普通車床的主軸箱部件設(shè)計最大加工直徑250mm最高1440最低90公比1.41

1、目錄一設(shè)計目的2二、設(shè)計步驟21.運動設(shè)計21.1已知條件21.2結(jié)構(gòu)分析式21.3 繪制轉(zhuǎn)速圖21.4 繪制傳動系統(tǒng)圖22.動力設(shè)計22.1 確定各軸轉(zhuǎn)速22.2 帶傳動設(shè)計22.3 各傳動組齒輪模數(shù)的確定和校核23. 齒輪強(qiáng)度校核23.1校核a傳動組齒輪23.2 校核b傳動組齒輪23.3校核c傳動組齒輪24. 主軸撓度的校核24.1 確定各軸最小直徑24.2軸的校核25. 主軸最佳跨距的確定25.1 選擇軸頸直徑,軸承型號和最佳跨距25.2 求軸承剛度26. 各傳動軸支承處軸承的選擇27. 主軸剛度的校核27.1 主軸圖:27.2 計算跨距2三、總結(jié)2四、參考文獻(xiàn)2一設(shè)計目的通過機(jī)床主運動

2、機(jī)械變速傳動系統(tǒng)得結(jié)構(gòu)設(shè)計，在擬定傳動和變速的結(jié)構(gòu)方案過程中，得到設(shè)計構(gòu)思、方案分析、結(jié)構(gòu)工藝性、機(jī)械制圖、零件計算、編寫技術(shù)文件和查閱技術(shù)資料等方面的綜合訓(xùn)練，樹立正確的設(shè)計思想，掌握基本的設(shè)計方法，并具有初步的結(jié)構(gòu)分析、結(jié)構(gòu)設(shè)計和計算能力。二、設(shè)計步驟1.運動設(shè)計1.1已知條件1確定轉(zhuǎn)速范圍：主軸最小轉(zhuǎn)速nnim（r/min）=90r/min、nmax（r/min）=2000r/min 主電動機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min)=1440、P（kw）=4kw2最大加工直徑=250mm3確定公比：4轉(zhuǎn)速級數(shù)：1.2結(jié)構(gòu)分析式因為我們的級數(shù)是10級 ， 為了實現(xiàn)10級，本次設(shè)計中，我打算按12級的主軸箱來計算

3、，讓里面其中兩組數(shù)據(jù)一樣，最終達(dá)到10級 3 從電動機(jī)到主軸主要為降速傳動，若使傳動副較多的傳動組放在較接近電動機(jī)處可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，節(jié)省材料，也就是滿足傳動副前多后少的原則，因此取方案。在降速傳動中，防止齒輪直徑過大而使徑向尺寸常限制最小傳動比 ；在升速時為防止產(chǎn)生過大的噪音和震動常限制最大轉(zhuǎn)速比。在主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍。在設(shè)計時必須保證中間傳動軸的變速范圍最小， 根據(jù)中間傳動軸變速范圍小的原則選擇結(jié)構(gòu)網(wǎng)。從而確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)如下：檢查傳動組的變速范圍時，只檢查最后一個擴(kuò)大組： 其中， 所以 ，合適。1.3 繪制轉(zhuǎn)速圖選擇電動機(jī)一般車床若無特殊要求，多采用Y系列封閉式

4、三相異步電動機(jī)，根據(jù)原則條件選擇Y-132M-4型Y系列籠式三相異步電動機(jī)。分配總降速傳動比 總降速傳動比 又電動機(jī)轉(zhuǎn)速符合轉(zhuǎn)速數(shù)列標(biāo)準(zhǔn)，因而不增加一定比傳動副。3確定傳動軸軸數(shù) 傳動軸軸數(shù) = 變速組數(shù) + 定比傳動副數(shù) + 1 = 3 + 0 + 1 = 4。確定各級轉(zhuǎn)速并繪制轉(zhuǎn)速圖 由 z = 10確定各級轉(zhuǎn)速：2000,1400,1000,710,500,355,250,180,125,90r/min。在五根軸中，除去電動機(jī)軸，其余四軸按傳動順序依次設(shè)為、。與、與、與軸之間的傳動組分別設(shè)為a、b、c?，F(xiàn)由（主軸）開始，確定、軸的轉(zhuǎn)速： 先來確定軸的轉(zhuǎn)速傳動組c 的變速范圍為，結(jié)合結(jié)構(gòu)式

5、，軸的轉(zhuǎn)速只有一和可能：180、250、355、500、710，1000r/min。 確定軸的轉(zhuǎn)速傳動組b的級比指數(shù)為2，希望中間軸轉(zhuǎn)速較小，因而為了避免升速，又不致傳動比太小，可取 ，軸的轉(zhuǎn)速確定為：355、500、710r/min。確定軸的轉(zhuǎn)速對于軸，其級比指數(shù)為1,可取 ，確定軸轉(zhuǎn)速為710r/min。由此也可確定加在電動機(jī)與主軸之間的定傳動比。 5確定各變速組傳動副齒數(shù) 傳動組a:查表8-1, ，時：57、60、63、66、69、72、75、78時：58、60、63、65、67、68、70、72、73、77時：58、60、62、64、66、68、70、72、74、76可取72,于是可得

6、軸齒輪齒數(shù)分別為：24、30、36。于是，可得軸上的三聯(lián)齒輪齒數(shù)分別為：48、42、36。 動組b:同理可得軸上兩聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別為：24、42。，得軸上兩齒輪的齒數(shù)分別為：48、30。 動組c:同理可得軸兩聯(lián)動齒輪的齒數(shù)分別為40，80；得軸兩齒輪齒數(shù)分別80，40。1.4 繪制傳動系統(tǒng)圖根據(jù)軸數(shù)，齒輪副，電動機(jī)等已知條件可有如下系統(tǒng)圖：2.動力設(shè)計2.1 確定各軸轉(zhuǎn)速 確定主軸計算轉(zhuǎn)速：主軸的計算轉(zhuǎn)速為各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速： 軸可從主軸按80/40的傳動副找上去，軸的計算轉(zhuǎn)速180r/min；軸的計算轉(zhuǎn)速為355r/min；軸的計算轉(zhuǎn)速為710r/min。3各齒輪的計算轉(zhuǎn)速 傳動組c中，40

7、/80只需計算z = 40的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為710r/min ；傳動組b計算z = 42的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為355r/min；傳動組a應(yīng)計算z = 24的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為710r/min。4核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 所以合適。2.2 帶傳動設(shè)計電動機(jī)轉(zhuǎn)速n=1450r/min,傳遞功率P=4KW,傳動比i=2.03，兩班制，一天運轉(zhuǎn)16.1小時，工作年數(shù)10年。確定計算功率 取1.1，則選取V帶型 根據(jù)小帶輪的轉(zhuǎn)速和計算功率，選b型帶。確定帶輪直徑和驗算帶速 查表小帶輪基準(zhǔn)直徑, 驗算帶速成 其中 -小帶輪轉(zhuǎn)速，r/min； -小帶輪直徑，mm； ，合適。4確定帶傳動的中心距和帶的基準(zhǔn)長度 設(shè)中心距為,

8、則 055（）a2（） 于是 208.45a758,初取中心距為400mm。 帶長 查表取相近的基準(zhǔn)長度，。 帶傳動實際中心距5驗算小帶輪的包角 一般小帶輪的包角不應(yīng)小于。 。合適。6確定帶的根數(shù) 其中： -時傳遞功率的增量； -按小輪包角，查得的包角系數(shù)； -長度系數(shù)； 為避免V型帶工作時各根帶受力嚴(yán)重不均勻，限制根數(shù)不大于10。 7計算帶的張緊力 其中： -帶的傳動功率,KW； v-帶速,m/s； q-每米帶的質(zhì)量，kg/m；取q=0.17kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。 8計算作用在軸上的壓軸力 2.3 各傳動組齒輪模數(shù)的確定和校核模數(shù)的確定：a傳動組：分別計

9、算各齒輪模數(shù)先計算24齒齒輪的模數(shù)：其中: -公比 ； = 2； -電動機(jī)功率； = 4KW； -齒寬系數(shù)； -齒輪傳動許允應(yīng)力; -計算齒輪計算轉(zhuǎn)速。 ， 取= 600MPa,安全系數(shù)S = 1。 由應(yīng)力循環(huán)次數(shù)選取 ，取S=1，。 取m = 2.5mm。 按齒數(shù)30的計算，可取m = 2.5mm； 按齒數(shù)36的計算，, 可取m = 2.5mm。 于是傳動組a的齒輪模數(shù)取m = 2.5mm，b = 32mm。 軸上齒輪的直徑： 。 軸上三聯(lián)齒輪的直徑分別為： b傳動組： 確定軸上另兩聯(lián)齒輪的模數(shù)。 按22齒數(shù)的齒輪計算： 可得m = 4mm； 。 按42齒數(shù)的齒輪計算： 可得m = 4mm；

10、 于是軸兩聯(lián)齒輪的模數(shù)統(tǒng)一取為m = 4mm。于是軸兩聯(lián)齒輪的直徑分別為： 軸上與軸兩聯(lián)齒輪嚙合的兩齒輪直徑分別為： c傳動組： 取m = 2.5mm。軸上兩聯(lián)動齒輪的直徑分別為： 軸四上兩齒輪的直徑分別為： 3. 齒輪強(qiáng)度校核：計算公式3.1校核a傳動組齒輪校核齒數(shù)為24的即可，確定各項參數(shù) P=4.4KW,n=710r/min,確定動載系數(shù)：齒輪精度為7級，由機(jī)械設(shè)計查得使用系數(shù)確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)非對稱 ,查機(jī)械設(shè)計得確定齒間載荷分配系數(shù): 由機(jī)械設(shè)計查得確定動載系數(shù): 查表 10-5 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。 圖10-18查得 ,S = 1.

11、3 ， 故合適。3.2 校核b傳動組齒輪校核齒數(shù)為22的即可，確定各項參數(shù) P=8.25KW,n=355r/min,確定動載系數(shù)：齒輪精度為7級，由機(jī)械設(shè)計查得使用系數(shù)確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)非對稱 ,查機(jī)械設(shè)計得確定齒間載荷分配系數(shù): 由機(jī)械設(shè)計查得確定動載系數(shù): 查表 10-5 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。 圖10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合適。3.3校核c傳動組齒輪校核齒數(shù)為18的即可，確定各項參數(shù) P=8.25KW,n=355r/min,確定動載系數(shù)：齒輪精度為7級，由機(jī)械設(shè)計查得使用系數(shù)確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)非對稱,查機(jī)械設(shè)計得

12、確定齒間載荷分配系數(shù): 由機(jī)械設(shè)計查得確定動載系數(shù): 查表 10-5 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。 圖10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合適。4. 主軸撓度的校核4.1 確定各軸最小直徑1軸的直徑：2軸的直徑：3軸的直徑：4主軸的直徑：4.2軸的校核軸的校核：通過受力分析，在一軸的三對嚙合齒輪副中，中間的兩對齒輪對軸中點處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來進(jìn)行校核 。軸、軸的校核同上。5. 主軸最佳跨距的確定250mm車床，P=4KW.5.1 選擇軸頸直徑,軸承型號和最佳跨距前軸頸應(yīng)為75-100mm,初選=100mm,后軸頸取,前軸承為NN3020K,

13、后軸承為NN3016K,根據(jù)結(jié)構(gòu),定懸伸長度5.2 求軸承剛度考慮機(jī)械效率主軸最大輸出轉(zhuǎn)距床身上最大加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的60%,取50%即200,故半徑為0.1.切削力 背向力 故總的作用力 次力作用于頂在頂尖間的工件上主軸尾架各承受一半,故主軸軸端受力為 先假設(shè) 前后支撐分別為根據(jù) 。6. 各傳動軸支承處軸承的選擇 主軸 前支承：NN3020K;中支承：N219E;后支承：NN3016K 軸 前支承：30207;后支承：30207 軸 前支承：30207;中支承：NN3009;后支承：30207 軸 前支承：30208;后支承：302087. 主軸剛度的校核7.1 主軸圖:7.2 計算

14、跨距前支承為雙列圓柱滾子軸承，后支承為雙列圓柱滾子軸承當(dāng)量外徑主軸剛度：由于故根據(jù)式（10-8）對于機(jī)床的剛度要求，取阻尼比當(dāng)v=50m/min,s=0.1mm/r時,取 計算 可以看出，該機(jī)床主軸是合格的.三、總結(jié)金屬切削機(jī)床的課程設(shè)計任務(wù)完成了，雖然設(shè)計的過程比較繁瑣，而且剛開始還有些不知所措，但是在同學(xué)們的共同努力下，再加上老師的悉心指導(dǎo)，我終于順利地完成了這次設(shè)計任務(wù)。本次設(shè)計鞏固和深化了課堂理論教學(xué)的內(nèi)容，鍛煉和培養(yǎng)了我綜合運用所學(xué)過的知識和理論的能力，是我獨立分析、解決問題的能力得到了強(qiáng)化.四、參考文獻(xiàn)1工程學(xué)院機(jī)械制造教研室 主編.金屬切削機(jī)床指導(dǎo)書.2濮良貴 紀(jì)名剛主編.機(jī)械設(shè)計(第七版).北京