普通車床的主軸箱部件設計課程設計

1、課程設計普通車床的主軸箱部件設計學生姓名：專業(yè)班級：機械設計2012級1班指導教師：學 院：2015年12月東北林業(yè)大學課程設計目錄1 總體設計1.1 確定機床運動參數(shù)11.1.1 原始參數(shù)11.1.2 確定主電機11.1.3 主傳動系統(tǒng)方案的擬定11.1.4 確定齒輪的齒數(shù)31.1.5 確定系統(tǒng)的傳動系統(tǒng)圖32運動設計52.1確定各軸轉速52.1.1 確定主軸計算轉速52.1.2 各傳動軸計算轉速52.1.3 各齒輪計算轉速52.1.4 核算主軸誤差52.2 帶傳動設計52.2.1 確定計算功率52.1.2 選取V帶型52.1.3 確定帶輪直徑和驗算帶速52.1.4 確定傳動中心距和帶的基準

2、長度62.1.5 驗算小帶輪的包角62.1.6 確定帶的根數(shù)62.1.7 計算帶的張緊力62.1.8 計算作用在軸上的壓軸力72.3 各傳動齒輪模數(shù)的確定和校核72.3.1 模數(shù)的確定72.3.2 齒輪的校核82.4 確定各軸的最小直徑102.5 軸承的選擇112.5.1 初選軸承的型號112.5.2 軸承壽命校核112.6 軸的校核122.7 操縱機構的設計142.7.1 操縱機構類型的選擇142.7.2 操縱機構的參數(shù)計算142.8 鍵的選擇142.8.1 鍵的類型選擇142.8.2 鍵的校核163主軸組件設計173.1 主軸內(nèi)孔直徑的確定173.2 主軸外徑的確定173.3 主軸前段懸伸

3、量173.4 主軸組件最佳跨距選擇17 4箱體結構設計195變速箱的潤滑20結論21東北林業(yè)大學課程設計1 總體設計1.1 確定機床運動參數(shù)1.1.1 原始參數(shù)本課程設計主要是針對有極變速裝置進行的。因此，在設計前期通過查閱機床設計圖冊的方式，對各類車床、銑床等主軸變速機構及進給機構的結構和變速方式進行了充分的了解，明確了設計的內(nèi)容.對車床的主軸箱進行設計主電機的功率：3kw最大轉速：2000r/min最低轉速：400r/min 公比：= 1.26工件材料：鋼鐵材料道具材料：硬質(zhì)合金1.1.2 確定主電機電機功率：3kw 電機型號：Y100L2-4電機轉速：1420r/min1.1.3 主傳動

4、系統(tǒng)方案的擬定擬定傳動方案，包括傳動形式選擇以及開停、制動、換向、操縱等整個傳動系統(tǒng)的確定。傳動形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形式，變速類型。傳動方案和形式與結構的復雜程度密切相關，和工作性能也有關系。因此，確定傳動方案和形式，要從結構、工藝、性能及經(jīng)濟性等多方面統(tǒng)一考慮。確定結構式：方案a:方案b：主變速傳動系從電動機道主軸，通常為降速傳動，接近電動機的轉速較高，傳動的轉矩較小，尺寸小一些，反之靠近主軸的傳動件轉速較低，傳動的轉矩較大，尺寸就較大。因此在擬定主變速傳動系時，應盡可能將傳動副較多的變速組安排在前面，傳動副數(shù)少的變速組放在后面，使主變速傳動系中更多的傳

5、動件在高速范圍內(nèi)工作，尺寸小一些，以節(jié)省變速箱的造價，減少變速箱的外形尺寸;也就是滿足傳動副前多后少的原則，確定傳動方案。通過驗算最后擴大組的變速范圍： 所以方案a為優(yōu)設計結構網(wǎng)：傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍：在降速運動時，為防止齒輪的直徑過大而使其徑向尺寸過大，常限制最小傳動比，升速傳動時，為防止產(chǎn)生過大的振動和噪音，常限制最大傳動比，斜齒輪比較平穩(wěn)，可取，故變速組的最大變速范圍為。檢查變速組的變速范圍是否超過極限值時，只需檢查最后一個擴大組。因為其他變速組的變速范圍都比最后擴大組的小，只要最后擴大組的變速范圍不超過極限值，其他變速組就不會超過極限值。依據(jù)中間軸變速范圍小的原則設

6、計設計結構網(wǎng)如下所示： 由 查表選取標準轉速，其標準轉速是：400，500，630，800，1250，1600 ，2000由此可以確定系統(tǒng)的轉速圖 1.1.4 確定齒輪的齒數(shù)確定齒輪齒數(shù)的原則和要求：齒輪的齒數(shù)和不應過大；齒輪的齒數(shù)和過大會加大兩軸之間的中心距，使機床結構龐大，一般推薦。最小齒輪的齒數(shù)要盡可能少;但同時要考慮：最小齒輪不產(chǎn)生根切，機床變速箱中標準直圓柱齒輪，一般最小齒數(shù)；受限制的最小齒輪齒數(shù)應大于1820；齒輪齒數(shù)應符合轉速圖上傳動比的要求：實際傳動比（齒數(shù)之比）與理論傳動比（轉速圖上要求的傳動比）之間有誤差，但不能過大，確定齒數(shù)所造成的轉數(shù)所造成的轉速誤差，一般不應超過由系統(tǒng)

7、結構圖和轉速圖可知，系統(tǒng)采用雙聯(lián)滑移齒輪 Sz=60，62，64，66，68，70，72，74. Sz=.50,52,54,66,68,70,72,74 Sz=.44,52,54,60,62,70,72,78 由以上幾行可以挑出，72是共同適用的。選取，則從表中可以查出小齒輪齒數(shù)分別是36，32，28，即，。1.1.5 確定系統(tǒng)的傳動系統(tǒng)圖由以上可以確定系統(tǒng)的傳動系統(tǒng)圖，為2 運動設計2.1 確定各軸轉速2.1.1 確定主軸計算轉速2.1.2 各傳動軸計算轉速軸的可從主軸630r/min按的傳動副找上去軸的計算轉速630r/min軸的計算轉速1000r/min軸的計算轉速1250r/min2.

8、1.3 各齒輪的計算轉速傳動組c中28/44 只計算的齒輪，計算轉速； 44/25只計算的齒輪，計算轉速；傳動組b中主動齒輪z28/44，計算轉速為；傳動組a中主動齒輪z32/40，計算轉速為。2.1.4 核算主軸誤差所以合適。2.2 帶傳動設計V帶傳動中，軸間距A可以加大。由于是摩擦傳遞，帶與輪槽之間會有打滑，宜可緩和沖擊和隔離振動，使傳動平穩(wěn)。帶輪結構簡單，但尺寸較大，機床中常用作電機輸出軸的定比傳動。電動機轉速,傳遞功率,傳動比,三班班制一天運轉18小時，工作年數(shù)10年。2.2.1 確定計算功率由機械設計表8-7工作系數(shù)查得由機械設計（8-21）得2.2.2 選取v帶型根據(jù)小帶輪的轉速和

9、計算功率，選A帶型2.2.3 確定帶輪直徑和驗算帶速帶輪的直徑越小，帶的彎曲應力越大。為提高帶的使用壽命，小帶輪的直徑不應過小，即。查<<機械設計>>表8-8、圖8-11和由表8-6取小帶輪基準直徑則直徑系列值實際傳動比傳動比相對誤差：故允許驗算帶速 故帶速合適2.2.4 確定傳動中心距和帶的基準長度帶輪的中心距，通常根據(jù)機床的總體布局初步選定。一般可在下列范圍內(nèi)選取，根據(jù)機械設計經(jīng)驗公式（8-20）：設中心距為，則 于是 初取中心距帶長由機械設計表（8-2）查取相近的基準長度，按機械設計公式（8-23）計算實際中心距2.2.5 驗算小帶輪的包角由機械設計公式（8-25

10、）得故合適2.2.6 確定帶的根數(shù)由機械設計公式（8-26）得即取帶數(shù)z=32.2.7 計算帶的張緊力查機械設計表（8-3），由機械設計式（8-27）得2.2.8 計算作用在軸上的壓軸力根據(jù)機械設計式（8-28）得2.3 各傳動齒輪模數(shù)的確定和校核,2.3.1 模數(shù)的確定齒輪模數(shù)的選擇應參考同類型機床的設計經(jīng)驗。如齒輪模數(shù)選擇的過小，齒輪經(jīng)不起沖擊，易磨損；如果選擇的過大，齒數(shù)和將較小，使變速組內(nèi)的最小齒數(shù)小于17，產(chǎn)生根切現(xiàn)象，并且最小齒輪還有可能無法套裝到軸上。齒輪可套裝在軸上的條件為齒輪的齒槽到孔壁或鍵槽底部的壁厚應大于或等于2m(m為齒輪模數(shù))，以保證齒輪具有足夠的強度。對于已選好模數(shù)

11、的齒輪，還要進行彎曲疲勞強度和接觸疲勞強度的計算。在模數(shù)相同的傳動組中，只需驗算齒數(shù)最少的齒輪。根據(jù)計算出的mw 和 mj 中的大值取相似的標準模數(shù)。也可先判斷出mw 和 mj 中的大值再進行計算。齒輪材料可選用優(yōu)質(zhì)中碳鋼，齒面高頻淬火處理，提高齒輪的耐磨性和壽命a傳動組：32齒齒輪的模數(shù)齒面接觸疲勞強度計算輪齒彎曲疲勞強度計算 為齒寬系數(shù)取值為（5.10）取值為8查表得 計算得傳動組a的齒輪模數(shù)為3b傳動組齒面接觸疲勞強度計算輪齒彎曲疲勞強度計算 為齒寬系數(shù)取值為（5.10）取值為8查表得 計算得傳動組b的齒輪模數(shù)為3C傳動組齒面接觸疲勞強度計算輪齒彎曲疲勞強度計算 為齒寬系數(shù)取值為（5.1

12、0）取值為8查表得 計算得傳動組c的齒輪模數(shù)為3傳動組a的分度圓直徑 36齒d=mz=84mm 32齒d=mz=96mm 40齒d=mz=120mm傳動組b的分度圓直徑 28齒d=mz=84mm 44齒d=mz=132mm 36齒d=mz=108mm傳動組c的分度圓直徑 28齒d=mz=84mm 44齒d=mz=132mm 齒寬2.3.2 齒輪的校核a傳動組：32齒齒輪校核：由圖查的由圖查的因，所以確定動載系數(shù)齒輪精度為7級 查表得 工況系數(shù)齒輪不對稱分布 查圖4.21-3得查表4-10,取由圖4.22得查圖4.23得由由故32齒齒輪彎曲疲勞強度滿足要求b傳動組：28齒齒輪校核：由圖查的由圖查

13、的因，所以確定動載系數(shù)齒輪精度為7級 查表得 工況系數(shù)齒輪不對稱分布 由故28齒齒輪彎曲疲勞強度滿足要求c傳動組：28齒齒輪校核：由圖查的由圖查的因，所以確定動載系數(shù)齒輪精度為7級 查表得 工況系數(shù)齒輪不對稱分布 由故28齒齒輪彎曲疲勞強度滿足要求 同理可進行a傳動組中其他齒輪和b傳動組、c傳動組齒輪的彎曲疲勞強度校核。經(jīng)計算都滿足要求。2.4 確定各軸的最小直徑當軸上由鍵槽時，d值應相應增大45%；當軸為花鍵軸時，可將估算值減小7%為花鍵軸的小徑；空心軸時，需乘以計算系數(shù)b，b值見機械設計手冊表7-12。（1） 軸的直徑：， 軸自身材料選用45號鋼，（2） 軸的直徑：，（3）軸的直徑：， (

14、4)軸的直徑:, 2.5 軸承的選擇2.5.1 初選軸承型號I軸的軸承型號為7005C角接觸球軸承II軸的軸承型號為7005C角接觸球軸承III軸的軸承型號為7005C角接觸球軸承IV軸的軸承型號為3021圓錐滾子軸承軸承IV軸的軸承型號為NN3000K雙列圓柱滾子軸承2.5.2 軸承壽命校核以I軸的軸承為例7005C角接觸球軸承由手冊查得： 用線性插值法得 查表得 ,考慮軸承工作中有中等沖擊，查得 按壽命的校核：校核軸軸承7005C（角接觸球軸承）基本額定壽命： 用表示軸承的轉速(r/min),則以小時數(shù)表示的軸承基本額定壽命為： 經(jīng)過溫度系數(shù)修正后，基本額定壽命計算公式為： 由于工作溫度,

15、取 因為 故選用軸承7005C能滿足工作要求。2.6 軸的校核 III軸受力情況復雜，故對此軸進行校核I軸對II軸的作用力，取齒數(shù)為28：44的傳動副傳動力大齒輪傳遞的扭矩圓周力徑向力IV軸對III軸的作用力，取齒數(shù)為28:44的傳動副傳動力小齒輪傳遞的扭矩圓周力徑向力水平受力圖： 水平彎矩圖垂直受力圖： 垂直彎矩圖：合成彎矩圖：齒輪單向旋轉當量彎矩最大危險截面處唯一：45號鋼，符合要求。2.7 操縱機構的設計2.7.1 操縱機構類型的選擇機床的操縱機構用于控制機床各執(zhí)行件的啟起動、停止、制動、變速、換向等。其中，用來控制機床速度變換的機構成為變速操縱機構。例如，控制齒輪變速組中不同齒輪的接合

16、、脫開，以實現(xiàn)機床運動速度的變換。變速操縱機構可采用手動式機械操縱機構或自動式液壓操縱機構。機械操縱機構以采用分散操縱機構或中等復雜的集中操縱機構為宜。變速操縱機構中應有定位機構，要注意防止操縱機構發(fā)生干涉;操作要方便、省力、安全、可靠。手動操縱機構是由人直接操縱控制手柄、手輪等，靠機械傳動來實現(xiàn)操縱要求。手動操縱機構按照控制的執(zhí)行件數(shù)量不同，可以分為單獨操縱機構和集中操縱機構。單獨操縱機構又稱為分散式操縱機構，是一個操縱件只控制一個執(zhí)行件的操縱機構。其特點是結構簡單、動作可靠、制造維修方便，可靈活安排手柄位置。本設計中采用三組擺動式單獨操縱機構。2.7.2 操縱機構的計算,故合適2.8 鍵的

17、選擇2.8.1 鍵的類型選擇鍵的規(guī)格I軸圓頭平鍵 8×7×18II軸圓頭平鍵 6×6×22帶輪圓頭平鍵 8×7×20IV軸圓頭平鍵 9×7×202.8.2 鍵的校核 以I軸為例校核鍵的強度鍵，軸，輪轂的材料都是鋼材取許用擠壓應力鍵的工作長度圓頭平鍵鍵與輪轂的接觸高度所以該平鍵合適。其他軸的平鍵同理進行校核。3 主軸組件設計3.1 主軸內(nèi)孔直徑的確定主軸孔徑過小，使從中通過的棒料或拉桿直徑受到限制，而且深孔加工也較為困難。主軸孔徑可減小主軸重量，提高固有頻率。為了擴大機床的使用范圍，主軸孔徑也應適當增大。但是，當主軸

18、外徑一定時，增大孔徑受到結構和剛度要求的限制：孔徑增大會減小主軸的壁厚，如果軸壁過薄，就要影響主軸正常工作。對于中型機床主軸后軸頸的直徑與孔徑之差不要小于2025mm，主軸尾端最薄處的直徑差不要小于1015mm。同時，孔徑的增大會削弱主軸的剛度，主軸端部的剛度與截面慣性矩成正比。主軸孔徑d確定后，可根據(jù)主軸的使用及加工要求選擇錐孔的錐度。錐孔僅用于定心是，錐度應取大些；若錐孔除用于定心外，還要求自鎖，借以傳遞轉矩時，錐度應小些。主軸的孔徑選為3.2 主軸外徑的確定主軸外徑的大小對主軸部件的性能有較大影響。增大主軸外徑D ，可使主軸組件的剛度和抗振性得到較大的提高。對于空心主軸，增大外徑還能擴大

19、機床的使用范圍。因此，現(xiàn)代機床的主軸外徑有增大的趨勢。但是，增大主軸的外徑尺寸，主軸上安裝的元件尺寸也會相應增大，造成結構空間的增大，要達到相同的公差，制造就更加困難，采用的軸承成本也較高，受到軸承允許的速度參數(shù)限制。對于電機功率為3kW的車床，主軸前軸徑可取75mm。后軸頸D2?。?.70.85）D1，取D2=60mm。3.3 主軸前端伸長量a：主軸懸伸量是指主軸前端至前支撐點的距離，它的大小對主軸組件的剛度和抗振性有顯著影響。懸伸量小，軸端位移就小，剛度得到提高。在主軸尺寸參數(shù)中，主軸懸伸量對主軸組件靜動態(tài)特性的影響最大。主軸懸伸量的大小往往受到結構限制，主要取決于主軸前端部的結構型式及尺

20、寸、刀具或夾具的安裝方式、前軸承的類型及配置、潤滑與密封裝置的結構尺寸等。主軸設計時，在滿足結構要求的前提下，應最大限度地縮短主軸的懸伸量a.在參考同類型機床的機構設計后，選取主軸懸伸量約為50mm。3.4 主軸組件最佳跨距選擇支承跨距L 是指主軸相鄰兩支承的支反力作用點之間的距離。合理確定主軸支承跨距L 是獲得主軸部件的最大靜剛度的重要條件之一主軸采用二支承結構。前支承對主軸組件的剛度和抗振性影響要比后支距的影響大得多，因此可按主軸的最佳支距L0來選取，前、后支距可根據(jù)結構情況適當確定。軸前支承采取圓錐孔雙列圓柱滾子軸承（NN3000K型）后支承采取圓錐滾子軸承（30211型）初步設計時，主

21、軸的當量直徑D 可取為前后軸徑外徑的平均值，即：慣性矩軸承的剛度通過查取現(xiàn)代機床使用設計手冊圖4-1-17獲得：前軸承剛度KA=1600N/m ，中軸承剛度KA=1350N/m由平方根疊加法，取帶入式中得， 結合主軸的結構，最終選取主軸前后支距為300mm4 箱體結構設計變速箱箱體時變速箱的重要組成部分，它的主要作用時支持和固定軸系零件，保證軸系零件的運轉、潤滑和密封。設計機體時應綜合考慮傳動質(zhì)量、加工工藝及制造成本等諸多要素。鑄造機體一般常用灰鑄鐵制成，因灰鑄鐵有其優(yōu)點：它鑄造性能好，容易獲得各種復雜形狀；具有較大的內(nèi)摩擦力、抗振性；當加入少量合金元素或作孕育處理時耐磨性好：價格便宜、成本低

22、。其主要缺點是需要制作木模，制造周期長，有時產(chǎn)生鑄造缺陷。減速箱箱體采用整體式結構，材料選用灰鑄鐵HT150：強度和耐磨性好，但鑄造工藝較差，可用于承受重載荷的床身。箱體的一般技術要求制定如下：1) 機床上各種鑄件的牌號和力學性能及機械加工余量、尺寸公差、質(zhì)量公差都應符合圖樣、工藝文件和相應標準的規(guī)定。2) 鑄件上的型砂和粘結物應清理干凈，飛翅、毛刺、澆口、冒口應鏟平，鑄件應平整。3) 鑄件不應有裂紋、重要部位及外表面不應有砂眼、氣孔、縮松。對不影響質(zhì)量的鑄件缺陷，允許按有關規(guī)定進行修補。4) 機床的重要鑄件必須在粗加工后進行時效處理，重要高精度鑄件還必須在半精加工后進行第二次時效處理千萬不要刪除行尾的分節(jié)符，此行不會被打印。“結論”以前的所有正文內(nèi)容都要編寫在此行之前。- 27 -東北林業(yè)大學課程設計5 變速箱的潤滑潤滑對機械設備的正常運轉起著重要的作用，其作用為：控制摩擦、減少磨損、降