车场主轴箱课程设计说明书

目录一设计目的3二设计步骤31运动设计311已知条件312主变速方案拟定313变速结构式结构网的选择414确定变速组及个变速组中变速副的数目415绘制转速图516绘制传动系统图82动力设计821确定各轴转速822带传动设计923各传动组齿轮模数的确定和校核113齿轮强度校核1231校核A传动组齿轮1232校核B传动组齿轮1433校核C传动组齿轮154主轴挠度的校核1641确定各轴最小直径1642轴的校核175主轴最佳跨距的确定1751选择轴颈直径轴承型号和最佳跨距1752求轴承刚度176各传动轴支撑处和轴承的选择187主轴刚度的校核1971主轴图1972支撑跨距L1973计算跨距203设计总结心得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11已知条件1确定转速范围主轴最小转速。MIN/547MINR2确定公比413转速级数2Z4电机功率KWP5712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，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13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。14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、Z个变速副。即321Z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BAZ（1）23（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231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41MIN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AXI。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小，108MINAXAR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，122PXR4162X2P所以，合适。086415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Y132M4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0314/57/MIND又电动机转速不符合转速数列标准，因而增加一定比传动I140RD副。3确定传动轴轴数传动轴轴数变速组数定比传动副数13115。确定各级转速并绘制转速图由MIN/547RNMI41Z12确定各级转速2080、1475、1046、742、526、373、265、188、133、95、67、475R/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、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，10,841MAX66R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，82/1/31I1/2IB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，2/1/1IA41/IA/3IA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4106/I画出转速图。5确定各变速组传动副齿数传动组A查表得,，2/1/1IA41/IA/3IA时57、60、63、66、69、72、75、78/21IZS时42I58、60、63、65、67、68、70、72、73、77ZS时58、60、62、64、66、68、70、72、74、761/3IAZS可取72,于是可得轴齿轮齿数分别为24、30、36。Z于是，48/21AI42/302AI36/AI可得轴上的三联齿轮齿数分别为48、42、36。传动组B查表得,，82/1/31IB1/2IB时/31I69、72、73、76、77、80、81、84、87ZS时70、72、74、76、78、80、82、84、86/2IBZS可取84，于是可得轴上两联齿轮的齿数分别为22、42。Z于是，得轴上两齿轮的齿数分别为62、42。62/1IB42/IB传动组C查表得,4/1IC2CI时84、85、89、90、94、95/1IZS时72、75、78、81、84、87、89、902CZ可取90Z为降速传动，取轴齿轮齿数为18；4/1IC为升速传动，取轴齿轮齿数为30。2C于是得,7/81I30/62CI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。16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21确定各轴转速确定主轴计算转速主轴的计算转速为MIN/13R475N213ZMIIV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Z18的齿轮，计算转速为373R/MIN；60/30只需计算Z30的齿轮，计算转速为265R/MIN；传动组B计算Z22的齿轮，计算转速为373R/MIN；传动组A应计算Z24的齿轮，计算转速为742R/MIN。4核算主轴转速误差MIN/514730/642/3/625/140RN实MINR标5210145710标标实N所以合适。22带传动设计电动机转速N1440R/MIN,传递功率P75KW,传动比I14，两班制，一天运转161小时，工作年数10年。确定计算功率取11，则AK25KW871PKACA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,MD125MID17542152验算带速成06NV其中小带轮转速，R/MIN；1小带轮直径，MM；D，合适。25,/491062543SMV4确定带传动的中心距和带的基准长度设中心距为,则0A055（）A2（）21D21D于是165A600,初取中心距为400MM。0A带长02121042DLM12757534查表取相近的基准长度，。DLM120带传动实际中心距A36905验算小带轮的包角一般小带轮的包角不应小于。12。合适。03751802AD6确定带的根数LCAKPZ0其中时传递功率的增量；1I按小轮包角，查得的包角系数；K长度系数；L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。73809460125Z7计算带的张紧力F205QVKVZPFCA其中带的传动功率,KW；CAV带速,M/S；Q每米带的质量，KG/M；取Q017KG/M。V1440R/MIN942M/S。NF201491709852498508计算作用在轴上的压轴力ZQ32SIN1732SIN21023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321168JMDNZN其中公比；2；电动机功率；75KW；DND齿宽系数；M齿轮传动许允应力计算齿轮计算转速。JN，取600MPA,安全系数S1。SKNLIMLIM由应力循环次数选取90MPA5401690，取S1，。NKMPASKHN5401691LIMMM723054287163取M4MM。按齿数30的计算，可取M4MM；12按齿数36的计算，,可取M4MM。39于是传动组A的齿轮模数取M4MM，B32MM。轴上齿轮的直径。MDDDAAA9624120341436321；轴上三联齿轮的直径分别为MMAAA1868321；B传动组确定轴上另两联齿轮的模数。321168JMDNZN按22齿数的齿轮计算I/52RNJ，可得M48MM；取M5MM。按42齿数的齿轮计算可得M355MM；于是轴两联齿轮的模数统一取为M5MM。于是轴两联齿轮的直径分别为DDBB21045102521；轴上与轴两联齿轮啮合的两齿轮直径分别为MMBB3621；C传动组取M5MM。轴上两联动齿轮的直径分别为MDDCC3065901852；轴四上两齿轮的直径分别为。；MCC13672213齿轮强度校核计算公式BMYKTSAFF1231校核A传动组齿轮校核齿数为24的即可，确定各项参数P825KW,N742R/MIN,MNNPT56610742/58109/1059确定动载系数SDV/39齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数5VKMBM3248确定齿向载荷分配系数取齿宽系数1D非对称231060HDKB42382,查机械设计得4/3/HB71FK确定齿间载荷分配系数NDTT290625由机械设计查得MNBFKTA/1056732901H确定动载系数6127051HFVAK查表得652FAY8SA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。AFEMP540查得,S1390NKAFMP37415，8962SAFY故合适。34301BMKT32校核B传动组齿轮校核齿数为22的即可，确定各项参数P825KW,N373R/MIN,MNNPT56610237/58109/1059确定动载系数SDV/4齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数VKMBM4058确定齿向载荷分配系数取齿宽系数1D非对称231260HDKB4280,查机械设计得95/4/HB71FK确定齿间载荷分配系数NDTFT4025由机械设计查得MNBFKTA/10401H确定动载系数3971201FVAK查表得72FAY57SA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。AFEMP540查得,S1390NKAFMP37415，582SAFY故合适。72403971BMKT33校核C传动组齿轮校核齿数为18的即可，确定各项参数P825KW,N373R/MIN,MNNPT56610237/58109/1059确定动载系数SDV/69齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数9VKMBM4058确定齿向载荷分配系数取齿宽系数1D非对称231260HDKB4280,查机械设计得245/0/HB271FK确定齿间载荷分配系数NDTT493025由机械设计查得MNBFKTA/10234091H确定动载系数25731901FVAK查表得92FAY53SA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。AFEMP540图1018查得,S1390NKAFMP3741590，82SAFY故合适。493054071BMKT4主轴挠度的校核41确定各轴最小直径1轴的直径MIN/742,96011RNND5791442轴的直径MIN/37,92098012RNMND3479205179443轴的直径IN/18,908323RNND41905971444主轴的直径MIN/547,8034RNMND6157809157442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NDTFMNPT19306/792/22974/6510596,28,30639MBXAEPTT已知Y14MLIEBXFYB3343494222109810685106267。所以合格,YYB轴、轴的校核同上。5主轴最佳跨距的确定400MM车床，P75KW51选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距前轴颈应为75100MM,初选100MM,后轴颈取,前1D12907DDM702轴承为NN3020K,后轴承为NN3016K,根据结构,定悬伸长度A552求轴承刚度考虑机械效率主轴最大输出转距NPT679085床身上最大加工直径约为最大回转直径的60,取50即200,故半径为M01M切削力NFC6701背向力P3805故总的作用力FCP2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N379/先假设MLAL25,3/前后支撑分别为BARNLAFLB12605739239根据910810COSIZLDKARRV30,2,7,8265039ABABAAVVZIZLMLFNNKB17COS1801263989390165801075189329405/631789/34AKEIMDAEBA。LL23,/0与原假设相符查线图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71主轴图72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，由于两支撑主轴的最佳支距一般较短，结0L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，1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L1L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。1L0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L。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，156DL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，否则前支撑即使存有微小间隙，也会使主轴组件的动态特性大为降低。试验表明，前中支撑为紧支撑、后支撑位松支撑，要比前后支撑位紧支撑、中支撑为松支撑的结构静态特性显著提高。73计算跨距前支承为双列圆柱滚子轴承，后支承为双列圆柱滚子轴承ML68705312743当量外径MDE56801435684444主轴刚度由于08650/EID故根据式得MNALKAIES/314907584131039224244对于机床的刚度要求，取阻尼比3当V50M/MIN,S01MM/R时,86,/462MNKCB取DB8750620MAXLIKB364COS3152874计算AMNLAKMMDLABABA/576812407528638414061,123022AX加上悬伸量共长MNAS/12/0751可以看出，该机床主轴是