1、中心高为 200mm 的专用车床的主轴箱部件设计1湖 南 工 业 大 学中心高为 200mm 的专用车床的主轴箱部件设计学生姓名 袁聪学号 11405700620学院名称 机械工程学院专业名称 机械工程及其自动化指导教师 2015/1/3中心高为 200mm 的专用车床的主轴箱部件设计2一 、 设 计 目 的 1二 、 设 计 步 骤 21. 运动设计 .21.1 已知主要技术参数 .21.2 结构分析式 .21.3 转速图 .31.4 传动系统图 .42. 动力计算 .52.1 电机的选取 .52.2 各传动轴的设计 .52.2.1 轴 52.2.2 轴 62.2.3 轴 62.2.4 轴
2、62.3 确定各齿轮齿数 .72.3.1 、 （第一扩大组） .721Z432.3.2 、 、 （基本组） 76587109Z2.3.3 换向齿轮 、 822.4 带传动设计 .83.齿轮和轴的强度校核 .103.1 基本组齿轮 的校核 1065Z3.1.1 齿面接触疲劳强度的校核 .103.1.2 齿根疲劳强度的校核 113.2 轴强度校核 123.2.1 确定外加载荷 123.2.2 计算弯矩 133.2.3 校核轴的弯曲强度 154. 轴承的选择和校核 .164.1 轴承的选择 164.2 轴承的校核 .16三 、 总 结 .17四 、 参 考 文 献 .18中心高为 200mm 的专用
3、车床的主轴箱部件设计31、设计目的通过机床主运动机械变速传动系统得结构设计，在拟定传动和变速的结构方案过程中，得到设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写与技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并且具有初步的结构分析、结构设计和计算能力，为以后的毕业设计，以及将来的工作打下基础。2、设计步骤1. 运动设计1.1 已知主要技术参数主动电动机功率 P=2.2kw,主电机功率 , ,min/r10 nin/801r, , , 同理，min,/1602rnin/2603ri/364r2612，参考 指导书，7.1,8.,5. 32132 金 属
4、 切 削 机 床 设 计确定公比： ，转速级数： 。4.4z1.2 结构分析式 由于设计转速之间不存在标准公比，故设计时设计成 6 级转速；有两种方案可以选择：（1） （2） 4136413根据传动副较多的变速组安排在前面，传动副较少的变速组安排在后面的原则，选择（1） 方案。在降速中为了防止降速过快而导致齿轮径向尺寸41236增大，常限制最小传动比 ；在升速时为了防止过大的噪声和震动，常min限制最大传动比 。在主传动链任一传动组的最大变速范围axi。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小，根据108/minaxR中心高为 200mm 的专用车床的主轴箱部件设计4中间传动轴的变速范围小的原
5、则选择结构网。并且在一般情况下，应尽量使基本组安排在传动顺序最高的位置，使传动件的转矩也较小。从而确定结构网如下： 结构网检查传动组的变速范围时，最后一个扩大组变速范围最大，故只检查最后一个扩大组： ，式中0.4maxR41.经检验其合适。1.3 转速图（1）确定传动轴轴数 N本次设计不考虑车床正反转，故设计时不需设有换向离合器和换向齿轮，所以传动轴数 N=变速组数 +电机轴数+1=2+1+1+1=5；在 5 根轴中，除去电动机轴，其余四轴按传动顺序依次设为、。与之间为 V 带传动，取传动比 ，与之间为齿轮传动，传动比 ，与轴之间为2.3-u 1-u基本组，与之间为第一扩大组，级比指数取 4。
6、（2）确定各级转速并绘制转速图由 确定各级转速：min/801minr41.6z360、260、160、80r/min,相应的标准转速参考金属切削机床设计 选取450、315、224、160、112、80r/min。参考设计转速与标准转速，我们取基组级比指数为 1，第一扩大组级比指数为 4，得到转速图如下：中心高为 200mm 的专用车床的主轴箱部件设计5转速图1.4 传动系统图根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可绘制出传动系统图：电动机先通过V 带降速传动到轴，轴与轴之间通过三对齿轮进行降速，其为基本组，而与之间为第一扩大组，通过两对齿轮进行传递，从而带动主轴转动，传动中心高为 200mm
7、的专用车床的主轴箱部件设计6系统图如下图所示：传动系统图2. 动力计算2.1 电机的选取根据已给参数，主电动机功率为 ，查手册选取电动机型号为 Y112M-kwP2.6，额定满载转速为 960 ；选取滚动轴承的效率 ；V 带传动的效minr 95.0r率 ；齿轮传动的效率 ；背吃刀量 ， 0.25，切削9.0b97.0gmap3f力 ；当最低转速 时，NfaFpz 21531901.75. in/8inr切削速度 因此切削功率in.8.min rDvkwPz 6.0612.502.2 各传动轴的设计2.2.1 轴中心高为 200mm 的专用车床的主轴箱部件设计7（1）材料选取：采用 45 钢，
8、调质处理，其许用剪切应力 。MPa60（2）计算直径转速越高，传递的扭矩越小，在取用相同材料的情况下，相应的轴径也可设计 的小些。为高速轴，为了保证强度足够，选取 ；mD252.2.2 轴（1）材料选取：主轴采用 45 钢，调质处理。（2）计算直径：根据功率 ，参考 机械制造装备表 2-5 得主轴前轴颈直径 ，kwP3 mD801主轴后颈直径 。mD648.0122.2.3 轴（1）材料选取：采用 45 钢，调质处理，其许用剪切应力 。MPa60（2）计算直径：轴的输入功率： kwPgr 9.7.95.0224轴的转速; min/16.82154runb轴的输入扭矩： NnpT2.41609.
9、59044根据 得1634maxDmT.5.133取 542.2.4 轴中心高为 200mm 的专用车床的主轴箱部件设计8（1）材料选取：采用 45 钢，调质处理，其许用剪切应力 。MPa60（2）计算直径：轴的输入功率： kwPgr 71.09.5.0643 轴的转速： min/41.3143runa轴的输入转矩： NnPT1.507.95033根据 得163maxDmT9.6.13同样取 2532.3 确定各齿轮齿数2.3.1 、 （第一扩大组）21Z43根据 ，查机床主轴变速箱设计简明手册表 B-9 得 ，故mD80 61t1T；取模数 ，故最小齿数 =37.2t4621 342561m
10、inTZ参考金属切削机床设计取 。 ；在降速最大的一对 38min38i1齿轮副中， ，故 ，对于7641.38212buZ 14762Sz的齿轮副， ， ，得224.1bu 43ZSz 92432Zub。38,7643Z2.3.2 、 、 （基本组）6587Z109根据 ，参考机床主轴 变速箱设计简明手册 表 B-9 得 ，mD23 41t中心高为 200mm 的专用车床的主轴箱部件设计9故 ;取模数 ，故最小齿数mDtT5.1623123 35.162.5.62minTZ=17.5，参考 金属切削机床设计取 。 ，在降速最大的20min0i5一对齿轮副中， ，取 ，5641.203156a
11、uZ56Z72065ZSz对于 的齿轮副， ， ，得2241.au 7687ZSz 9.14.2872Zua67Z；同理，对于 的齿轮副， ，508 41.3au76109Sz，41.093Zua解得 。,292.3.3 减速齿轮 、1Z2电机通过 V 带传动到轴，轴与轴之间采用一对齿轮传动，可设计成传动比 ，模数也取 。213u50,123m2.4 带传动设计电动机转速 ，传递功率 ，传动比 ，两班in/rnkwP2. 22-14.u制，一天运转 16 小时，工作年数 15 年。（1）确定计算功率 取 ，则1.AKkwKAca（2）选取 V 带型 参考机械设计图 8-11 选 B 型带。（3
12、）确定带轮的基准直径和验算带速 v参考机械设计表 8-6 和表 8-8，取小带轮的基准直径 ，大带md10轮的基准直径 ，参考机械设计表 8-8 圆整取mid174.0212中心高为 200mm 的专用车床的主轴箱部件设计10md1802验算带速 ，式中 ， ，代入求得：061ndvmd10in/10rn，合适。3,5/2.4.3s（4）确定带传动的中心距 和带的基准长度a0L根据 ，得 ，取中心距210215.0dd 54018a。ma0参考机械设计表 8-2 选取带的基准长度 。mLd,带传动实际中心距 ；mLad5020（5）验算小带轮的包角 1一般不应小于 。12，合适。3.70.58
13、01ad（6）确定带的根数由 和 查机械设计表 8-4 得 ；同理，md1in/1rnakwP64.10参考机械设计表 8-4b 得 ；查机械设计表 8-5 得kwP23.0，故代入到公式8.0,9.Lk 5.10LcakpZ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，此处选取；2Z（7）计算带的张紧力 0F205.2qvkvZPca式中： 为带的传动功率, ；caPw为带速,m/s;vq 为每米带的质量， ；取 q=0.1 ;mkg/kg/中心高为 200mm 的专用车床的主轴箱部件设计11NF 39.15.6809.521.6450 2（8）计算作用在轴上的压轴力ZQ
14、 287sin3.152sin210 3.齿轮和轴的强度校核3.1 基本组齿轮 的校核65Z根据 GB10015-88 选取 为 7 级精度，其中 采用 40 （调质处理）205ZrC硬度为 280HBS，大齿轮 选用 45 钢（调质处理） ，硬度为 240HBS，两6者材料硬度相差 40HBS。3.1.1 齿面接触疲劳强度的校核（1）小齿轮的传递转矩 453531 10.407.1.910.9nPT；mN（2）齿宽系数参考机械设计表 10-7 取 ；6.d（3）小齿轮 分度圆直径 ；5ZmZd0235（4）齿数比 ；8.206543u（5）参考机械设计表 10-6 和图 10-21，选取材料
15、的弹性影响系数，小齿轮的接触强度极限 ，大齿轮的接触强度218.9MPaZE MPaH601lim极限 ；H0lim计算应力循环次数：设计工作寿命为 15 年，每年工作 300 天，两班制；931 104.530821456hjLnN中心高为 200mm 的专用车床的主轴箱部件设计120 992 164.8.104N参考机械设计图 10-19 取接触疲劳寿命系数 ， ；92.01HNK95.02HN计算接触疲劳许用应力，安全系数取 ，失效概率为 %；SMPaSKHN521609.1lim1.2li2（6）小齿轮圆周速度 smdnv51.60435 根据 ，7 级精度，由 机械设计图 10-8
16、得动载系数 ；smv51. 04.1vK设计的为直齿轮，所以 ；1FHK由机械设计表 10-2 查得使用系数 ；表 10-4 用插值法查得 7 级精25.A度，小齿轮相对轴承不对称布置时， ；36H故载荷系数 ;7.1.04.1HvAK齿面接触疲劳 2360.1258.95.225. 3431 udTZEHMPaPaH7.42所以齿面接触疲劳强度符合要求。3.1.2 齿根疲劳强度的校核（1）小齿轮的传递转矩 453531 10.407.1.910.9nPT；mN（2）齿宽系数参考机械设计表 10-7 取 ；.d（3）小齿轮 分度圆直径 ；5ZmZd60235中心高为 200mm 的专用车床的主
17、轴箱部件设计13（4）齿宽齿高比： ；85.732.5.mBhb参考机械设计图 10-13 取 ，载荷系数21,FHK；64.04.1FvAK（5）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 ，参考机械设计图 10-20c 和图 10-18，选取小4.S齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限,501MPaFE，弯曲疲劳寿命系数 ；MPaFE3802 93.0,2.1FNFNK因此有： aSKFENF 6.384.50911MP222（6）参考机械设计表 10-5 查得 4.,.1FaFaY67152SS齿根弯曲强度校核：1241211 .3.8603.12 FSaFdF MPaYmKT
18、224222 75.6.14.5. FSaFdF所以齿根弯曲疲劳强度符合要求。3.2 轴强度校核由于轴工作中受到的载荷最大，跨度也大，故选取轴进行校核。3.2.1 确定外加载荷（1）齿轮 的受力：381Z主轴的输入功率 ；kwPgr 684.097.5.05 主轴的输入扭矩： ；mNnT5.1955中心高为 200mm 的专用车床的主轴箱部件设计14齿轮 受到的切向力：762Z NdTFt 907218065.235齿轮 与 相互啮合，因此两者受到大小相等，方向相反的力，所3812以受到的切向力 ，径向力1ZNFt9071 NFtr 3290tan97an1 （2）齿轮 的受力：56切向力：
19、；NdTt 85210623564 径向力： ；Ftr tan5.8an6 3.2.2 计算弯矩轴的受力图如下：受力图（1）在 平面内，根据静力受力平衡可得 xoy 0F01631ttF0M542496tt代入数据求得 ；NF62,13OA 段： ；xxM中心高为 200mm 的专用车床的主轴箱部件设计15AB 段: ;41895304961 xxFxMt 312xBC 段： ；253 42弯矩图如下：弯矩图从图中可以看出 B 处弯矩最大，为 mNMBxoy9.137（2）在 平面内，根据静力平衡得到 yoz0F01642rF0 516rr代入数据求得 ；NF162,432OA 段： ；xxM
20、49AB 段： ；53862 xr 31249x中心高为 200mm 的专用车床的主轴箱部件设计16BC 段： ；54162541xFxM54132x得出弯矩图如下：弯矩图从弯矩图中可以看出 B 处弯矩最大，为 mNMByox1.373.2.3 校核轴的弯曲强度由弯矩图可知 B 处为危险截面，因此对 B 处进行弯矩校核。其合成弯矩 PaMyozx 8.142.379.122MadWBtB 05.4038.3 中心高为 200mm 的专用车床的主轴箱部件设计17所以轴弯曲强度符合要求。4. 轴承的选择和校核4.1 轴承的选择轴：前支承、后支承均选择 6205；轴：前支承选择 6205，中支承选择
21、 6206，后支承选择 6205；轴：前支承选择 6205，中支承选择 6208，后支承选择 6205；轴：前支承选择 234416B/P5,NN3016K/P6;后支承：选择 NN3013K/P6。4.2 轴承的校核轴的受力最大，故只需校核轴上的轴承。O 处的轴承受到的力： NFO17221C 处的轴承受到的力： C6343故校核 O 处的轴承。参考机械设计课程设计表 8-155，6205 的基本额定动载荷 ，基kNCr0.14本额定静载荷 ，参考机械设计表 13-6，表 13-5，取kNOr8.7， ；0,1YX41Pf当量动载荷 NXFfYOPar 8.1640724.1轴承的使用寿命
22、hPCnLrh 436346 .68.140001设计轴承的使用寿命为 4 年，每年工作 300 天，两班制，则，故寿命符合要求。hhO92.83hOL中心高为 200mm 的专用车床的主轴箱部件设计183、总结本次关于专用车床的主轴箱部件设计的课程设计告一段落了，虽然在其过程中遇到了许多问题，但在老师的指导下及其同学的帮助下，还是完成了此次任务。这次的课程设计中有许多我们比较生硬的知识，例如皮带轮的设计等，通过此次设计，不仅对我学过的课本知识进行了一次复习与巩固，也让我学到了平时接触较少的机械知识，让我明白了计算结合实际的重要性，培养我有关这方面的设计能力，为以后接触到相关的事情打下坚实的基
23、础。中心高为 200mm 的专用车床的主轴箱部件设计194、参考文献1 黄鹤汀主编。金属切削机床设计M北京：机械工业出版社，2009.122 濮良贵，纪名刚主编。机械设计M北京：高等教育出版社，2006.53 黄鹤汀主编。机械制造装备M北京：机械工业出版社，2009.124 陈秀宁，施高义主编。机械设计课程设计M杭州：浙江大学出版社，2007.45 刘鸿文主编。材料力学 M 北京：高等教育出版社，2004.46 陈于萍，周兆元主编。互换性与测量技术基础 M 北京：机械工业出版社，1997.67 葛文杰主编。机械原理 M 北京：高等教育出版社，2006.58 洪敏谦主编。理论力学 M 北京：高等教育出版社，2002.5
