普通车床主轴箱设计说明书毕业设计毕业论文

1、毕业设计 普通车床主轴箱设计 目录1. 概述- -31.1机床课程设计的目的-31.2车床的规格系列和用处-31.3设计目的-32机床主要参数的确定-32.1确定主轴各级转速-422确定电动机型号-43拟定机床的传动方案-431结构式的确定-432 传动结构式、结构网的选择-4321确定传动组及各传动组中传动副的数目-4322 传动式的拟定-4323结构式的拟定-43.3绘制转速图-5331确定各级转速并绘制转速图-5332确定各变速组传动副的齿数-64绘制传动系统图- -85传动零件的初步计算-95.1带传动设计-952验算主轴转速误差-1153传动轴直径的确定-1254主轴的设计与计算-1

2、4541主轴直径的选择-14542主轴内径的选择-14543前锥孔尺寸-14544主轴前端悬伸量的选择-14545主轴合理跨距和最佳跨距选-15546主轴刚度的验算-16547主轴挠度的校核-16548主轴材料与热处理-1755齿轮模数的初步计算-176主要零件的设计与验算-1761齿轮模数的估算-1762齿轮模数的验算-2063 轴承的选择与校核-22 631一般传动轴上的轴承选择-22632主轴轴承的类型-22633 轴承间隙调整-22634轴承的较核-2464摩擦离合器的计算-25641确定摩擦面的对数-25642轴向压紧力-26参考文献- -26§1.概述1.1机床课程设计的

3、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1.2车床的规格系列和用处普通机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的基础。因此，对这些基本知识和资料作些简要介绍。本次设计的是普通型车床主轴变速箱。主要用于加工回转体。车床的主参数（规格尺寸）和基本参数（gb1582-79，jb/z143-79

4、）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z反转1140016005.51.4112级数z反=z正/2；n反max1.1n正max1.3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。§2.机床主要参数的确定2.1确定主轴各级转速查标准数列表，主轴各级转速为（）40；56；80；112；160；224；315；450；630；9

5、00；1250；1800.2.2确定电动机型号已知电动机功率p=5.5kw。 电机转速nd: 因为nmax =1800r/min ，根据n=5.5 kw，由于要使电机转速nd与主轴最高转速相近或相宜，以免采用过大的升速或过小的降速传动。所以初步定电机为：y132s-4，电机转速1440r/min。§3.拟定机床的传动方案 3.1结构式的确定拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停、幻想、制动、操纵等整个传动系统的确定。传动型式则指传动和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的传动型式、变速类型。传动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，确定传动方案和型式，要从

6、结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。传动方案有多种，传动型式更是众多，比如：传动型式上有集中传动，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，我们采用集中传动型式的主轴变速箱。3.2 传动结构式、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传动不失为有用的方法，但对于分析复杂的传动并想由此导出实际的方案，就并非十分有效。3.2.1 确定传动组及各传动组中传动副的数目级数为z的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有、个传动副

7、。即 传动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： 12=3×2×2；12=2×3×2；12=2×2×3；3.2.2 传动式的拟定 12级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。在轴如果安置换向摩擦离合器时，为减少轴向尺寸，第一传动组的传动副数不能多，以2为宜。主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴上齿轮少些为好。最后一个传动组的传动副常选用2。综上所述，传动式为12=2×3×2。3.2.3 结构式的拟定对于12=2

8、×3×2传动式，有6种结构式和对应的结构网。分别为：， ， ， 由于本次设计的机床i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的直径。初选的方案。3.3 绘制转速图3.3.1.确定各级转速并绘制转速图 由 z = 12确定各级转速：（）40；56；80；112；160；224；315；450；630；900；1250；1800.绘制的转速图如下：§3.3.2确定各变速组传动副的齿数1变速组a:变速组a由3个传动副，其传动比分别为：。后两个传动比小于1，取其倒数，按u=1，1.41，2查表3-9, 查出符合三个传动比的齿数和分别有： 68、70、72、

9、74、76、78 68、70、72、73、75、77符合的有72，可取72,于是可得轴齿轮齿数分别为：36、30。于是， 可得轴上的三联齿轮齿数分别为：36、42、。2变速组b:变速组b由2个传动副，其传动比分别为：，。后一个传动比小于1，取其倒数，按u=1，2.82,查表3-9, 查出符合两个传动比的齿数和分别有： 80、82、84、86、88、90、92、94.82 81、84、86、87、89、90、92 81、84、85、86、89、90、91符合的有84，90，可取84,于是可得轴齿轮齿数分别为：43，29,17。于是，可得轴上的三联齿轮齿数分别为：43、57，69。3变速组c:变速

10、组c由2个传动副，其传动比分别为：。后一个传动比小于1，取其倒数，按u=1.41，3.16查表3-9, 查出符合两个传动比的齿数和分别有： 86、87、89、90、92、93、95 86、89、90、91、94、95 符合的有86，90、95，可取95,于是可得轴齿轮齿数分别为：32、19。于是，可得轴上的三联齿轮齿数分别为：63、76。算得各齿轮的参数如下：(mm)齿数模数分度圆直径齿根高齿顶高齿根圆直径齿顶圆直径中心距362.5903.1252.583.759590369083.7595307568.75804210598.751104331293.753125.5132129431291

11、25.5132298783.59057171167.5174175147.55469207203.521063189181.5195142.5329688.5102195749.56376228220.5234§4 绘制传动系统图 根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可绘制出如下系统图：§5.传动零件的初步计算 5.1带传动设计电动机转速n=1440r/min,传递功率p=5.5kw,传动比i=1440/900=1.6.1 确定计算功率 取1.1，则2选取v带型 根据小带轮的转速和计算功率，选b型带。3确定带轮直径 查表，小带轮最小基准直径,取，则大带轮的直径为。取标准值 4

12、计算带的速度验算带速度 其中 -小带轮转速，r/min； -小带轮直径，mm； ，符合要求。5初定带传动的中心距 设中心距为,则 055（）a2（） 于是 200.2a728,初取中心距为400mm。 6计算带的基准长度带长 查表取相近的基准长度，。 7计算带传动的实际中心距带传动实际中心距8验算小带轮的包角 一般小带轮的包角不应小于。 符合要求。9确定v带的根数 其中： -时传递功率的增量； -按小轮包角，查得的包角系数； -长度系数； 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。 取z=3根10计算带的张紧力 其中： -带的传动功率,kw； v-带速,m/s； m-每米带的

13、质量，kg/m；取q=0.17kg/m。 v = 7.11m/s。 11计算作用在轴上的压轴力 5.2验算主轴转速误差 转速误差： 为主轴的实际转速。，合格 同理，合格，合格，合格，合格，合格，合格，合格，合格，合格，合格，合格5.3传动轴直径的确定1.计算转速1）各轴计算转速主轴的计算转速取，轴的计算转速:160r/min,轴的计算转速：450r/min,轴的计算转速：900r/min。齿轮z1z2z3z4z5z6z7计算转速900450900450900450450齿轮z8z9z10z11z12z13 z14计算转速160450160160112160 1122.确定各传动轴的最小直径一般

14、按扭转刚度初算传动轴直径： ，其中为该轴传递的功率；为该轴每米长度允许扭转角1）轴的直径： ， ，取d=30mm2）轴的直径.,取d=35mm3）轴的直径： ,取d=40mm5.4主轴的设计与计算主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件的主轴参与切削成形运动，此，它的精度和性能性能直接影响加工质量（加工精度与表面粗糙度）。5.4.1主轴直径的选择查表可以选取前支承轴颈直径d1=100 mm后支承轴颈直径 d2=(0.70.85)d1=6376.5 mm 选取 d2=80 mm5.4.2主轴内径的选择车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶杆必须是空心轴。确定孔径的原则是在满

15、足对空心主轴孔径要求和最小壁厚要求以及不削弱主轴刚度的要求尽可能取大些。推荐：普通车床d/d(或d1/d1)=0.550.6其中 d主轴的平均直径，d=(d1+d2)/2 d1前轴颈处内孔直径d=(0.550.6)d=49.554 mm所以，内孔直径取50mm5.4.3前锥孔尺寸前锥孔用来装顶尖或其它工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。选择如下：莫氏锥度号取5号标准莫氏锥度尺寸大端直径 d=44.3995.4.4主轴前端悬伸量的选择确定主轴悬伸量a的原则是在满足结构要求的前提下，尽可能取小值。主轴悬伸量与前轴颈直径之比a/d=0.61.5a=(0.61.5)d1=60150 mm所以，悬伸

16、量取100mm5.4.5主轴合理跨距和最佳跨距选择 根据表3-14 见金属切削机床设计计算前支承刚度。 前后轴承均用3182100系列轴承，并采用前端定位的方式。查表 =1700×1001.4=1.07×107 n/mm因为后轴承直径小于前轴承，取kb =6.61×105n/mm其中 为参变量综合变量其中 e弹性模量，取e=2.0×105 n/mm2 i转动惯量，i=(d4-d4)/64=3.14×(904-504)=1.81×106mm4 = =0.3909由图3-34中，在横坐标上找出=0.3909的点向上作垂线与的斜线相交，由交

17、点向左作水平线与纵坐标轴相交，得l0/a=2.5。所以最佳跨距l0 l0=2.5a=2.5×100=250 mm又因为合理跨距的范围 l合理=(0.751.5)l0=187.5375 mm所以取l=260 mm5.4.6主轴刚度的验算对于一般机床主轴，主要进行刚度验算，通常能满足刚度要求的主轴也能满足强度要求。对于一般受弯矩作用的主轴，需要进行弯矩刚度验算。主要验算主轴轴端的位移y和前轴承处的转角a。切削力 fz=3026n挠度 ya= = =0.01 y=0.0002l=0.0002×260=0.052 yay倾角 a= = =0.00011前端装有圆柱滚子轴承，查表a=

18、0.001rad aa 符合刚度要求。5.4.7主轴挠度的校核 通过受力分析，在主轴的两对啮合齿轮副中，靠近中间的一对齿轮对主轴中点处的挠度影响最大，所以，选择啮合的齿轮来进行校核：挠度计算公式为：，其中1） 主轴传递的转矩 2） 主轴两支承间的跨距l=530mm, a=298mm , b=232mm3） 主轴的弹性模量：主轴选用的是45钢，弹性模量为4） 主轴的惯性矩： 5）许用挠度 y=0.0002l=0.0002*530=0.106mm符合要求5.4.8主轴材料与热处理材料为45钢，调质到220250hbs，主轴端部锥孔、定心轴颈或定心圆锥面等部位局部淬硬至hrc5055，轴径应淬硬。

19、5.5齿轮模数的初步计算按下列公式初定模数：式中：n为齿轮传递的功率，z式齿轮齿数，n该齿轮的计算转速取齿数最少的齿轮计算。z=19则，初选齿轮模数m=4§6.主要零件的设计与验算6.1齿轮模数的估算根据齿轮弯曲疲劳的估算：mm齿面点蚀的估算：mm其中为大齿轮的计算转速，a为齿轮中心距。由中心距a及齿数、求出模数：mm根据估算所得和中较大的值，选取相近的标准模数。1）齿数为36与36的齿轮n=5.5kw mm= mm mm取模数为2.52）齿数为24与48的齿轮 mm=mmmm取模数为2.53）齿数为30与42的齿轮 n=5.5kw mm =mmmm取模数为2.54）齿数为42与42

20、的齿轮n=5.5kw mm=mm mm取模数为35）齿数为22与62的齿轮 n=5.5kw mm=mmmm取模数为36）齿数为63与32的齿轮n=5.5kwmm =mmmm取模数为37）齿数为76与19的齿轮 n=5.5kw mm =mmmm取模数为36.2齿轮模数的验算结构确定以后，齿轮的工作条件、空间安排、材料和精度等级等都已确定，才可能核验齿轮的接触疲劳和弯曲疲劳强度值是否满足要求。根据齿轮的接触疲劳计算齿轮模数公式为：mm根据齿轮的弯曲疲劳强度计算齿轮模数公式为：mm式中：n-计算齿轮传递的额定功率 -计算齿轮（小齿轮）的计算转速r/min-齿宽系数，常取610；-计算齿轮的齿数，一般

21、取传动中最小齿轮的齿数；-大齿轮与小齿轮的齿数比，；“+”用于外啮合，“-”号用于内啮合；-寿命系数，；3.5-工作期限系数，；3.6齿轮等传动件在接触和弯曲交变载荷下的疲劳曲线指数m和基准循环次数con-齿轮的最低转速r/min;t-预定的齿轮工作期限，中型机床推荐：t=1500020000h;-转速变化系数-功率利用系数-材料强化系数。幅值低的交变我荷可使金属材料的晶粒边界强化，起着阻止疲劳细缝扩展的作用；（寿命系数）的极限当；-工作情况系数。中等冲击的主运动：=1.21.6；-动载荷系数-齿向载荷分布系数y-齿形系数；、-许用弯曲、接触应力mpa1)齿数为36与36的齿轮kwmm节圆速度

22、m/s由表8可得：取精度等级为7级 。 =1.2 由表9得：=1 =0.71 由表可知 所以 取ks=0.6由表11 许用应力知，可取齿轮材料为45 整淬=1100mpa =320mpa由表10可知 可查得 y=0.45所以 模数取2.5适合要求。同样可以校核其它齿轮的模数也符合要求。6.3 轴承的选择与校核机床传动轴常用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升。空载功率和噪音等方面，球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支承孔的加工精度要求都比较高，异常球轴承用得更多。但滚锥轴承的内外圈可以公开。装配方便，间隙容易调整。所以有时在没有轴向力时，也常采用这种轴承。选择轴承的型式和尺寸，首

23、先取决于承载能力，但也要考虑其它结构条件。即要满足承载能力要求，又要符合孔的加工工艺，可以用轻、中、或重系列的轴承来达到支承孔直径的安排要求。花键轴两端装轴承的轴颈尺寸至少有一个应小于花键的内径，一般传动轴承选用g级精度。6.3.1一般传动轴上的轴承选择在传动轴上选择30200系列的深沟球轴承，其具体的型号和尺寸如下表3.3所示表3.3 传动轴 轴承型号302053020630207 轴承尺寸 25×52 30×6235×726.3.2主轴轴承的类型主轴的前轴承选取3182100系列双列向心短圆柱滚子轴承。这种轴承承载能力大，内孔有1：12锥度，磨擦系数小，温升低，但不能承受轴向力，必须和能承受轴向力的轴承配合使用，因此整个部件支承结构比较复杂。 图3.16.3.3 轴承间隙调整为了提高主轴回转精度和刚度，主轴轴承的间隙应能调整。把轴承调到合适的负间隙，形成一定的预负载，回转精度和刚度都能提高，寿命、噪声和抗振性也有改善。预负载使轴承内产生接触变形，过大的预负载对提高刚度没有明显效果，而磨损发热量