車床主軸箱設計實例

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1、目錄 一、設計目的 1 二、設計步驟 1 1.運動設計 1 1.1 已知條件 1 1.2 結(jié)構(gòu)分析式 1 1.3 繪制轉(zhuǎn)速圖 1 1.4 繪制傳動系統(tǒng)圖 3 2.動力設計 3 2.1 確定各軸轉(zhuǎn)速 3 2.2 帶傳動設計 4 2.3 各傳動組齒輪模數(shù)的確定和校核 5 3. 齒輪強度校核 6 3.1校核a傳動組齒輪 6 3.2校核b傳動組齒輪 7 3.3校核c傳動組齒輪 7 4. 主軸撓度的校核 8 4.1 確定各軸最小直徑 8 4.2 軸的校核 9 5. 主軸最佳跨距的確定 9 5.1 選擇軸頸直徑,軸承型號和最佳跨距 9 5.2 求軸承剛度 9 6

2、. 各傳動軸支承處軸承的選擇 10 7. 主軸剛度的校核 10 7.1 主軸圖 10 7.2 計算跨距 10 三、總結(jié) 11 四、參考文獻 11 3 / 12文檔可自由編輯打印 一、設計目的 通過機床主運動機械變速傳動系統(tǒng)得結(jié)構(gòu)設計，在擬定傳動和變速的結(jié)構(gòu)方案過程中，得到設計構(gòu)思、方案分析、結(jié)構(gòu)工藝性、機械制圖、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(jié)構(gòu)分析、結(jié)構(gòu)設計和計算能力。 二、設計步驟 1.運動設計 1.1已知條件

3、[1]確定轉(zhuǎn)速范圍：主軸最小轉(zhuǎn)速。 [2]確定公比： [3]轉(zhuǎn)速級數(shù)： 1.2結(jié)構(gòu)分析式 ⑴ ⑵ [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(chǎn)生過大的噪音和振動常限制最大傳動比。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小。 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(zhuǎn)速圖 ⑴選擇電動機

4、一般車床若無特殊要求，多采用Y系列封閉式三相異步電動機，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。 ⑵分配總降速傳動比 總降速傳動比 又電動機轉(zhuǎn)速不符合轉(zhuǎn)速數(shù)列標準，因而增加一定比傳動副。 (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 + 1 + 1 = 5。 ⑷確定各級轉(zhuǎn)速并繪制轉(zhuǎn)速圖 由 　　z = 12確定各級轉(zhuǎn)速： 1400、1000、710、500、355、250、180、125、90、63、45、31.5r/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Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ

5、。Ⅰ與Ⅱ、Ⅱ與Ⅲ、Ⅲ與Ⅳ軸之間的傳動組分別設為a、b、c?，F(xiàn)由Ⅳ（主軸）開始，確定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸的轉(zhuǎn)速： ① 先來確定Ⅲ軸的轉(zhuǎn)速 傳動組c 的變速范圍為，結(jié)合結(jié)構(gòu)式，Ⅲ軸的轉(zhuǎn)速只有一種可能： 125、180、250、355、500、710r/min。 ② 確定軸Ⅱ的轉(zhuǎn)速 傳動組b的級比指數(shù)為3，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Ⅱ的轉(zhuǎn)速確定為：355、500、710r/min。 ③確定軸Ⅰ的轉(zhuǎn)速 對于軸Ⅰ，其級比指數(shù)為1,可取 ，， 確定軸Ⅰ轉(zhuǎn)速為710r/min。 由此也可確定加在電動機與主軸之間的定

6、傳動比。下面畫出轉(zhuǎn)速圖（電動機轉(zhuǎn)速與主軸最高轉(zhuǎn)速相近）。 (5)確定各變速組傳動副齒數(shù) ①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,于是可得軸Ⅰ齒輪齒數(shù)分別為：24、30、36。 于是，， 可得軸Ⅱ上的三聯(lián)齒輪齒數(shù)分別為：48、42、36。 ②傳動組b： 查表8-1，， 時：……69、72、73、76、77、80、81、84、87…… 時：……70、72、74、

7、76、78、80、82、84、86…… 可取 84，于是可得軸Ⅱ上兩聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別為：22、42。 于是 ，，得軸Ⅲ上兩齒輪的齒數(shù)分別為：62、42。 ③傳動組c： 查表8-1，, 時：……84、85、89、90、94、95…… 時： ……72、75、78、81、84、87、89、90…… 可取 90。 為降速傳動，取軸Ⅲ齒輪齒數(shù)為18； 為升速傳動，取軸Ⅳ齒輪齒數(shù)為30。 于是得, 得軸Ⅲ兩聯(lián)動齒輪的齒數(shù)分別為18，60； 得軸Ⅳ兩齒輪齒數(shù)分別為72，30。 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

8、 確定各軸轉(zhuǎn)速 ⑴確定主軸計算轉(zhuǎn)速：主軸的計算轉(zhuǎn)速為 ⑵各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速： 軸Ⅲ可從主軸90r/min按72/18的傳動副找上去，軸Ⅲ的計算轉(zhuǎn)速 125r/min；軸Ⅱ的計算轉(zhuǎn)速為355r/min；軸Ⅰ的計算轉(zhuǎn)速為710r/min。 (3)各齒輪的計算轉(zhuǎn)速 傳動組c中，18/72只需計算z = 18 的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為355r/min；60/30只需計算z = 30的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為250r/min；傳動組b計算z = 22的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為355r/min；傳動組a應計算z = 24的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為710r/min。 (4)核算主軸轉(zhuǎn)速誤差

9、 所以合適。 2.2 帶傳動設計 電動機轉(zhuǎn)速n=1440r/min,傳遞功率P=7.5KW,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。 ⑴確定計算功率 取1.1，則 ⑵選取V帶型 根據(jù)小帶輪的轉(zhuǎn)速和計算功率，選B型帶。 ⑶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(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長度 設中

10、心距為,則 0．55（）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

11、，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 ⑴模數(shù)的確定： ①a傳動組：分別計算各齒輪模數(shù) 先計算24齒齒輪的模數(shù)： 其中： -公比

12、； = 2； -電動機功率； = 7.5KW； -齒寬綜合系數(shù)； -齒輪傳動許允應力; -計算齒輪計算轉(zhuǎn)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 = 4mm。 按齒數(shù)30的計算，，可取m = 4mm； 按齒數(shù)36的計算，, 可取m = 4mm。 于是傳動組a的齒輪模數(shù)取m =

13、 4mm，b = 32mm。 軸Ⅰ上齒輪的直徑： 。 軸Ⅱ上三聯(lián)齒輪的直徑分別為： ②b傳動組： 確定軸Ⅱ上另兩聯(lián)齒輪的模數(shù)。 按22齒數(shù)的齒輪計算： 可得m = 4.8mm； 取m = 5mm。 按42齒數(shù)的齒輪計算： 可得m = 3.55mm； 于是軸Ⅱ兩聯(lián)齒輪的模數(shù)統(tǒng)一取為m = 5mm。 于是軸Ⅱ兩聯(lián)齒輪的直徑分別為： 軸Ⅲ上與軸Ⅱ兩聯(lián)齒輪嚙合的兩齒輪直徑分別為： ③c傳動組：

14、 取m = 5mm。 軸Ⅲ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) ⑴ P=8.25KW,n=710r/min， ⑵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) ⑶ ⑷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 ⑸確定齒間載荷分配系數(shù)： 由《機械設計》查得 ⑹確定動載系數(shù): ⑺查表 10-5 ⑻計算彎曲疲勞許用應力 由圖

15、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。 3.2 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) ⑴ P=8.25KW,n=355r/min, ⑵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) ⑶ ⑷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 ⑸確定齒間載荷分配系數(shù): 由《機械設計》查得 ⑹確定動載系數(shù): ⑺查表 10-5 ⑻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。

16、 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) ⑴ P=8.25KW,n=355r/min, ⑵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) ⑶ ⑷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 ⑸確定齒間載荷分配系數(shù): 由《機械設計》查得 ⑹確定動載系數(shù): ⑺查表 10-5 ⑻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 ，

17、 故合適。 4. 主軸撓度的校核 4.1 確定各軸最小直徑 [1]Ⅰ軸的直徑： [2]Ⅱ軸的直徑： [3]Ⅲ軸的直徑： [4]主軸的直徑： 4.2軸的校核 Ⅰ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Ⅰ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。 ，所以合格。 Ⅱ軸、Ⅲ軸的校核同上。 5. 主軸最佳跨距的確定 400mm車床，P=7.5KW。 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，后軸承為NN3016K，根

18、據(jù)結(jié)構(gòu)，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(zhuǎn)距 T=F*r 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 此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) （i：滾動體列數(shù)；z：單列滾動體數(shù)） 。 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

19、 Ⅰ軸 前支承：30207；后支承：30207 Ⅱ軸 前支承：30207；中支承：NN3009；后支承：30207 Ⅲ軸 前支承：30208；后支承：30208 7. 主軸剛度的校核 7.1 主軸圖 7.2 計算跨距 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(jié) 本次課程設計任務完成了，雖

20、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(nèi)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，使我獨立分析、解決問題的能力得到了強化。 四、參考文獻 [1]《機床設計手冊》編寫組 主編.機床設計手冊.北京:機械工業(yè)出版社,1980年8月 [2]濮良貴、紀名剛主編.機械設計(第七版).北京：高等教育出版社,2001年6月 [3]毛謙德、李振清主編.《袖珍機械設計師手冊》第二版.機械工業(yè)出版社,2002年5月 [4]《減速器實用技術(shù)手冊》編輯委員會編.減速器實用技術(shù)手冊.北京：機械工業(yè)出版社,1992年 [5]戴曙主編.金屬切削機床.北京：機械工業(yè)出版社,2005年1月 [6] [7]華東紡織工學院、哈爾濱工業(yè)大學、天津大學主編.機床設計圖冊.上海：上海科學技術(shù)出版社,1979年6月