C6140普通车床主轴箱设计终结版

1、麗水學院机械制造装备设计学院：工程与设计学院专业：机械设计制造及其自动化题目C6140普通机床主轴箱设计班级：机自（3+2）132班姓名：林涛学号录第一章 参数拟定 11.1 主电机动力参数的确定 11.2 运动设计 11.2.1 确定主轴极限转速 11.2.2 确定转速范围 Rn 定公比 确定主轴转速数例 2第二章 传动设计 22.1 传动方案拟定 22.1.1 传动组和传动副数的确定 22.2 传动结构式的选择 32.2.1 基本组和扩大组的确定 32.2.2 分配总降速比 42.3 带轮直径和齿轮齿数的确定及转速图拟定 52.3.1 确定皮带轮动直径 52.3.

2、2 确定齿轮齿数 62.3.3 画出转速图如下 1 ： 73.3.4 验算转速误差 72.4 齿轮的计算转速的确定及传动系统的拟定的计算转速 92.4.1 确定各轴和齿轮 93.4.2 由转速图拟定传动系统图 10第三章 传动件的估算和验算 103.1 齿轮模数的估算和设计 103.1.1 计算各轴传动的功率 103.1.2 计算传动轴齿轮模数 113.1.3 计算各轴之间的中心距 133.2 三角带传动的计算 133.2.1 计算皮带尺寸 6 133.3 传动轴的估算和齿轮尺寸的计算 143.3.1 确定各轴的直径 143.3.2 计算各齿轮的尺寸 6 15第四章 各部件结构设计 164.1

3、 皮带轮及齿轮块设计 174.1.1 皮带及皮带轮的设计 174.1.2 齿轮及齿轮块设计 174.2 轴承的选择及箱体设计 174.2.1 各轴承的选择 174.2.2 主轴及箱体设计 174.3 密封结构及润滑 17第五章 主轴组件的验算 185.1 验算主轴轴端的位移 ya 185.2 前轴承的转角及寿命的验算 20 205.2.1 验算前轴承处的转角5.2.2 验算前支系寿命 205.3 箱体设计 21结束语 21参考文献 22第一章参数拟定机床（机器）设计的初始，首先需要确定有关参数，他们是传动设计和机构 设计的依据，影响到产品是否能满足所需要的功能要求。 因此，参数拟定是机床 设计

4、中的重要环节2。1.1主电机动力参数的确定根据估算法来确定主电机功率已知给出C6140普通车床由推存数据可知：切深ap（t）mm为3.5进给量f（s）mm/s为0.35切削速度为90r/min功率估算法的计算公式.1. 主切削力Fz=1900af0.75N=1900 3.5 0.35 0.75=3026.06NFz,3026.06 902. 切削功率 N切=z kw =4.45Kw61200 612003. 估算重电机功率N= -N切切 kw =4.45 5.56 w总 0.80.8N值为5.56kW按我国生产的电机在丫系列的额定功率选取如下；同步转速1500n/min轴径mm电机型号额定功率

5、kw 满载转速n/min38mmY132S-45.514401.2运动设计1.2.1确定主轴极限转速：计算车床主轴极限转速是加工直径，按经验分别取（0.10.2 ）。和（0.450.5） Db 主轴极限转速应为：nmax1000 max=1400n/min（0.1 0.2） Dnmin =1000 min =31.5n/min0.45 0.5 D在nmin中考虑车螺纹和较孔时，其加工最大直径应根据实际加工情况选取0.1D和50mn左右。最后确定nmin , “max时，还应与同类型车床进行对比。1.2.2确定转速范围Rn定公比 确定主轴转速数例转速范围：nmax1400 /Rn=44.44nm

6、in315Z 1 Rn12 1Rn11 44.44 1.41由Rn =44.44，=1.41标准数列表给出了以=1.06 6的从110000的数值,因 =1.41=1.06 6,从表中找到nmax =1400,每隔5个数值取出一个数，得：1400, 1000, 710, 500, 355, 250, 180, 125, 90, 63, 45, 31.5 共 12 级.第二章传动设计2.1传动方案拟定拟定传动链的基本原则，就是以最经济的办法满足对机床既定的要求。 可 以满足同样要求的方案可能有很多， 在进行传动链的可能分析时，应根据经济合 理的原则，选出最好的方案。转速图有助于各种方案比较，并为

7、进一步确定传动 系统图提供方便。拟定主运动转速图应按下列步聚进行。拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停，换向，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， 机构以及其组成，安排不同特 点的传动形式，变速类型。传动方案和形式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关。因此，确 定传动方案和形式，要从结构，工艺，性能及经济性等多方面统一考虑。传动方案有多种，传动型式更是式样众多，比如：传动型式上有集中传动的 主轴变速箱，分离传动的主轴箱与变速箱；扩大变速范围可以用增加传动组数， 也可用齿轮结构，分支传动等型式；变速型式上既可用多速电机，也可用交换齿 轮，滑移齿轮，公用齿轮等

8、。显然，可能的方案很多，优化的方案也因条件而导。对于教学训练来讲，不 必强调在方案上一定要有独特之一，但一定要学会分式几种现有的方案，型式， 然后按照设计的具体要求，具体条件选择合理可取的方案和形式12。2.1.1传动组和传动副数的确定可能的方案有：12=4X 3 , 12=3 X 4,12=2 X 3X 2,12=2 X 2X 312=3X 2X 2在上列两行方案中第一行方案有时可以省掉一根轴 缺点是有一个传动组内有四个传动副如果用一个四联滑移齿轮，则会增加 轴向尺寸；如果用两个双联滑移齿轮，则操纵机构必须互销以防止两个滑移齿轮 同时啮合，所以一般少用第二行的三个方案可根据下述原则比较： 从

9、电动机到主轴，一般降速传动组 故应把传动副较的传动组放在前面接近电动机处， 使其转速较高，从而扭矩较小， 尺寸也就可以少些这就是前多后少：原则从这个角度考虑以取12=3X 2 X 2方案为好2.2传动结构式的选择2.2.1基本组和扩大组的确定根据前松后紧的原则，有了以上基础可确定结构式： 保只有一对齿论12=3i 2 3 26传动副数分别及2, 3, 2的三个传动组方案12级转速传动位传动组安排有 2 32或3 22或2 23。从电动机到主轴一般为降速传动，转速较高,转矩小，尺寸也小，将使小尺寸零件多些，大尺寸零件小些，节省材料这是前多 后小的段则。主轴对加工精度，表面粗糙度的影响大，因此主轴

10、上的齿轮小为好，最后 各传动组传动副也选用从以上角度考虑，最后选用3 2 2其本组和扩大组的确定。对于12=2 32或者12=3 22等传动，均有：3X2=6种可能排列，根据实现传动的可能结构和综合效果的分析，选择其中一，二种作为设计方案。根据前松后紧之原则确定了以上结构式。 传动方案的扩大顺序与传动顺序可以一致，也可以不一致，结构式：12=3 23 26的传动中，扩大顺序也传动顺序一致，称为顺序扩大传动：而 12=3 232 6的传动，扩大顺序也传动顺序就不一致。2.主轴转速级数Z和公比已知：皿 RnRnz1直 Z=2a 3ba，b为正数，即Z应可分解为2和3的因子，以便用2, 3联滑移齿轮

11、实现 变速。如取4或5的因子，则要用2个相互连锁的滑动齿轮，以确轮联合，这种 传动由于结构复杂，很小采用。普通型和轻型车床系列，结构较简单，转速级数Z=818级为于由于Z为2和3的因子积，而 又为标准数列，因此，如果按串联传动设计时，在 定后，Rn值已定，应适当地变动nmax或n，以符合Rn的nmin 关系。这样，就确定了主传动部件（主轴变速箱）的运动参数nmax， nmin， Z，。并与同类型车床进行类比分析。2.2.2分配总降速比分配降速比时，应注意传动比的取值范围：齿轮传动副中最大传动比1Umax 2，最小传动比Umin -传动比过大，引起振动和噪音，传动比过小，4使动齿轮与传动齿轮的直

12、径相差太大，将导致结构庞大。（1）确定皮带转动的转动比范围i =1 2.5。取 i =1.8由于主电机额定转速1440r/min ， 可知第I轴的转速 m=1440 0.5=710r/min（2）确定最末一级传动比总的转动比为：Ni总=-nmin144045.731.5I皮 ia min ibmin icmin一1最小传动比一4Lmin12=32326最末一级间的数相隔（总6 ):6 2icmin.一丄i62 =3 2 彳.2ic1 =1.411.99匚二厶中间轴传动比可按先慢后快原则，确定最小传动比，根据级此指数确定其他转动比：1U 川W 轴小传动比为 iaminibminicminicmi

13、n =；i bmin=0.35ib1 = ib minIu轴传动比为1iamin 取弋=0.5i a2 =a min=丄=0.7 ia1=i a2 =12.3带轮直径和齿轮齿数的确定及转速图拟定2.3.1确定皮带轮动直径(1) 选择三角带的型号Ni KwNd其中：Nd电机额定功率kw 工作情况系数由于是车床，工作载荷稳定，取kw =1.1Ni =5.561.1=6.116kw查表4-1选择型号得出B型型号bbph13171410.540o(2) 带轮直径D1D2小带轮计算直径D1，小带轮直径D2不宜过小，要求大于许用值Dmin =125,D1 DminD2 由表得取 126mm大带轮计算直径D

14、2E1D2D1(1)-D1(1)mmn2i1D2=126(1 0.02)=256mm取 D2 =256mm0.52.3.2确定齿轮齿数确定齿轮齿数应该注意以下几类：(1) 齿轮的齿数和应过大，以免加大中心距使机床结构庞大 一般推荐齿轮数和Sz为60100(2) 不产生根切最小齿轮Zmin 18202mm一般(3) 保证强度和防止热处理变形过大齿轮齿根园到键槽的壁厚2T取5mm则 Zmin 6.5 一m(4) 三联滑移齿轮的相领两轮的齿数差应大于4。 避免齿轮右左移动时齿轮右相碰，能顺利通过。由传动比已知，传动比的适用齿数表；查出：ia1=1Sz =60,62,64,66,68,70,72,74

15、,76,78.1ia2=Sz=60,63,65,67,68,70,72,73,75,77.1.411 ia3=Sz =60,63,66,69,72,75,78.由于可知选用Sz=72，从表查出小齿轮的齿数为 36, 30, 24。大齿轮的齿数则为36, 42, 48。ib1=1Sz =60,62,64,66,68,70,72,74,76,78,80.1 1ib2 =飞Sz =61,65,68,69,72,73,76,772.8可选用=Sz84从表中查出小齿论的齿数42, 22。大齿轮的齿数则为42, 62,ic1=2 2 =1.99Sz =63,66,69,72,75,78,81,84,901

16、 1ic2=4Sz =80,84,85,89,90 4选用=90从表中查出小齿轮的齿数30, 18。大齿轮的齿数则为60, 72。28233画出转速图如下13.3.4验算转速误差需要验算主轴由确定的齿轮所得的实际转速与传动设计理论值难以完全相符, 各级转速，最大误差不得超过由公式：n实际n理论nn理论n理=1000时c10(-1)%=0.041126364260 一n实1440256364230n实际n理论=0.0120.041n实际126304260 一 “n实144025642423010(1) 00n实=N电i皮ia ib(1)n 理= 1400 时n 实=1417.5n 实=1012.

17、5(3 n理=71时n实n 实=708.75n理=500时n 实=502.98n理=355时n实际n理论n实际=0.01250.041126 24 42 60256 48 42 30n实际n理论=0.01250.041n实际空36乡理1440256 36 62 30n实际n理论n实际=0.005960.041n实际?4 22 60 1440256 48 62 30n实际n理论n实际=0.005960.041126 36 42 18256 36 42 72n实际n理论n实际=0.0160.041空凹坐里1440256 42 42 72n实际n理论=0.0160.041n实际空空坐更1440256

18、 48 42 72n实际n理论n实际=0.01560.041空兰丝企1440256 36 62 72n实际n理论=0.0020.041n实际(11) n理=45时n实n 实=44.88(12) n 理=31.5 时n实n 实=31.44126302218,72n实际n理论=0.0030.041n实际126242218,72n实际n理论=0.0012 取整数 Z=3根2.71 0.98=2.713.3传动轴的估算和齿轮尺寸的计算3.3.1确定各轴的直径公式: d 914；mm;nj(1)转动轴的直径Nd电机额定功率;n从电机到该传动轴之间传动件

19、的传动效率的乘积；n1该传动轴的计算转速r/mi ;每米长度上的转角(deg/m ),可根据传动轴的要求选取：d呗厂亦珂晟曲沖N=Nd n =5.28 Kw N=5.50.90=5.28 Kw(5)验算小带轮包角a根据标准选d=30mm(2) U轴的直径d5 12mm=91:=29.13mmV355 1.4选 d=35mm(3)川轴的直径d 91mm=9$.=37.5mm5jV125 1.4选 d=40mm(4) 主轴的直径根据书中范围选择 75mm3.3.2计算各齿轮的尺寸齿轮分度圆直径公式：d mz齿顶圆直径：da d zhaha ha*mhfha* c* m齿根圆直径：df d 2hf(

20、1) IU轴间的齿轮尺寸：乙 Z2 =36a m =2.5 a=90mm齿顶高：ha ha m =2.5mm齿根高度： hfha c m=3.1d1 =75mmd2 =105mm经常齿制：*ha =1c* =0.25齿顶圆直径：dd1da2 =95 mm齿根圆直径：d f1df2=84mmb 乙=24z2=48i =时2b =20mmda1 =65mmdf1 =54mmdf2=114mmcz1 =30z2=42d1 d2 =90mmb =20mmd1 =60mmd2 =120mmda2=125mmb =20mmda1 =80mmda2=110mmdf1 =69mmdf2=99mmU川轴间的齿轮

21、尺寸m=3a=126mm4=3hf =3.75a z =42Z4 =42di d2 mz =3 42=126mmb =20mmd ai d a2=126+7=132mmdfi df2 =126-8.8=118.5b z3 =22 z4 =62d1 =22 3=66mmd2 =62 3=186mmb =20mmda1 =72mmda2 =192mmdf1 =58.5mmdf 2=178.5mm(3)川W轴间的齿轮尺寸a m =3.5a =157.5mmz5 =60z6 =30ha =3.5ha =4.4h =8d1 =210mm d2=105mm b =25mmda1 =217mmda2 =11

22、2mmdf1=202mm df2 =97mmb z5 =18z6 =72由于传动扭距大，选用平行轴斜齿轮机构d1 mzi =63mmd2 mz2=252mm齿顶高 ha =35mm齿根高hf =45mm全齿高h =8齿顶圆直径da1d12ha =70mm da2=259mm齿根圆直径df1d12hf =54mm df2=250mm b =25m第四章各部件结构设计设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴，轴承，带轮，离合器和制动器 等），主轴组件，操纵机构，润滑密封系统和箱体及其联接件的结构设计与布置， 用一张展开图和若干张横截面图表示。 课程设计限于时间，一般只画展开图及一 或两个截面图。4.

23、1皮带轮及齿轮块设计4.1.1皮带及皮带轮的设计(1) 皮带选用B型号三角带传动共有三根，设计长度为 2044mm(2) 带轮将动力传动I轴上有两种类形一种是不卸载的轴端结构，另一种是卸载的轴端结构，即带轮装在轴承上轴承装在滚筒上，传给轴的只承受扭矩，径向力由固定在箱体上的滚筒承受，避免了第一轴产生弯曲变形，选用卸载的带轮 传动。4.1.2齿轮及齿轮块设计齿轮都是花键齿轮，固定齿轮的径向固定用花键实现。圆齿和倒角性质不同，加工方法和画法也不一样，齿轮的轴向定位是隔套定 位。用隔套将各传动件在轴向固定装配方便，有利于轴的刚度。4.2轴承的选择及箱体设计4.2.1各轴承的选择第I轴和第u轴主要承受

24、径向载荷，所以选用向心球轴承。川轴装有斜齿齿轮主要承受径向载荷和轴向载荷所以选用单列圆锥滚子轴 承。W轴是主轴，刚度和W精度要求比较高主要承受轴向载荷和径向载荷，所以车床主轴前端选择了双列向心短圆柱滚子轴承，前端轴承要比后端轴承精度高。(v，w及毗)轴主要承受径向载荷，所以选也用向心球轴承。4.2.2主轴及箱体设计我们所选用的是阶梯型主轴，因为阶梯型主轴容易安装主轴组件，又因主 轴是棒料，所以是实心。箱体材料HT20-40,箱体结构为圆方形的，内有凸台，箱体是用铸造工艺 铸造。4.3密封结构及润滑所有密封标准件，有调整式法兰盘端盖，垫圈，毛毡等。主轴箱润滑方式是飞溅润滑适用于润滑点比较集中的地

25、方，这种润滑比较方为了获的良好的润滑效果，深入油面深度以1225mm为宜，溅油齿轮浸入深度不应大于23倍齿高溅油件外缘至池深度 H 3060mm.第五章主轴组件的验算在设计主轴组件时，主轴的跨距希望是合理跨距，但由于结构限制，主轴的 实际跨距往往不等于合理跨距，为此要对主轴组件进行验算，对一般的机床全部 轴主要进行刚度验算，通常如果能满足刚度要求也就能满足强度要求 。5.1验算主轴轴端的位移丫玄a主轴的支承简化FbL=e+Fmax +L+B =13+652+20=685mm2 2b主轴的受力分析主轴受到切削力，传动力的作用。切削力是一个空间力，有Px，py, fz等分力，设总的切削力为p是斜齿

26、轮，传动力 a也定空间力：有a ax，ay，az，主轴上连有一个齿轮，主要把主轴运动传给进 给箱，这齿轮主要是传递运动而不是传递动力，因此可以忽略不计。由上述各力的作用，主要受弯矩和扭矩的作用。此外还受拉力和压力作用，但此弯矩和扭矩要小的多，忽略不计，因此通常靠路考虑到以上受力情况，可以简化，以下的受力图QMiXaLQ为传动力P为总切削力M是力矩曲R引起为了计算方便，认为Q和P车同一个平面x=13+491.5+17.5=522mmC确定切削力和传动力的作用点a前支承到主轴端部的距离，切削力的作用点与前支承之间的距离为SS=a+0.4H H为普通车床的中心高a=100mm从以上受力图以看出主轴端

27、部的弯形由三部分组成: 第一部分 Px引起的变形量第二部分Q力引起的变形量 第三部分M力引起的变形量由三部分增加起来，以得出齿轮A点总的挠度y为yx=3EJ2Pa2 L0.52坐 l2MLa）确定P的大小max4955 10max 955104506536922P=2maxD90D最大切削力估算直径为320mmc 2 536922P=3356N320e确定Q力Q=1.12圆周 Q圆周=2扭mMd分度j主轴计算传速,N 主轴传递的功率扭=955 104 jd 分度=252mm Q 圆周=2 536922 =4261N252Q=1.12 圆周=4687NE主轴材料的弹性模量，一般用钢E=20.61

28、04N/mmJ主轴载面惯性距3 14J= D4 d4112550881 24010000 =43440376464M=( 0.3 0.35 ) Pa=0.33356100=100680yA=13EJPa2 L0.52 aX L2ML=26344600000=268461486600035134984305 6896580000=10.00581要求yA, Ymax ymax =0.0002L=0.0002*685=0.137 yA ymax 符合要求5.2前轴承的转角及寿命的验算521验算前轴承处的转角Q3；J LpL0.5% L235134984368965800 = 0 000072684614866000Q Qmax符合要求要求 Q Q max ， Q max 0001就5.2.2验算前支系寿命由轴承寿命计算式和C=平定前支承是双双向心短圆柱磙子轴承，只承受径向力，因此F前轴承的径向力进行受力分式Rb=FQM厂 jPAXi卜aLRb0M =468752233.56(685 100) 100680P LL685=7270fT温度系数在100CO温度内工作fT =1fF载荷系数如fF =1为寿命系数，磙子轴承103fT60n.6 Ln