《加工最大直径为400mm普通车床主轴箱课程设计[4.5kw 12级 最低转速28转 1.41]（全套图纸）(26页).doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《加工最大直径为400mm普通车床主轴箱课程设计[4.5kw 12级 最低转速28转 1.41]（全套图纸）(26页).doc（26页珍藏版）》请在taowenge.com淘文阁网|工程机械CAD图纸|机械工程制图|CAD装配图下载|SolidWorks_CaTia_CAD_UG_PROE_设计图分享下载上搜索。
1、-加工最大直径为400mm普通车床主轴箱课程设计4.5kw 12级 最低转速28转 1.41（全套图纸）-第 26 页黑龙江大学课程设计说明书学院：机电工程学院专业：机械设计制造及其自动化课程名称：专业方向课程设计设计题目：普通车床主轴箱设计姓名：学号：指导教师：成绩：目 录目 录2第1章 机床主要参数的确定41.1车床主参数和基本参数41.2 确定最高转速41.3 转速数列41.4确定结构式41.5 确定结构网51.6 绘制转速图和传动系统图71.7 确定各变速组此论传动副齿数8第2章 动力计算112.1 带传动设计112.2计算设计功率Pd112.3选择带型122.4确定带轮的基准直径并验
2、证带速132.5确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角142.6确定带的根数z152.7确定带轮的结构和尺寸152.8确定带的张紧装置152.9计算压轴力152.10 计算转速的计算152.11齿轮的计算转速162.12 齿轮模数计算及验算162.13 传动轴最小轴径的初定212.14 主轴的设计与计算222.15 主轴材料与热处理25第3章 主要零部件的选择253.1电动机的选择253.2 轴承的选择253.3 键的规格253.4变速操纵机构的选择26第4章 校核274.1 轴的校核274.2 轴承寿命校核29第5章 设计心得32结 论33参考文献34致 谢35全套图纸加153893706
3、第1章 机床主要参数的确定1.1车床主参数和基本参数车床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下：工件最大回转直径D(mm)正转最低转速nmin( )电机功率N（kw）变速级数Z公比400284.5121.411.2 确定最高转速根据【1】公式（3-2）因为已知 ，=1.41，Z=12取标准数列数值，即 =1250r/min1.3 转速数列查1表2.12，首先找到28r/min、然后每隔5个数取一个值（1.41=1.066），得出主轴的转速数列为28，40，56，80，112，160，224，315，450，630，900，1250共12级。1.4确定结构式 已知Z=x3ba，b为正整数，即Z应可以
4、分解为2和3的因子，以便用2、3联滑移齿轮实现变速。对于Z=12可以按照12=232传动式有6种结构式和对应的结构网。分别为：由于本次设计的机床I轴装有摩擦离合器，在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合器的直径。初选的方案。从电动机到主轴主要为降速变速，若使变速副较多的变速组放在较接近电动机处可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，节省材料，也就是满足变速副前多后少的原则，因此取12=232方案为好。设计车床主变速传动系时，为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，在降速变速中，一般限制限制最小变速比 ；为避免扩大传动误差，减少震动噪声，在升速时一般限制最大转速比。斜齿圆柱齿轮传动较平稳，可取。因
5、此在主变速链任一变速组的最大变速范围。在设计时必须保证中间变速轴的变速范围最小。综合上述可得：主传动部件的运动参数 =28 Z=12 =1.411.5 确定结构网12=232的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有6种形式：1) 12=213226 2) 12=2134223) 12=233126 4) 12=2631235) 12=223421 6) 12=263221根据级比指数分配要“前密后疏”的原则，应选用Z=这一方案，然而对于我们所设计的结构将会出现两个问题：第一变速组采用降速传动时，由于摩擦离合器径向结构尺寸限制，使得轴上的齿轮直径不能太小，轴上的齿轮则会成倍增大。这样，不仅使-轴
6、间中心距加大，而且-轴间的中心距也会辊大，从而使整个传动系统结构尺寸增大。这种传动不宜采用。如果第一变速组采用升速传动，则轴至主轴间的降速传动只能同后两个变速组承担。为了避免出现降速比小于允许的杉限值，常常需要增加一个定比降速传动组，使系统结构复杂。这种传动也不是理想的。如果采用Z=这一方案则可解决上述存在的问题。图2.1结构网传动组的变速范围的极限值齿轮传动最小传动比Umin1/4,最大传动比Umax,决定了一个传动组的最大变速范围rmax=umax/umin。因此，要按照下表，淘汰传动组变速范围超过极限值的所有传动方案。极限传动比及指数X,X,值为：表2.1 公比极限传动比指数1.41X值
7、：Umin=1/44X,值：Umax=x, =22(X+ X,)值：rmin=x+x=86最大扩大组的选择正常连续的顺序扩大组的传动的传动结构式为：Z=Z11Z2Z1Z3Z1Z2最后扩大组的变速范围按照r原则，导出系统的最大级数Z和变速范围Rn为：表2.2 Z3 2 3 1.41 Z=12 Rn=44 Z=9 Rn=15.6最后扩大组的传动副数目Z3=2时的转速范围远比Z3=3时大因此，在机床设计中，因要求的R较大，最后扩大组应取2更为合适。同时，最后传动组与最后扩大组往往是一致的。安装在主轴与主轴前一传动轴的具有极限或接近传动比的齿轮副承受最大扭距，在结构上可获得较为满意的处理，这也就是最后
8、传动组的传动副经常为2的另一原因。1.6 绘制转速图和传动系统图（1）选择电动机：采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。（2）绘制转速图该车床主轴传动系统共设有四个传动组其中有一个是带传动。根据降速比分配应“前慢后快”的原则以及摩擦离合器的工作速度要求，确定各传动组最小传动比。u总=/ =28/1440=1/51.4分配总降速传动比时，要考虑是否增加定比传动副，以使转速数列符合标准和有利于减小齿数和减小径向与轴向尺寸，必须按“前慢后快”的原则给串联的各变速器分配最小传动比。a 决定轴-的最小降速传动比主轴上的齿轮希望大一些，能起到飞轮的作用，所以最后一个变速组的最小降速传动比取极限1/4
9、，公比=1.41，1.414=4，因此从 轴的最下点向上4格，找到上对应的点，连接对应的两点即为-轴的最小传动比。b 决定其余变速组的最小传动比根据“前慢后快”的原则，轴-间变速组取umin=1/3，即从轴向上3格，同理，轴-间取u=1/3，连接各线。c 根据个变速组的传动比连线按基本组的级比指数x0=3，第一扩大组的级比指数x1=1，第二扩大组的级比指数x3=6,画出传动系统图如2.2所示 图2-2 转速图（3）画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数，画主传动系统图如图2-3：1-2轴最小中心距：A1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)轴最小齿数和:Szmin(Zmax+2+D/
10、m)1.7 确定各变速组此论传动副齿数(1)Sz100-120,中型机床Sz=70-100(2)直齿圆柱齿轮Zmin18-20 图2-3 主传动系统图1）确定齿轮齿数 1. 用计算法确定第一个变速组中各齿轮的齿数 Zj+Zj= Zj/Zj =uj其中 Zj主动齿轮的齿数 Zj被动齿轮的齿数 uj一对齿轮的传动比 一对齿轮的齿数和为了保证不产生根切以及保证最小齿轮装到轴上或套筒上具有足够的强度，最小齿轮必然是在降速比最大的传动副上出现。把Z1的齿数取大些：取Z1=Zmin=20则 Z2= =58齿数和=Z1+Z2=20+58=78同样根据公式 Z3=39 2. 用查表法确定第二变速组的齿数a 首
11、先在u1、u2、u3中找出最小齿数的传动比u1b 为了避免根切和结构需要，取Zmin=24c 查表找到u1=1/1.413的倒数2.82的行找到Zmin=24查表最小齿数和为92d 找出可能的齿数和的各种数值，这些数值必须同时满足各传动比要求的齿轮齿数 能同时满足三个传动比要求的齿数和有=92 96 99 102e 确定合理的齿数和 =102 依次可以查得Z5=27 Z6=75Z7=34 Z8=68Z9=42 Z10=60同理可得其它的齿轮如下表所示：表2.3变速组第一变速组第二变速组第三变速组齿数和78102114齿轮Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14齿数20
12、583939247834684260239176382）验算主轴转速误差由于确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计的理论转速难以完全相符，需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过10(-1)%。主轴各级实际转速值用下式计算n实=nE(1-)uaubucud其中 滑移系数=0.2ua ub uc ud分别为各级的传动比12/45 转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示n=10(-1)%n实1=14400.6250.980.350.350.25=27.8n=(27.8-28)/28=0.7%同样其他的实际转速及转速误差如下:表2.4主轴转速n1n2n3n4n5n6n7n8n9n10n1
13、1n12标准转速284056801121602243154506309001250实际转速27.839.855.779.6111.2159.3223.6314.5445.6628.4897.81244.9转速误差0.70.5 0.50.50.70.40.10.20.90.30.20.4转速误差满足要求。 第2章 动力计算2.1 带传动设计输出功率P=4.5KW,转速n1=1440r/min,n2=900r/min2.2计算设计功率Pd表4 工作情况系数工作机原动机类类一天工作时间/h10161016载荷平稳液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（）；离心式压缩机；轻型运输机1.01.11.21
14、.11.21.3载荷变动小带式运输机（运送砂石、谷物），通风机（）；发电机；旋转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛1.11.21.31.21.31.4载荷变动较大螺旋式运输机；斗式上料机；往复式水泵和压缩机；锻锤；磨粉机；锯木机和木工机械；纺织机械1.21.31.41.41.51.6载荷变动很大破碎机（旋转式、颚式等）；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机1.31.41.51.51.61.8根据V带的载荷平稳，两班工作制（16小时），查机械设计P296表4，取KA1.1。即2.3选择带型普通V带的带型根据传动的设计功率Pd和小带轮的转速n1按机械设计P297图1311选取
15、。根据算出的Pd4.95kW及小带轮转速n11440r/min ，查图得：d d=80100可知应选取A型V带。2.4确定带轮的基准直径并验证带速由机械设计P298表137查得，小带轮基准直径为80100mm则取dd1= 100mm ddmin.=75 mm（dd1根据P295表13-4查得）表3. V带带轮最小基准直径槽型YZABCDE205075125200355500由机械设计P295表13-4查“V带轮的基准直径”，得=160mm 误差验算传动比：（为弹性滑动率）误差，符合要求 带速 满足5m/sv300mm，所以宜选用E型轮辐式带轮。总之，小带轮选H型孔板式结构，大带轮选择E型轮辐式
16、结构。带轮的材料：选用灰铸铁，HT200。2.8确定带的张紧装置 选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。2.9计算压轴力 由机械设计P303表1312查得，A型带的初拉力F0132.20N，上面已得到=171.81o，z=4，则2.10 计算转速的计算（1）主轴的计算转速nj，由公式n=n得，主轴的计算转速nj=78.49r/min，取112r/min。2各传动轴的计算转速： 轴上的6级转速分别为：112、160、224、315、450、630r/min.主轴在112r/min以上都可以传递全部功率。轴经Z13-Z14传递到主轴，这时从112r/min以上的转速全部功率，所以确定最
17、低转速112r/min为轴的计算转速。按上述的方法从转速图中分别可找到计算转速：轴为315r/min,轴为900r/min,电动机轴为1440r/min.2.11齿轮的计算转速Z10安装在轴上，从转速图可见Z10齿轮本身有6种转速，其要传递全部的功率的计算转速为112r/min。同样可以确定其余齿轮的转速如下表3.1所示：表3.1齿轮Z1ZZZZZZZZZ1Z1Z1Z1Z1计算转速9003159009003151123151123151121501601121122.12 齿轮模数计算及验算（1）模数计算。一般同一变速组内的齿轮取同一模数，选取负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算
18、，即mj=16338可得各组的模数，式中 mj按接触疲劳强度计算的齿轮模数（mm）；驱动电动机功率（kW）；被计算齿轮的计算转速（r/min）； 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，外啮合取“+”，内啮合取“-”； 小齿轮的齿数（齿）； 齿宽系数，（B为齿宽，m为模数），；=8 材料的许用接触应力（）。取=650 Mpa（2）基本组的齿轮参数计算 按接触疲劳计算齿轮模数m 1-2轴由公式mj=16338可得mj=1.84mm，取m=22mm2-3轴由公式mj=16338可得mj=2.31mm，取m=2.5mm3-4轴由公式mj=16338可得mj=2.45mm，取m=2.5mm 按齿根弯曲疲劳强度校核
19、。由参考文献1中的式（8-5）得出，若则校核合格。齿形系数：由考文献1；查表8-6得： 应力修正系数：查文献1中表8-7得：由文献1中图8-8查得:由文献1表8-8查得：由文献1图8-8查得：所以：故齿根弯曲疲劳强度校核合格。（2）基本组齿轮计算。 基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z1Z1Z2Z2齿数39392058 模数2222分度圆直径787840116齿顶圆直径828244120齿根圆直径737335111 齿宽20202020按基本组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB286HB，平均取240HB。计
20、算如下： 齿面接触疲劳强度计算： 接触应力验算公式为 弯曲应力验算公式为：式中 N-传递的额定功率（kW），这里取N为电动机功率，N=3kW; -计算转速（r/min）. =600（r/min）; m-初算的齿轮模数（mm）, m=2（mm）; B-齿宽（mm）;B=20（mm）; z-小齿轮齿数；z=20; u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比 -寿命系数； -工作期限系数； T-齿轮工作期限，这里取T=15000h.; -齿轮的最低转速（r/min） -基准循环次数，接触载荷取=，弯曲载荷取= m-疲劳曲线指数，接触载荷取m=3；弯曲载荷取m=6; -转速变化系数，查【5】2上，取=0.60 -
21、功率利用系数，查【5】2上，取=0.78 -材料强化系数，查【5】2上， =0.60 -工作状况系数，取=1.1 -动载荷系数，查【5】2上，取=1 -齿向载荷分布系数，查【5】2上，=1 Y-齿形系数，查【5】2上，Y=0.386；-许用接触应力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；-许用弯曲应力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；根据上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa =78 Mpa（3）扩大组齿轮计算（中间一个变速组）。=16338=3.5 第1扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮Z4Z4Z5Z5Z6Z6齿数346824784260 模数2.52.5
22、2.52.52.52.5分度圆直径8517060195105150齿顶圆直径9017565200110155齿根圆直径78.75163.7553.75188.7598.75143.75 齿宽282828282828按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB286HB，平均取240HB。 同理根据基本组的计算，查文献【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，=1，=1，m=3.5，=355；可求得：=619 Mpa =135Mpa 第2扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮Z7Z7Z8Z8齿数
23、76382391 模数2.52.52.52.5分度圆直径1909557.5227.5齿顶圆直径19510062.5232.5齿根圆直径183.7588.7551.25221.25 齿宽32323232按齿根弯曲疲劳强度校核。齿形系数：由机械设计基础刘孝民主编；查表8-6得： 应力修正系数：查机械设计基础刘孝民主编中表8-7得：由机械设计基础刘孝民主编；由图8-8查0得:由机械设计基础刘孝民主编；由表8-8查得：由机械设计基础刘孝民主编；由图8-8查得：所以：故 齿根弯曲疲劳强度校核合格。2.13 传动轴最小轴径的初定由【5】式6，传动轴直径按扭转刚度用下式计算： d=1.64（mm） 或 d=
24、91（mm）式中 d-传动轴直径（mm） Tn-该轴传递的额定扭矩（N*mm） T=9550000； N-该轴传递的功率（KW） -该轴的计算转速 -该轴每米长度的允许扭转角，=。各轴最小轴径如表3-3。 表3-3 最小轴径轴 号 轴 轴III 轴最小轴径mm 2530452.14 主轴的设计与计算主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件的主轴参与切削成形运动，此，它的精度和性能性能直接影响加工质量（加工精度与表面粗糙度）。1）主轴直径的选择查表可以选取前支承轴颈直径D1=90 mm后支承轴颈直径 D2=(0.70.85)D1=6377 mm 选取 D2=70 mm2）主轴内径的选择车床主轴由于
25、要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶杆必须是空心轴。确定孔径的原则是在满足对空心主轴孔径要求和最小壁厚要求以及不削弱主轴刚度的要求尽可能取大些。推荐：普通车床d/D(或d1/D1)=0.550.6其中 D主轴的平均直径，D=(D1+D2)/2 d1前轴颈处内孔直径d=(0.550.6)D=4448 mm所以，内孔直径取45mm3）前锥孔尺寸前锥孔用来装顶尖或其它工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。选择如下：莫氏锥度号取5号标准莫氏锥度尺寸大端直径 D=44.3994）主轴前端悬伸量的选择确定主轴悬伸量a的原则是在满足结构要求的前提下，尽可能取小值。主轴悬伸量与前轴颈直径之比a
26、/D=0.61.5a=(0.61.5)D1=54135 mm所以，悬伸量取100mm5）主轴合理跨距和最佳跨距选择 根据表3-14 见金属切削机床设计计算前支承刚度。 前后轴承均用3182100系列轴承，并采用前端定位的方式。查表 =1700901.4=9.26105 N/mm因为后轴承直径小于前轴承，取KB =6.61105N/mm其中 为参变量综合变量其中 E弹性模量，取E=2.0105 N/mm2 I转动惯量，I=(D4-d4)/64=3.14(804-454)=1.81106mm4 =0.3909由图3-34中，在横坐标上找出=0.3909的点向上作垂线与的斜线相交，由交点向左作水平线
27、与纵坐标轴相交，得L0/a=2.5。所以最佳跨距L0 L0=2.5a=2.5100=250 mm又因为合理跨距的范围 L合理=(0.751.5)L0=187.5375 mm所以取L=260 mm6）主轴刚度的验算对于一般机床主轴，主要进行刚度验算，通常能满足刚度要求的主轴也能满足强度要求。对于一般受弯矩作用的主轴，需要进行弯矩刚度验算。主要验算主轴轴端的位移y和前轴承处的转角A。图3.1 主轴支承的简化 切削力 Fz=3026N挠度 yA= =0.01 y=0.0002L=0.0002260=0.052 yAy倾角 A= =0.00011前端装有圆柱滚子轴承，查表A=0.001rad AA 符
28、合刚度要求。2.15 主轴材料与热处理材料为45钢，调质到220250HBS，主轴端部锥孔、定心轴颈或定心圆锥面等部位局部淬硬至HRC5055，轴径应淬硬。第3章 主要零部件的选择 3.1电动机的选择1) 选择电动机类型根据已知工作条件和要求，选择一般用途的Y系列三相鼠笼式异步电动机，卧式封闭结构。根据已知条件选择最低转速28r/min，最高转速1250r/min,功率4.5kW，所以选择Y132S-4的Y系列三相鼠笼式异步电动机表3-1 Y132S-4电动机性能电机型号额定功率/kW电机转速/(r/min)同步转速满载转速Y132S-45.5150014403.2 轴承的选择I轴：与带轮靠近
29、段安装双列角接触球轴承代号7007C 另一安装深沟球轴承6012II轴：对称布置深沟球轴承6009III轴：后端安装双列角接触球轴承代号7015C 另一安装端角接触球轴承代号7010C中间布置角接触球轴承代号7012C3.3 键的规格 I轴安装带轮处选择普通平键规格：BXL=10X56 II轴选择花键规格：N d =8X36X40X7 III轴选择键规格：BXL=14X90 3.4变速操纵机构的选择选用左右摆动的操纵杆使其通过杆的推力来控制II轴上的三联滑移齿轮和二联滑移齿轮。第4章 校核4.1 轴的校核（1）轴的受力分析1）求轴传递的转矩T=9.55=9.55=238.75Nmm2)求轴上的
30、作用力齿轮上的圆周力= = =2652Nmm齿轮上的径向力=tan= 2652tan20=965Nmm3)确定轴的跨距=255，=130，=80（2）轴的受力分析1）作轴的空间受力简图2）作水平受力简图和弯矩图=292N，=5549N=74460N，=-303120N 3）作垂直受力简图和弯矩图=466N，=913N=118830N 4）作合成弯矩图=140231Nmm=303120Nmm5）作转矩图=341.07Nmm=341070 Nmm6）作当量弯矩图=368773Nmm由机械设计教材表7.5查得，对于45钢，=600Mpa, =55Mpa,由公式=30.0Mpa，故轴的强度足够。（1）
31、轴挠度校核单一载荷下，轴中心处的挠度采用文献【5】中的公式计算：:L-两支承的跨距；D-轴的平均直径；X=/L；-齿轮工作位置处距较近支承点的距离；N-轴传递的全功率； 校核合成挠度 -输入扭距齿轮挠度； -输出扭距齿轮挠度 -被演算轴与前后轴连心线夹角；=144 啮合角=20，齿面摩擦角=5.72。代入数据计算得：=0.026；=0.084；=0.160； =0.205；=0.088；=0.025。 合成挠度 =0.238 查文献【6】，带齿轮轴的许用挠度=5/10000*L即=0.268。 因合成挠度小于许用挠度，故轴的挠度满足要求。（2）轴扭转角的校核传动轴在支承点A，B处的倾角可按下式
32、近似计算：将上式计算的结果代入得：由文献【6】，查得支承处的=0.001因0.001，故轴的转角也满足要求。4.2 轴承寿命校核由轴最小轴径可取轴承为7008c角接触球轴承,=3；P=XFr+YFaX=1，Y=0。对轴受力分析1) 滚动轴承的疲劳寿命验算或额定寿命 (h) 额定动载荷(N) 动载荷(N)滚动轴承的许用寿命(h)，一般取1000015000(h)寿命指数，对球轴承 =3 ，对滚子轴承=10/3速度系数， 轴承的计算转数 r/min寿命系数， 使用系数 转化变化系数 齿轮轮换工作系数 当量动负荷(N)2)滚动轴承的静负荷验算 静负荷 (N) 额定静负荷 (N)安全系数 当量静载荷 (N) (N)、静径向，轴向系数校验第根轴上的轴承T=10000h查轴承样本可知，6205轴承的基本额定动载荷