李的课程设计18级主轴箱重点

1、机械制造装备设计课程设计报告所在班级： 机械12-2班 姓 名： 李 学 号： 3120644 指导教师： 周 完成时间： 2016年1月15日 一、课程设计任务书根据已知条件，按要求设计一个通用型机床的主传动系。在设计中，首先根据已知条件确定机床主传动系设计中的各参数，然后按照这些参数去确定机床主传动系的结构，拟定转速图，再根据转速图来确定主轴箱内各轴和齿轮的计算速度。由这些相关的计算速度确定各级传动的传动比，并进一步确定各级传动的齿轮齿数。接着进行齿轮和各级传动轴的校核，看是否满足要求。最后进行键和轴承的选择，箱体的设计，并对轴系统的标准件和非标准件进行三维实体造型，并绘制轴系统的装配工程

2、图以及箱体的工程图。二、设计步骤1、运动设计1.1 已知条件1主轴最低转速：nmin=40r/min 2转速公比：=1.26 3转速级数：4切削功率： p切=4kw1.2 确定结构式1传动方案：（1） （2） （3）；为了使主变速传动系中更多的传动件在高速范围内工作，尺寸小一些，以便节省变速箱的造价，减小变速箱的外形尺寸，根据传动副前多后少原则，选择第一种传动方案较好。2确定扩大顺序：该传动方案：有以下6种扩大顺序，分别为： ；根据传动顺序与扩大顺序相一致的原则可确定该传动方案的扩大顺序为。3检查变速组的变速范围是否超过极限值：检查变速组的变速范围是否超过极限值时，只需要检查最后一个扩大组，因

3、为其他变速组的变速范围都比最后扩大组的小，只要最后扩大组的变速范围不超过极限值，其他变速组更不会超出极限值。已知主传动各变速组的最大变速范围为：；由结构式可知最后扩大组的变速范围为：，符合要求。4确定各级转速：由、nmin=40r/min可以查阅标准数列，先找到最低转速45r/min，然后每跳过3个数取一个数，即可得到各级转速：40，50，63，80，100，125，160，200，250，315，400，500，630，800，1000，1250，1600，2000。1.3 拟定转速图1主电动机的选择合理地确定电机功率P主，使机床既能充分发挥其性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功

4、率因素。已知：切削功率：P切=3KW，估算主电动机功率： ，对于车床、铣床、钻床等主运动为回转运动的通用机床，一般可取： 。由已知条件可求得主电动机功率P主=3.5-4.2kw选用时，要使电机转速 与主轴最高转速 和I轴转速相近或相宜，以免采用过大的升速或过小的降速传动。查阅机械设计课程设计表20-1，选取电机为：Y112M-4，额定功率为4KW，满载转速为1440r/min。2确定各轴转速：（1）分配总降速变速比总降速变速比：i=nminnd =40/1440=0.028又电动机转速nd=1440r/min不符合转速数列标准，因而增加一定比变速副。（2）确定变速轴轴数变速轴轴数 = 变速组数

5、 + 定比变速副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。（3）在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按变速顺序依次设为、（主轴）。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。确定轴的转速传动组c的变速范围为，又因为设计机床主变速传动系时，为了避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，一般限制降速最小传动比：；为了避免扩大传动误差，减少振动噪声，一般限制直齿圆柱齿轮的最大升速比：。从而取得：，由以上条件可知轴的转速为：1000，800，630，500，400，315，250，200，160（r/min）确定轴的转速传动组b的级比指数为6，希望中间轴转速较小，因而

6、为了避免升速，又不致传动比太小，可取：ub1=1/-1 ，ub2=1/2，ub3=1/5轴的转速确定为：800，630，500（r/min）确定轴的转速传动组a的级比指数为2，可取：ua1=1/0， ua2=1/，ua3=1/2确定轴的转速为：800（r/min），电动机与轴的定变传动比为：1440/800=1.8 3绘制转速图：4确定各变速组传动副齿数：（1）变速组a传动比分别为：ua1=1/0=1/1， ua2=1/=1/1.26，ua3=1/2=1/1.58， 根据以上数据，如变速组内所有齿轮的模数相同，并是标准齿轮，则三对传动副的齿数和应该是相同的，查机械制造装备设计表2-8，可取。s

7、z=70于是可得轴齿轮齿数分别为：35，31，27。于是可得： ua1=35/35,ua2=31/39,ua3=27/43从而可以确定轴上的齿轮齿数分别为：35，39，43。（2）变速组b传动比分别为： ub1=1/-1 =1.26/1，ub2=1/2=1/1.58，ub3=1/5=1/3.16根据以上数据，如变速组内所有齿轮的模数相同，并是标准齿轮，则三对传动副的齿数和应该是相同的，查机械制造装备设计表2-8，可取sz=75。于是可得轴上的齿轮齿数分别为：42，29，18。于是可得:ub1=42/33,ub2=29/46,ub3=18/57从而可以确定轴上的齿轮齿数分别为：33，46，57。

8、（3）变速组c传动比分别为：，根据以上数据，如变速组内所有齿轮的模数相同，并是标准齿轮，则两对传动副的齿数和应该是相同的，查机械制造装备设计表2-8，可取sz=105。于是可得轴上的双联滑移齿轮齿数分别为：70，21。于是可得： uc1=70/35,uc2=21/84从而可以确定轴上的齿轮齿数分别为：35，84。1.4 带传动设计电动机轴与轴之间采用带传动的方式，现在需要确定两个带轮的大小以及皮带的选择，并经行相关的验算，看是否满足要求。已知电动机转速n=1440r/min,传递功率P=4KW,传动比i=1.8，每天工作8小时，工作年数10年。1确定计算功率由机械设计表8-8查得工作情况系数，

9、得：pca=kA×P=1.1×4=4.4KW2选择V带的带型根据pca=4.4KW、n=I440r/min，由机械设计图8-11选用A型带。3确定带轮的基准直径并验算带速v（1）查机械设计表8-9，取小带轮的基准直径d1=100mm。（2）验算带速vv=d1n60×1000=×100×144060×1000=7.54m/s因为5m/s<v<30m/s，故带速合适。3计算大带轮的基准直径d2=id1=1.8×100=180mm查机械设计表8-9，取标准值d2=180mm4确定V带的中心距和基准长度（1）由0.7(d

10、1+d2)a02(d1+d2)，可知196a0560mm，故初定中心距a0=400mm。（2）计算所需的基准长度L0=2a0+2d1+d2+d2-d124a0=2×400+2100+180+180-10024×400=1444mm由机械设计表8-2选取的基准长度为：Ld=1250mm。（3）计算实际中心距aa =a0+Ld-L02=(400+1250-12442)=403mm可知中心距变动范围为：amin=a-0.015Ld=403-0.015×1250=384mmamax=a+0.03Ld=403+0.03×1250=440mm5验算小带轮上的包角1=

11、180°-d2-d157.3°a=180°-180-10057.3°403=169°>120°6计算带的根数（1）计算单根V带的额定功率由d1=100mm和n=1440r/min，查机械设计表8-4并采用插值法得P0=1.3128kw。根据n=1440r/min，i=1.8,和A型带，查机械设计表8-5得P0=0.15kw。查表8-6得k=0.98，查表8-2得kL=0.93，于是Pr=P0+P0*k*kL=（1.3128+0.15）×0.98×0.93=1.33（2）计算V带的根数ZZ=pcaPr=4.41

12、.33=3.31， 取4根。1.5 转速误差计算主轴转速在使用上并不要求十分准确，转速稍低或稍高并无太大的影响，由确定的齿轮数所得的实际转速与传动设计理论值难以完全相符，需要验算主轴各级转速，一般应满足：式中，n'主轴实际转速；n主轴的标准转速；公比。(1) n2000=1440×100180×3535×4233×7035=2036=2036-20002000=1.8%<2.6%(2) n1600=1440×100180×3139×4233×7035=1618=1618-16001600=1.1%&l

13、t;2.6%(3) n1250=1440×100180×2743×4233×7035=1278=1278-12501250=2.2%<2.6%(4) n1000=1440×100180×3535×2946×7035=1009=1009-10001000=0.9%<2.6%(5) n800=1440×100180×3139×2946×7035=802=802-800800=0.2%<2.6%(6) n630=1440×100180×2743

14、×2946×7035=633=633-630630=0.5%<2.6%(7) n500=1440×100180×3535×1857×7035=505=505-500500=1%<2.6%(8) n400=1440×100180×3139×1857×7035=402=402-400400=0.5%<2.6%(9) n315=1440×100180×2743×1857×7035=317=317-315315=0.6%<2.6%(10)

15、n250=1440×100180×3535×4233×2184=254=254-250250=1.6%<2.6%(11) n200=1440×100180×3139×4233×2184=202=202-200200=1%<2.6%(12) n160=1440×100180×2743×4233×2184=160=160-160160=0<2.6%(13) n125=1440×100180×3535×2946×2184=1

16、26=126-125125=0.8%<2.6%(14) n100=1440×100180×3139×2946×2184=100=100-100100=0<2.6%(15) n80=1440×100180×2743×2946×2184=79=79-8080=1.2%<2.6%(16) n63=1440×100180×3535×1857×2184=63=63-6363=0<2.6%(17) n50=1440×100180×3139

17、15;1857×2184=50=50-5050=0<2.6%(18) n40=1440×100180×2743×1857×2184=40=40-4040=0<2.6%1.6 绘制变速传动系图2.1 确定计算转速1确定主轴的计算转速由机械制造装备设计表2-9可知，主轴的计算转速是低速第一个三分之一变速范围的最高一级转速，即nj=125r/min。2各传动轴的计算转速（1）轴有9级转速，其最低转速160r/min通过双联齿轮使主轴获得两级转速：40r/min和315r/min。315r/min比主轴的计算转速高，需传递全部功率，故轴的1

18、60r/min转速也应能传递全部功率，所以轴的计算转速为nIII=160r/min。（2）轴有3级转速，其最低转速500r/min通过三联滑移齿轮使轴获得三级转速：160r/min、315r/min和630r/min。这三级转速均大于或等于轴的计算速度，故轴的计算转速为nII=500r/min。（1）轴只有1级转速，故其计算转速为。nI=800r/min3各齿轮的计算转速各变速组内一般只计算组内最小的，也是强度最薄弱的齿轮，故也只需要确定最小齿轮的计算转速。（1）轴间变速组的最小齿轮是Z=21，而主轴的计算转速是125r/min，可知Z=21齿轮的计算转速为500r/min。（2）轴间变速组的

19、最小齿轮是Z=18，而轴的计算转速是160r/min，可知Z=18齿轮的计算转速为500r/min。（3）轴间变速组的最小齿轮使Z=27，而轴的计算转速是500r/min，可知Z=27齿轮的计算转速为800r/min。2.2 各传动组齿轮模数的确定及强度校核1齿轮模数的确定已知：齿轮模数 ；其中公比；电动机功率，=4KW；齿宽系数，=610，取=10；Z齿数； 齿轮计算转速； 齿轮传动许用应力，；。（1）a传动组为了方便加工，传动组里的每个齿轮模数取相同值，并只需试算最小齿轮的模数，并以该齿轮的模数作为本传动组的齿轮模数。现以Z=27的齿轮模数作为本传动组的齿轮模数。已知： ，；，取弯曲疲劳极

20、限，安全系数，再根据应力循环次数选取，则，则；由以上条件可以确定传动组a各齿轮的模数为（2）b传动组以Z=18的齿轮模数作为本传动组的齿轮模数。已知： ，；，取弯曲疲劳极限，安全系数，再根据应力循环次数选取，则，则；由以上条件可以确定传动组b各齿轮的模数为（3）c传动组以Z=21的齿轮模数作为本传动组的齿轮模数。已知： ，；，取弯曲疲劳极限，安全系数，再根据应力循环次数选取，则，则由以上条件可以确定传动组c各齿轮的模数为2根据变速传动系图和以上条件，可以得到各轴的齿轮参数，如下表所示：3计算各传动组的齿轮齿宽b（1）传动组a：（2）传动组b：（3）传动组c：4校核各传动组齿轮的强度校核公式：

21、F=2KFTYFaYSaYdm3Z2F式中：弯曲疲劳强度计算的载荷系数，； T小齿轮传递的转矩，T=9.55×106P/nj； YFa齿形系数，与齿制、变位系数和齿数有关，与模数无关； YSa载荷作用于齿顶时的应力修正系数； 弯曲疲劳强度计算的重合度系数，。(1)校核传动组a的齿轮强度在该传动组中，只需要校核最小齿轮（Z=27）的强度即可，因为只要最小齿轮的强度满足要求，那么剩下的齿轮强度也会满足要求。现已知功率，齿轮的计算转速为800r/min，分度圆直径为d=81mm，齿轮传动许用应力。1）确定TT=9.55×106×4800=4.78×104MPa

22、2）确定确定，查机械设计表10-2，取；确定，齿轮精度为7级，查机械设计图10-8，取；确定,由Ft1=2×4780081=1180N,，查机械设计表10-3，取；确定，由，查机械设计图10-13，取；。3）确定查机械设计图10-17，根据Z=27，x=0，取。4）确定查机械设计图10-18，根据Z=27，x=0，取。5）确定确定 6）校核齿轮强度F=2KFTYFaYSaYdm3Z2=2×1.64×47800×2.6×1.59×0.6791×33×272=23MPaF=540MPa可知传动组a的齿轮强度符合要求。(

23、2)校核传动组b的齿轮强度在该传动组中，只需要校核最小齿轮（Z=18）的强度即可，因为只要最小齿轮的强度满足要求，那么剩下的齿轮强度也会满足要求。现已知功率，齿轮的计算转速为500r/min，分度圆直径为d=64mm，齿轮传动许用应力。1）确定TT=9.55×106×4500=7.64×104MPa2）确定确定，查机械设计表10-2，取；确定，齿轮精度为7级，查机械设计图10-8，取；确定,由Ft1=2×7640064=2390N,，查机械设计表10-3，取；确定，由，查机械设计图10-13，取；。3）确定查机械设计图10-17，根据Z=18，x=0，取

24、。4）确定查机械设计图10-18，根据Z=18，x=0，取。5）确定确定 6）校核齿轮强度F=2KFTYFaYSaYdm3Z2=2×1.93×76400×2.92×1.52×0.7041×43×182=44.4MPaF=540MPa可知传动组b的齿轮强度符合要求。(3)校核传动组c的齿轮强度在该传动组中，只需要校核最小齿轮（Z=21）的强度即可，因为只要最小齿轮的强度满足要求，那么剩下的齿轮强度也会满足要求。现已知功率，齿轮的计算转速为500r/min，分度圆直径为d=84mm，齿轮传动许用应力。1）确定TT=9.55

25、15;106×4500=7.64×104MPa2）确定确定，查机械设计表10-2，取；确定，齿轮精度为7级，查机械设计图10-8，取；确定,由Ft1=2×7640084=1820N,，查机械设计表10-3，取；确定，由，查机械设计图10-13，取；。3）确定查机械设计图10-17，根据Z=21，x=0，取。4）确定查机械设计图10-18，根据Z=21，x=0，取。5）确定确定 6）校核齿轮强度F=2KFTYFaYSaYdm3Z2=2×1.95×76400×2.78×1.56×0.6911×43×

26、212=31.6MPaF=540MPa可知传动组c的齿轮强度符合要求。3、传动轴的设计及校核 1按抗扭刚度估算传动轴的直径：；式中，K键槽系数，按机械制造装备设计表2-10选取； A系数，按表2-10中的轴每米长允许的扭转角选取； P电动机额定功率，P=4KW； 从电动机到所计算轴的传动效率； 传动轴的计算转速（r/min）。（1）估算轴的最小直径取，则；考虑到键槽，应将轴径增大5%，则：取（2）估算轴的最小直径取，则；考虑到键槽，应将轴径增大5%，则：取（3）估算轴的最小直径取，则；考虑到键槽，应将轴径增大5%，则：取2轴的强度校核（1）轴的的强度校核a 确定各段轴的长度和直径-段 ,；（离

27、合器=100mm，轴承=16mm，套筒=10mm，齿轮1=30mm）。-段 ,-段 ，；（齿轮2=30mm，套筒=80mm，齿轮3=30mm，套筒=10mm，轴承=16mm,）总长.b 强度校核扭矩：T=9.55×106×pn=9.55×106×3.84800=4.58×104N.mm圆周力：Ft=2Td=2×4.58×104811130N径向力：支持力 xy平面内的弯矩得支持力 xz平面内的弯矩得 合成弯矩 c 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度，扭转切应力为脉动循

28、环变应力，取，对危险截面强度校核： 选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1查得，故安全。（2）II轴的的强度校核a 确定各段轴的长度和直径-段 ,；（轴承宽度=15mm）。-段 ,（花键6*26*32*6）-段 ，； -段 ，：（花键6*26*32*6）-段 ，（轴承宽度=15mm）总长.b 强度校核扭矩：T=9.55×106×pn=9.55×106×3.76500=7.18×104N.mm圆周力：Ft=2Td=2×7.18×104168855N径向力：支持力 xy平面内的弯矩得支持力 xz平面内的弯矩得 合成

29、弯矩 c 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度，扭转切应力为脉动循环变应力，取，对危险截面强度校核： 选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1查得，故安全。（2）III轴的的强度校核a 确定各段轴的长度和直径-段 ,；（轴承宽度=18mm，套筒长度=10mm，齿轮1宽度=40mm，套筒长度=100mm，齿轮2宽度=40mm，套筒长度=100mm，齿轮3宽度=40mm）。-段 ,-段 ，；（花键8*42*48*8） -段 ，：（轴承宽度=18mm）总长.b 强度校核扭矩：T=9.55×106×pn=9.55&

30、#215;106×3.69160=2.2×105N.mm圆周力：Ft=2Td=2×2.2×1051323333N径向力：支持力 xy平面内的弯矩得支持力 xz平面内的弯矩得 合成弯矩 c 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度，扭转切应力为脉动循环变应力，取，对危险截面强度校核： 选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1查得，故安全。4 主轴的设计及校核（1）主轴前轴颈直径的选取 一般按机床类型、主轴传递的功率或最大加工直径，由参数表选取。铣床当功率为4KW时，主轴前轴颈直径约为6095m

31、m,取=80mm。（2）主轴后轴颈直径:=(0.7-0.85)=56-68mm， 取=60mm。（3）主轴内孔直径d的确定 很多机床的主轴是空心的，内孔直径与其用途有关。铣床主轴内孔可通过拉杆来拉紧刀杆。为不过多的削弱主轴的刚度，铣床主轴孔径d可比刀具拉杆直径大510mm。根据经验公式可知：d=(50%60%)=(3036)mm,此处取d=30mm, =0.4. 当小于0.3时，空心主轴的刚度几乎等于实心主轴的刚度，等于0.4时，空心主轴的刚度为实心主轴的90%，小于0.7时，空心主轴的刚度急剧下降，所以d=30mm是合适的。（4）主轴前端悬伸量a的确定 主轴前端悬伸量a是指主轴前端面到前轴承

32、径向反力作用中点（或前径向支承中点）的距离。它主要取决于主轴端部的结构，前支承轴承配置和密封装置的形式和尺寸，有结构设计确定。由于前端悬伸量对主轴部件的刚度、抗振性的影响很大，因此在满足结构要求的前提下，设计时应尽量缩短该悬伸量。此处我们选a=100mm.（5）主轴主要支承间跨距L的确定 合理确定主轴主要支承间的跨距L，是获得主轴部件最大静刚度的重要条件之一。支承跨距过小，主轴的弯曲变形固然较小，但因支承变形引起主轴前端的位移量增大；反之，支承跨距过大，支承变形引起主轴前端的位移量尽管减小了，但主轴的弯曲变形增大，也会引起主轴前轴端较大的位移。因此存在一个最佳跨距，在该跨距时，因主轴弯曲变形和

33、支承变形引起主轴前轴端的总位移量为最小。一般会不断降低，主轴主要支承间的实际跨距L往往大于上述最佳跨距，此处选L=3a=300mm.（6）主轴的构造主轴的构造和形状主要取决于主轴上所安装的刀具、夹具、传动件、轴承等零件的类型、数量、位置和安装定位方法等。设计时还应考虑主轴加工工艺性和装配工艺性。框架式数控铣床主轴一般为空心阶梯轴，前端径向尺寸大，中间径向尺寸逐渐减小，尾部径向尺寸最小。主轴的前端形式取决于机床类型和安装夹具或刀具的形式。主轴头部的形状和尺寸已经标准化，应遵照标准进行设计。主轴的直径和长度的确定主要是根据轴上零件的装配，框架式数控铣床主轴简图如图所示：轴上主要尺寸已在前面介绍，在

34、确定各轴段长度时，应尽可能使结构紧凑，同时还要保证零件所需的装配或调整空间。轴的各段长度主要是根据各零件与轴配合部分的轴向尺寸和相临零件间必要的空隙来确定的。（7）主轴的校核a主轴按扭转强度校核这种方法只是按轴所受的扭矩来计算轴的强度；如果轴还受到不大的弯矩时，则用降低需用扭转切应力的办法予以考虑。轴的扭转强度条件为： 式中： 扭转切应力，单位为； T 轴所受的扭矩，单位为； 轴的抗扭截面系数，单位为； n 轴的转速，单位为； P 轴传递的功率，单位为kW； d 计算截面处轴的直径，单位为mm；需用扭转切应力，单位为。因为=4 ，mm，查表得40 的值为：3555，则=3.04 =25-45

35、主轴材料为45钢，=25-45 ，所以此主轴满足扭转强度要求。b主轴的扭转刚度校核。 轴的扭转变形用每米长的扭转角表示。阶梯轴的扭转角单位为（）/m的计算公式为： 式中， 轴所受的扭矩，单位为； 轴的材料的剪切弹性模量，单位为，对于钢材，G=8.1 ； 轴截面的极惯性矩，单位为； L 阶梯轴受扭矩作用的长度，单位为mm；z 阶梯轴受扭矩作用的轴段数。 对圆轴： = (4.5)轴的扭转刚度的条件为： 的取值为 0.51（）/m 计算得阶梯轴的扭转角为： 0.04所有轴满足扭转刚度要求。5轴承的选用和校核（1）I轴上轴承的选用和校核a I轴上轴承的选用I轴上轴承的选用深沟球轴承6206，d*D*B

36、=30*62*16mm,C=19.5KN。b I轴上轴承的校核已知轴的计算转速为，该轴上的两个轴承为深沟球轴承6206，其额定动载荷为，两轴承的径向载荷为，轴向载荷为，。两个轴承的当量动载荷为： 根据参看机械设计表13-5和13-6知，式中。轴承预定使用寿命：L=10*360*8=28800h 式中。对于两个轴承，有 故，满足使用寿命。（2）II轴上轴承的选用和校核a轴上轴承的选用II轴上轴承的选用深沟球轴承6205，d*D*B=25*52*15mm,C=14KN。bII轴上轴承的校核已知II轴的计算转速为，该轴上的两个轴承为深沟球轴承6205，其额定动载荷为，两轴承的径向载荷为，轴向载荷为，

37、。两个轴承的当量动载荷为： 根据参看机械设计表13-5和13-6知，式中。轴承预定使用寿命：L=10*360*8=28800h 式中。对于两个轴承，有 故，满足使用寿命。（3）III轴上轴承的选用和校核a轴上轴承的选用III轴上轴承的选用深沟球轴承6208，d*D*B=40*80*18mm,C=29.5KN。bIII轴上轴承的校核已知III轴的计算转速为，该轴上的两个轴承为深沟球轴承6208，其额定动载荷为，两轴承的径向载荷为，轴向载荷为，。两个轴承的当量动载荷为： 根据参看机械设计表13-5和13-6知，式中。轴承预定使用寿命：L=10*360*8=28800h 式中。对于两个轴承，有 故，满足使用寿命。（4）主轴上轴承的选用和校核a轴上轴承的选用主轴上轴承的选用深沟球轴承6216，d*D*B=80*140*26mm,C=71.5KN。B主轴上轴承的校核扭矩：T=9.55×106×pn=9.55×106×3.61125=2