸的计算3.3.1确定各轴的直径公式 ： mm(1)转动轴的直径 电机额定功率；从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；n1该传动轴的计算转速r/mi；每米长度上的转角（deg/m），可根据传动轴的要求选取：mm=91=24.5mmN= =5.28

24、 N=5.5 0.90=5.28根据标准选d=30mm(2)轴的直径 mm=91=29.13mm选d=35mm(3)轴的直径mm=91=37.5mm选d=40mm(4)主轴的直径根据书中范围选择75mm3.3.2 计算各齿轮的尺寸6齿轮分度圆直径公式： 齿顶圆直径： 齿根圆直径： (1)轴间的齿轮尺寸： a> =2.5 =90mm =36 齿顶高：=2.5mm 齿根高度： =3.1 经常齿制： =1 =0.25 =90mm =20mm 齿顶圆直径：=95 mm 齿根圆直径： =84mmb> =24 =48 =时 =60mm =120mm=20mm =65mm =125mm=54mm

25、 =114mmc> =30 =42 =75mm =105mm=20mm =80mm =110mm =69mm =99mm(2)轴间的齿轮尺寸=3 =126mm =3 =3.75a> =42 =42 =3 42=126mm =20mm =126+7=132mm =126-8.8=118.5b> =22 =62 =22 3=66mm =62 3=186mm =20mm =72mm =192mm=58.5mm =178.5mm(3)轴间的齿轮尺寸 a> =3.5 =157.5mm =60 =30 =3.5 =4.4 =8 =210mm =105mm =25mm =217mm

26、=112mm =202mm =97mmb> =18 =72 由于传动扭距大，选用平行轴斜齿轮机构=63mm =252mm 齿顶高=35mm 齿根高=45mm 全齿高=8齿顶圆直径 =70mm =259mm齿根圆直径 =54mm =250mm =25m第四章 各部件结构设计设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴，轴承，带轮，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接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。课程设计限于时间，一般只画展开图及一或两个截面图6。4.1 皮带轮及齿轮块设计4.1.1 皮带及皮带轮的设计(1)皮带选用B型号三角带传动共有三根，设

27、计长度为2044mm。(2)带轮将动力传动轴上有两种类形一种是不卸载的轴端结构，另一种是卸载的轴端结构，即带轮装在轴承上轴承装在滚筒上，传给轴的只承受扭矩，径向力由固定在箱体上的滚筒承受，避免了第一轴产生弯曲变形，选用卸载的带轮传动6。4.1.2 齿轮及齿轮块设计齿轮都是花键齿轮，固定齿轮的径向固定用花键实现。圆齿和倒角性质不同，加工方法和画法也不一样，齿轮的轴向定位是隔套定位。用隔套将各传动件在轴向固定装配方便，有利于轴的刚度。4.2 轴承的选择及箱体设计4.2.1各轴承的选择第轴和第轴主要承受径向载荷，所以选用向心球轴承。轴装有斜齿齿轮主要承受径向载荷和轴向载荷所以选用单列圆锥滚子轴承。轴

28、是主轴，刚度和精度要求比较高主要承受轴向载荷和径向载荷，所以车床主轴前端选择了双列向心短圆柱滚子轴承，前端轴承要比后端轴承精度高。（，及）轴主要承受径向载荷，所以选也用向心球轴承。4.2.2 主轴及箱体设计 我们所选用的是阶梯型主轴，因为阶梯型主轴容易安装主轴组件，又因主轴是棒料，所以是实心。 箱体材料HT2040，箱体结构为圆方形的，内有凸台，箱体是用铸造工艺铸造。4.3 密封结构及润滑所有密封标准件，有调整式法兰盘端盖，垫圈，毛毡等。主轴箱润滑方式是飞溅润滑适用于润滑点比较集中的地方，这种润滑比较方便。为了获的良好的润滑效果，深入油面深度以1225mm为宜，溅油齿轮浸入深度不应大于23倍齿

29、高溅油件外缘至池深度H3060mm.第五章 主轴组件的验算在设计主轴组件时，主轴的跨距希望是合理跨距，但由于结构限制，主轴的实际跨距往往不等于合理跨距，为此要对主轴组件进行验算，对一般的机床全部轴主要进行刚度验算，通常如果能满足刚度要求也就能满足强度要求6。5.1验算主轴轴端的位移a主轴的支承简化。L=e+L+=13+652+20=685mmb主轴的受力分析主轴受到切削力，传动力的作用。切削力是一个空间力,有等分力，设总的切削力为是斜齿轮，传动力a也定空间力：有，主轴上连有一个齿轮，主要把主轴运动传给进给箱，这齿轮主要是传递运动而不是传递动力，因此可以忽略不计。由上述各力的作用，主要受弯矩和扭

30、矩的作用。此外还受拉力和压力作用，但此弯矩和扭矩要小的多，忽略不计，因此通常靠路考虑到以上受力情况，可以简化，以下的受力图 Q为传动力 P为总切削力 M是力矩曲PX引起为了计算方便，认为Q和P车同一个平面x=13+491.5+17.5=522mmC确定切削力和传动力的作用点a前支承到主轴端部的距离，切削力的作用点与前支承之间的距离为SS=a+0.4H H为普通车床的中心高 a=100mm从以上受力图以看出主轴端部的弯形由三部分组成：第一部分 引起的变形量第二部分 Q力引起的变形量第三部分 M力引起的变形量由三部分增加起来，以得出齿轮A点总的挠度为 =a)确定P的大小主轴计算传速， N主轴传递的功率 P=D最大切削力估算直径为320mmP=3356Ne确定Q力 Q=1.12圆周 Q 圆周= M扭=d分度=252mm Q 圆周=4261NQ=1.12圆周=4687NE主轴材料的弹性模量，一般用钢 E=20.6 104N/mm2J主轴载面惯性距J=4344037M=（0.30.35）Pa=0.3 3356 100=100680= =10.00581要求,=0.0002L=0.0002*685=0.137<符合要求5.2 前轴承的转角及寿命的验算5.2.1 验算前轴承处的转角= =要求< ， 0.001red <符合要求5.2.2 验算前支系寿命由轴承寿命计