最大加工直径为250mm的普通车床的主轴箱部件设计[4kw 1800 801.41]（全套图纸）

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1、 实验报告 课程名称 机械装备设计课程设计 实验（实践）编号 1 实验（实践）名称 车床主传动变速箱设计 实验（实践）学时 2周 实验（实践）时间 5 设计任务书 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下： 最大加工直径 25

2、0mm， 电动机攻率 4KW 主轴:最小转速80 最高转速1800 公比:1.41 工件最大回转直径 D(mm) 正转最低转速 nmin( ) 正转最高转速 nmin( ) 电机 功率 N（kw） 公比 250 80 1800 4 1.41 全套图纸加153893706 目 录 设计任务书 2 目 录 4 第1章 机床用途、性能及结构简单说明 6 第2章 设计部分的基本技术特性和结构分析 7 2.1车床主参数和基本参数 7 2.2 确定传动公比 7 2.3拟定参数的步骤和方法 7 2.3.1

3、 极限切削速度Vmax、Vmin 7 2.3.2 主轴的极限转速 8 第3章 设计部分的运动设计 9 3.1 主电机功率——动力参数的确定 9 3.2确定结构式 9 3.3 确定结构网 10 3.4 绘制转速图和传动系统图 10 3.5 确定各变速组此论传动副齿数 11 3.6 核算主轴转速误差 12 第4章 设计部分的动力计算 13 4.1 带传动设计 13 4.2 计算转速的计算 14 4.3 齿轮模数计算及验算 15 4.4 传动轴最小轴径的初定 20 4.5 主轴合理跨距的计算 20 4.6 轴承的选择 21 4.7 键的规格 22 4.8变速操纵机构

4、的选择 22 4.9主轴合理跨距的计算 22 4.10 轴承寿命校核 23 第5章 设计部分的调节、润滑、维护保养、技术要求及其它 25 第6章 设计中的优缺点，存在的问题及改进意见 28 参考文献 29 第1章 机床用途、性能及结构简单说明 机床技术参数有主参数和基本参数，他们是运动传动和结构设计的依据，影响到机床是否满足所需要的基本功能要求，参数拟定就是机床性能设计。主参数是直接反映机床的加工能力、决定和影响其他基本参数的依据，如车床的最大加工直径，一般在设计题目中给定，基本参数是一些加工件尺寸、机床结构、运动和动力特性有关的参数，可归纳为尺寸

5、参数、运动参数和动力参数。 通用车床工艺范围广，所加工的工件形状、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬质合金刀具又用高速钢刀具。因此，必须对所设计的机床工艺范围和使用情况做全面的调研和统计，依据某些典型工艺和加工对象，兼顾其他的可能工艺加工的要求，拟定机床技术参数，拟定参数时，要考虑机床发展趋势和同国内外同类机床的对比，使拟定的参数最大限度地适应各种不同的工艺要求和达到机床加工能力下经济合理。 机床主传动系因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同，应满足的要求也不一样。设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。在设计时应结合具体机床进行具体分析，一般应

6、满足的基本要求有：满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性，如机床主轴油足够的转速范围和转速级数；满足机床传递动力的要求。主电动机和传动机构能提供足够的功率和转矩，具有较高的传动效率；满足机床工作性能要求。主传动中所有零部件有足够的刚度、精度和抗震性，热变形特性稳定；满足产品的经济性要求。传动链尽可能简短，零件数目要少，以便节约材料，降低成本。 24 第2章 设计部分的基本技术特性和结构分析 2.1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( ) 正转最高转速 nmin( ) 电机

7、功率 N（kw） 公比 250 80 1800 4 1.41 2.2 确定传动公比 根据【1】公式（3-2）因为已知 ， ∴=1.41 ∴Z=+1=10 根据【1】表3-5 标准公比。这里我们取标准公比系列=1.41. 因为=1.41=1.06，根据【1】表3-6标准数列。首先找到最小极限转速80，再每跳过5个数（1.26～1.06）取一个转速，即可得到公比为1.41的数列： 80，112，160，224，315，450，630，900，1250，1800 2.3拟定参数的步骤和方法 2.3.1 极限切削速度Vmax、Vmin 根据典型的和可能的工艺选取

8、极限切削速度要考虑： 允许的切速极限参考值如下： 表 1.1 加 工 条 件 Vmax(m/min) Vmin(m/min) 硬质合金刀具粗加工铸铁工件 30～50 硬质合金刀具半精或精加工碳钢工件 150～300 螺纹加工和铰孔 3～8 2.3.2 主轴的极限转速 计算车床主轴极限转速时的加工直径，则主轴极限转速应为 结合题目条件，取标准数列数值， =80r/min 取 依据题目要求选级数Z=10， =1.41=1.065考虑到设计的结构复杂程度要适中，故采用常规的扩大传动。各级转速数列可直接从标准的数列表中查出

9、，按标准转速数列为： 80，112，160，224，315，450，630，900，1250，1800 第3章 设计部分的运动设计 3.1 主电机功率——动力参数的确定 合理地确定电机功率N，使机床既能充分发挥其性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。 根据题设条件电机功率为4KW 可选取电机为：Y112M-4额定功率为4KW，满载转速为1440r/min. 3.2确定结构式 已知Z=x3b a、b为正整数，即Z应可以分解为2和3的因子，以便用2、3联滑移齿轮实现变速。 对于Z=10可按照Z

10、=12分解为：Z=21×32×24。 对于12=2×3×2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=2×3×2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，

11、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 =80 Z=10 =1.41 3.3 确定结构网 根据“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,结构紧凑的原则,选取传动方案 Z=21×32×24,易知第二扩大组的变速范围r=φ(P3-1)x=1.414=3.95〈8 满足要求，其结构网如图2-1。 图3-1结构网 Z=21×32×24 3.4 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

12、电动机。 （2）绘制转速图： （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_2min>1/2(Zmaxm+2m+D) 轴最小齿数和:Szmin>(Zmax+2+D/m) 3.5 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,m4 图2-3 主传动系统图 （7）齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等，据设计要求Zmin≥18~20,齿数和Sz≤100～120，由表4.1，根据各变速组公

13、比，可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表2-2。 表2-2 齿轮齿数 传动比 基本组 第一扩大组 第二扩大组 1:2 1:1 1.41:1 1:1.41 1:2 1：2 2：1 代号 Z Z Z Z Z Z Z Z’ Z5 Z5’ Z Z Z7 Z7’ 齿数 18 36 27 27 52 37 37 52 30 59 33 66 66 33 3.6 核算主轴转速误差 实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过±10(-1)％,即

14、 〈10(-1)％=4.1％ 各级转速误差 n 1800 1250 900 630 450 315 224 160 112 80 n` 1802 1251 902.1 631.8 451.5 316 225.8 161.3 113.5 81.72 误差 2.2％ 2.1％ 2.2％ 2.1％ 2.1％ 2.3％ 1.31％ 2.2％ 2.2％ 2.1％ 一级转速误差小于4.1％，因此不需要修改齿数。 第4章 设计部分的动力计算 4.1 带传动设计 输出功率P=4kw,转速n1=14

15、40r/min,n2=630r/min （1）确定计算功率: 按最大的情况计算P=4kw ,K为工作情况系数，查[1]表3.5. 取K=1.1 pd=kAP=1.1X4=4.4kw （2）选择V带的型号: 根据pd,n1=960r/min参考[1]图表3.16及表3.3选小带轮直径，查表选择A型V带 d1=100mm （3）确定带轮直径d1,d2 小带轮直径d1=100mm 验算带速v=d1n1/(60X1000)=X100X1440/(60X1000)=6.69m/s 从动轮直径d2=n1d1/n2=1440X100/630=236mm取d2=

16、224mm查[1]表3.3 计算实际传动比i=d2/d1=224/100=2.24 （4）定中心矩a和基准带长Ld [1]初定中心距a0 0.7(d1+d2)a02(d1+d2)) 226.8a0648取ao=300mm [2]带的计算基准长度 Ld0≈2a0+/2(d1+d2)+(d2-d1)2/4a0 ≈2x300+/2(10+224)+(224-100)2/4X300 ≈650mm 查[1]表3.2取Ld0=630mm [3]计算实际中心距 a≈a0+(Ld-Ld0)/2=300+(630-650)=290mm [4]确定中心距调整范围 a

17、max=a+0.03Ld=290+0.03X630=308.9mm amin=a-0.015Ld=290-0.015X630=200.55mm （5）验算包角:1=1800-（d2-d1）/aX57.30=1800-(180-90)/290X57.30=1720>1200 （6）确定V带根数： 确定额定功率：P0 由查表并用线性插值得P0=0.15kw 查[1]表37得功率增量P0=0.13kw 查[1]表38得包角系数K=0.99 查[1]表3得长度系数Kl=0.81 确定带根数：Z=P/｛（P+△P）×K×K｝ =3.65/(1.05+0.13)X0.99X0.

18、81=2.89 取Z=3 4.2 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=178r/min， 取224 r/min。 (2). 传动轴的计算转速 轴3=450 r/min 轴2=630 r/min，轴1=630r/min。 （2）确定各传动轴的计算转速。Ⅱ轴共有3级转速：450r/min、630 r/min。若经传动副Z/ Z传动主轴，则只有630r/min传递全功率；若经传动副Z/ Z传动主轴，全部传递全功率，其中224r/min是传递全功率的最低转速， 故其计算转速nⅡj=630 r/min；Ⅰ 轴有1级转速，且都传递全功率，所

19、以其计算转速nⅠj=224 r/min。各计算转速入表3-1。 表3-1 各轴计算转速 轴 号 Ⅰ 轴 Ⅱ 轴 Ⅲ 轴 计算转速 r/min 630 630 224 （3） 确定齿轮副的计算转速。齿轮Z装在主轴上其中只有224r/min传递全功率，故Zj=224 r/min。 依次可以得出其余齿轮的计算转速，如表3-2。 表3-2 齿轮副计算转速 序号 Z Z Z Z Z n 630 630 630 630 224 4.3 齿轮模数计算及验算

20、（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，即mj=16338可得各组的模数，如表3-3所示。 根据和计算齿轮模数，根据其中较大值取相近的标准模数： =16338=16338mm ——齿轮的最低转速r/min； ——顶定的齿轮工作期限，中型机床推存：=15～20 ——转速变化系数； ——功率利用系数； ——材料强化系数。 ——（寿命系数）的极值 齿轮等转动件在接取和弯曲交边载荷下的疲劳曲线指数m和基准顺环次数C0 ——工作情况系数。中等中级的主运动： ——动载荷系数； ——齿向载荷分布系数；

21、——齿形系数； 根据弯曲疲劳计算齿轮模数公式为： 式中：N——计算齿轮转动递的额定功率N=ŋ ——计算齿轮（小齿轮）的计算转速r/min ——齿宽系数, Z1——计算齿轮的齿数，一般取转动中最小齿轮的齿数： ——大齿轮与小齿轮的齿数比，=；（+）用于外啮合，（-）号用 于内啮合： 命系数； ：工作期限 ， =； ==3.49 ==1.8 =0.84 =0.58 =0.90 =0.55 =0.72 =3.49

22、0.84 0.58 0.55=0.94 =1.80.84 0.90 0.72=0.99 时，取=，当<时，取=； ==0.85 =1.5； =1.2 =1 =0.378 许用弯曲应力，接触应力，() =354 =1750 6级材料的直齿轮材料选；20热处理S-C59 =16338mm =16338=2.6 mm =275mm =275 =2.2mm 根据标准齿轮模数系数选用模数为:主轴齿轮模数为3.5，传动轴齿轮模数m=2.5，中间轴齿轮模数m=3;

23、 根据有关文献，也为了便于统一，在这里传动齿轮统一取m=3.5 表3-3 模数 组号 基本组 第一扩大组 第二扩大组 模数 mm 3.5 2.5 3.5 （2）基本组齿轮计算。 基本组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 Z1 Z1` Z2 Z2` 齿数 18 36 27 27 分度圆直径 63 126 94.5 94.5 齿顶圆直径 70 133 101.5 101.5 齿根圆直径 52.25 117.25 85.75 85.75 齿宽 20

24、20 20 20 按基本组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB～206HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB～206HB，平均取240HB。计算如下： ① 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=5kW; -----计算转速（r/min）. =500（r/min）; m-----初算的齿轮模数（mm）, m=3.5（mm）; B

25、----齿宽（mm）;B=20（mm）; z----小齿轮齿数；z=18; u----小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=2; -----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）, =500（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; ----

26、转速变化系数，查【5】2上，取=0.60 ----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

27、取值可求得： =635 Mpa =78 Mpa （3）第一扩大组齿轮计算。 扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 Z3 Z3` Z4 Z4` Z5 Z5` 齿数 52 37 37 52 30 59 分度圆直径 130 92.5 92.5 130 75 147.5 齿顶圆直径 135 97.5 97.5 135 80 152.5 齿根圆直径 123.75 86.25 86.25 123.75 68.75 141.25 齿宽 20 20 20 20 20 20 （4）第二扩大组齿轮计算。

28、 扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 Z6 Z6` Z7 Z7` 齿数 33 66 66 33 分度圆直径 115.5 231 231 115.5 齿顶圆直径 122.5 238 238 122.5 齿根圆直径 106.75 222.25 222.25 106.75 齿宽 20 20 20 20 按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB～206HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB～206HB，平均取240HB。 同理根据基本组的计算， 查文献【6】，可得 =0.

29、62， =0.77，=0.60，=1.1， =1，=1，m=3.5，=355； 可求得： =619 Mpa =135Mpa 4.4 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=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

30、小轴径如表3-3。 表3-3 最小轴径 轴 号 Ⅰ 轴 Ⅱ 轴 最小轴径mm 35 40 4.5 主轴合理跨距的计算 由于电动机功率P=4kw，根据【1】表3.20，前轴径应为60~90mm。初步选取d1=80mm。后轴径的d2=（0.7~0.9）d1，取d2=60mm。根据设计方案，前轴承为NN3016K型，后轴承为圆锥滚子轴承。定悬伸量a=120mm，主轴孔径为30mm。 轴承刚度，主轴最大输出转矩T=9550=9550×=424.44N.m 设该机床为车床的最大加工直径为250

31、mm。床身上最常用的最大加工直径，即经济加工直径约为最大回转直径的50%，这里取75%，即180mm，故半径为0.09m； 切削力（沿y轴） Fc==4716N 背向力（沿x轴） Fp=0.5 Fc=2358N 总作用力 F==5272.65N 此力作用于工件上，主轴端受力为F=5272.65N。 先假设l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分别为 RA=F×=5272.65×=7908.97N RB=F×=5272.65×=2636.325N 根据 文献【1】式3.7 得：Kr=3.39得前支承的刚

32、度：KA= 1689.69 N/ ；KB= 785.57 N/；==2.15 主轴的当量外径de=(80+60)/2=70mm，故惯性矩为 I==113.8×10-8m4 η===0.14 查【1】图3-38 得 =2.0，与原假设接近，所以最佳跨距=120×2.0=240mm 合理跨距为（0.75-1.5），取合理跨距l=360mm。 根据结构的需要，主轴的实际跨距大于合理跨距，因此需要采取措施 增加主轴的刚度，增大轴径：前轴径D=100mm，后轴径d=80mm。前轴承 采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用背对背安装的角接触球轴承。

33、 4.6 轴承的选择 I轴：与带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号7007C 另一安装深沟球轴承6012 II轴：对称布置深沟球轴承6009 III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7012C 4.7 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×D×B =8X36X40X7 III轴选择键规格： BXL=14X90 4.8变速操纵机构的选择 选用左右摆动的操纵杆使

34、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。 4.9主轴合理跨距的计算 设机床最大加工回转直径为ø250mm,电动机功率P=4kw，,主轴计算转速为224r/min。 已选定的前后轴径为:定悬伸量a=85mm。 轴承刚度，主轴最大输出转矩: TIII ＝ 设该车床的最大加工直径250mm。床身上最常用的最大加工直径，即经济加工直径约为最大回转直径的50%，这里取45%，即125mm 切削力（沿y轴） Fc=250.346/0.125=2781N 背向力（沿x轴） Fp=0.5 Fc=1390N 总作用力

35、 F==3109N 此力作用于工件上，主轴端受力为F=3109N。 先假设l/a=2，l=3a=255mm。前后支承反力RA和RB分别为 RA=F×=3109×N RB=F×=3109×N 根据《主轴箱设计》得：=3.39得前支承的刚度：KA= 1376.69 N/ ；KB= 713.73 N/；==1.93 主轴的当量外径de=(85+65)/2=75mm，故惯性矩为 I==1.55×10-6m4 η===0.38 查《主轴箱设计》图 得 =2.5，与原假设接近，所以最佳跨距=85×2.5=212.5mm 合理跨距为（0.75-1.5），取合理跨距l=250mm。 根据结构的需要，主轴的实际跨距大于合理跨距，因此需要采取措施 增加主轴的刚度，增大轴径：前轴径D=85mm，后轴径d=55mm。后支承采用背对背安装的角接触球轴承。 4.10 轴承寿命校核 由П轴最小轴径可取轴承为7008c角接触球轴承,ε=3；P=XFr+YFa X=1，Y=0。