最大加工直径为400mm的普通车床的主轴箱设计-转速67-3000级数12 1.41 5.5KW

1、设计书全套图纸加扣 3346389411或3012250582 系 别： 班 级： 姓 名： 学 号： 指导教师： 职 称：目录第一章 机床总体设计11.1机床主要技术参数1第二章 主传动系统运动设计22.1拟定结构式22.2绘制转速图32.3确定齿轮齿数42.4验算主轴转速误差52.5绘制传动系统图5第三章 估算传动件计算转速73.1各轴的功率73.2确定传动件计算转速73.3确定主轴支承轴颈尺寸73.4估算传动轴直径83.5估算传动齿轮模数8第四章 普通V带的选择与计算114.1已知条件和设计内容114.2设计计算步骤114.3确定带轮的基准直径dd并验算带速v114.4计算带的根数z12

2、第五章 结构设计165.1带轮设计165.2主轴换向与制动机构设计165.3齿轮块设计165.4轴承的选择165.5主轴组件165.6操纵机构175.7润滑系统设计175.8密封装置设计175.9主轴箱箱体设计17第六章 传动件验算186.1验算轴弯曲刚度186.2验算花键的挤压应力206.3滚动轴承验算216.4验算齿轮模数22参考文献242第一章 机床总体设计1.1机床主要技术参数（1）尺寸参数床身上最大回转直径400mm，刀架上最大回转直径200mm，主轴通孔直径40mm，主轴前锥孔莫氏6号，最大加工工件长度2000mm（2）运动参数工件材料45#刀具材料硬质合金转速范围nmin=67r

3、Pm，转速公比=1.41转速级数Z=12选择电机型号：Y132S1-2；PE=5.5KW；nE=2900r/min第二章 主传动系统运动设计2.1拟定结构式（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=3×42）12=4×33）12=3×2×24）12=2×3×25）12=2×2×3方案1）2）可节省一根转动轴。但是，其中一个传动组内有4个变速传动副，增大了该轴的轴向尺寸。因此，方案不宜采用。根据传动副数目分配应“前多后少”的原因，方案3）是可取的。（2）确定变速组扩大

4、顺序12=3×2×2的传动副组合，其传动组的扩大顺序可有以下六种方式：1×12=31 23 26 2×12=32 21 26 3×12=34 21 224×12=31 26 23 5×12=32 26 21 6×12=34 22 21根据级比指数分配要“前密后疏”的原则，应选用第一种方案。采用方案（1）即31×23×26，结构网如图所示。图2-1结构网2.2绘制转速图（1）验算传动组变速范围第二扩大组的变速范围是 r2=P0 P1P2-1=1.413×22-1=7.86810; 符合设

5、计原则要求。（2）分配减速比u总=nminnE=672900=11.4110.97=110.97110.97=11.97·12·13·14（3）绘制转速图图2-2转速图2.3确定齿轮齿数利用查表法，得出各传动组齿轮齿数如下表：表2-1齿数和变速组第一变速组第二变速组第三变速组齿数和10288105表2-2齿轮齿数齿轮Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14齿数51514260346844442365703521842.4验算主轴转速误差根据公式n=| n实际-n标准n标准|10 -1×%计算各级转速误差如下表：转速误差表：表2-

6、3主轴转速误差主轴转速n1n2n3n4n5n6n7n8n9n10n11n12标准转速r/min67951321902653755307501060150021203000实际转速r/min65.291.3130.4184.2257.9368.4521.7730.41043.41473.82063.32947.6转速误差%2.693.891.213.052.681.761.572.611.571.752.671.75所得转速误差均小于10(-1)%=10(1.41-1)%=4.1%，即转速误差满足要求。2.5绘制传动系统图图2-3传动系统图第三章 估算传动件计算转速3.1各轴的功率取各传动件效率

7、如下：带传动效率：1=0.96轴承传动效率：2=0.99齿轮传动效率：3=0.97则由各传动轴传递功率计算如下：P=Pd 1 2=5.5×0.96×0.99=5.23kWP=Pd 1 22 3=5.5×0.962×0.99=5.02kWP=Pd 1 23 32=5.5×0.963×0.992=4.82kWP=Pd 1 24 33=5.5×0.964×0.993=4.63kW3.2确定传动件计算转速传动件计算转速：表3-1各传动件计算转速传动件Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14计算转速

8、15007502651901500750150010601500150075026575075015001902655303.3确定主轴支承轴颈尺寸参照表2.3-2选取前支承轴颈直径：D1=75，后支承轴颈直径D2=（0.70.85）×D1=（0.70.85）×75，取D2=60mm3.4估算传动轴直径计算直径公式 d=91 4Pnc l1000 fiP 估算传动轴直径表3-2轴计算结果轴号计算转速(r/min)电动机至该轴传动效率输入功率P(KW)允许扭转角(°)传动轴长度(mm)估计轴的直径(mm)花键轴尺寸150015.231.5800408×36

9、×40×77501×15.021.5800306×26×30×62651×1×14.821.5800408×36×40×7由计算公式可得各轴的直径估算为：d=91×4Pnc l1000 fiP=91×45.231500×l1000×1.5=21.13mm ，取25mmd=91×4Pnc l1000 fiP=91×45.231500×l1000×1.5=21.13mm ，取25mmd=91×4Pnc

10、 l1000 fiP=91×45.02750×l1000×1.5=24.87mm ，取25mmd=91×4Pnc l1000 fiP=91×44.82265×l1000×1.5=31.93mm ，取35mm3.5估算传动齿轮模数根据公式可知mH=267AH 3K P u±1m nc z2 HP2 umF=267AF 3K P YFSm nc z FP2按齿面接触疲劳强度，各传动组最小齿轮的模数为：mH1=267AH 3K P u±1m nc z12 HP2 u=267×61 31.1×

11、5.23 1±17×1500×512×11002×1=1.15mmmH7=267AH 3K P u±1m nc z72 HP2 u=267×61 31.1×5.02 1±19×750×442×11002×1=1.45mmmH11=267AH 3K P u±1m nc z112 HP2 u=267×61 31.1×4.82 2±17×265×702×11002×2=1.46mm按齿轮弯曲疲

12、劳强度，各传动组最小齿轮的模数为：mF1=267AF 3K P YFSm nc z1 FP=267×1 31.1×5.23 4.0097×1500×51×1100=0.91mmmF1=267AF 3K P YFSm nc z7 FP=267×1 31.1×5.02 4.0249×750×44×1100=1.09mmmF1=267AF 3K P YFSm nc z11 FP=267×1 31.1×4.82 3.997×265×70×1100=1.4

13、1mm表3-3传动组参数传动组小齿轮齿数比齿宽系数传递功率载荷系数系数AH系数AF许用接触应力许用齿根应力计算转速系数模数mH模数mF选取模数m第一变速组Z1=51175.231.16111100110015004.0091.150.913第二变速组Z7=44195.021.1611110011007504.0241.451.094第三变速组Z11=70274.821.1611110011002653.991.461.414第四章 普通V带的选择与计算4.1已知条件和设计内容设计普通V带传动的已知条件包括：所需传递的功率Pd=5.23kW；小带轮转速=2900r/min；大带轮转速1472.0

14、8r/min和带传动传动比i=1.97；设计的内容是：带的型号、长度、根数，带轮的直径、宽度和轴孔直径中心距、初拉力及作用在轴上之力的大小和方向。4.2设计计算步骤1)确定计算功率Pca查得工作情况系数KA=1.3，故Pca=KA P=1.3×5.23=6.8kW2)选择V带的带型根据Pca、n1选用A型。4.3确定带轮的基准直径dd并验算带速v1)初选小带轮的基准直径dd1。取小带轮的基准直径dd1=100mm。2)验算带速v。按式验算带的速度v= dd1 n60×1000=×100×290060×1000=15.18ms3)计算大带轮的基准

15、直径。计算大带轮的基准直径dd2=i dd11-=1.97×1001-0.02=193.06mm根据表，取标准值为dd2=200mm。4)确定V带的中心距a和基准长度Ld初定中心距a0=450mm。计算带所需的基准长度Ld0=2a0+2dd1+dd2+dd2-dd124a0=2×450+2100+200+200-10024×4501377mm由表选带的基准长度Ld=1430mm。计算实际中心距a。aa0+Ld-Ld02=450+1430-13772476mm中心距的变化范围为455-519mm。5)验算小带轮的包角a1180°-dd2-dd1×

16、57.3°a180°-200-100×57.3°476=167.96°>120°4.4计算带的根数z1)计算单根V带的额定功率Pr。由dd1=100mm和n1=2900r/min,查表得P0=2.09kW。根据n1=2900r/min，i=1.97和A型带，查表得P0=0.31kW。K=0.972，表带长系数得KL=0.96，于是Pr=P0+P0×K KL=2.09+0.31×0.972×0.96=2.239kW2)计算带的根数zz=PcaPr=6.82.2393.04取4根。3)计算单根V带的初拉

17、力F0A型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以F0=500×2.5-K×PcaK z v+q v2=500×2.5-0.972×6.80.972×4×15.18+0.105×15.182=112.22N4)计算压轴力FpFp=2 z F0×sin12=2×4×112.22×sin167.96°2=892.81N5)带轮结构设计1）小带轮的结构设计小带轮的轴孔直径d=30mm因为小带轮dd1=100小带轮结构选择为实心式。因此小带轮尺寸如下：d1=2.0 d=2.0&#

18、215;30=60mmda=dd+2ha=100+2×2.75=105.5mmB=z-1×e+2 f=4-1×15+2×9=63mm因为L=2.0×d<B（带轮为实心式，因此轮缘宽度应大于等于带轮宽度）L=63mm图4-1小带轮结构示意图2）大带轮的结构设计大带轮的轴孔直径d=25mm因为大带轮dd2=200mm因此大带轮结构选择为孔板式。因此大带轮尺寸如下：d1=2.0 d=2.0×25=50mmda=dd+2ha=200+2×2.75=205.5mmB=z-1×e+2 f=4-1×15+2

19、15;9=63mm孔板内径 dr=d2-2×hf+=200-2×8.7+6=171mmC=0.25 B=0.25×63=15.75mmL=2.0 d=2.0×25=63mm图4-2大带轮结构示意图6)主要设计结论选用A型V带4根，基准长度1430mm。带轮基准直径dd1=100mm，dd2=200mm，中心距控制在a=455519mm。单根带初拉力F0=112.22N。表4-1带轮设计结果带型AV带中心距476mm小带轮基准直径100mm包角167.96°大带轮基准直径200mm带长1430mm带的根数4初拉力112.22N带速15.18m/s

20、压轴力892.81N第五章 结构设计5.1带轮设计根据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，保证工件的加工精度，采用卸荷带轮结构。5.2主轴换向与制动机构设计本机床属于万能性的轻型机床，适用于机械加工车间和维修车间。主轴换向比较频繁，采用双向片式摩擦离合器。这种离合器的工作原理是，移动滑套，钢球沿斜面向中心移动并使滑块、螺母移动，压紧摩擦片，实现离合器啮合。摩擦片间的间隙可通过防松销、螺母来进行调整。制动器采用带式制动器，并根据制动器设计原则，将其放置在靠近主轴的较高转速的轴上。为了保证离合器与制动器的联锁运动，采用一个操纵手柄控制。5.3齿轮块设

21、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，第一扩大组的滑移齿轮采用了销钉联接装配式结构。基本组采用了整体式滑移齿轮。第二扩大组，由于传递转矩较大，则采用了键联接装配式齿轮。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，其它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。轴间传动齿轮精度为877-8b，-轴间齿轮精度为766-7b。5.4轴承的选择为了装配方便，轴上的传动件的外径均小于箱体左侧支承孔直径，并采用6206深沟球。为了便于装配和轴承间隙调整，同时考虑各轴工作时的受力情况，轴采用了6205深沟球，轴采用6207

22、深沟球，轴采用了双向推力角接触球轴承44系列，轴上的齿轮受力小，线速度较低，采用了衬套式滑动轴承。5.5主轴组件为了简化结构，主轴采用了轴向后端定位的两支承主轴组件。前支承采用了双向推力角接触球轴承44系列，后支承采用双列圆柱滚子轴承30系列。为了保证主轴的回转精度，主轴前后轴承均用压块式防松螺母调制轴承的间隙。主轴前段采用矩圆锥定心结构型式。5.6操纵机构为了适应不同的加工状态，主轴的转速经常需要调整，根据各滑移齿轮变速传动组的特点，分别采用了集中变速操纵机构和单独操纵机构。5.7润滑系统设计主轴箱内采用飞溅式润滑。油面高度为65mm左右，甩油轮浸油深度为10mm左右。润滑油型号为HJ30。

23、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。5.8密封装置设计轴轴径较小，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，以防外界杂物进入。5.9主轴箱箱体设计箱体外形采取了各面间直角连接方式，使箱体线条简单、明快。主轴箱采用了箱体底面和两个寻向块为定位安装面，并用螺钉和压板固定，安装简单，定位可靠。第六章 传动件验算6.1验算轴弯曲刚度轴上的齿轮为滑移齿轮，计算各齿轮的受力如下齿轮受力计算传递功率P=5.02KW,转速n=190r/min传动转矩T=242268.42N·mm齿轮压力角0=

24、20°，齿面摩擦角0=6°齿轮1：分度圆直径d1=153mm切向力Ft1=435.26N合力F1=484.27NF1在x轴投影Fx1=461.1NF1在z轴投影Fz1=148NFt1=2×Td1=2×33297.67153=435.26NF1=Ft1cos 1=435.26cos 26=484.27NFx1=F1×cos90+1-18.3=461.1NFz1=F1×sin90+1-18.3=148N齿轮7：分度圆直径d7=176mm切向力Ft7=726.38N合力F7=808.17NF7在x轴投影Fx7=769.5NF7在z轴投影Fz

25、7=247NFt7=2×Td7=2×63921.33176=726.38NF7=Ft7cos 1=726.38cos 26=808.17NFx7=F7×cos90+1-18.3=769.5NFz7=F7×sin90+1-18.3=247N齿轮11：分度圆直径d11=280mm切向力Ft11=1240.73N合力F11=1380.44NF11在x轴投影Fx11=1365.2NF11在z轴投影Fz11=204.5NFt11=2×Td11=2×173701.89280=1240.73NF11=Ft11cos 1=1240.73cos 26=

26、1380.44NFx11=F11×cos90+1-59.6=1365.2NFz11=F11×sin90+1-59.6=204.5NT=9.55×106 Pn=9.55×106 5.02750=63921.33N·m从表中的数据结果可以看出，轴在x、z两个轴上均受到两个方向相反力的作用。根据轴向位置，分别计算出各平面的挠度、倾角，然后进行合成。根据公式计算结果如下：xoy平面内的挠度yx'=n6EILFx1 al2-n2-a2-Fx2 cl2-n2-c2=6.936EIL461.1×160122-6.932-1602-1365.

27、2×220122-6.932-2202=0.0015zoy平面内挠度yx=n6EILFz1 al2-n2-a2-Fz2 cl2-n2-c2=6.936EIL148×160122-6.932-1602-204.5×220122-6.932-2202=0.0002挠度合成：y=yx'2+yx2=0.00152+0.00022=0.002左支承xoy平面力作用下倾角A'=16EILFx1 a bl+b-Fx2 c fl+f=16EIL461.1×160×64012+640-1365.2×220×58012+580=

28、-0.001266zoy平面力作用下倾角A=16EILFz1 a bl+b-Fz2 c fl+f=16EIL148×160×64012+640-204.5×220×58012+580=-9.7E-05倾角合成：A=A'2+A2=-0.0012662-9.7E-052=0.00127°右支承xoy平面力作用下倾角B'=16EILFx1 a bl+a-Fx2 c fl+c=16EIL461.1×160×64012+160-1365.2×220×58012+220=-0.0005651zoy平面

29、力作用下倾角B=16EILFz1 a bl+a-Fz2 c fl+c=16EIL148×160×64012+160-204.5×220×58012+220=-6.03E-05倾角合成：B=B'2+B2=-0.00056512-6.03E-052=0.000568°6.2验算花键的挤压应力键侧挤压应力计算Tmax=9.55×106 Pnc=9.55×106 5.02750=63921.33Nmmjy=8×TmaxD2-d2×L N K=8×63921.33302-262×100&

30、#215;6×0.8=4.76MPa最大转矩Tmax=63921.33N·mm，花键轴小径d=26mm，花键轴大径D=30mm，花键数N=6，载荷系数K=0.8，工作长度L=100mm，许用挤压应力jy=30MPa，计算挤压应力jy=4.76MPa<jy。合格。6.3滚动轴承验算根据轴受力状况，分别计算出左、右两支撑端支反力在xoy平面内：RA'=Fx2 f-Fx1 bl=769.5×580-461.1×640100=1512.06NRB'=Fx2 c-Fx1 al=769.5×220-461.1×160100=

31、955.14N在zoy平面内：RA=Fz2 f-Fz1 bl=247×580-148×640100=485.4NRB=Fx2 c-Fx1 al=247×220-148×160100=306.6N左、右端支反力为：RA=RA'2+RA2=1512.062+485.42=1588.06NRB=RB'2+RB2=955.142+306.62=1003.14N两端支承轴承受力状况相同，左端受力大，所以只验算左端轴承。轴承验算验算公式。疲劳寿命验算：Lh=500(c×fn/(KA×KHP×KHN×Kl

32、5;F)T(h)静负荷验算：Coj=Ko×FoCo额定负荷率C。查手册得C=14速度系数fn。fn= 1003nc=0.33×1003×750=90.83使用系数KA。查表2.4-19，得KA=1.1功率利用系数KHP。查表2.4-20，得KHP=0.8转速变化系数KHN。查表2.4-21，得KHN=0.96齿轮轮换系数Kl。查表2.4-27，得Kl=0.75当量动负荷F。已求得F=1588.06N许用寿命T=10000h寿命指数。=0.33额定寿命Lh。Lh=500 C fnKA KHP KHN Kl F=500 14×90.831.1×0.8×0.96×0.75×1588.060.33=12218.06h额定静负荷C0。查手册得C0=7.88kN安全系数K0。查表2.4-32得K0=1.2当量静负荷F0。F0=Fr=1