床身上最大回转直径400毫米机床主轴箱设计【毕业论文+CAD图纸全套】

买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 1 - 第 一 部分 传动设计 机的选择 （ 1）床身上最大回转直径： 400 2）主电机功率： 3）主轴最高转速： 1500r/考机床主轴变速箱设计指导（以下简称设计指导） 132 动参数 变速范围 Rn=1500/1Z 对于中型车床， 此处取 转速级数 Z=12。查设计指导 67、 95、 132、 190、 265、 375、 530、 750、 1060、 1500。 定结构式和拟定结构网 定变速组传动副数目 实现 12 级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合： 1、 12 3 4 12 4 3 2、 12 3 2 2 12 2 3 2 12 2 2 3 在上列两行方案中，第一行方案可以节省传动轴，缺点是有一个传动组内有四个传动副。如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，操纵机构必须互锁以防止两个双联滑移齿轮同时啮合，所以在机床设计中应该少用。 根据传动副数目分配应“前多后少”的原则，但在选择传动组安排方式时，要考虑到机床主轴变速箱的具体机构、装配和性能。在轴如果安置换向摩擦离合器时，为减小轴向尺寸，第一传动组的传动副数不能太多，以 2为宜。故一般应选用方案 12 2 3 2。 12=2 3 2的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有以下 6种形式： A、 12=21 32 26 B、 12=21 34 22 C、 12 =23 31 26 D、 12=26 31 23 E、 12=22 34 21 F、 12=26 32 21 根据级比指数要“前疏后密”的原则，不宜选用方案 D、 F，可选用顺序扩大方案 A。然而，对于所设计的机构，将会出现两个问题： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 2 - 第一变速组采用降速传动（ 图 a）时，由于摩擦离合器径向结构尺寸限 制， 在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合器的直径， 使得轴上的齿轮直径不能太小，轴上的齿轮则会成倍增大。这样，不仅使 -轴间中心距加大，而且 -轴间的中心距也会加大，从而使整个传动系统结构尺寸增大。这种传动不宜采用。 如果第一变速组采用升速传动（ 图 b），则轴至主轴间的降速传动只能由后两个变速组承担。为了避免出现降速比小于允许的极限值，常常需要增加一个定比降速传动组，使系统结构复杂。这种传动也不是理想的。 由于轴装有摩擦离合器，在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合 器直径，因而采用 方案 C、 12 =23 31 26（图 c） 则可解决 轴装配工艺的结构的问题 。 其结构网如 下 图所示 ： 图 1定转速图 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 3 - 第二扩大组的变速范围 6 8，符合设计原则要求，方案可用。 由第二扩大组的变速范围 6 8 可知第二扩大组两个传动副的传动必然是传动比的极限值。所以转速图拟定如下： 图 1定齿轮齿数 查 金 属切削机床表 8 1各种传动比的适用齿数 求出各传动组齿轮齿数如下表： 变速组 第一变速组 a 第二变速组 b 第三变速组 c 齿数和 72 72 90 齿轮 1Z 2Z *2Z 3Z *3*4Z 5Z *5Z 6Z *6Z 7Z *7Z 齿数 24 48 42 30 19 53 24 48 30 42 60 30 18 72 传动过程中，会采用三联滑移齿轮，为避免齿轮滑移中的干涉，三联滑移齿轮中最大和次大齿轮之间的齿数差应大于 4。所选齿轮的齿数符合设计要求。 定带轮直径 机械设计表 8 7查得工作情况系数 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 4 - 选择 据 值由机械设计图 8 10选择 A 型带。 由机械设计表 8 6、表 8 8，取基准直径 1d 133 验算带速 V V 1d (60 1000) 133 1440/(60 1000) s 因为 5m/s V 30m/s,所以带轮合适。 定大带轮直径 2d 2d i 1d （ 1）（ 1440/750） 133（ 1 带的滑动系 数，一般取 机械设计表 8 8，取基准直径 2d 250 算主轴转速误差 主轴各级实际转速值用下式计算： n = 21中 u1 u2 别为第一、第二、第三变速组齿轮传动比； 电机的满载转速 ；取 转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表 示： n = | | 100% 5% 其中 n 主轴理想转速 把数据依次代入公式得出下表 主轴转速 n1 n2 n3 n4 n5 想转速 7 95 132 190 实际转速 7 速误差 % 轴转速 n7 n8 n9 文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 5 - 理想转速 265 375 530 750 1060 1500 实际转速 速误差 % 速误差满足要求，数据可用。 制传动系统图 图 1第二部分 估算主要传动件并确定其结构尺寸 带的选择及计算 定中心距0带轮直径的选择结合公式有 0A（ 2）（1 D2D） （ 2）（ 133 250） 766 0A 700 文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 6 - 定 及内周长20A 221120()()24 2 700 2( 2 5 0 1 3 3 )( 1 3 3 2 5 0 )2 4 7 0 0 2006.5 设计指导 2025 周长2000 算 u40 次 /s 式中 m带轮个数； 把数据代入上式得 u 40次 /s，数据可用。 a a0a2 0 700 2 0 2 5 2 0 0 6 a 710 验算小带轮包角 1 1 oa 2 5 0 1 3 3 5 7 o 满足要求 。 带的额定功率 由 1d 133n 1440r/ 机械设计表 8 4 据 1n 1440r/i 型带，查 机械设计 表 8 4P= 查 机械设计 表 8 5得 K 查 机械设计 表 8 2得 机械设计 表 8 5得 有 （0P 0P） K 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 7 - （ 计算 Z 取 Z 4根 定传动件计算转速 主轴计算转速是第一个三分之一转速范围内的最高一级转速，即 3Z = 5r/由此可从转速图上推知各 轴的计算转速 列表如下 轴 计算转速 50 375 132 95 齿轮 计算转速 齿轮 1Z 2Z *2Z 3Z *3Z 4Z *4Z 5Z *5Z 6Z *6Z 7Z *7Z 齿数 24 48 42 30 19 53 24 48 30 42 60 30 18 72 50 375 750 1060 375 132 375 190 375 265 132 265 375 95 估轴直径 据电机的功率 参考 机械制造工艺金属切削机床设计指南 （以下简称 设 计指南 ） 表 2，取主轴前轴颈直径 80轴颈直径 （ 60 估传动轴直径 按扭转刚度初步计算传动轴直径 d = 4 91 式中 d 传动轴 危险截面处 直径； N 该轴传递功率（ N= 从电机到该传动轴间传动件的传动效率（不计轴承上的效率），对估算 传动轴直径影响不大 可忽略； 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 8 - 该轴计算转速（ r/ 该轴每米长度允许扭转角 这些轴都是一般传动轴， 据 设计指导 =1m。 根据传动系统图上的传动件布置情况初步估计各轴长度如下表 轴 长度 725 500 800 945 对轴 d 4 91 45 . 5917257 5 0 11000 轴 d 4 91 45 . 5915003 7 5 11000 36轴 d 4 91 45 . 5918001 3 2 11000 虑到轴是花键轴所以轴直径 作为花键轴小径 ,据 设计指南附表 1 取 32键规格 N d D B(键数小径大径键宽 ) 8 32 36 6； 42键规格 N d D B(键数小径大径键宽 ) 8 42 46 8； 46键规格 N d D B(键数小径大径键宽 ) 8 46 50 9。 综上对传动轴直径估算结果如下 轴 直径 32 42 46 花键 8 32 36 6 8 42 46 8 8 46 50 9 算传动齿轮模数 参考 设计指导 齿轮模数的初步计算公式初定齿轮的模数 按齿轮弯曲疲劳的估算 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 9 - 32 3 齿面点蚀的估算 A 370 3mm *2ii 中 N 该轴传递功率（ N= 从电机到该传动轴间传动件的传动效率（不计轴承上的效率）； 大齿轮的 计算转速（ r/ Z 所算齿轮的齿数； A 齿轮中心距 。 同一变速组中的齿轮取同一模数， 按工作负荷最重（通常是齿数最小） 的齿轮进行计算 ，然后取标准模数值作为该变速组齿轮的模数 。据 设计指导 每两 传动轴间传动件的传动效率 动组 a 中 按齿轮弯曲疲劳的估算 32 3 32 3 4 齿面点蚀的估算 A 370 3370 3 1122 标准模数 m 3动组 b 中 按齿轮弯曲疲劳的估算 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 10 - 32 3 32 3 5 . 5 0 0 3 7 5 1 9 齿面点蚀的估算 A 370 3370 3 5 . 5 0 0 132 3322 标准模数 m 4动组 c 中 按齿轮弯曲疲劳的估算 32 3 32 3 5 . 5 0 0 0 3 7 5 1 8 2.9 齿面点蚀的估算 A 370 3370 3 5 . 5 0 0 0 95 772 2 标准模数 m 4合考虑中心距及各个齿轮的可靠性取各齿轮模数均为 m=4式摩擦离合器的选择及计算 外摩擦片的内径0 大 2 6 0d D+(2 6) 36+(2 6) 38 42 取0d 42选择摩擦片尺寸 参考 设计指导 摩擦片尺寸及花键规格自行设计摩擦片的尺寸如图所示 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 11 - 6内摩擦片外摩擦片厚度 1. 52490 9890 383242图 2 计算摩擦面对数 Z D ) ZM n K Kf p d K v K m 式中 额定动扭矩； 9550 9550 m K K f 摩擦片间的 摩擦系数 ；查 设计指导表 12 f 擦片材料 10 钢，油润） P 摩擦片 基本 许用比压 ；查 设计指导表 12 P 擦片材料 10 钢，油润）； D 摩擦片内片外径 0d 外摩擦片的内径 速度修正系数 ； 根据平均圆周速度 （ s）查 设 计指导表 13 近似 取为 结合次数修正系数 ； 查 设计指导表 13 取 为 接合面修正系数； 把数据代入公式得 查 设计指导表 13 取 Z 10 算摩擦 片片数 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 12 - 摩擦片总片数（ Z 1） 11 片 算 轴向压力 Q Q )(40 202 p )4290(40 22 478N 第三部分 结构设计 轮 轴轴端结构 的 设计 根据 V 带计算，选用 4 根 A 型 V 带。由于轴安装摩擦离合器及传动齿轮，为了改善它们的工作条件，保证加工精度，采用卸 载 式带轮结构输入。带轮支承在轴承外圆上，而两轴承装在与箱体固定的法兰盘上，扭矩从端头花键传入 ，而整个装置需用油脂润滑 。 结构设计如图所示 图 3轴换向机构的设计 主轴换向频率较高 ， 故采用 双向片式摩擦离合器。这种离合器由内摩擦片、外摩擦片、滑动套筒、螺母、钢球和空套齿轮等组成。离合器左右两部门结构是相同的。 左离合器传动主轴买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 13 - 正转，用于切削加工。需要传递的转矩较大，片数较多。右离合器用来传动主轴反转，主要用于退回，片数较少。 这种离合器的工作原理是，内摩擦片的花键孔装在轴的花键上，随轴旋转。外摩擦片的孔为圆孔，直径略大于花键外径。外圆上有 4 个凸起，嵌在空套齿轮的缺口之中。内外摩擦片相间安装。移动套筒时，钢球沿斜面向中心移动并使滑块、螺母向左移动，将内片与外片相互压紧。轴的转矩便通过摩擦片间的摩擦力矩传递给齿轮，使主轴正传。同理，当滑块、螺母向右时，使主轴反转。处于中间位置时，左、右离合器都脱开，轴以后的各轴 停转。摩擦片的间隙可通过放松销和螺母来进行调整。 摩擦片的轴向定位是由两个带花键孔的圆盘实现。其中一个圆盘装在花键上，另一个装在花键轴的一个环形沟槽里，并转过一个花键齿，和轴上的花键对正，然后用螺钉把错开的两个圆盘连接起来。 结构如下图所示 图 3动机构的设计 根据制动器的设计原理，将其 安装在 靠近主轴的较高转速的 轴，在离合器脱开时制动主轴，以缩短辅助时间。此次设计采用带式制动器。该制动器制动盘是一个钢制圆盘，与轴用花键联接，周边围着制动带。制动带是一条刚带，内侧有一层酚醛石棉以增加摩擦。制 动带的一端与杠杆连接。另一端与箱体连接。为了操纵方便并保证离合器与制动器的联锁运动，采用一个操纵手柄控制。当离合器脱开时，齿条处于中间位置，将制动带拉紧。齿条轴凸起的左、右边都是凹槽。左、右离合器中任一个结合时，杠杆都按顺时针方向摆动，使制动带放松。 轮块的设计 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 14 - 机床的变速系统采用了滑移齿轮变速机构。根据各传动轴的工作特点，基本组 (传动组 b)滑移齿轮采用平键联接装配式齿轮，固定齿轮用独立式； 第一扩大组 (传动组 a)的滑移齿 轮采用了整体式滑移齿轮； 第二扩大组 (传动组 c)传动转矩较大用平键联接装配式齿轮， 此时平键传递转矩，弹性挡圈轴向固定，简单、工艺性好、结构方便。 所有滑移齿轮与传动轴间均采用花键联接。 从工艺角度考虑，其他固定齿轮（主轴上的齿轮除外）也采用花键联接。由于主轴直径较大，为了降低加工成本而采用了单键联接。 由各轴的圆周速度参考 设计指导 轴间传动齿轮精度为 8 7 7轴间齿轮精度为 7 6 6 齿轮材料为 45 钢，采用整体淬火处理。 根据前面初估的模数计算齿轮直径由于 轴基本组的大齿轮会和离合器相干涉（相碰），因而对第一扩大组的齿轮模数进行调整，调为 m=4齿 轮参数如下表 齿轮 1Z 2Z *2Z 3Z *3Z 4Z 齿数 24 48 42 30 19 53 24 50 375 750 1060 375 132 375 分度圆直径 96 192 168 120 76 212 96 齿顶圆直径 104 200 176 128 84 220 104 齿底圆直径 86 182 158 110 66 202 86 齿轮宽 32 30 30 32 32 30 32 齿轮 *4Z 5Z *5Z 6Z *6Z 7Z *7Z 齿数 48 30 42 60 30 18 72 90 375 265 132 265 375 95 分度圆直径 192 120 168 240 120 72 288 齿顶圆直径 200 128 176 248 128 80 296 齿底圆直径 182 110 158 230 110 62 278 齿轮宽 30 32 30 30 32 33 30 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 15 - 承的选择 为了方便安装， 轴上传动件的外径均小于箱体左侧支承孔直径，均采用深沟球轴承。为了便于装配和轴承间隙调整， 、轴均采用圆锥 滚子轴承。滚动轴承均采用 轴组件的设计 部分尺寸的选择 轴通孔直径 参考 设计指导 主轴通孔直径 d 50 颈直径 据前面的估算主轴前轴颈直径 80轴颈直径 60 锥孔尺寸 据车床最大回转直径 400考 设计指导 莫氏锥度号选 5；其标准莫氏锥度尺寸 如下 简图 莫氏号 大端直径 D 锥度度 5 ： 30 部尺寸的选择 采用短圆锥式的头部结构，悬伸短，刚度好。参考设计指导 图及 的主轴头部尺寸如下图所示 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 16 - 图 3承跨距及悬伸长度 为了提高刚度，应尽量缩短主轴的悬伸长度 a，适当选择支承跨距 L。取 L/a 头部尺寸取 a 100 324 为提高刚度，主轴采用三支承，前支承和中支承为主要支承，后支承为辅助支承。这是因为主轴上的传动齿轮集中在前部；容易满足主轴的最佳跨距要求；箱体 上前、中支承的同轴度加工容易保证，尺寸公差也易控制。 前轴承选用一个型号为 32316的圆锥滚子轴承，中轴承选一个用型号为 30214的圆锥滚子轴承，后轴承选用一个型号为 6312 深沟球轴承。前轴承 D 级精度，中轴承 E 级精度，后轴承 E 级精度。前轴承内圈配合为 圈配合为 轴承内圈配合为 圈配合为 轴承内圈配合为 圈配合为 滑系统的设计 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 17 - 主轴箱内采用飞溅式润滑，油面高度为 65油环浸油深度为 10滑油型号为： 卸荷皮带轮轴承采用脂润滑方式。润滑脂型号为：钙质润滑脂。 封装置的设计 轴轴颈较小，线速度较低，为了保证密封效果，采用皮碗式接触密封。而主轴直径大、线速度较高，则采用了非接触式密封。卸荷皮带轮的润滑采用毛毡式密封，以防止外界杂物进入。详见展开图。 第四部分 传动件的验算 动轴的验算 轴的刚度较低，故而在此处进行验算。其受力简化如下图所示 图 4T 1T =610 610 67323N 轮受到的径向力 2 2T 1d 2 67323 96 对于传动轴主要验算轴上装齿轮和轴承处的挠度 轴上有一段为花键轴，但长度在轴上的比例不大，全轴按圆轴算。轴平均直径求的 d 31 截面惯性矩 I64464314 按 设计指导 对 y 234 8 3 3 6 83 2 6 822 310 文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 18 - 查 设计指导 对一般传动轴许用挠度 Y（ l （ 448 对装有齿轮的轴许用挠度 Y（ m（ 4 满足要求。 （ 4 3 3 201 681 683 0 6 8 ）（ 710 设计指导 足要求。 对 )2( ）（ 910 )2( ）（ 910 设计指导 满足要求。 综上，轴的刚度满足要求。 的验算 花键键侧工作表面的挤压应力为 (822 m a x 式中：计算挤压应力； Mp 花键传递的最大扭矩； N m m 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 19 - ， N该轴传递的最大功率， 该轴的计算转速； D、 d 花键的外径和内径； mm z 花键的齿数； l 工作长度； 载荷分布不均匀系数， 许用挤压应力， 查机械设计表 6 3， 100 140 130 对轴花键 69 . 5 5 1 0 5 750 80038 N m m 对轴装离合器处花键 D 36 d 32 z 8 l 18 则 236(80038822 p 满足要求。 对轴装带轮处花键 D 30 d 26z 6 l 40 则 630(80038822 满足要求。 所以轴花键满足要求。 对轴花键 69 . 5 5 1 0 5 0 375 155274 N m m D 46 d 42z 8 l 76 则 228 1 5 5 2 7 4( 4 6 4 2 ) 7 6 8 0 . 7 5 满足要求。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 20 - 对轴花键 69 . 5 5 1 0 5 0 0 132 427974 N m m D 50 d 46z 8 l 126 则 650(427974822 满足要求。 键的验算 普通平键的强度条件 p p 式中：计算挤压应力； 传递的 转矩 ； N m k 键与轮毂槽的接触高度， k 处 h 为键的高度 ； mm l 键 的工作长度 ； mm d 轴的直径； p键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力， 查机械设计表 6 2，此处 键、轴、轮毂三者材料都是钢 p 100 120M p 110 对轴三联齿轮出 A 型平键 T m k 4 2 l 46 d 53 3462 p p 满足要求。 对轴三联齿轮出 A 型平键 T m k 7 l 62d 63 p p 满足要求。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 21 - 对轴三联齿轮出 A 型平键 T 28 1677N m k 14 7l 78d 75 5787 1016772 3 p 满足要求。 轮模数的验算 按接触疲劳强度计算齿轮模数 mj 163003 221 )1( 中： N 传递的额定功率 计算转速 （小齿轮） ； r/m 齿宽系数； 计算 齿轮齿数； i 大齿轮与小齿轮齿数之比，“ +”用于外啮合，“ ”用于内啮合，此处为外啮合，故取“ +” ; 寿命系数： T 工作期限系数： m c T 预定的齿轮工作期限，对中型机床 T = 15000 20000h； n 齿轮的最低转速； r/ 基准循环次数 ， 查设计指导表 3； m 疲劳曲线指数 ， 查设计指导表 3； K n 转速变化系数， 查设计指导表 4； 功率利用系数， 查设计指导表 5； 材料强化系数， 查设计指导表 6； 工作状况系数， 中等 冲击 主运动， 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 22 - 动载荷系数， 查设计指导表 8； 齿向载荷分 布系数， 查设计指导表 9； j 许用接触应力， 查设计指导表 11； 轮按弯曲疲劳强度计算齿轮模数 mw 27531 其中 Y 齿形系数 由 设计指导表 10 查得 ； w 许用弯曲应 力， 查设计指导表 11； 验算结果如下表 按接触疲劳强度 验算 算齿轮模数 参数 传动组 a 传动组 b 传动组 c N 75 132 m.5 4 19 18 i 2 m 3 3 3 n 750 375 132 T 15000 15000 15000 10 710 710 K n N q 文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 23 - d b j 1100 1100 1100 论 估算值可用 估算值可用 估算值可用 齿轮按弯曲疲劳强度 验算 齿轮模数 参数 传动组 a 传动组 b 传动组 c N 75 132 m.5 4 19 18 m 6 6 6 n 750 375 132 T 15000 15000 15000 .9 102 6102 6102 K n N q c d 文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 24 - w 320 320 320 Y 论 估算值可用 估算值可用 估算值可用 注：模数 m 估算值为 4上，估算的模数值可用。 承寿命的验算 00)( T 式中， 额定寿命； h C 滚动轴承的额定动负荷；查 机械设计课程设计第五章第 三节常用滚动轴承部分； N 速度系数， 使用系数；查设计指南表 19； 寿命系数，对于球轴承： = 3 ；对于滚子轴承： =10/3； 功率利用系数；查设计指南表 20； 转速变化系数；查设计指南表 21； 齿轮轮换工作系数，查设计指南表 27； P 当量动载荷 N ; T 滚动轴承许用使用寿命，一般取 10000 15000h； 对轴的 6406轴承受力如下图 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 25 - 320168F rF 488320 488 398N 248816888 加轴向力 1S S 向载荷 11S 1S 1 机械设计表 13 5 X 1 Y 0 查机械设计 表 13 6 1P X 1 398 597N 同理得 2P 312N 按 1P 计算 查表及计算有 C 47500N 3 入公式得 34769756h T 满足要求 对轴的 30208轴承受力如下图 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 - 26 - F 44 316 4图 4过分析计算有 01 02 且两者相互垂直 11443 )142443( 01 400N 12443164 02 1 212211 F 理 2 加轴向力 1S S 向载荷 11S 1S 1 机械设计表 13 5 X 1 Y 0 查机械设计表 13 6 1P X 1 理得 2P 2P 计算 查表及计算有 C 63000