主轴箱专业课程设计项目说明指导书

序言机械制造业是国民经济装备部，在国民经济中含有十分关键地位和作用。机械制造生产能力和制造水平，关键取决于机械制造装备优异程度。机械制造装备关键为金属切削机床。一个国家机床工业水平在很大程度上代表着这个国家工业生产能力和技术水平。机床技术参数有主参数和基础参数，她们是运动传动和结构设计依据，影响到机床是否满足所需要基础功效要求，参数确定就是机床性能设计。主参数是直接反应机床加工能力、决定和影响其它基础参数依据，如车床最大加工直径，通常在设计题目中给定，基础参数是部分加工件尺寸、机床结构、运动和动力特征相关参数，可归纳为尺寸参数、运动参数和动力参数。通用车床工艺范围广，所加工工件形状、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬质合金刀具又用高速钢刀具。所以，必需对所设计机床工艺范围和使用情况做全方面调研和统计，依据一些经典工艺和加工对象，兼顾其它可能工艺加工要求，确定机床技术参数，确定参数时，要考虑机床发展趋势和同中国外同类机床对比，使确定参数最大程度地适应多种不一样工艺要求和达成机床加工能力下经济合理。机械装备课程设计是我们在学完基础课、技术基础课及相关专业课基础上，结合机床主传动部件(主轴变速箱)设计综合训练。其目标有以下三点：①掌握机床主传动部件设计过程和方法，包含参数确定、传动设计、零件计算、结构设计等，培养结构分析和设计能力。②综合应用过去所学理论知识，提升联络实际和综合分析能力。③训练和提升设计基础技能，如计算、制图、应用设计资料、标准和规范、编写说明书等。一、概述1.1机床课程设计目标课程设计是在学生学完对应课程及先行课程以后进行实习性教学步骤，是大学生必修步骤，其目标在于经过机床运动机械变速传动系统结构设计，使学生在确定传动和变速结构结构方案过程中，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综合训练，树立正确设计思想，掌握基础设计方法，并培养学生含有初步结构分析，结构设计和计算能力。1.2车床规格系列和用处一般机床规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照基础。所以，对这些基础知识和资料作些简明介绍。此次设计是一般型车床主轴变速箱。关键用于加工回转体。工件最大回转直径D(mm)正转最高转速Nmax()电机功率N（kw）公比转速级数Z25031.268表1车床主参数（规格尺寸）和基础参数1.3操作性能要求（1）含有皮带轮卸荷装置（2）手动操作纵双向摩擦片离合器实现主轴正反转及停止运动要求（3）主轴变速由变速手柄完成二、参数确定2.1确定转速范围查金属切削机床机床主轴变速箱设计指导得：400r/min，500r/min，630r/min，800r/min，1000r/min，1250r/min，1600r/min，r/min。2.2主电机选择合理确实定电机功率，使机床既能充足发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机常常轻载而降低功率原因。已知电动机功率是3KW，依据《机械设计课程设计手册》P167表12-1选Y112M-4，额定功率4KW，满载转速1440r/min，最大额定转矩2.2N/m。三、传动设计3.1主传动方案确定确定传动方案，包含传动形式选择和开停、换向、制动、操作等整个传动系统确实定。传动形式指传动和变速元件、机构和组成、安排不一样特点传动形式、变速类型。传动方案和形式和结构复杂程度亲密相关，和工作性能也相关系。所以，确定传动方案和形式，要从结构、工艺、性能及经济等方面统一考虑。传动方案有多个，传动形式更是众多，比如：传动形式上有集中传动、分离传动；扩大变速范围可用增加传动组数，也可用背轮结构、分支传动等形式；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，可能方案有很多，优化方案也因条件而异。此次设计中，我们采取集中传动形式主轴变速箱。3.2传动结构式、结构网选择结构式、结构网对于分析和选择简单串联式传动不失为有用方法，但对于分析复杂传动并想由此导出实际方案，就并非十分有效。3.2.1确定传动组及各传动组中传动副数目级数为Z传动系统由若干个次序传动组组成，各传动组分别有、、……个传动副。传动副中因为结构限制以2为适宜，即变速级数Z应为2因子：仅有8=2×2×2一个传动方案3.2.2传动式确实定8级转速传动系统传动组，选择传动组安排方法时，考虑到机床主轴变速箱具体结构、装置和性能。主轴对加工精度、表面粗糙度影响很大，所以主轴上齿轮少些为好。最终一个传动组传动副常选择2。总而言之，传动式为8=2×22。3.2.3结构式确实定传动副应前多后少标准，故8=222传动式，有4种结构式和对应结构网。又因为传动次序应前密后疏，变速组降速要前慢后快，所以结构式为：8=2223.3转速图确实定图1正转转速图图2主传动系图四、传动件估算4.1三角带传动计算三角带传动中，轴间距A能够加大。因为是摩擦传输，带和轮槽间会有打滑，宜可缓解冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常见作电机输出轴定比传动。(1)选择三角带型号依据公式：P=KP=1.14=4.4KW（查《机械设计基础》表13-8得K=1.1）式中P---电动机额定功率，--工作情况系数查《机械设计基础》表13-1所以选择A型带，尺寸参数为b=13mm，b=11mm，h=8mm，。(2)确定带轮计算直径，带轮直径越小带弯曲应力就越大。为提升带寿命，小带轮直径不宜过小，即。查《机械设计基础》表13-9取主动轮基准直径=125m由公式式中：-小带轮转速，-大带轮转速，-带滑动系数，通常取0.02。所以，D=由《机械设计基础》表13-9取园整为200mm。(3)确定三角带速度按公式(4)初定中心距带轮中心距，通常依据机床总体布局初步选定，通常可在下列范围内选择：依据经验公式取，取=600mm.(5)三角带计算基准长度由《机械设计基础》表13-2，圆整到标准计算长度，带长修正系数(6)验算三角带挠曲次数，符合要求。(7)确定实际中心距验算小带轮包角主动轮上包角适宜。(9)确定三角带根数依据《机械设计基础》式13-15得传动比 查表13-5，13-3得=0.13KW,=1.92KW查表13-7，=0.98；查表13-2，=0.96所以取Z=3根(10)计算预紧力查《机械设计基础》表13-1，q=0.1kg/m 4.2传动轴估算传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度要求，强度要求确保轴在反复载荷和扭载荷作用下不发生疲惫破坏。机床主传动系统精度要求较高，不许可有较大变形。所以疲惫强度通常不失是关键矛盾，除了载荷很大情况外，能够无须验算轴强度。刚度要求确保轴在载荷下不至发生过大变形。所以，必需确保传动轴有足够刚度。4.2.1传动轴直径估算其中：N-传动轴输入功率KW--电机额定功率；-从电机到该传动轴之间传动件传动效率乘积；-该传动轴计算转速r/min。计算转速是传动件能传输全部功率最低转速。各传动件计算转速能够从转速图上，按主轴计算转速和对应传动关系确定。——每米长度上许可扭转角查【机床主轴变速箱设计指导参考书】P32得I轴=2，II，III轴是花键轴=1.5，IV轴取=1。所以取25mmd2=914取30mmd4=9144×0.96×0.99×0.98×0.98×0.99×0.98×0.99400×此轴径为平均轴径，设计时可对应调整。4.3齿轮齿数确实定和模数计算4.3.1齿轮齿数确实定当各变速组传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于定比传动齿轮齿数可依据机械设计手册推荐方法确定。对于变速组内齿轮齿数，如传动比是标准公比整数次方时，变速组内每对齿轮齿数和及小齿轮齿数能够从表3-6（机械制造装备设计）中选择。通常在主传动中，最小齿数应大于18～20。采取双联滑移齿轮时，应检验滑移齿轮之间齿数关系：三联滑移齿轮最大齿轮之间齿数差应大于或等于4，以确保滑移是齿轮外圆不相碰。第一组齿轮：传动比：,u2=1查《机床主轴变速箱设计指导参考书》P20常见传动比适合齿数表，齿数和取72=36，=32，=36,Z4=40,；第二组齿轮：传动比：,u2=11.59齿数和取84：Z5=42，Z6=32，Z7=42,第三组齿轮：传动比：u1=1.26,u2=齿数和取90：Z9=60，Z10=30，Z11=40，Z124.3.2齿轮模数计算(1)通常同一变速组中齿轮取同一模数，选择负荷最重小齿轮按简化接触疲惫强度公式计算式中：N--计算齿轮传输额定功率——计算齿轮（小齿轮）计算转速r/min——齿宽系数，常取6~10——计算齿轮齿数，通常取传动中最小齿轮齿数。i——大齿轮和小齿轮齿数比，；“+”用于外齿合，“-”用于内齿合。——寿命系数，；——工作期限系数，；（查【3】表3）N——齿轮最低转速r/min；——按疲惫接触强度计算齿轮模数T——预定齿轮工作期限，中型机床推荐：T=15000~0——转速改变系数（查【3】表4）——功率利用系数（查【3】表5）——工作情况系数。中等冲击主运动：=1.2~1.6——动载荷系数（查【3】表8）——齿向分布系数（查【3】表9）——材料强化系数，幅值低交变可使金属材料晶体粒边界强化，起着阻止疲惫细缝扩展作用。（查【3】表6）传动组a模数：有查询得Kn=0.85，K1=1.5，K2=1.2，K3=1，=0.58，Kq=0.64，m=3，，T=16000h，=1000，i=1.KT=360Kα=mj=16300传动组b模数：有查询得Kn=0.78，K1=1.5，K2=1.2，K3=1，=0.58，Kq=0.60，m=3，，T=16000h，=1000，i=1.25KT=360Kα=mj=16300传动组c模数：有查询得Kn=0.89，K1=1.5，K2=1.2，K3=1，=0.58，Kq=0.55，m=3，，T=16000h，=1000，i=1.57KT=360Kα=mj=16300故选择标准模数。(4)标准齿轮：齿顶圆齿根圆分度圆齿顶高齿根高齿轮具体值见表齿轮尺寸表齿轮齿数z模数m分度圆d齿顶圆齿根圆齿顶高齿根高1362.5909583.752.53.1252322.5808573.752.53.1253362.5909583.752.53.1254402.510010593.752.53.1255422.510511098.752.53.1256322.5808573.752.53.1257422.510511098.752.53.1258522.5130135123.752.53.1259603180185172.533.7510303909582.533.7511403120125112.533.7512503150155142.533.754.3.3齿宽确定由公式得：第一套啮合齿轮第二套啮合齿轮第三套啮合齿轮一对啮合齿轮，为了预防大小齿轮因装配误差产生轴向错位时造成啮合齿宽减小而增大轮齿载荷，设计上，应主动轮比小齿轮齿宽大所以，，，，，，，，，，，4.4带轮结构设计查《机械设计基础》P222页，当带轮直径较小时可采取实心式，当带轮直径时采取腹板式。已知小带轮最小直径属于直径较小带轮则能够采取实心式带轮。大带轮则采取腹板式带轮。已知采取为A型带则： 带轮宽度：分度圆直径：大带轮小带轮大带轮直径三角胶带滑动率。三角带传动中，在确保最小包角大于条件下，传动比可取。对中型通用机床，通常取小带轮大带轮大带轮：则取已知，则取则取4.5轴承选择已知各个传动轴直径是：，，，查《机械设计课程设计手册》表6-6。轴选择两个角接触球轴承，型号7005C，D=47mm，B=12mm，。轴选择两个角接触球轴承，型号7005C，D=47mm，B=12mm，。轴选择两个角接触球轴承，型号7006C，D=55mm，B=13mm，。轴选择两个角接触球轴承，型号7017C，D=130mm，B=22mm，，型号7020C，D=150mm，B=24mm，，动力设计5.1主轴基础尺寸确定主轴外径尺寸，关键是主轴前轴颈（前支撑处）直径选定后，其它部位外径随之而定。通常是经过筒规格机床类比分析加以确定。250mm机床，P=4KW。查《机械装配设计》表3—13，前轴颈=70-105mm，初选=105，后颈取5.2主轴刚度验算5.2.1选定前端悬伸量C主轴悬伸量大小往往受结构限制，关键取决于主轴端部结构形式及尺寸，刀具或夹具安装方法，前轴承类型及装置，润滑和密封装置结构尺寸等。主轴设计时应满足结构前提下，应最大限制缩短主轴悬伸量a。依据结构，定悬伸量5.2.2主轴支承跨距L确实定通常最好跨距，考虑到结构和支承刚度因磨损会不停降低，应取跨距L比最好支承跨距大部分，再考虑到结构需要，这里取L=550mm。主轴最大输出转矩T=9550P×0.88n=9550×6传动件校验6.1主轴最好跨距确实定⑴、考虑机械效率，主轴最大输出转距

T=9550床身上最大加工直径约为最大回转直径50到60%,即加工工件直径取为250mm,则半径为0.125.、计算切削力F=84.041.125前后支撑力分别设为,.FA=F×a+llFB⑶、轴承刚度计算依据【结构设计】式（6-1）有：查【结构设计】表6-11得轴承根子有效长度、球数和列数：再带入刚度公式：KKKAKB⑷、主轴当量直径；⑸、主轴惯性矩；⑹、计算最好跨距设：

A=B=查《金属切削机床设计》（3-14）；式中∴∴式中：6.2主轴刚度验算机床在切削加工过程中，主轴负荷较重，而许可变形由很小，所以决定主轴结构尺寸关键原因是它变形大小。对于一般机床主轴，通常只进行刚度验算。通常能满足刚度要求主轴，也能满足强度要求。只有重载荷机床主轴才进行强度验算。对于高速主轴，还要进行临界转速验算，以免发生共振。一弯曲变形为主机床主轴(如车床、铣床)，需要进行弯曲刚度验算，以扭转变形为主机床（如钻床），需要进行扭转刚度验算。目前主轴组件刚度验算方法较多，没能统一，还属近似计算，刚度许可值也未做要求。考虑动态原因计算方法，如依据部产生切削颤动条件来确定主轴组件刚度，计算较为复杂。现在仍多用静态计算法，计算简单，也较适用。主轴弯曲刚度验算；验算内容有两项：其一，验算主轴前支撑处变形转角，是否满足轴承正常工作要求；其二，验算主轴悬伸端处变形位移y，是否满足加工精度要求。对于粗加工机床需要验算、y值；对于精加工或半精加工机床值需验算y值；对于可进行粗加工由能进行半精机床（如卧式车床），需要验算值，同时还需要按不一样加工条件验算y值。支撑主轴组件刚度验算，可按两支撑结构近似计算。如前后支撑为紧支撑、中间支撑位松支撑，可舍弃中间支撑不计（因轴承间隙较大，关键起阻尼作用，对刚度影响较小）；若前中支撑位紧支撑、后支撑为松支撑时，可将前中支距当做两支撑之距计算，中后支撑段主轴不计。6.2.1主轴前支撑转角验算；机床粗加工时，主轴变形最大，主轴前支撑处转角有可能超出许可值，故应验算此处转角。因主轴中(后)支撑变形通常较小，故可无须计算。主轴在某一平面内受力情况图在近似计算中可不计轴承变形影响，则该平面内主轴前支撑处转角用下式计算；切削力作用点到主轴前支承支承距离S=a+W，对于一般车床，W=0.4H，（H是车床中心高，设H=200mm)。则：当量切削力计算：主轴惯性矩；式中：∴∵∴主轴前支撑转角满足要求。6.2.2主轴前端位移验算；计算C点挠度⑴、当量切削力F计算,见上文。⑵、驱动力Q计算其中Z=50，m=3n所以 （3）刚度为：

KA

KB⑷、确定弹性模量E、惯性距I、和长度a、b、s。①轴材产选择45钢，②主轴惯性距I为：；主轴C段惯性距Ic可近似地算：④依据齿轮、轴承宽度和结构需要，取b=54mm⑸、只考虑F力作用在主轴前端时轴端位移，∴yF=F{a2=1008.6×{122=4.2×⑹、只考虑驱动力Q作用在主轴两支撑间时，轴端位移；∴y=-2.2×⑺、求主轴前端C点终合挠度综合挠度

y=4.42×10-2又；因为，所以此轴满足要求。6.3齿轮校验在验算算速箱中齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小齿轮进接触应力和弯曲应力验算。这里要验算是齿轮1，齿轮5，齿轮11这三个齿轮。6.3.1齿轮强度校核计算公式：①弯曲疲惫强度;②接触疲惫强度6.3.2校核a组齿轮①弯曲疲惫强度；校核齿数为32齿轮，确定各项参数⑴,n=1000r/min,⑵确定动载系数∵齿轮精度为7级，由《机械设计基础》表11-3查得动载系数。由《机械设计基础》使用系数。⑶。⑷确定齿向载荷分配系数:由《机械设计基础》表11-6取齿宽系数得对称齿向载荷分配系数；h==5.625；,查《机械设计》图10-13得⑸确定齿间载荷分配系数:由《机械设计》表10-2查使用，由《机械设计》表10-3查得齿间载荷分配系数⑹确定载荷系数:⑺查《机械设计》表10-5齿形系数及应力校正系数；⑻计算弯曲疲惫许用应力由《机械设计》图10-20(c)查得小齿轮弯曲疲惫强度极限。《机械设计》图10-18查得寿命系数,取疲惫强度安全系数S=1.3，②接触疲惫强度⑴载荷系数K确实定：⑵弹性影响系数确实定；查《机械设计》表10-6得⑶查《机械设计》图10-21（d）得，故齿轮2适宜。6.3.3校核b组齿轮①弯曲疲惫强度；校核齿数为32齿轮，确定各项参数⑴,n=800r/min,⑵确定动载系数：齿轮精度为7级，由《机械设计》图10-8查得动载系数⑶⑷确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数查《机械设计》表10-4，插值法得对称齿向载荷分配系数,查《机械设计》图10-13得⑸确定齿间载荷分配系数:由《机械设计》表10-2查使用；由《机械设计》表10-3查得齿间载荷分配系数⑹确定动载系数:⑺查《机械设计》表10-5齿形系数及应力校正系数、⑻计算弯曲疲惫许用应力由《机械设计》图10-20(c)查得小齿轮弯曲疲惫强度极限。《机械设计》图10-18查得寿命系数,疲惫强度安全系数S=1.3，②接触疲惫强度u=62/22=2.82；⑴、载荷系数K确实定：⑵、弹性影响系数确实定；查《机械设计》表10-6得⑶、查《机械设计》图10-21（d）得，故齿轮6适宜。6.3.4校核c组齿轮①弯曲疲惫强度；校核齿数为35齿轮，确定各项参数⑴,n=500r/min,⑵确定动载系数：齿轮精度为7级，由《机械设计》图10-8查得动载系数⑶⑷确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数查《机械设计》表10-4，插值法得非对称齿向载荷分布系数，,查《机械设计》图10-13得⑸确定齿间载荷分配系数:由《机械设计》表10-3齿间载荷分布系数，⑹确定荷载系数:⑺查表10-5齿形系数及应力校正系数。⑻计算弯曲疲惫许用应力由图查得小齿轮弯曲疲惫强度极限。《机械设计》图10-18查得寿命系数,疲惫强度安全系数S=1.3，②接触疲惫强度⑴载荷系数K确实定：⑵弹性影响系数确实定；查《机械设计》表10-6得⑶查《机械设计》图10-21（d）得，故齿轮10适宜。7结构设计及说明7.1结构设计内容、技术要求和方案设计主轴变速箱结构包含传动件（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结构设计和部署，用一张展开图和若干张横截面图表示。课程设计因为时间限制，通常只画展开图。主轴变速箱是机床关键部件。设计时除考虑通常机械传动相关要求外，着重考虑以下多个方面问题。精度方面要求，刚度和抗震性要求，传动效率要求，主轴前轴承处温度和温升控制，结构工艺性，操作方便、安全、可靠标准，遵照标准化和通用化标准。主轴变速箱结构设计时整个机床设计关键，因为结构复杂，设计中不可避免要经过反复思索和数次修改。在正式画图前应该先画草图。7.2展开图及其部署展开图就是根据传动轴传输运动前后次序，假想将各轴沿其轴线剖开并将这些剖切面平整展开在同一个平面上。=1\*ROMANI轴上装摩擦离合器和变速齿轮。有两种部署方案，一是将两级变速齿轮和离合器做成一体。齿轮直径受到离合器内径约束，齿根圆直径必需大于离合器外径，负责齿轮无法加工。这么轴间距加大。另一个部署方案是离合器左右部分分别装在同轴线轴上，左边部分接通，得到一级反向转动，右边接通得到三级反向转动。这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。我们采取第一个方案，经过空心轴中拉杆来操纵离合器结构。齿轮在轴上部署很关键，关系到变速箱轴向尺寸，降低轴向尺寸有利于提升刚度和减小体积。7.3齿轮块设计齿轮是