主轴箱设计说明书

1、 普通车床(I轴)主轴箱部件设计 机械制造装备课程设计 普通中型车床主轴箱设计，主要包括三方面的设计，即：根据设计题目所给定的机床用途、规格、主轴极限转速、转速数列公比或级数，确定其他有关运动参数，选定主轴各级转速值；通过分析比较，选择传动方案；拟定结构式或结构网，拟定转速图；确定齿轮齿数及带轮直径；绘制传动系统图。其次，根据机床类型和电动机功率，确定主轴及各传动件的计算转速，初定传动轴直径、齿轮模数，确定传动带型号及根数，摩擦片尺寸及数目；装配草图完成后要验算传动件（动轴、主轴、齿轮、滚动轴承）的刚度、强度或寿命。最后，完成运动设计和动力设计后，要 主传动方案“结构化”，设计主轴变速箱装配图

2、及零件图，侧重进行传动轴组件、主轴 变速机构、箱体、润滑与密封、传动轴及滑移齿轮零件的设计。 【关键词】车床、主轴箱、变速系统、主轴组件。 abstract Ordinary medium lathe spindle box design, mainly including the design of the three aspects, namely: according to the design topic given by the purposes, specification, the spindle speed limit, machine tool speed series co

3、mmon ratio or series, other related movement parameters, the selected spindle speed value at all levels; Through the analysis and comparison, choose transmission scheme; Formulate formula or net structure, to speed figure; Determine the gear teeth and pulley diameter; Map the transmission system. Se

4、condly, depending on the type of machine tools and motor power, to determine the main shaft and the transmission of the calculation speed, the initial transmission shaft diameter and module of gear, determine the belt type and root number, friction plate size and number; Assembly drawing to check af

5、ter the completion of transmission parts (dynamic shaft, shaft, gear, rolling bearing) of stiffness, strength, or life. Finally, after completion of motion design and dynamic design to main transmission scheme "structured", design main shaft gearbox assembly drawing and part drawing, focus

6、ing on the drive shaft components, spindle speed change mechanism, enclosure, lubrication and sealing, the design of the transmission shaft and the sliding gear parts.【 key words 】 lathe spindle, spindle box, variable speed system, components.- 22 -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、

7、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 1.1已知条件工件最大回转直径(mm)最高转速( )最低转速( )电机功率P（kW）公比转速级数Z320140031.57.51.41121.2结构分析式 (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，防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比 ；在升速时为防止产生

8、过大的噪音和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。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小， 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， 所以 ，合适。1.3 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 Y-132M-4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 又电动机转速不符合转速数列标准，因而增加一定比传动副。 (3) 确定传动轴轴数 传动轴轴数 = 变速组数 + 定比传动副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。 确定各

9、级转速并绘制转速图 由 z = 12确定各级转速： 1400、1000、710、500、355、250、180、125、90、63、45、31.5r/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， 轴的转速只有一种可能： 125、180、250、355、500、710r/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 ， 轴的转速确定为：355、500、710r/min。 确定轴的

10、转速 对于轴，其级比指数为1,可取 ， 确定轴转速为710r/min。 由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比。下面画出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）。(5) 确定各变速组传动副齿数 传动组a: 查表8-1, ， 时：57、60、63、66、69、72、75、78 时：58、60、63、65、67、68、70、72、73、77 时：58、60、62、64、66、68、70、72、74、76 可取72,于是可得轴齿轮齿数分别为：24、30、36。 于是， 可得轴上的三联齿轮齿数分别为：48、42、36。 传动组b: 查表8-1, ， 时：69、72、73、76、77、80、81、84

11、、87 时：70、72、74、76、78、80、82、84、86 可取 84，于是可得轴上两联齿轮的齿数分别为：22、42。 于是 ，得轴上两齿轮的齿数分别为：62、42。 传动组c: 查表8-1, 时：84、85、89、90、94、95 时： 72、75、78、81、84、87、89、90 可取 90. 为降速传动，取轴齿轮齿数为18； 为升速传动，取轴齿轮齿数为30。 于是得, 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。1.4 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 2.1 确定各轴转速 确定主轴计算转速：主轴的计算转速

12、为 各传动轴的计算转速： 轴可从主轴90r/min按72/18的传动副找上去，轴的计算转速125r/min；轴的计算转速为355r/min；轴的计算转速为710r/min。(3) 各齿轮的计算转速 传动组c中，18/72只需计算z = 18 的齿轮，计算转速为355r/min；60/30只需计算z = 30的齿轮，计算转速为250r/min；传动组b计算z = 22的齿轮，计算转速为355r/min；传动组a应计算z = 24的齿轮，计算转速为710r/min。(4) 核算主轴转速误差 所以合适。2.2 带传动设计 电动机转速n=1440r/min,传递功率P=7.5KW,传动比i=2.03.

13、 确定计算功率 查机械设计表4.8 取1.1，则 选取V带型 查机械设计表4.11 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 查机械设计表4.5、表4.6、以及图4.11 得表小带轮基准直径, 由公式4.10验算带速成 其中 -小带轮转速，r/min； -小带轮直径，mm； ，故合适。 （4）确定带传动的中心距和带的基准长度 设中心距为,则 0.7（）a2（） 于是得 265.3a758,初取中心距为400mm。 确定带长 查机械设计表4.3取与其相近的基准长度，。 带传动实际中心距（5）验算小带轮的包角 由式4.3验算小带轮包角，一般小带轮的包角不应小于。如果过小可考

14、虑加大中心距或减小传动比 。故合适。（6）确定带的根数 由公式4.29得 其中： -时，传递功率有所提高的增量； -按小轮包角，查得的表4.10可得到包角系数； -长度系数；查表4.3可得到 为了使V型带受力均匀，应限制小于10，否则工作时各带受力严重不均匀。 （7）计算带的张紧力 查公式4.30 其中： -带的传动功率,KW； v-带速,m/s； q-每米带的质量，kg/m；取q=0.17kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。 （8）计算作用在轴上的压轴力 (9) 带轮得结构设计 2.3 各传动组齿轮模数的确定和校核 模数的确定： a传动组：分别计算各齿轮模数 先计算2

15、4齿齿轮的模数： 其中: 为公比 ； = 2； -电动机功率； = 7.5KW； -齿宽系数； -齿轮传动许允应力; -计算齿轮计算转速。 ， 取= 600MPa,安全系数S = 1。 查图6.8得应力循环次数选取 取S=1，。 取m = 4mm。 按齿数30的计算，可取m = 4mm； 按齿数36的计算，, 可取m = 4mm。 于是传动组a的齿轮模数取m = 4mm，b = 32mm。 轴上齿轮的直径： 。 轴上三联齿轮的直径分别为： b传动组： 确定轴上另两联齿轮的模数。 按22齿数的齿轮计算： 可得m = 4.8mm； 取m = 5mm。 按42齿数的齿轮计算： 可得m = 3.55m

16、m； 于是轴两联齿轮的模数统一取为m = 5mm。 于是轴两联齿轮的直径分别为： 轴上与轴两联齿轮啮合的两齿轮直径分别为： c传动组： 取m = 5mm。 轴上两联动齿轮的直径分别为： 轴四上两齿轮的直径分别为： 3.齿轮强度校核： 查机械设计得计算公式（式6.18）3.1校核a传动组齿轮 校核齿数为24的即可，确定各项参数 因 P=8.25KW,n=710r/min, 确定动载系数： 齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数 确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数 查表6.4非对称 , 查机械设计取 确定齿间载荷分配系数: 根据v= 3.57m/s 查图6.10得 Kv =1.05 由机械设计简明手

17、册表6.4查得 确定动载系数: 查表6.7 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。 图6.21查得 ,S = 1.3 ， 故合适。3.2 校核b传动组齿轮 校核齿数为22的即可，确定各项参数 P=8.25KW,n=355r/min, 确定动载系数： 齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数 确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数 查表6.4非对称 , 由机械设计得 确定齿间载荷分配系数: 由机械设计简明手册查得 确定动载系数: 查表6.7得 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。 图6.21查得 ,S = 1.3 ， 故合适。3.3校核c传动组齿轮 校核齿数为18的

18、即可，确定各项参数 P=8.25KW,n=355r/min, 确定动载系数： 齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数 确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数 查表6.4非对称 , 查机械设计得 确定齿间载荷分配系数: 由机械设计简明手册查得 确定动载系数: 查表6.7 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。 图6.21查得 ,S = 1.3 ， 故合适。4. 主轴挠度的校核 4.1 确定各轴最小直径 (1)轴的直径： (2)轴的直径： （3）轴的直径： （4）主轴的直径： 4.2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

19、以，选择中间齿轮啮合来进行校核 。 轴、轴的校核同上。(I) () () () 5. 主轴最佳跨距的确定 由条件的最大加工直径为320mm车床，P=7.5KW. 5.1 选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距 前轴颈应为75-100mm,初选=100mm,后轴颈取, 前轴承为NN3020K,后轴承为NN3016K,根据结构,定悬伸长度 5.2 求轴承刚度 因考虑机械效率 且主轴最大输出转距 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0.1. 切削力 背向力 故总的作用力 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 先假设 前后支撑分别为 根据 。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