1、西南交通大学网络教育毕业设计（论文）1目 录前 言 .2摘 要 .3第 1章 运动设计 .41.1已知条件 .41.2结构分析式 .41.3绘制转速图 .51.4绘制传动系统图 .8第 2章 动力设计 .92.1确定各轴转速 .92.2带传动设计 .92.3各传动组齿轮模数的确定和校核 11第 3章 齿轮强度校核 143.1校核 a传动组齿轮 143.2校核 b传动组齿轮 153.3校核 c传动组齿轮 16第 4章 主轴挠度的校核 184.1确定各轴最小直径 184.2轴的校核 18第 5章 主轴最佳跨距的确定 205.1选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距 .205.2求轴承刚度 20第 6章
2、各传动轴支撑处轴承的选择 22第 7章 主轴刚度的校核 237.1主轴图: .237.2计算跨距 23结束语 25致 谢 26参考文献 27西南交通大学网络教育毕业设计（论文）2前 言我国研究数控技术源于 1958 年，几十年来经过了发展、停滞、引进技术等几个阶段。1985 年以后，我国的数控机床在引进、消化国外技术的基础上，进行了大量的开发工作。到 1989 年底，我国数控机床的可供品种已超过 300 种，一些较高档次的数控系统，如五轴联动的数控系统、分辨率为 0.O2um 的高精度车床用数控系统、数字仿真的数控系统、为柔性制造单元配套的数控系统，也陆续开发出来，并制造出了样机。我国数控系统
3、在技术上已趋于成熟，在重大关键技术上(包括核心技术)，已达到国外先进水平。目前，已新开发出数控系统 80 种。自“七五”以来，国家一直把数控系统的发展作为重中之重来支持，现已开发出具有中国版权的数控系统，掌握了国外一直对我国封锁的一些关键技术。例如，曾长期困扰我国、并受到西方国家封锁的多坐标联动技术对我们已不再是难题，0.1 m 当量的超精密数控系统、数控仿形系统、非圆齿轮加工系统、高速进给数控系统、实时多任务操作系统都已研制成功。尤其是基于 PC 机的开放式智能化数控系统，可实施多轴控制，具备联网进线等功能，既可作为独立产品，又是一代开放式的开发平台，为机床厂及软件开发商二次开发创造了条件。
4、我国数控机床市场广阔,自 2003 年开始，中国就成了全球最大的机床消费国，也是世界上最大的数控机床进口国,虽然我们已经取得不可否认的成就, 但我国数控机床核心技术 90%仍需进口, 我们只有紧跟先进技术进步的大方向，并不断创新，才能赶超世界先进水平。西南交通大学网络教育毕业设计（论文）3摘 要我国是机床消费大国，机床的核心设计关系的整个国家的机械制造水平。本论文依据工厂车间常见普通机床的基础数据，根据设计要求，依次对机械主轴箱做了运动设计、动力设计，对主轴箱涉及的齿轮齿数以及相应轴的转速做了合理的确定；通过最优化运算，确定了主轴箱各个齿轮的强度；通过对主轴挠度、跨度、刚度的运算，对各传动轴处
5、的轴承进行了合理的选择。关键词：机床 主轴箱 齿轮Our country is machine consumers, the core design machine tools of the relationship between the mechanical manufacturing level of the whole country.This paper based on the conventional machine tools factory workshop common basic data, according to the design requirements, wh
6、ich in turn to mechanical spindle box do sports design, dynamic design of spindle box involves gear and corresponding the speed of the shaft gear the determination of reasonable; Through the optimization calculation, the determined the spindle box all the strength of the gear; Through to the main sh
7、aft deflection, the span, and stiffness of the operation, the drive shaft bearings in the reasonable choice.Keywords: spindle ,box ,gear西南交通大学网络教育毕业设计（论文）4西南交通大学网络教育毕业设计（论文）5第 1 章 运动设计1.1 已知条件1确定转速范围：主轴最小转速 。min/5.31minr2确定公比： 41.3转速级数： 2z1.2 结构分析式 3 31231231从电动机到主轴主要为降速传动，若使传动副较多的传动组放在较接近电动机处可使小尺寸零
8、件多些，大尺寸零件少些，节省材料，也就是满足传动副前多后少的原则，因此取 方案。在降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸321常限制最小传动比 ；在升速时为防止产生过大的噪音和震动常限制最大转4min速比 。在主传动链任一传动组的最大变速范围 。在2maxi 108minaxaR设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小， 根据中间传动轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下：图 1-1 传动系统的结构网西南交通大学网络教育毕业设计（论文）6检查传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组：其中 ， ， 122PXR41.62X2P所以 ，合适。086.4.1.3 绘制转速图(1)选择电动机
9、一般车床若无特殊要求，多采用 Y 系列封闭式三相异步电动机，根据原则条件选择 Y-132M-4 型 Y 系列笼式三相异步电动机。(2)分配总降速传动比总降速传动比 02.14/5.3/mind又电动机转速 不符合转速数列标准，因而增加一定比传动副。i140rd(3)确定传动轴轴数传动轴轴数 = 变速组数 + 定比传动副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。(4)确定各级转速并绘制转速图由 z = 12 确定各级转速：min/5.31rnmi41.1400、1000、710、500、355、250、180、125、90、63、45、31.5r/min。在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按传
10、动顺序依次设为、。与、与、与轴之间的传动组分别设为 a、b、c 。现由（主轴）开始，确定、轴的转速：先来确定轴的转速传动组 c 的变速范围为 ，结合结构式，10,841.max66R轴的转速只有一和可能：125、180、250、355、500、710r/min。 确定轴的转速传动组 b 的级比指数为 3，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致传动比太小，可取，8.2/1/31i 1/2ib轴的转速确定为：355、500、710r/min。确定轴的转速西南交通大学网络教育毕业设计（论文）7对于轴，其级比指数为 1,可取， ，2/1/1ia41./ia/3ia确定轴转速为 710r/min。
11、由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比 。下面画71/40/i出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近） 。(5) 确定各变速组传动副齿数 传 动 系 统 的 转 速 图电 动 机 图 1-2 传动系统的转速图传动组 a查表 8-1, ， ，2/1/1i 41./ia/3ia时： 57、60、63、66、69、72、75、78/21i zS时：4.ia58、60、63、65、67、68、70、72、73、77zS时： 58、60、62、64、66、68、70、72、74、761/3i zS可取 72,于是可得轴齿轮齿数分别为：24、30、36。z于是 ， ，48/21ai 42/302ai
12、36/ai可得轴上的三联齿轮齿数分别为：48、42、36。传动组 b西南交通大学网络教育毕业设计（论文）8查表 8-1, ，8.2/1/31ib1/2ib时： 69、72、73、76、77、80、81、84、87./31i zS时： 70、72、74、76、78、80、 82、84、862i z可取 84，于是可得轴上两联齿轮的齿数分别为：22、42。zS于是 ， ，得轴上两齿轮的齿数分别为：62、42。62/1ib42/ib传动组 c查表 8-1, ,4/1i2ci时： 84、85、89、90、94、95/1i zS时： 72、75、78、81、84、87、89、902c可取 90.z为降速
13、传动，取轴齿轮齿数为 18；4/1i为升速传动，取轴齿轮齿数为 30。2c于是得 ,7/81i 30/62ci得轴两联动齿轮的齿数分别为 18，60；得轴两齿轮齿数分别为 72，30。1.4 绘制传动系统图西南交通大学网络教育毕业设计（论文）9根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图：图 1-3 传动统图西南交通大学网络教育毕业设计（论文）10第 2 章 动力设计2.1 确定各轴转速 (1)确定主轴计算转速主轴的计算转速为: min/90r41.35n321zmi IV(2)各传动轴的计算转速 轴可从主轴 90r/min 按 72/18 的传动副找上去，轴的计算转速 125r/min；
14、轴的计算转速为 355r/min；轴的计算转速为 710r/min。(3)各齿轮的计算转速传动组 c 中， 18/72 只需计算 z = 18 的齿轮，计算转速为 355r/min；60/30 只需计算 z = 30 的齿轮，计算转速为 250r/min；传动组 b 计算 z = 22 的齿轮，计算转速为 355r/min；传动组 a 应计算 z = 24 的齿轮，计算转速为 710r/min。(4)核算主轴转速误差 min/5.14730/642/3/625/140 rn 实 minr标 %.140).7(%)( 标 标实所以合适。2.2 带传动设计电动机转速 n=1440r/min,传递功
15、率 P=7.5KW,传动比 i=2.03，两班制，一天运转16.1 小时，工作年数 10 年。(1)确定计算功率 取 1.1，则AK25KW.871.PKAca(2)选取 V 带型根据小带轮的转速和计算功率，选 B 型带。(3)确定带轮直径和验算带速查表小带轮基准直径 ,md125mid25403.125西南交通大学网络教育毕业设计（论文）11验算带速成 106ndv其中 -小带轮转速，r/min； -小带轮直径，mm；1 1d，合适。25,/4.906254.3smv(4)确定带传动的中心距和带的基准长度设中心距为 ,则0a055（ ） a 2（ ）21d21d于是 208.45 a 758
16、,初取中心距为 400mm。0a带长 0212104)()(dLm405)5()(4.32 2查表取相近的基准长度 ， 。dL1带传动实际中心距a5.397200(5)验算小带轮的包角一般小带轮的包角不应小于 ，120 1204.63.578121 ad合适。(6)确定带的根数LcakpZ)(0其中： - 时传递功率的增量；0p1i-按小轮包角 ，查得的包角系数；k-长度系数；L为避免 V 型带工作时各根带受力严重不均匀，限制根数不大于 10。490.5)46.019.2(8Z(7)计算带的张紧力 F西南交通大学网络教育毕业设计（论文）1220)5.2(qvkvZpFca其中： -带的传动功率
17、,KW；cav-带速,m/s；q-每米带的质量，kg/m；取 q=0.17kg/m。v = 1440r/min = 9.42m/s。NF 7.19342.70)95.2(4.9850 (8)计算作用在轴上的压轴力ZQ 502.6sin.132sin2102.3 各传动组齿轮模数的确定和校核(1)模数的确定：a 传动组：分别计算各齿轮模数先计算 24 齿齿轮的模数： 321)1(68jmdnzN其中: -公比 ； = 2；-电动机功率； = 7.5KW；dd-齿宽系数；m-齿轮传动许允应力;-计算齿轮计算转速。jnSKNlim取 = 600MPa,安全系数 S = 1。li由应力循环次数选取 9
18、.0NKMPa54169.0，取 S=1.NK西南交通大学网络教育毕业设计（论文）13。 MPaSKHN5401690.1limm72.3128.7)(3取 m = 4mm。按齿数 30 的计算， ，可取 m = 4mm；1.2按齿数 36 的计算， , 可取 m = 4mm。39于是传动组 a 的齿轮模数取 m = 4mm，b = 32mm。轴上齿轮的直径：。mddd aaa 9624120341436321 ；轴上三联齿轮的直径分别为：aaa 1868321 ；b 传动组：确定轴上另两联齿轮的模数。32)1(168jmdnzN按 22 齿数的齿轮计算：i/5.2rnj，可得 m = 4.8
19、mm；取 m = 5mm。按 42 齿数的齿轮计算：可得 m = 3.55mm；于是轴两联齿轮的模数统一取为 m = 5mm。于是轴两联齿轮的直径分别为：ddbb 21045102521 ；轴上与轴两联齿轮啮合的两齿轮直径分别为：mmbb3621；c 传动组：取 m = 5mm。轴上两联动齿轮的直径分别为：西南交通大学网络教育毕业设计（论文）14mdmdcc 3065901852；轴四上两齿轮的直径分别为：cc 1367221；第 3 章 齿轮强度校核西南交通大学网络教育毕业设计（论文）15计算公式 bmYKTSaFF123.1 校核 a 传动组齿轮校核齿数为 24 的即可，确定各项参数(1)
20、 P=8.25KW,n=710r/min, mNnPT 566 10.7/25.810.9/105.9(2)确定动载系数 smdv /.3676齿轮精度为 7 级，由机械设计查得使用系数 05.1vK(3) mb248(4)确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数 d非对称 231.0.60.1HdKb42.)(8.24)/(3/hb查机械设计得， 27.1F(5)确定齿间载荷分配系数NdTFt 906.125mbKtA /1.730.由机械设计查得， .2HFK(6)确定动载系数 6.17.05.1FvAK(7)查表 10-5 65.2FaY8.Sa(8)计算弯曲疲劳许用应力由图查得小齿轮的弯曲疲劳
21、强度极限 。 aFEMp540西南交通大学网络教育毕业设计（论文）16图 10-18 查得 ,S = 1.39.0NKaFMp374.1590， .89.62SaFY故合适。3430.bmKt3.2 校核 b 传动组齿轮校核齿数为 22 的即可，确定各项参数(1) P=8.25KW,n=355r/min, mNnPT 566 102.35/.8105.9/105.9(2)确定动载系数：sdv /4齿轮精度为 7 级，由机械设计查得使用系数 .vK mbm4058(4)确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数 1d非对称 231.2.60.HdKb42.)(8.09)5/(4/hb查机械设计得， 27.
22、1F(5)确定齿间载荷分配系数: NdTFt 4012.5mbKtA /40.由机械设计查得， 1.HFK(6)确定动载系数: 397.12.0.vA(7)查表 10-5 72.FaY57.1Sa西南交通大学网络教育毕业设计（论文）17(8)计算弯曲疲劳许用应力由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 。 aFEMp540图 10-18 查得 ,S = 1.39.0NKaFMp374.1590， 5.8.2SaFY故合适。.72.40397. bmKt3.3 校核 c 传动组齿轮校核齿数为 18 的即可，确定各项参数(1) P=8.25KW,n=355r/min, mNnPT 566 102.35/.
23、8105.9/105.9(2)确定动载系数：sdv /679齿轮精度为 7 级，由机械设计查得使用系数 9.vK(3) mbm4058(4)确定齿向载荷分配系数取齿宽系数 1d非对称 23.208.60.1HdKb43)(1. 45/hb查机械设计得 27.1F(5)确定齿间载荷分配系数NdTFt 4930.25mbKtA /14093.1由机械设计查得 .HFK(6)确定动载系数西南交通大学网络教育毕业设计（论文）182573.1.9.01HFvAK(7)查表 10-5 9.2FaY53.Sa(8)计算弯曲疲劳许用应力由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 。 aFEMp540图 10-18 查得
24、 ,S = 1.39.0NKaFMp374.1590， 8.2SaFY故合适。49.305407. bmKt第 4 章 主轴挠度的校核4.1 确定各轴最小直径(1)轴的直径： min/710,96.1rn西南交通大学网络教育毕业设计（论文）19mnd297106.59.7144 (2)轴的直径： min/35,92.0.8.2 rnnd34595.7144 (3)轴的直径： in/125,89.0.90323 rnmnd4158.795.144 (4)主轴的直径： min/5.31,8.09.0. 434 rnnd65.18795.14 4.2 轴的校核轴的校核：通过受力分析，在一轴的三对啮合
25、齿轮副中，中间的两对齿轮对轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核 NdTF mnPt 2017)96/(8.2/ 8.96/.5105.936 ,28,3006: 9mbxaEtt已 知y1.4.mlIExFYB3 34349 42221098. 1068510626855 。所 以 合 格,yYB轴、轴的校核同上。西南交通大学网络教育毕业设计（论文）20第 5 章 主轴最佳跨距的确定400mm 车床，P=7.5KW.5.1 选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距前轴颈应为 75-100mm,初选 =100mm,后轴颈 取 ,前1d12)9.07(ddm702轴承为 NN3020K
26、,后轴承为 NN3016K,根据结构,定悬伸长度 a55.2 求轴承刚度考虑机械效率西南交通大学网络教育毕业设计（论文）21主轴最大输出转距：NPT679085.床身上最大加工直径约为最大回转直径的 60%,取 50%即 200 ,故半径为 0.1m.m切削力：NFC6701.背向力： P3805.故总的作用力 ： FCP72次力作用于顶在顶尖间的工件上主轴尾架各承受一半,故主轴轴端受力为 N39/先假设 mlal 257,3/前后支撑 分别为BARNlaFlBA12605739239根据9.1.8.0cos)(.izldKarrv 30,2,7,.1,8.265039ABaBaAvv ziz
27、lmlFNNKB 17cos18.02639. 893901. .1. 658.01075.18932. 94.05./7/3 4aKEI mdAeA西南交通大学网络教育毕业设计（论文）22第 6 章 各传动轴支撑处轴承的选择参考金属切削机床课程设计指导书表 2，取通用机床钢质主轴前轴颈直径D1 = 80mm，后轴颈直径 D2 = （0.70.85）D1，取 D2 = 65 mm，主轴内孔直径 d = 0.1 Dmax 10 mm ，其中 Dmax 为最大加工直径。取 d = 40mm。估算传动轴直径：（忽略各传动功率损失）按扭转刚度初步计算传动轴直径：d = 491jnN式中 d 传动轴直径
28、；N 该轴传递功率（KW） ；西南交通大学网络教育毕业设计（论文）23该轴计算转速（r/min） ；jn 该轴每米长度允许扭转角这些轴都是一般传动轴，取 =10/m。代入以上计算转速的值，计算各传动轴的直径：轴：d1 = 26mm ；轴：d2 = 31mm ；轴：d3 = 40mm ；第 7 章 主轴刚度的校核7.1 主轴图:图 7-1 主轴图西南交通大学网络教育毕业设计（论文）247.2 计算跨距前支承为双列圆柱滚子轴承，后支承为双列圆柱滚子轴承 ml 687.05.312743当量外径 mde 56.80871435684 444 主轴刚度：由于 .06.5.0/ eid故根据式（10-8
29、） NalkAies /3.14907584.13103 9224244 对于机床的刚度要求，取阻尼比 3.当 v=50m/min,s=0.1mm/r 时, ,8.6,/46mNkcb取 Db87.%502.0.maxli KB 3cos3.15.28764计算 A mNlaKmDLABABA /5.7681.24.075286.3.8414.06. 1.,.3.022max 加 上 悬 伸 量 共 长 mNAs /3.12/0.75.6.6.1可以看出，该机床主轴是合格的。西南交通大学网络教育毕业设计（论文）25结束语这次严格的实战考验让我受益匪浅，不仅巩固和深化了课堂理论教学的内容，而且锻
30、炼和培养了我综合运用所学过的知识和理论的能力，使我独立分析、解决问题的能力得到了强化。解决了平时学习中遗留下来的难点和疑点，丰富了自己的只是面，尤其使我对本专业的设计特点和思维方式有了进一步的体会。当然，本次设计中也出现了不少问题，如对理论只是理解不深，实际应用能力不强，动手能力差等，还需在以后的工作和学习中进一步的改善和提高。西南交通大学网络教育毕业设计（论文）26致 谢在完成本篇毕业论文的过程中，本人得到了许多老师和同学们的帮助，是他们为此付出了心血和精力，在此请允许我向他们表示最衷心的感谢！首先，我要感谢教学中心的老师彭新宇。他对论文选题、选材、编写格式等方面给予了细心的指导，使本人的毕
31、业论文设计得以有条不紊地进行。其次，我要感谢我所在工作单位昆明中铁的同事，设计过程中许多数据的获得以及实际的测量，都得到了他们大力的支持。最后，我要感谢所有参考文献的作者。我的论文是建立在他们研究基础上的，是他们如此优秀与有益的成果，使我的论文增色。西南交通大学网络教育毕业设计（论文）27参考文献1 厦门工程学院机械制造教研室 主编.金属切削机床指导书.厦门：工程学院出版社，1999 年2 濮良贵 纪名刚主编 .机械设计(第七版) .北京: 高等教育出版社,2001 年 6月3 毛谦德 李振清主编 .袖珍机械设计师手册北京：机械工业出版社,2002年 5 月4 编辑委员会编 . 减速器实用技术手册.北京: 机械工业出版社,1992 年5戴曙 主编.金属切削机床.北京:机械工业出版社 ,2005 年 1 月6 编写组 主编 .机床设计手册.北京:机械工业出版社,1980 年 8 月7华东纺织工学院 哈尔滨工业大学 天津大学主编.机床设计图册.上海:上海科学技术出版社,1979 年 6 月西南交通大学网络教育毕业设计（论文）28
