车床主轴箱设计说明书课程设计

1、宝鸡文理学院课程设计说明书目 录1. 概述和机床参数确定11.1机床运动参数的确定11.2机床动力参数的确定11. 3机床布局1 2. 主传动系统运动设计22.1确定变速组传动副数目22.2确定变速组的扩大顺序32.3绘制转速图32.4确定齿轮齿数42.5确定带轮直径42.6绘制传动系统图5 3估算传动件参数 确定其结构尺寸63.1确定传动转速63.2确定主轴支承轴颈尺寸63.3估算传动轴直径63.4估算传动齿轮模数63.5普通v带的选择和计算7 4结构设计84.1带轮设计84.2齿轮块设计84.3轴承的选择9 5.传动件验算95.1齿轮的验算95.2传动轴的刚度验算115.3滚动轴承的验算1

2、45.4主轴组件验算156.总结167.参考文献171.概述1机床课程设计的目的机床课程设计，是在金属切削机床课程之后进行的实践性教学环节。其目的在于通过机床运动机械变速传动系统的结构设计，使学生在拟定传动和变速的结构的结构方案过程中，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，并培养学生具有初步的结构分析，结构设计和计算能力。轻型车床是根据机械加工业发展需要而设计的一种适应性强，工艺范围广，结构简单，制造成本低的万能型车床。它被广泛地应用在各种机械加工车间，维修车间。它能完成多种加工工序；车削内圆

3、柱面，圆锥面，成形回转面，环形槽，端面及内外螺纹，它可以用来钻孔，扩孔，铰孔等加工。1.1 机床运动参数的确定（1） 确定公比及rn已知最低转速nmin=160rpm，变速级数z=12,公比1.26 计算值 查表取标准值n1=nmin=160r/min n1=160r/min n2=n1*=160*1.26=201.6r/min n2=200r/min n3=n1*2=160*1.262=254.02r/min n3=250r/min n4=n1*3=160*1.263=320.06r/min n4=315r/min n5=n1*4=160*1.264=403.28r/min n5=400r/

4、min n6=n1*5=160*1.265=508.13r/min n6=500r/min n7=n1*6=160*1.266=640.24 r/min n7=630r/min n8=n1*7=160*1.267=806.70r/min n8=800r/min n9=n1*8=160*1.268=1016.45r/min n9=1000/min n10=n1*9=160*1.269=1280.72r/min n10=1250r/min n11=n1*10=160*1.2610=1613.71r/min n11=1600r/min n12=n1*11=160*1.2611=2033.27r/mi

5、n n12=2000r/min转速调整范围： rn=nmax/nmin=12.5（2） 求出转速系列根据最低转速nmin=160rpm，最高转速nmax=2000rpm，公比=1.26，选出标准转速数列： 2000 1600 1250 1000 800 630 500 400 315 250 200 1601.2机床动力参数的确定已知电动机功率为n=5.5kw，查表选择主电动机为y132s1-2， 1.3机床布局确定结构方案1）主轴传动系统采用v带，齿轮传动。2）传动型采用集中传动。3）制动采用式摩擦离合器和带式制动器。4）变速系统采用多联划移齿轮变速。5）润滑系统采用飞溅油润滑。2）布局采用

6、车床常规的布局形式。机床主要由主轴箱，皮鞍，刀架，尾架，进给箱，溜扳箱，车身等6个部件组成。主轴的空间位子布局图2 主传动系统运动设计2.1确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 2）12=43 3）12=3 4）12=25)12=2方案中1）和2）可省一根轴。但是有一个传动组内有四个变速传动副，会增加轴向尺寸。这种方案不宜采用。根据传动副数目分配应“前多后少”的原则，方案3）是可取的。可以使传动副传动组放在接近电动机处，则可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件少些，这样节省了材料。2.2确定变速组的扩大顺序12=322的传动副组合，其传动组的顺序

7、又可有以下六种形式：1） 12=312326 2） 12=3126233） 12=322126 4） 12=3421225） 12=322621 6） 12=342221 选着中间轴的变速范围最小的方案，变速范围小，转速高，转矩较小，传动件的尺寸九可以小些，尽量使扩大组的顺序要与传动顺序一致的原则。所以选择方案1）较为合理。结构网图如下： 图2变速组扩大顺序2.3绘制转速图 图3转速图2.4确定齿轮齿数利用查表法求出各传动组齿轮齿数表2 各传动组齿轮齿数变速组基本组第二扩大组第三扩大组齿数和7282 88齿轮z1z2z3z4z5z6z7z8z9z10z11z12z13z14齿数36363240

8、284446363250543425632.5确定带轮直径确定计算功率 k-工作情况系数 工作时间一班制 查表得k=1.1n-主动带轮传动的功率计算功率为nj=1.15.5=6.05kw根据计算功率和小带轮的转速，查普通v带选型图，选用的三角带型号为a ， 查表得小带轮直径推荐植为80100mm ，取100mm，大带轮直径d2 =n1/n2d1=1420/1000100=142mm 2.6绘制传动系统图 图4传动系统图3 估算传动件参数 确定其结构尺寸3.1确定传动转速表4计算转速图传动件轴齿轮z1z2z3z4z5z6z7z8z9z10z11z12z13 z14算转速1000630400315

9、10001000100080010006306308006304004006304001603.2确定主轴支承轴颈尺寸已知主轴的驱动功率为5.5kw选取前支承轴颈直径为 d=70-90， 后支承轴颈直径：，选取。3.3估算传动轴直径表5估算传动轴直径计算公式轴号计算转速电机至该轴传动效率输入功率允许扭转角估计轴的直径mmi10000.960.992.85124ii6300.980.992.77126iii4000.980.992.681293.4估算传动齿轮模数根据计算公式计算各传动组最小齿轮的模数按齿轮接触疲劳强度按齿轮弯曲疲劳强度表6估算齿轮模数传动组基本组第一扩大组第二扩大小齿轮2832

10、25齿数比1.581.582.52齿宽系数888传递功率p333载荷系数k111系数616161系数111许用接触应力110110110许用齿根应力518518518计算转速1000630400系数4.364.474.7模数1.21.522.8模数1.11.442.5选取模数m3343.5普通v带的选择和计算设计功率 （kw）=1.15.5=6.05kw 皮带选择的型号为a型两带轮的中心距范围内选择。中心距过小时，胶带短因而增加胶带的单位时间弯曲次数降低胶带寿命；反之，中心距过大，在带速较高时易引起震动。算胶带速度初定中心距a0=169.4484mm ,取480计算带的基准长度： 按上式计算所

11、得的值查表选取计算长度l及作为标记的v带的内圆长度标准的计算长度为实际中心距510为了张紧和装拆胶带的需要，中心距的最小调整范围为a002l是为了张紧调节量为22.4 ( h+0.01l) 是为装拆调节量为胶带厚度.定小带轮包角求得合格.带的挠曲次数: 合格带的根数 单根三角带能传递的功率小带轮的包角系数 取4根三角胶带。4结构设计4.1带轮设计根据v带计算，选用4根a型v带。由于i轴安装了摩擦离合器，为了改善它们的工作条件，保证加工精度，采用了卸荷带轮结构。4.2齿轮块设计机床的变速系统采用了滑移齿轮变速机构。根据各传动组的工作特点，基本组的齿轮采用了销钉联结装配式结构。第二扩大组，由于传递

12、的转矩较大，则采用了整体式齿轮。所有滑移出论与传动轴间均采用了花键联结。从工艺的角度考虑，其他固定齿轮也采用花键联结。由于主轴直径较大，为了降低加工成本而采用了单键联结。4.3轴承的选择为了安装方便i轴上传动件的外径均小于箱体左侧支承孔直径并采用0000型向心球轴承为了便于装配和轴承间隙ii iii iv轴均采用乐2700e型圆锥滚子轴承。v轴上的齿轮受力小线速度较低采用了衬套式滚动轴承。滚动轴承均采用e级精度。5. 传动件验算以ii轴为例，验算轴的弯曲刚度，花键的挤压应力，齿轮模数及轴承寿命。5.1齿轮的验算验算变速箱中齿轮强度应选择相同模数承受载荷最大齿数最小的齿轮进行接触压力和弯曲压力计

13、算，一般对高速传动的齿轮验算齿面接触压力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲压力对硬齿面软齿心渗碳淬火的齿轮要验算齿根弯曲压力。接触压力的验算公式： 弯曲应力的验算公式： 表7齿轮验算参数第一传动组第二传动组第三传动组齿轮传递功率n2.852.772.68齿轮计算转速1000630400齿轮的模数m334齿宽b141624小齿轮数z283225大齿轮与小齿轮齿数比u1.581.582.52寿命系数111速度转化系数(接触载荷)弯曲载荷0.740.780.950.90.920.88功率利用系数（接触载荷）弯曲载荷0.580.580.580.780.780.78材料利用系数（接触载荷）弯曲载荷0.760

14、.730.730.770.750.75工作情况系数1.11.11.1动载荷系数111齿向载荷分布系数1.051.051.05齿形系数y0.450.4250.378其中寿命系数 工作期限系数 t-齿轮在机床工作期限（的总工作时间h ，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为，p为该变速组的传动副数。稳定工作用量载荷下的极限值=1。高速传动件可能存在情况，此时取，载荷低速传动件可能存在时取计算值。5.2传动轴的刚度验算对于一般传动轴要进行刚度的验算，轴的刚度验算包括滚动轴承处的倾角验算和齿轮的齿向交角的验算。如果是花键还要进行键侧压溃应力计算。以轴为例，验算轴的弯曲刚度、花键的挤压应力 图5 轴受

15、力分析图 图5中f1为齿轮z4（齿数为35）上所受的切向力ft1，径向力fr1的合力。f2为齿轮z9（齿数40）上所受的切向力ft2，径向力fr2的合力。各传动力空间角度如图6所示，根据表11的公式计算齿轮的受力。表8 齿轮的受力计算传递功率pkw转速nr/min传动转矩tnmm齿轮压力角齿面摩擦角齿轮35齿轮40切向力ft1n合力f1nf1在x轴投影fz1nf1在z轴投影fz1n分度圆直径d1mm切向力ft2n合力f2nf1在x轴投影fz2nf1在z轴投影fz2n分度圆直径d2mm1.46100013946206398.4443.360.3439.270348.6387.8214.63238

16、0从表8计算结果看出，轴在x、z两个平面上均受到两个方向相反力的作用。根据图7所示的轴向位置，分别计算出各平面挠度、倾角，然后进行合成。根据资料计算结果如下: a=100 b=230 c=130 f=200 l=330 e=2.1105mpa n=l-x=150 图7轴挠度、倾角分析图 （1）xoy平面内挠度 （2）zoy平面内挠度 （3）挠度合成 查表得其许用应力为0.0003330=0.099，即0.00480.099，则挠度合格。（4）左支承倾角计算和分析 a. xoy平面力作用下的倾角 b. zoy平面力作用下的倾角 c. 倾角合成 查表得其许用倾角值为0.0006，则左支承倾角合格。

17、（5）右支承倾角计算和分析 a. xoy平面力作用下的倾角 b. zoy平面力作用下的倾角 c. 倾角合成 查表得其许用倾角值为0.0006，则右支承倾角合格。5.3滚动轴承的验算机床的一般传动轴用的轴承，主要是因为疲劳破坏而失效，故进行疲劳寿命验算。滚动轴承的疲劳寿命验算根据表11所示的轴受力状态，分别计算出左（a端）、右（b端）两支承端支反力。在xoy平面内： 在zoy平面内： 左、端支反力为： 两支承轴承受力状态相同，但左端受力大，所以只验算左端轴承。轴承寿命经过计算f=155.5 合格。5.4主轴组件验算前轴承轴径，后轴承轴径，求主轴最大输出转矩： 根据主电动机功利为1.5，则床身上最

18、大回转直径d=320mm刀架上最大回转直径主轴通孔直径d,最大工件长度1000mm。床身上最大加工直径为最大回转直径的60%也就是192mm故半径为0.096mm。切削力（沿y轴）背向力（沿x轴） 故总的作用力此力作用于顶尖间的工件上，主轴和尾架各承受一半，故主轴端受力为f/2=926.85主轴孔径初选为40 根据结构选悬伸长度a=120mm在计算时，先假定初值l/a=3 l=3前后支承的支反力轴承的刚度：iz=52, la=9, fr=c/10=9.42kn 初步计算时，可假定主轴的当量外径为前后轴承的轴径的平均值。 故惯性矩为：i=前轴承为轴承代号为3182116后轴承为轴承代号为46211和型号为8212 最佳跨距6总结 通过机床主轴传动系统的机械变速机构的设计，使我在拟定攒动机构、装配结