车场主轴箱课程设计说明书

1、 目 录一 设计目的························3二 设计步骤·······················&

2、#183;31.运动设计······················· ·31.1已知条件······················31.

3、2主变速方案拟定···················31.3变速结构式 结构网的选择··············41.4确定变速组及个变速组中变速副的数目·········41.

4、5绘制转速图·····················51.6绘制传动系统图···················82.动力设计······

5、··················82.1确定各轴转速····················82.2带传动设计·········

6、;············92.3各传动组齿轮模数的确定和校核············11 3.齿轮强度校核·····················

7、·12 3.1校核a传动组齿轮··················12 3.2校核b传动组齿轮··················14 3.3校核c传动组齿轮······

8、············154. 主轴挠度的校核·····················16 4.1确定各轴最小直径············

9、3;·····16 4.2轴的校核······················175. 主轴最佳跨距的确定··················

10、3;17 5.1选择轴颈直径.轴承型号和最佳跨距···········17 5.2求轴承刚度·····················176. 各传动轴支撑处和轴承的选择·········&

11、#183;·····187. 主轴刚度的校核·····················19 7.1主轴图······· ············

12、83;··19 7.2支撑跨距L·····················19 7.3计算跨距······················203 设计

13、总结心得·····················204 参考文献·······················21一、设计目的通过机床主运动机械变速传动系统得

14、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。二、设计步骤1.运动设计1.1已知条件1确定转速范围：主轴最小转速。2确定公比：3转速级数：4电机功率：1.2 主变速方案拟定 拟定变速方案，包括变速型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个变速系统的确定。变速型式则指变速和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的变速型式、变速类型。 变速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，确定变速方案和型式，

15、要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。变速方案有多种，变速型式更是众多，比如：变速型式上有集中变速，分离变速；扩大变速范围可用增加变速组数，也可采用背轮结构、分支变速等型式；变速箱上既可用多速电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。显然，可能的方案有很多，优化的方案也因条件而异。此次设计中，我们采用集中变速型式的主轴变速箱 1.3变速结构式、结构网的选择 结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的变速不失为有用的方法，但 对于分析复杂的变速并想由此导出实际的方案，就并非十分有效。 1.4 确定变速组及各变速组中变速副的数目 数为Z的变速系统由若干个顺序的变速组组成，各变速组分别有、个

16、变速副。即 变速副中由于结构的限制以2或3为合适，即变速级数Z应为2和3的因子： ，可以有三种方案： （1） （2） （3）从电动机到主轴主要为降速传动，若使传动副较多的传动组放在较接近电动机处可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，节省材料，也就是满足传动副前多后少的原则，因此取方案。在降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比 ；在升速时为防止产生过大的噪音和震动常限制最大转速比。在主传动链任一传动组的最大变速范围。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小， 根据中间传动轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下：检查传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组： 其中， 所以

17、 ，合适。1.5 绘制转速图选择电动机一般车床若无特殊要求，多采用Y系列封闭式三相异步电动机，根据原则条件选择Y-132M-4型Y系列笼式三相异步电动机。分配总降速传动比 总降速传动比 又电动机转速不符合转速数列标准，因而增加一定比传动副。3确定传动轴轴数 传动轴轴数 = 变速组数 + 定比传动副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。确定各级转速并绘制转速图由 z = 12确定各级转速： 2080、1475、1046、742、526、373、265、188、133、95、67、47.5r/min。在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按传动顺序依次设为、。与、与、与轴之间的传动组分别设为a、

18、b、c。现由（主轴）开始，确定、轴的转速： 先来确定轴的转速传动组c 的变速范围为，结合结构式，轴的转速只有一和可能：188、265、373、526、742、1046r/min。 确定轴的转速传动组b的级比指数为3，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致传动比太小，可取 ，轴的转速确定为：526、742、1046r/min。确定轴的转速对于轴，其级比指数为1,可取 ，确定轴转速为1046r/min。由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比。下面画出转速图。 5确定各变速组传动副齿数 传动组a: 查表得, ，时：57、60、63、66、69、72、75、78时：58、60、63、65、6

19、7、68、70、72、73、77时：58、60、62、64、66、68、70、72、74、76可取72,于是可得轴齿轮齿数分别为：24、30、36。于是，可得轴上的三联齿轮齿数分别为：48、42、36。传动组b: 查表得, ，时：69、72、73、76、77、80、81、84、87时：70、72、74、76、78、80、82、84、86可取 84，于是可得轴上两联齿轮的齿数分别为：22、42。于是 ，得轴上两齿轮的齿数分别为：62、42。传动组c:查表得,时：84、85、89、90、94、95时： 72、75、78、81、84、87、89、90可取 90.为降速传动，取轴齿轮齿数为18；为升速

20、传动，取轴齿轮齿数为30。于是得,得轴两联动齿轮的齿数分别为18，60；得轴两齿轮齿数分别为72，30。1.6 绘制传动系统图根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图：2.动力设计2.1 确定各轴转速 确定主轴计算转速：主轴的计算转速为各传动轴的计算转速： 轴可从主轴133r/min按72/18的传动副找上去，轴的计算转速188r/min；轴的计算转速为373r/min；轴的计算转速为742r/min。3各齿轮的计算转速 传动组c中，18/72只需计算z = 18 的齿轮，计算转速为373r/min；60/30只需计算z = 30的齿轮，计算转速为265r/min；传动组b计算z =

21、22的齿轮，计算转速为373r/min；传动组a应计算z = 24的齿轮，计算转速为742r/min。4核算主轴转速误差 所以合适。2.2 带传动设计电动机转速n=1440r/min,传递功率P=7.5KW,传动比i=1.4，两班制，一天运转16.1小时，工作年数10年。确定计算功率 取1.1，则选取V带型 根据小带轮的转速和计算功率，选B型带。确定带轮直径和验算带速 查表小带轮基准直径, 验算带速成 其中 -小带轮转速，r/min； -小带轮直径，mm； ，合适。4确定带传动的中心距和带的基准长度 设中心距为,则 055（）a2（） 于是 165a600,初取中心距为400mm。 带长 查表

22、取相近的基准长度，。 带传动实际中心距5验算小带轮的包角 一般小带轮的包角不应小于。 。合适。6确定带的根数 其中： -时传递功率的增量； -按小轮包角，查得的包角系数； -长度系数； 为避免V型带工作时各根带受力严重不均匀，限制根数不大于10。 7计算带的张紧力 其中： -带的传动功率,KW； v-带速,m/s； q-每米带的质量，kg/m；取q=0.17kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。 8计算作用在轴上的压轴力 2.3 各传动组齿轮模数的确定和校核 （1）模数的确定：a传动组：分别计算各齿轮模数先计算24齿齿轮的模数：其中: -公比 ； = 2； -电动机功率；

23、 = 7.5KW； -齿宽系数； -齿轮传动许允应力; -计算齿轮计算转速。 ， 取= 600MPa,安全系数S = 1。 由应力循环次数选取 ，取S=1，。 取m = 4mm。 按齿数30的计算，可取m = 4mm； 按齿数36的计算，, 可取m = 4mm。 于是传动组a的齿轮模数取m = 4mm，b = 32mm。 轴上齿轮的直径： 。 轴上三联齿轮的直径分别为： b传动组： 确定轴上另两联齿轮的模数。 按22齿数的齿轮计算： 可得m = 4.8mm； 取m = 5mm。 按42齿数的齿轮计算： 可得m = 3.55mm； 于是轴两联齿轮的模数统一取为m = 5mm。于是轴两联齿轮的直径

24、分别为： 轴上与轴两联齿轮啮合的两齿轮直径分别为： c传动组： 取m = 5mm。轴上两联动齿轮的直径分别为： 轴四上两齿轮的直径分别为： 3. 齿轮强度校核：计算公式3.1校核a传动组齿轮校核齿数为24的即可，确定各项参数 P=8.25KW,n=742r/min,确定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称 ,查机械设计得确定齿间载荷分配系数: 由机械设计查得确定动载系数: 查表得 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 查得 ,S = 1.3 ， 故合适。3.2 校核b传动组齿轮校核齿数为22的即可，确定各项参数 P=8.25

25、KW,n=373r/min,确定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称 ,查机械设计得确定齿间载荷分配系数: 由机械设计查得确定动载系数: 查表得 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 查得 ,S = 1.3 ， 故合适。3.3校核c传动组齿轮校核齿数为18的即可，确定各项参数 P=8.25KW,n=373r/min,确定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称,查机械设计得确定齿间载荷分配系数: 由机械设计查得确定动载系数: 查表得 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳

26、强度极限。 图10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合适。4. 主轴挠度的校核4.1 确定各轴最小直径1轴的直径：2轴的直径：3轴的直径：4主轴的直径：4.2轴的校核轴的校核：通过受力分析，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核 。轴、轴的校核同上。5. 主轴最佳跨距的确定400mm车床，P=7.5KW.5.1 选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距前轴颈应为75-100mm,初选=100mm,后轴颈取,前轴承为NN3020K,后轴承为NN3016K,根据结构,定悬伸长度5.2 求轴承刚度考虑机械效率主轴最大输出转距床身上最大加工直径约为

27、最大回转直径的60%,取50%即200,故半径为0.1.切削力 背向力 故总的作用力 次力作用于顶在顶尖间的工件上主轴尾架各承受一半,故主轴轴端受力为 先假设 前后支撑分别为根据 。6. 各传动轴支承处轴承的选择 主轴 前支承：NN3020K;中支承：N219E;后支承：NN3016K 轴 前支承：30207;后支承：30207 轴 前支承：30207;中支承：NN3009;后支承：30207 轴 前支承：30208;后支承：302087. 主轴刚度的校核7.1 主轴图: 7.2支撑跨距L支撑跨距L，当前，多数机床的主轴采用前后两个支撑，结构简单，制造、装配方便，容易保证精度，但是，由于两支撑

28、主轴的最佳支距一般较短，结构设计难于实现，故采用三支撑结构。如图所示，三支撑主轴的前中支距，对主轴组件刚度和抗震性的影响，要比前后支距地影响大得多，因此，需要合理确定。为了使主轴组件获得很高的刚度可抗震性，前中之距可按两支撑主轴的最佳只距来选取。 由于三支撑的前后支距对主轴组件的性能影响较小，可根据结构情况适当确定。如果为了提高主轴的工作平稳性，前后支距可适当加大，如取。采用三支撑结构时，一般不应该把三个支撑处的轴承同时预紧，否则因箱孔及有关零件的制造误差，会造成无法装配或影响正常运作。因此为了保证主轴组件的刚度和旋转精度，在三支撑中，其中两个支撑需要预紧，称为紧支撑；另外一个支撑必须具有较大的间隙，即处于“浮动”状态，称为松支撑，显然，其中一个紧支撑必须是前支撑，否则前支撑即使存