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1、 第一章 概述 1.1 机床主轴箱课程设计的目的（1）通过机床主传动系统的机械变速机构设计，使学生树立正确的设计思想和掌握机床设计的基本方法；（2）巩固和加深所学理论知识，扩大知识面，并运用所学理论分析和解决设计工作中的具体问题；（2）通过机械制造装备课程设计，使学生在拟订机床主传动机构、机床的构造设计、各种方案的设计、零件的计算、编写技术文件和设计思想的表达等方面，得到综合性的基本训练；（3）熟悉有关标准、手册和参考资料的运用，以培养具有初步的结构分析和结构设计计算的能力。1.2 设计参数 普通车床传动系统设计的设计参数：（a）主轴转速级数 Z=12；（b）主轴转速范围min=31.5nr/
2、min；（c）公比=1.41；（d）电机功率为 7.5KW；（e）电机转速为 1440r/min。第二章 参数的拟定 2.1 确定极限转速 由 nRnnminmax 1znR 因为=1.41 得nR=44.64 取nR=45 maxmin1386nnnRr/min 取标准转速 1440r/min 2.2 主电机选择 已知异步电动机的转速有 3000/minr、1500/minr、1000/minr、750/minr，已知额P是 4KW，根据车床设计手册附录表 2 选 Y132S-4，额定功率5.5kw，满载转速1440 minr，87.0。第三章 传动设计 3.1 主传动方案拟定 可能的方案有
3、很多，优化的方案也因条件而异。此次设计中，我们采用集中传动型式的主轴变速箱。3.2 传动结构式、结构网的选择 结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的传动不失为有用的方法，但对于分析复杂的传动并想由此导出实际的方案，就并非十分有效。3.2.1 确定传动组及各传动组中传动副的数目 级数为 Z 的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有Z、Z、个传动副。即321ZZZZ 传动副中由于结构的限制以2 或 3 为合适，即变速级数Z 应为2 和 3 的因子：baZ，可以有3 种方案：12=322；12=232；12=223 3.2.2 传动式的拟定 12 级转速传动系统的传动组，选择传动组安排
4、方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，最后一个传动组的传动副常选用 2。综上所述，传动式为 12=322。3.2.3 结构式的拟定 对于 12=232 传动式，有 6 种结构式和对应的结构网。分别为：62123212 61323212 14223212 24123212 31623212 12623212 根据主变速传动系统设计的一般原则13612322 3.3 转速图的拟定 第四章 传动件的估算 4.1 三角带传动的计算 三角带传动中，轴间距 A 可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单
5、，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定比传动。(1)选择三角带的型号 根据公式 1.1 7.58.25aaPK Pkw 式中 P-电动机额定功率，aK-工作情况系数 因此选择 A 型带。(2)确定带轮的计算直径D，D 带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径D不宜过小，即minDD。查机械设计表8-3，8-7 取主动轮基准直径D=125mm。由公式1212DnnD)1(式 中：n-小 带 轮 转 速，n-大 带 轮 转 速，所 以 45.248)02.01(12571014402D，取整为 250mm。(3)确定三角带速度 按公式1 13.14 125 14409.956
6、0 100060 1000DnmVs 因为 5m/minV25 m/min,所以选择合适。(4)初步初定中心距 带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取：根据经验公式120120.72DDADDmm 即：262.5mm 0A 750mm 取0A=600mm.(5)三角带的计算基准长度L ADDDDAL 202501253.142 60012525024 6001795.5Lmm 由机械设计表 8-2，圆整到标准的计算长度 1800Lmm(6)验算三角带的挠曲次数 100011.0640smvuL次符合要求。(7)确定实际中心距A 00A26001800 1795.5
7、2602.25LLAmm（）(8)验算小带轮包角，轮上包角合适(9)确定三角000021118057.5168120DDA带根数Z 得:00calpzpp k k 传动比:0.2710/144021vvi 查表得0p=0.40KW,0p=3.16KW；k=0.97；，lk=0.95 7.18Z2.193.160.40.970.95 所以取Z3 根(10)计算预紧力 查机械设计表 8-4，q=0.18kg/m 2022.550017.182.550010.18 9.959.95 3 0.97207.52capFqvvzkN(11)计算压轴力 NFZFp3.12382/168sin52.20732
8、2/sin)(2)(0min0min 4.2 传动轴的估算 传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大变形。因此疲劳强度一般不失是主要矛盾，除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变形。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。4.2.1 主轴的计算转速 主轴的计算转速是低速第一个三分之一变速范围的最高一级转速：13min121331.5 1.4188/minzjnnnr 4.2.2 各传动轴的计算转速 轴：有 12 级转速，其中 80r/min 通过齿轮获得 63
9、r/min，刚好能传递全部功率：所以：nV=80r/min 同理可得：n=250r/min，n=630r/min，n=630r/min,n=800r/min 4.2.3 各轴直径的估算 4jPdKAmmN 其中：P-电动机额定功率 K-键槽系数 A-系数 -从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；jn-该传动轴的计算转速。计算转速jn是传动件能传递全部功率的最低转速。各传动件的计算转速可以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。轴：K=1.06，A=120 所以417.5 0.96(120 1.06)25.3800dmmmm ，取 28mm 轴：K=1.06，A=120 427.
10、5 0.96 0.99 0.98(120 1.06)27.4630dmmmm,取 30mm 轴：K=1.06，A=110 436.985440.99 0.98(110 1.06)38.5630dmmmm,取 40mm 轴：K=1.06，A=100 446.98544 0.99 0.98 0.99 0.98(100 1.06)25027.4dmmmm,取 30mm 此轴径为平均轴径，设计时可相应调整。4.3 齿轮齿数的确定和模数的计算 4.3.1 齿轮齿数的确定 当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是
11、标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和zS及小齿轮的齿数可以从表3-6（机械制造装备设计）中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于1820。采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于4，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。第一组齿轮：传动比：1011u,41.11112u 齿数和zS取 84 Z=42，2Z=42，3Z=35，4Z=49；第二组齿轮：传动比：1011u,221u，431u 齿数和zS取 90：5Z=45，6Z=45，7Z=18，8Z=72，9Z=30，10Z=60；第三组齿轮：传动比：211u,241u 齿数和zS取 110：
12、11Z=73，12Z=37，13Z=22，14Z=88，4.3.2 齿轮模数的计算(1)-齿轮弯曲疲劳的计算：1dNN7.5 0.96kw7.2kw 337.232322.0554 500jNmmmzn 机床主轴变速箱设计指导 P36，jn为大齿轮的计算转速，可根据转速图确定）齿面点蚀的计算：337.237037090560jNAmmn 取 A=90，由中心距 A 及齿数计算出模数：1222 902.0455434jAmZZ 根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。取j2.05m 所以取2.5m (2)-齿轮弯曲疲劳的计算：2N7.5 0.960.990.980.99kw6.916kw
13、 336.91632322.6263 200jNmmmzn 齿面点蚀的计算：336.916370370120.5200NAmmn 取 A=121，由中心距 A 及齿数计算出模数：1222 1212.756325jAmZZ 根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。取j2.75m 所以取3m (3)-齿轮弯曲疲劳的计算：3N7.5 0.96 0.99 0.98 0.99 0.98 0.99kw6.71kw 336.7132322.6465 80jNmmmzn 齿面点蚀的计算：336.71370370161.980NAmmn，取 A=162，由中心距 A 及齿数计算出模数：1222 1622
14、.836526jAmZZ 根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。取2.83m 所以取3m (4)标准齿轮：*20h1c0.25度，从机械原理 表 10-2 查得以下公式 齿顶圆 mhzdaa)2+(=*1 齿根圆*1(22)fadzhc m 分度圆 mzd=齿顶高 mhhaa*=齿根高 mchhaf)+(=*齿轮的具体值见表 齿轮尺寸表 齿轮 齿数模数分度齿顶 Z M 圆 D 圆ad 1 42 3 126 132 2 42 3 126 132 3 35 3 105 111 4 49 3 147 153 5 45 3 54 60 6 45 3 216 222 7 18 3 135 14
15、1 8 72 3 135 141 9 30 3 90 96 10 60 3 180 186 11 73 3 219 225 12 37 3 111 117 13 22 3 66 72 14 88 3 264 270 15 88 3 105 111 16 88 3 69 75 17 88 3 99 105 齿轮 齿根圆fd 齿顶高ah 齿根高fh 1 118.5 3 3.75 2 118.5 3 3.75 3 97.5 3 3.75 4 139.5 3 3.75 5 46.5 3 3.75 6 198.5 3 3.75 7 127.5 3 3.75 8 127.5 3 3.75 9 82.5 3
16、 3.75 10 172.5 3 3.75 11 211.5 3 3.75 12 103.5 3 3.75 13 58.5 3 3.75 14 256.5 3 3.75 15 97.5 3 3.75 16 61.5 3 3.75 17 91.5 3 3.75 4.3.4 齿宽确定 由公式6 10,mmBmm为模数得：第一套啮合齿轮6 102.515 25IBmm 第二套啮合齿轮6 10318 30IIBmm 第三套啮合齿轮6 10318 30IIIBmm 一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应主动轮比小齿轮齿宽大 所以1217,15B
17、mm Bmm；317Bmm，415Bmm，567891019,18,1818,19,18Bmm Bmm BmmBmm Bmm Bmm 1112131419,18,18,19Bmm Bmm Bmm Bmm 4.3.5 齿轮结构设计 当160500ammdmm时，可做成腹板式结构，再考虑到加工问题，现敲定把齿轮 14 做成腹板式结构。其余做成实心结构。齿轮 14 计算如下：010 14270124222anDdMmm，4486Ddmm，331.61.6 86138Ddmm，2030.25 0.350.3222 13825DDDmm 103/2180,12DDDmm Cmm 4.4 带轮结构设计 当
18、300ddmm时,采用腹板式。D 是轴承外径，查机械零件手册确定选用深沟球轴承 6211，d=55mm,D=100mm。带轮内孔尺寸是轴承外径尺寸 100mm。齿机械设计表 8-10 确定参数得：min8.5,2.0,9.0,12,8,5.5,38dafbhhef 带轮宽度：125 182 764Bzefmm 分度圆直径：280ddmm，11.91.8 1001805/2811.412dDmmmmCBmm 64,LBmm 4.5 传动轴间的中心距 mmddd11025.1225.97221 mmdIII1322132132 mmdIVIII5.1362168105 4.6 轴承的选择 轴：62
19、08 D=80 B=18 深沟球轴承 轴：7207C D=72 B=17 圆锥滚子轴承 轴：7207C D=72 B=17 圆锥滚子轴承 轴：7208C D=80 B=18 圆锥滚子轴承 第五章 动力设计 5.1 传动轴的验算 由于变速箱各轴的应力都比较小，验算时，通常都是用复合应力公式进行计算：57.022bbWM（MPa）b为复合应力（MPa）b为许用应力（MPa）W 为轴危险断面的抗弯断面模数 实心轴：)(3233mmdW 空心轴：)()(1 323403mmDddW 花键轴：)(32)(32324mmdDdDZbDdW d 为空心轴直径，花键轴内径 D 为空心轴外径，花键轴外径 d0为
20、空心轴内径 b 为花键轴的键宽 Z 为花键轴的键数 M 为在危险断面的最大弯矩 22yxMMM Nmm T 为在危险断面的最大扭矩 jNNT410955 N 为该轴传递的最大功率 Nj为该轴的计算转速 齿轮的圆周力：DTPt2 齿轮的径向力：trPP5.0 5.1.1 轴的强度计算 轴：26.696.087.05.72IP mNNNnjI408.8420171026.61055.91055.944 5.1.2 作用在齿轮上的力的计算 已知大齿轮的分度圆直径：d=mz=2.539=97.5mm 圆角力：NDFt9.15325.9775.74728222 径向力：NFFtr45.7669.1532
21、5.05.0 轴向力：NFFta9.1532 方向如图所示：由受力平衡：0FFFr12拉F 拉F=1759.2N rF=766.45N 所以12FF=（1759.2+766.45）=2525.65N 以 a 点为参考点，由弯矩平衡得：1051F+rF（105+40）2F（300+40+105）=0 所以：1F=2245.5N 2F=280.1N 在 V 面内的受力情况如下：受力平衡：021FFFFtE 即：1759.2+1532.921FF0 以 a 点为参考点，由弯矩平衡：1F105tF（105+40）+2F（30010540）=0 所以1F=3629N 2F=3653N 在 V 面的弯矩图
22、如下：5.1.3 主轴抗震性的验算（1）支撑刚度，包括轴承的弹性变形和坐圈接触变形。向心推力球轴承：=（0.70.002）d 圆锥孔双列向力短圆柱滚子轴承：=Rd3104.0（mm）前轴承处 d=100，100d，R=5400kgf，kgfR12500 所以：r=0.0108mm 1r=0.0251mm 坐圆外变形：)1(4Dddbrkr 对于向心球轴承：D=150，d=100，b=60，取 k=0.01 所以：mmr016.0)150601(6010014.301.054004 对于短圆柱滚子轴承：D=150，d=100，b=37，取 k=0.01，R=12500kgf 所以：mmr053.
23、0)150371(3710014.301.0125004 所以轴承的径向变形：r=mmrr076.0016.006.0 1r=1r+1r=0.05+0.053=0.103mm 支撑径向刚度：k=kgfRr63.71052076.05400 kgfRkr22.121359103.01250011（2）量主要支撑的刚度折算到切削点的变形)12)1(8.922LaLakkkAPYBAz 其中L=419mm，KA=121359.2kg/mm 所以：)12)1(8.922LaLakkkAPYBAz mm0045.0)14191252419125)89.7870922.1213591(22.1213598
24、.9294022（3）主轴本身引起的切削点的变形 FILPaYs32 其中：P=2940N，a=125mm，L=419mm，E=2107N/cm，D=91mm I=0.05（D4-d4）=0.05（914-464）=3163377.25mm2 所以：FILPaYs32 mm3721025.425.316337710234191252940（4）主轴部件刚度 mNmmNYYPKsz/336/33600000425.00045.02940（5）验算抗振性 cos)1(2limbKKcd 则：cos)1(2limcdKKb 所以：cos)1(2limcdKKb mmDmm1002.06.228.68
25、cos46.2)03.01(03.03362max 所以主轴抗振性满足要求。5.2 齿轮校验 在验算算速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进接触 应力和弯曲应力的验算。这里要验算的是齿轮 2，齿轮 7，齿轮 12这三个齿轮。（1）接触应力公式：412088 10vasfjuk k k k NQzmuBn u-大齿轮齿数与小齿轮齿数之比；k-齿向载荷分布系数；vk-动载荷系数；Ak-工况系数；sk-寿命系数 查 机 械 装 备 设 计 表10-4 及 图10-8 及 表10-2分 布 得1.15,1.20;1.05,1.25HBFBvAkkkk 假定齿轮工作寿命是 480
26、00h，故应力循环次数为 96060 500 1 480001.44 10hNnjL 次 查机械装备设计图 10-18 得0.9,0.9FNHNKK，所以：2337211.15 1.05 1.25 0.9 7.5 0.96 0.982088 10181.024 107218 421 50018fMPa（2）弯曲应力：52191 10vaswjk k k k NQzm BYn 查金属切削手册有 Y=0.378，代入公式求得：wQ=158.5Mpa 查机械设计图 10-21e,齿轮的材产选40Cr 渗碳，大齿轮、小齿轮的硬度为 60HRC，故有1650fMPa，从图 10-21e 读出 920wM
27、Pa。因为：,ffww，故满足要求，另外两齿轮计算方法如上，均符合要求。5.3 轴承的校验 轴选用的是角接触轴承 7206 其基本额定负荷为 30.5KN 由于该轴的转速是定值710/minnr所以齿轮越小越靠近轴承，对轴承的要求越高。根据设计要求，应该对轴未端的滚子轴承进行校核。齿轮的直径 242.560dmm 轴传递的转矩 nPT9550 7.5 0.96955059.3710T Nm 齿轮受力 322 59.3141260 10rTFd N 根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为 10602111lllFRrv N 352106014122vR N 因轴承在运转中有中等冲击载荷，又由
28、于不受轴向力，按机械设计表 10-5 查得pf 为 1.2 到 1.8，取3.1pf，则有：137810623.1111RXfPp N 6.4573523.1222RXfPp N 轴承的寿命 因为21PP，所以按轴承 1 的受力大小计算：1.38309)137817200(8506010)(60103616PCnLh h 故该轴承能满足要求。第六章 结构设计及说明 6.1 结构设计的内容、技术要求和方案 设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器和制动器等）、主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其联结件的结构设计与布置，用一张展开图和若干张横截面图表示。课程设计由于时
29、间的限制，一般只画展开图。主轴变速箱是机床的重要部件。设计时除考虑一般机械传动的有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题。精度方面的要求，刚度和抗震性的要求，传动效率要求，主轴前轴承处温度和温升的控制，结构工艺性，操作方便、安全、可靠原则，遵循标准化和通用化的原则。主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点，由于结构复杂，设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在正式画图前应该先画草图。目的是：1）布置传动件及选择结构方案。2）检验传动设计的结果中有无干涉、碰撞或其他不合理的情况，以便及时改正。3）确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置，以确 定各轴的受力点和受力方向，为轴和轴承的
30、验算提供必要的数据。6.2 I 轴（输入轴）的设计 将运动带入变速箱的带轮一般都安装在轴端，轴变形较大，结构上应注意加强轴的刚度或使轴部受带的拉力（采用卸荷装置）。I 轴上装有摩擦离合器，由于组成离合器的零件很多，装配很不方便，一般都是在箱外组装好 I 轴在整体装入箱内。我们采用的卸荷装置一般是把轴承装载法兰盘上，通过法兰盘将带轮的拉力传递到箱壁上。车床上的反转一般用于加工螺纹时退刀。车螺纹时，换向频率较高。实现政反转的变换方案很多，我们采用正反向离合器。正反向的转换在不停车的状态下进行，常采用片式摩擦离合器。由于装在箱内，一般采用湿式。在确定轴向尺寸时，摩擦片不压紧时，应留有 0.20.4m
31、m的间隙，间隙应能调整。离合器及其压紧装置中有三点值得注意：1）摩擦片的轴向定位：由两个带花键孔的圆盘实现。其中一个圆盘装在花键上，另一个装在花键轴上的一个环形沟槽里，并转过一个花键齿，和轴上的花键对正，然后用螺钉把错开的两个圆盘连接在一起。这样就限制了轴向和周向德两个自由度，起了定位作用。2）摩擦片的压紧由加力环的轴向移动实现，在轴系上形成了弹性力的封闭系统，不增加轴承轴向复合。3）结构设计时应使加力环推动摆杆和钢球的运动是不可逆的，即操纵力撤消后，有自锁作用。I 轴上装有摩擦离合器，两端的齿轮是空套在轴上，当离合器接通时才和轴一起转动。但脱开的另一端齿轮，与轴回转方向是相反的，二者的相对转
32、速很高（约为两倍左右）。结构设计时应考虑这点。齿轮与轴之间的轴承可以用滚动轴承也可以用滑动轴承。滑动轴承在一些性能和维修上不如滚动轴承，但它的径向尺寸小。空套齿轮需要有轴向定位，轴承需要润滑。6.3 齿轮块设计 齿轮是变速箱中的重要元件。齿轮同时啮合的齿数是周期性变化的。也就是说，作用在一个齿轮上的载荷是变化的。同时由于齿轮制造及安装误差等，不可避免要产生动载荷而引起振动和噪音，常成为变速箱的主要噪声源，并影响主轴回转均匀性。在齿轮块设计时，应充分考虑这些问题。齿轮块的结构形式很多，取决于下列有关因素：1）是固定齿轮还是滑移齿轮；2）移动滑移齿轮的方法；3）齿轮精度和加工方法；4）6.4 传动
33、轴的设计 机床传动轴，广泛采用滚动轴承作支撑。轴上要安装齿轮、离合器和制动器等。传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作。首先传动轴应有足够的强度、刚度。如挠度和倾角过大，将使齿轮啮合不良，轴承工作条件恶化，使振动、噪声、空载功率、磨损和发热增大；两轴中心距误 差和轴芯线间的平行度等装配及加工误差也会引起上述问题。传动轴可以是光轴也可以是花键轴。成批生产中，有专门加工花键的铣床和磨床，工艺上并无困难。所以装滑移齿轮的轴都采用花键轴，不装滑移齿轮的轴也常采用花键轴。花键轴承载能力高，加工和装配也比带单键的光轴方便。轴的部分长度上的花键，在终端有一段不是全高，不能和花键空配合。这是加工时的过滤部分。
34、一般尺寸花键的滚刀直径刀D为 6585mm。机床传动轴常采用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升、空载功率和噪声等方面，球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支撑孔的加工精度要求都比较高。因此球轴承用的更多。但是滚锥轴承内外圈可以分开，装配方便，间隙容易调整。所以有时在没有轴向力时，也常采用这种轴承。选择轴承的型号和尺寸，首先取决于承载能力，但也要考虑其他结构条件。参考文献：1金属切削机床.大连理工大学 戴曙主编.机械工业出版社 2机械原理（第七版）.孙恒、陈作模主编.高等教育出版社 3工程力学.刘申全、黄璟主编.兵器工业出版社 4 数控编程技术.张超英、谢富春主编.化学工业出版社 5 夹具工程师手册.刘文剑.科学技术出版社