最大加工直径为250mm的普通车床的主轴箱部件设计

宁XX大学课程设计(论文)最大加工直径为250mm的普通车床的主轴箱部件设计所在学院专业班级姓名学号指导老师年月日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，目录摘要2目录4第1章绪论61.1课程设计的目的61.2课程设计的内容61.2.1理论分析与设计计算61.2.2图样技术设计6编制技术文件61.3课程设计题目、主要技术参数和技术要求6第2章车床参数的拟定82.1车床主参数和根本参数82.2车床的变速范围R和级数Z82.3确定级数主要其他参数82.3.1拟定主轴的各级转速82.3.2主电机功率——动力参数确实定8确定结构式8确定结构网9绘制转速图和传动系统图92.4确定各变速组此论传动副齿数102.5核算主轴转速误差12第3章传动件的计算123.1带传动设计123.2选择带型133.3确定带轮的基准直径并验证带速143.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角143.5确定带的根数z153.6确定带轮的结构和尺寸153.7确定带的张紧装置163.8计算压轴力163.9计算转速的计算183.10齿轮模数计算及验算183.11传动轴最小轴径的初定213.12主轴合理跨距的计算22第4章主要零部件的选择234.1轴承的选择234.2键的规格244.3主轴弯曲刚度校核244.4.轴承校核244.5润滑与密封25第5章摩擦离合器(多片式)的计算25第6章主要零部件的选择276.1电动机的选择276.2轴承的选择276.3变速操纵机构的选择276.4轴的校核276.5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31结束语32参考文献33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根底课、技术根底课和专业课的有关理论知识，及生产实习等实践技能，到达稳固、加深和拓展所学知识的目的。通过课程设计，分析比拟机械系统中的某些典型机构，进行选择和改良；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，到达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，到达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根本设计技能的训练，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局部组成。1.2.1理论分析与设计计算〔1〕机械系统的方案设计。设计方案的分析，最正确功能原理方案确实定。〔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：中型普通车床主轴箱设计车床的主参数〔规格尺寸〕和根本参数如下：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250160031531.26第2章车床参数的拟定2.1车床主参数和根本参数车床的主参数〔规格尺寸〕和根本参数如下：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250160031531.262.2车床的变速范围R和级数ZR==由公式R=，其中=1.26，R=5.08，可以计算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：315，400，500，630，800，1000，1250，16002.3.2主电机功率——动力参数确实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级那么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=315Z=8=1.26确定结构网根据“前多后少”,“先降后升”,前密后疏,结构紧凑的原那么,选取传动方案Z=21×22×24,易知第二扩大组的变速范围r=φ(P3-1)x=1.264=3.95〈8满足要求，其结构网如图2-1。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系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。〔2〕绘制转速图：〔3〕画主传动系统图。根据系统转速图及的技术参数，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)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图2-3主传动系统图〔7〕齿轮齿数确实定。变速组内取模数相等，据设计要求Zmin≥18~20,齿数和Sz≤100～120，由表4.1，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2-2齿轮齿数传动比根本组第一扩大组第二扩大组1:1.261:1.581.26：11:1.261.26：11：2代号ZZZZZZZZ’Z5Z5’ZZ齿数4252365847373747493929592.5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)％=2.6％各级转速误差n160012501000800630500400315n`1664.21237.81002.1804.5636.05503.6403.2318.6误差0.4％1.4％0.4％1.4％0.4％1.4％0.4％1.4％转速误差小于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=1250r/min3.1.1计算设计功率Pd表4工作情况系数工作机原动机ⅰ类ⅱ类一天工作时间/h10~1610~16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1.01.11.21.11.21.3载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1.11.21.31.21.31.4载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1.21.31.41.41.51.6载荷变动很大破碎机〔旋转式、颚式等〕；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机1.31.41.51.51.61.8根据V带的载荷平稳，两班工作制〔16小时〕，查《机械设计》P296表4，取KA＝1.1。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》P297图13－11选取。根据算出的Pd＝3.3kW及小带轮转速n1＝1420r/min，查图得：dd=80～100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》P298表13－7查得，小带轮基准直径为80～100mm那么取dd1=100mm>ddmin.=75mm〔dd1根据P295表13-4查得〕表3V带带轮最小基准直径槽型YZABCDE205075125200355500由《机械设计》P295表13-4查“V带轮的基准直径”，得=112mm误差验算传动比：〔为弹性滑动率〕误差符合要求②带速满足5m/s<v<25~30m/s的要求，故验算带速适宜。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+112〕2〔100+112〕即148.4424，选取=300mm所以有：由《机械设计》P293表13－2查得Ld＝900mm实际中心距符合要求。表4.包角修正系数包角220210200190180150170160140130120110100901.201.151.101.051.000.920.980.950.890.860.820.780.730.68表5.弯曲影响系数带型ZABCDE3.5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13－8查得，取Ka=0.95由《机械设计》P293表13－2查得，KL＝1.16那么带的根数所以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3d＜dd1(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，HT200。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13－12查得，A型带的初拉力F0＝117.39N，上面已得到=177.57，z=3，那么对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作外表加工精度要高，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〕和轮毂三局部组成。带轮的外圈环形局部称为轮缘，轮缘是带轮的工作局部，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。装在轴上的筒形局部称为轮毂，是带轮与轴的联接局部。中间局部称为轮幅〔腹板〕，用来联接轮缘与轮毂成一整体。表普通V带轮的轮槽尺寸〔摘自GB/T13575.1-92〕工程

符号槽型YZABCDE基准宽度bp5.38.511.014.019.027.032.0基准线上槽深hamin1.62.02.753.54.88.19.6基准线下槽深hfmin4.77.08.710.814.319.923.4槽间距e8±0.312±0.315±0.319±0.425.5±0.537±0.644.5±0.7第一槽对称面至端面的距离fmin67911.5162328最小轮缘厚55.567.5101215带轮宽BB=(z-1)e+2f

z—轮槽数外径da轮槽角32°对应的基准直径dd≤60------34°-≤80≤118≤190≤315--36°60----≤475≤60038°-＞80＞118＞190＞315＞475＞600极限偏差±1±0.5V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≤(2.5～3)d时)，如图7-6a。〔2〕腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd≤300mm时)，如图7-6b。〔3〕孔板带轮：用于尺寸较大的带轮((dd－d)＞100mm时)，如图7-6c。〔4〕椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd＞500mm时)，如图7-6d。〔a〕〔b〕〔c〕〔d〕图7-6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〕主轴的计算转速nj，由公式n=n得，主轴的计算转速nj=463.02r/min，取500r/min。(2).传动轴的计算转速轴2=1000r/min，轴1=800r/min。〔2〕确定各传动轴的计算转速。表3-1各轴计算转速轴号Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴计算转速r/min80010005000〔3〕确定齿轮副的计算转速。3-2。表3-2齿轮副计算转速序号ZZZZZn800800100010005003.10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3-3模数组号根本组第一扩大组模数mm2.52.5〔2〕根本组齿轮计算。根本组齿轮几何尺寸见下表齿轮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按根本组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。计算如下：①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=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，=1Y齿形系数，查【5】2上，Y=0.386；许用接触应力〔MPa〕,查【4】，表4-7，取=650Mpa；许用弯曲应力〔MPa〕，查【4】，表4-7，取=275Mpa；根据上述公式，可求得及查取值可求得：=635Mpa=78Mpa〔3〕扩大组齿轮计算。第一扩大组齿轮几何尺寸见下表齿轮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齿宽20202020第二扩大组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z5Z5`Z6Z6`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241HB～286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。同理根据根本组的计算，查文献【6】，可得=0.62，=0.77，=0.60，=1.1，=1，=1，m=3.5，=355；可求得：=619Mpa=135Mpa3.11传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=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3-3。表3-3最小轴径轴号Ⅰ轴Ⅱ轴最小轴径mm35403.12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60~90mm。初步选取d1=80mm。后轴径的d2=〔0.7~0.9〕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×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=0.5Fc=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×=5272.65×=2636.325N根据文献【1】式3.7得：Kr=3.39得前支承的刚度：KA=1689.69N/；KB=785.57N/；==2.15主轴的当量外径de=(80+60)/2=70mm，故惯性矩为I==113.8×10-8m4 η===0.14查【1】图3-38得=2.0，与原假设接近，所以最正确跨距=120×2.0=240mm合理跨距为〔〕，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：QUOTEBXL=10X56II轴选择花键规格：NQUOTEdQUOTE=8X36X40X7III轴选择键规格：QUOTEBXL=14X904.3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)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2～6mm，内摩擦片的外径D确实定，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Z≥2MnK/fb[p]式中Mn——摩擦离合器所传递的扭矩〔N·mm〕；Mn＝955×η/＝955××3×0.98/800＝1.28×〔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〕；η——从电动机到离合器轴的传动效率；K——平安系数，一般取1.3～1.5；f——摩擦片间的摩擦系数，由于磨擦片为淬火钢，查《机床设计指导》表2-15，取f=0.08；——摩擦片的平均直径〔mm〕;=〔D+d〕/2＝67mm;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/〕；＝＝1.1×1.00×1.00×0.76＝0.836——根本许用压强〔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Z≥2MnK/fb[p]＝2×1.28××1.4/〔3.14×0.08××23×0.836＝11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＝0.4＝0.4×11＝4.4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××23×1.00＝3.57×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〕，内外层别离时的最大间隙为0.2～0.4〔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，外表渗碳0.3～0.5〔mm〕,淬火硬度达HRC52～62。第6章主要零部件的选择6.1电动机的选择转速n＝1420r/min，功率P＝3kW选用Y系列三相异步电动机6.2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7012C6.3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。6.4轴的校核主轴的前端部挠度主轴在前轴承处的倾角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：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：6.5轴承寿命校核由П轴最小轴径可取轴承为7008C角接触球轴承,ε=3；P=XFr+YFaX=1，Y=0。对Ⅱ轴受力分析得：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=×=×=h≥[L10h]=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，用一张展开图和假设干张横截面图表示。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动的有关要