普通車床主軸箱設計說明書 畢業(yè)設計 畢業(yè)論文

1、目錄1. 概述- -31.1機床課程設計的目的-31.2車床的規(guī)格系列和用處-31.3設計目的-32機床主要參數(shù)的確定-32.1確定主軸各級轉速-422確定電動機型號-43擬定機床的傳動方案-431結構式的確定-432 傳動結構式、結構網(wǎng)的選擇-4321確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目-4322傳動式的擬定-4323結構式的擬定-43.3繪制轉速圖-5331確定各級轉速并繪制轉速圖-5332確定各變速組傳動副的齒數(shù)-64繪制傳動系統(tǒng)圖- -85傳動零件的初步計算-95.1帶傳動設計-952驗算主軸轉速誤差-1153傳動軸直徑的確定-1254主軸的設計與計算-14541主軸直徑的選擇-1454

2、2主軸內(nèi)徑的選擇-14543前錐孔尺寸-14544主軸前端懸伸量的選擇-14545主軸合理跨距和最佳跨距選-15546主軸剛度的驗算-16547主軸撓度的校核-16548主軸材料與熱處理-1755齒輪模數(shù)的初步計算-176主要零件的設計與驗算-1761齒輪模數(shù)的估算-1762齒輪模數(shù)的驗算-2063 軸承的選擇與校核-22631一般傳動軸上的軸承選擇-22632主軸軸承的類型-22633 軸承間隙調(diào)整-22634軸承的較核-2464摩擦離合器的計算-25641確定摩擦面的對數(shù)-25642軸向壓緊力-26參考文獻- -261.概述1.1機床課程設計的目的機床課程設計，是在金屬切削機床課程之后進行

3、的實踐性教學環(huán)節(jié)。其目的在于通過機床運動機械變速傳動系統(tǒng)的結構設計，使學生在擬定傳動和變速的結構的結構方案過程中，得到設計構思，方案分析，結構工藝性，機械制圖，零件計算，編寫技術文件和查閱技術資料等方面的綜合訓練，樹立正確的設計思想，掌握基本的設計方法，并培養(yǎng)學生具有初步的結構分析，結構設計和計算能力1.2車床的規(guī)格系列和用處普通機床的規(guī)格和類型有系列型譜作為設計時應該遵照的基礎。因此，對這些基本知識和資料作些簡要介紹。本次設計的是普通型車床主軸變速箱。主要用于加工回轉體。車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)（GB1582-79，JB/Z143-79）工件最大回轉直徑D(mm)正轉最高轉速nma

4、x( )電機功率N（kw）公比轉速級數(shù)Z反轉1140016005.51.4112級數(shù)Z反=Z正/2；n反max1.1n正max1.3設計目的通過機床主運動機械變速傳動系統(tǒng)得結構設計，在擬定傳動和變速的結構方案過程中，得到設計構思、方案分析、結構工藝性、機械制圖、零件計算、編寫技術文件和查閱技術資料等方面的綜合訓練，樹立正確的設計思想，掌握基本的設計方法，并具有初步的結構分析、結構設計和計算能力。2.機床主要參數(shù)的確定2.1確定主軸各級轉速查標準數(shù)列表，主軸各級轉速為（）40；56；80；112；160；224；315；450；630；900；1250；1800.2.2確定電動機型號已知電動機功

5、率P=5.5kw。 電機轉速nd: 因為nmax =1800r/min ，根據(jù)N=5.5 KW，由于要使電機轉速nd與主軸最高轉速相近或相宜，以免采用過大的升速或過小的降速傳動。所以初步定電機為：Y132S-4，電機轉速1440r/min。3.擬定機床的傳動方案 3.1結構式的確定擬定傳動方案，包括傳動型式的選擇以及開停、幻想、制動、操縱等整個傳動系統(tǒng)的確定。傳動型式則指傳動和變速的元件、機構以及組成、安排不同特點的傳動型式、變速類型。傳動方案和型式與結構的復雜程度密切相關，和工作性能也有關系。因此，確定傳動方案和型式，要從結構、工藝、性能及經(jīng)濟等多方面統(tǒng)一考慮。傳動方案有多種，傳動型式更是眾

6、多，比如：傳動型式上有集中傳動，分離傳動；擴大變速范圍可用增加傳動組數(shù)，也可用背輪結構、分支傳動等型式；變速箱上既可用多速電機，也可用交換齒輪、滑移齒輪、公用齒輪等。顯然，可能的方案有很多，優(yōu)化的方案也因條件而異。此次設計中，我們采用集中傳動型式的主軸變速箱。3.2 傳動結構式、結構網(wǎng)的選擇結構式、結構網(wǎng)對于分析和選擇簡單的串聯(lián)式的傳動不失為有用的方法，但對于分析復雜的傳動并想由此導出實際的方案，就并非十分有效。 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目級數(shù)為Z的傳動系統(tǒng)由若干個順序的傳動組組成，各傳動組分別有、個傳動副。即傳動副中由于結構的限制以2或3為合適，即變速級數(shù)Z應為2和3的因子： ，可以

7、有三種方案： 12=322；12=232；12=223； 傳動式的擬定 12級轉速傳動系統(tǒng)的傳動組，選擇傳動組安排方式時，考慮到機床主軸變速箱的具體結構、裝置和性能。在軸如果安置換向摩擦離合器時，為減少軸向尺寸，第一傳動組的傳動副數(shù)不能多，以2為宜。主軸對加工精度、表面粗糙度的影響很大，因此主軸上齒輪少些為好。最后一個傳動組的傳動副常選用2。綜上所述，傳動式為12=232。 結構式的擬定對于12=232傳動式，有6種結構式和對應的結構網(wǎng)。分別為：， ， ，由于本次設計的機床I軸裝有摩擦離合器，在結構上要求有一齒輪的齒根圓大于離合器的直徑。初選的方案。3.3 繪制轉速圖3.3.1.確定各級轉速并

8、繪制轉速圖由z = 12確定各級轉速：（）40；56；80；112；160；224；315；450；630；900；1250；1800.繪制的轉速圖如下：3.3.2確定各變速組傳動副的齒數(shù)1變速組a:變速組a由3個傳動副，其傳動比分別為：。后兩個傳動比小于1，取其倒數(shù)，按u=1，1.41，2查表3-9,查出符合三個傳動比的齒數(shù)和分別有：68、70、72、74、76、7868、70、72、73、75、77符合的有72，可取72,于是可得軸齒輪齒數(shù)分別為：36、30。于是，可得軸上的三聯(lián)齒輪齒數(shù)分別為：36、42、。2變速組b:變速組b由2個傳動副，其傳動比分別為：，。后一個傳動比小于1，取其倒數(shù)

9、，按u=1，2.82,查表3-9,查出符合兩個傳動比的齒數(shù)和分別有：80、82、84、86、88、90、92、94.8281、84、86、87、89、90、9281、84、85、86、89、90、91符合的有84，90，可取84,于是可得軸齒輪齒數(shù)分別為：43，29,17。于是，可得軸上的三聯(lián)齒輪齒數(shù)分別為：43、57，69。3變速組c:變速組c由2個傳動副，其傳動比分別為：。后一個傳動比小于1，取其倒數(shù)，按u=1.41，3.16查表3-9,查出符合兩個傳動比的齒數(shù)和分別有：86、87、89、90、92、93、9586、89、90、91、94、95 符合的有86，90、95，可取95,于是可得

10、軸齒輪齒數(shù)分別為：32、19。于是，可得軸上的三聯(lián)齒輪齒數(shù)分別為：63、76。算得各齒輪的參數(shù)如下：(mm)齒數(shù)模數(shù)分度圓直徑齒根高齒頂高齒根圓直徑齒頂圓直徑中心距362.5903.1252.583.759590369083.7595307568.75804210598.751104331293.753125.513212943129125.5132298783.59057171167.5174175147.55469207203.521063189181.5195142.5329688.5102195749.56376228220.52344 繪制傳動系統(tǒng)圖根據(jù)軸數(shù)，齒輪副，電動機等已知條件

11、可繪制出如下系統(tǒng)圖：5.傳動零件的初步計算 5.1帶傳動設計電動機轉速n=1440r/min,傳遞功率P=5.5KW,傳動比i=1440/900=1.6.1 確定計算功率取1.1，則2選取V帶型 根據(jù)小帶輪的轉速和計算功率，選B型帶。3確定帶輪直徑 查表，小帶輪最小基準直徑,取，則大帶輪的直徑為。取標準值4計算帶的速度驗算帶速度 其中 -小帶輪轉速，r/min；-小帶輪直徑，mm；，符合要求。5初定帶傳動的中心距 設中心距為,則 055（）a2（） 于是 200.2a728,初取中心距為400mm。6計算帶的基準長度帶長查表取相近的基準長度，。7計算帶傳動的實際中心距帶傳動實際中心距8驗算小帶

12、輪的包角 一般小帶輪的包角不應小于。 符合要求。9確定V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重不均勻，限制根數(shù)不大于10。取Z=3根10計算帶的張緊力其中： -帶的傳動功率,KW； v-帶速,m/s； m-每米帶的質量，kg/m；取q=0.17kg/m。 v = 7.11m/s。11計算作用在軸上的壓軸力5.2驗算主軸轉速誤差轉速誤差：為主軸的實際轉速。，合格 同理，合格，合格，合格，合格，合格，合格，合格，合格，合格，合格，合格5.3傳動軸直徑的確定1.計算轉速1）各軸計算轉速主軸的計算轉速取，軸的計算轉速:160r/

13、min,軸的計算轉速：450r/min,軸的計算轉速：900r/min。齒輪Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7計算轉速900450900450900450450齒輪Z8Z9Z10Z11Z12Z13 Z14計算轉速1604501601601121601122.確定各傳動軸的最小直徑一般按扭轉剛度初算傳動軸直徑： ，其中為該軸傳遞的功率；為該軸每米長度允許扭轉角1）軸的直徑：，取d=30mm2）軸的直徑.,取d=35mm3）軸的直徑： ,取d=40mm5.4主軸的設計與計算主軸組件結構復雜，技術要求高。安裝工件的主軸參與切削成形運動，此，它的精度和性能性能直接影響加工質量（加工精度與表面粗糙度）。5.4

14、.1主軸直徑的選擇查表可以選取前支承軸頸直徑D1=100 mm后支承軸頸直徑 D2=(0.70.85)D1=6376.5 mm選取 D2=80 mm5.4.2主軸內(nèi)徑的選擇車床主軸由于要通過棒料，安裝自動卡盤的操縱機構及通過卸頂尖的頂桿必須是空心軸。確定孔徑的原則是在滿足對空心主軸孔徑要求和最小壁厚要求以及不削弱主軸剛度的要求盡可能取大些。推薦：普通車床d/D(或d1/D1)=0.550.6其中 D主軸的平均直徑，D=(D1+D2)/2 d1前軸頸處內(nèi)孔直徑d=(0.550.6)D=49.554 mm所以，內(nèi)孔直徑取50mm5.4.3前錐孔尺寸前錐孔用來裝頂尖或其它工具錐柄，要求能自鎖，目前采

15、用莫氏錐孔。選擇如下：莫氏錐度號取5號標準莫氏錐度尺寸大端直徑 D=44.3995.4.4主軸前端懸伸量的選擇確定主軸懸伸量a的原則是在滿足結構要求的前提下，盡可能取小值。主軸懸伸量與前軸頸直徑之比a/D=0.61.5a=(0.61.5)D1=60150 mm所以，懸伸量取100mm5.4.5主軸合理跨距和最佳跨距選擇根據(jù)表3-14 見金屬切削機床設計計算前支承剛度。 前后軸承均用3182100系列軸承，并采用前端定位的方式。查表 =17001001.4=1.07107 N/mm因為后軸承直徑小于前軸承，取KB =6.61105N/mm其中 為參變量綜合變量其中 E彈性模量，取E=2.0105

16、N/mm2 I轉動慣量，I=(D4-d4)/64=3.14(904-504)=1.81106mm4 = =0.3909由圖3-34中，在橫坐標上找出=0.3909的點向上作垂線與的斜線相交，由交點向左作水平線與縱坐標軸相交，得L0/a=2.5。所以最佳跨距L0L0=2.5a=2.5100=250 mm又因為合理跨距的范圍 L合理=(0.751.5)L0=187.5375 mm所以取L=260 mm5.4.6主軸剛度的驗算對于一般機床主軸，主要進行剛度驗算，通常能滿足剛度要求的主軸也能滿足強度要求。對于一般受彎矩作用的主軸，需要進行彎矩剛度驗算。主要驗算主軸軸端的位移y和前軸承處的轉角A。切削力

17、 Fz=3026N撓度 yA= = =0.01 y=0.0002L=0.0002260=0.052 yAy傾角 A= =0.00011前端裝有圓柱滾子軸承，查表A=0.001radAA 符合剛度要求。5.4.7主軸撓度的校核通過受力分析，在主軸的兩對嚙合齒輪副中，靠近中間的一對齒輪對主軸中點處的撓度影響最大，所以，選擇嚙合的齒輪來進行校核：撓度計算公式為：，其中1） 主軸傳遞的轉矩2） 主軸兩支承間的跨距l(xiāng)=530mm, a=298mm , b=232mm3） 主軸的彈性模量：主軸選用的是45鋼，彈性模量為4） 主軸的慣性矩：5）許用撓度 y=0.0002l=0.0002*530=0.106m

18、m符合要求5.4.8主軸材料與熱處理材料為45鋼，調(diào)質到220250HBS，主軸端部錐孔、定心軸頸或定心圓錐面等部位局部淬硬至HRC5055，軸徑應淬硬。5.5齒輪模數(shù)的初步計算按下列公式初定模數(shù)：式中：N為齒輪傳遞的功率，Z式齒輪齒數(shù)，n該齒輪的計算轉速取齒數(shù)最少的齒輪計算。Z=19則，初選齒輪模數(shù)m=46.主要零件的設計與驗算6.1齒輪模數(shù)的估算根據(jù)齒輪彎曲疲勞的估算：mm齒面點蝕的估算：mm其中為大齒輪的計算轉速，A為齒輪中心距。由中心距A及齒數(shù)、求出模數(shù)：mm根據(jù)估算所得和中較大的值，選取相近的標準模數(shù)。1）齒數(shù)為36與36的齒輪N=5.5KW mm=mmmm取模數(shù)為2.52）齒數(shù)為2

19、4與48的齒輪mm=mmmm取模數(shù)為2.53）齒數(shù)為30與42的齒輪 N=5.5KWmm =mmmm取模數(shù)為2.54）齒數(shù)為42與42的齒輪N=5.5KW mm=mm mm取模數(shù)為35）齒數(shù)為22與62的齒輪 N=5.5KWmm=mmmm取模數(shù)為36）齒數(shù)為63與32的齒輪N=5.5KWmm =mmmm取模數(shù)為37）齒數(shù)為76與19的齒輪 N=5.5KWmm =mmmm取模數(shù)為36.2齒輪模數(shù)的驗算結構確定以后，齒輪的工作條件、空間安排、材料和精度等級等都已確定，才可能核驗齒輪的接觸疲勞和彎曲疲勞強度值是否滿足要求。根據(jù)齒輪的接觸疲勞計算齒輪模數(shù)公式為：mm根據(jù)齒輪的彎曲疲勞強度計算齒輪模數(shù)公

20、式為：mm式中：N-計算齒輪傳遞的額定功率-計算齒輪（小齒輪）的計算轉速r/min-齒寬系數(shù)，常取610；-計算齒輪的齒數(shù)，一般取傳動中最小齒輪的齒數(shù)；-大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比，；“+”用于外嚙合，“-”號用于內(nèi)嚙合；-壽命系數(shù)，；3.5-工作期限系數(shù)，；3.6齒輪等傳動件在接觸和彎曲交變載荷下的疲勞曲線指數(shù)m和基準循環(huán)次數(shù)Con-齒輪的最低轉速r/min;T-預定的齒輪工作期限，中型機床推薦：T=1500020000h;-轉速變化系數(shù)-功率利用系數(shù)-材料強化系數(shù)。幅值低的交變我荷可使金屬材料的晶粒邊界強化，起著阻止疲勞細縫擴展的作用；（壽命系數(shù)）的極限當；-工作情況系數(shù)。中等沖擊的主運動：=

21、1.21.6；-動載荷系數(shù)-齒向載荷分布系數(shù)Y-齒形系數(shù)；、-許用彎曲、接觸應力MPa1)齒數(shù)為36與36的齒輪KWmm節(jié)圓速度m/s由表8可得：取精度等級為7級 。 =1.2由表9得：=1=0.71由表可知 所以 取Ks=0.6由表11 許用應力知，可取齒輪材料為45 整淬=1100MPa =320MPa由表10可知 可查得 Y=0.45所以 模數(shù)取2.5適合要求。同樣可以校核其它齒輪的模數(shù)也符合要求。6.3 軸承的選擇與校核機床傳動軸常用的滾動軸承有球軸承和滾錐軸承。在溫升?？蛰d功率和噪音等方面，球軸承都比滾錐軸承優(yōu)越。而且滾錐軸承對軸的剛度、支承孔的加工精度要求都比較高，異常球軸承用得更

22、多。但滾錐軸承的內(nèi)外圈可以公開。裝配方便，間隙容易調(diào)整。所以有時在沒有軸向力時，也常采用這種軸承。選擇軸承的型式和尺寸，首先取決于承載能力，但也要考慮其它結構條件。即要滿足承載能力要求，又要符合孔的加工工藝，可以用輕、中、或重系列的軸承來達到支承孔直徑的安排要求。花鍵軸兩端裝軸承的軸頸尺寸至少有一個應小于花鍵的內(nèi)徑，一般傳動軸承選用G級精度。6.3.1一般傳動軸上的軸承選擇在傳動軸上選擇30200系列的深溝球軸承，其具體的型號和尺寸如下表3.3所示表3.3 傳動軸 軸承型號302053020630207 軸承尺寸 2552306235726.3.2主軸軸承的類型主軸的前軸承選取3182100系列雙列向心短圓柱滾子軸承。這種軸承承載能力大，內(nèi)孔有1：12錐度，磨擦系數(shù)小，溫升低，但不能承受軸向力，必須和能承受軸向力的軸承配合使用，因此整個部件支承結構比較復雜。圖3.16.3.3 軸承間隙調(diào)整為了提高主軸回轉精度和剛度，主軸軸承的間隙應能調(diào)整。把軸承調(diào)到合適的負間隙，形成一定的預負載，回轉精度和剛度都能提高，壽命、噪聲和抗振性也有改善。預負載使軸承內(nèi)產(chǎn)生接觸變形，過大的預負載對提高剛度沒有明顯效果，而磨損發(fā)