普通車床的主軸箱部件設計最大加工直徑250mm最高1440最低90公比141

1、目錄一設計目的2二、設計步驟21.運動設計21.1已知條件21.2結構分析式21.3 繪制轉速圖21.4 繪制傳動系統(tǒng)圖22.動力設計22.1 確定各軸轉速22.2 帶傳動設計22.3 各傳動組齒輪模數(shù)的確定和校核23. 齒輪強度校核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2四、參考文獻2一設計目的通過機床主運動

2、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。二、設計步驟1.運動設計1.1已知條件1確定轉速范圍：主軸最小轉速nnim（r/min）=90r/min、nmax（r/min）=2000r/min 主電動機轉速（r/min)=1440、P（kw）=4kw2最大加工直徑=250mm3確定公比：4轉速級數(shù)：1.2結構分析式因為我們的級數(shù)是10級 ， 為了實現(xiàn)10級，本次設計中，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，最終達到10級 3 從電動機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 ；在升速時為防止產生過大的噪音和震動常限制最大轉速比。在主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍。在設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構網(wǎng)。從而確定結構網(wǎng)如下：檢查傳動組的變速范圍時，只檢查最后一個擴大組： 其中， 所以 ，合適。1.3 繪制轉速圖選擇電動機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，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。分配總降速傳動比 總降速傳動比 又電動機轉速符合轉速數(shù)列標準，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。確定各級轉速并繪制轉速圖 由 z = 10確定各級轉速：2000,1400,1000,710,500,355,250,180,125,90r/min。在五根軸中，除去電動機軸，其余四軸按傳動順序依次設為、。與、與、與軸之間的傳動組分別設為a、b、c?，F(xiàn)由（主軸）開始，確定、軸的轉速： 先來確定軸的轉速傳動組c 的變速范圍為，結合結構式

5、，軸的轉速只有一和可能：180、250、355、500、710，1000r/min。 確定軸的轉速傳動組b的級比指數(shù)為2，希望中間軸轉速較小，因而為了避免升速，又不致傳動比太小，可取 ，軸的轉速確定為：355、500、710r/min。確定軸的轉速對于軸，其級比指數(shù)為1,可取 ，確定軸轉速為710r/min。由此也可確定加在電動機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，電動機等已知條件可有如下系統(tǒng)圖：2.動力設計2.1 確定各軸轉速 確定主軸計算轉速：主軸的計算轉速為各傳動軸的計算轉速： 軸可從主軸按80/40的傳動副找上去，軸的計算轉速180r/min；軸的計算轉速為355r/min；軸的計算轉速為710r/min。3各齒輪的計算轉速 傳動組c中，40

7、/80只需計算z = 40的齒輪，計算轉速為710r/min ；傳動組b計算z = 42的齒輪，計算轉速為355r/min；傳動組a應計算z = 24的齒輪，計算轉速為710r/min。4核算主軸轉速誤差 所以合適。2.2 帶傳動設計電動機轉速n=1450r/min,傳遞功率P=4KW,傳動比i=2.03，兩班制，一天運轉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 查表小帶輪基準直徑, 驗算帶速成 其中 -小帶輪轉速，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長度 設中心距為,

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； -電動機功率； = 4KW； -齒寬系數(shù)； -齒輪傳動許允應力; -計算齒輪計算轉速。 ， 取= 600MPa,安全系數(shù)S = 1。 由應力循環(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，由機械設計查得使用系數(shù)確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)非對稱 ,查機械設計得確定齒間載荷分配系數(shù): 由機械設計查得確定動載系數(shù): 查表 10-5 計算彎曲疲勞許用應力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 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，由機械設計查得使用系數(shù)確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)非對稱 ,查機械設計得確定齒間載荷分配系數(shù): 由機械設計查得確定動載系數(shù): 查表 10-5 計算彎曲疲勞許用應力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 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，由機械設計查得使用系數(shù)確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)非對稱,查機械設計得

12、確定齒間載荷分配系數(shù): 由機械設計查得確定動載系數(shù): 查表 10-5 計算彎曲疲勞許用應力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 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)結構,定懸伸長度5.2 求軸承剛度考慮機械效率主軸最大輸出轉距床身上最大加工直徑約為最大回轉直徑的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 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量外徑主軸剛度：由于故根據(jù)式（10-8）對于機床的剛度要求，取阻尼比當v=50m/min,s=0.1mm/r時,取 計算 可以看出，該機床主軸是合格的.三、總結金屬切削機床的課程設計任務完成了，雖然設計的過程比較繁瑣，而且剛開始還有些不知所措，但是在同學們的共同努力下，再加上老師的悉心指導，我終于順利地完成了這次設計任務。本次設計鞏固和深化了課堂理論教學的內容，鍛煉和培養(yǎng)了我綜合運用所學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化.四、參考文獻1工程學院機械制造教研室 主編.金屬切削機床指導書.2濮良貴 紀名剛主編.機械設計(第七版).北京