1、毕业设计 普通车床主轴箱设计 - 1 -目录1. 概述- -31.1 机床课程设计的目的-31.2 车床的规格系列和用处-31.3 设计目的-32机床主要参数的确定-32.1 确定主轴各级转速-422 确定电动机型号-43拟定机床的传动方案-431 结构式的确定-432 传动结构式、结构网的选择-4321 确定传动组及各传动组中传动副的数目-4322 传动式的拟定-4323 结构式的拟定-43.3 绘制转速图-5331 确定各级转速并绘制转速图-5332 确定各变速组传动副的齿数-64绘制传动系统图- -85传动零件的初步计算-95.1 带传动设计-952 验算主轴转速误差-1153 传动轴直
2、径的确定-1254 主轴的设计与计算-14541 主轴直径的选择-14542 主轴内径的选择-14毕业设计 普通车床主轴箱设计 - 2 -543 前锥孔尺寸-14544 主轴前端悬伸量的选择-14545 主轴合理跨距和最佳跨距选-15546 主轴刚度的验算-16547 主轴挠度的校核-16548 主轴材料与热处理-1755 齿轮模数的初步计算-176主要零件的设计与验算-1761 齿轮模数的估算-1762 齿轮模数的验算-2063 轴承的选择与校核-22 631 一般传动轴上的轴承选择-22632 主轴轴承的类型-22633 轴承间隙调整-22634 轴承的较核-2464 摩擦离合器的计算-2
3、5641 确定摩擦面的对数-25642 轴向压紧力-26参考文献- -26毕业设计 普通车床主轴箱设计 - 3 -1.概述1.1 机床课程设计的目的机床课程设计，是在金属切削机床课程之后进行的实践性教学环节。其目的在于通过机床运动机械变速传动系统的结构设计，使学生在拟定传动和变速的结构的结构方案过程中，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，掌握基本的设毕业设计 普通车床主轴箱设计 - 4 -计方法，并培养学生具有初步的结构分析，结构设计和计算能力1.2 车床的规格系列和用处普通机床的规格和类型有系列型谱作为设计时
4、应该遵照的基础。因此，对这些基本知识和资料作些简要介绍。本次设计的是普通型车床主轴变速箱。主要用于加工回转体。车床的主参数（规格尺寸）和基本参数（GB1582-79，JB/Z143-79）工件最大回转直径D max(mm)正转最高转速nmax( )inr电机功率N（kw）公比 转速级数Z反转11 400 1600 5.5 1.41 12 级数 Z 反=Z 正/2；n 反max1.1n 正 max1.3 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、编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练，树立正确的
5、设计思想，掌握基本的设计方法，并具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。2.机床主要参数的确定2.1 确定主轴各级转速查标准数列表，主轴各级转速为（ ）min/r40；56；80；112；160；224；315；450；630；900；1250；1800.2.2 确定电动机型号已知电动机功率 P=5.5kw。电机转速 nd:因为 nmax =1800r/min ，根据 N=5.5 KW，由于要使电机转速 nd与主轴最高转速相近或相宜，以免采用过大的升速或过小的降速传动。所以初步定电机为：Y132S-4，电机转速 1440r/min。3.拟定机床的传动方案毕业设计 普通车床主轴箱设计 - 5 -
6、3.1 结构式的确定拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停、幻想、制动、操纵等整个传动系统的确定。传动型式则指传动和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的传动型式、变速类型。传动方案和型式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此，确定传动方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。传动方案有多种，传动型式更是众多，比如：传动型式上有集中传动，分离传动；扩大变速范围可用增加传动组数，也可用背轮结构、分支传动等型式；变速箱上既可用多速电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。显然，可能的方案有很多，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
7、.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、个传动副。即 321Z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：，可以有三种方案： baZ12=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，选择传动组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。在轴如果安置换向摩擦离合器时，为
8、减少轴向尺寸，第一传动组的传动副数不能多，以 2 为宜。主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴上齿轮少些为好。最后一个传动组的传动副常选用 2。综上所述，传动式为 12=232。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：， ， ，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。1263毕业设计 普通车床主轴箱设计 - 6 -3.3 绘制转速图3.3.1.确定各级转速并绘制转速图由 z = 12 确定各级转速：（ ）min/40inr41.min/r40；56；80；112；160；2
9、24；315；450；630；900；1250；1800.绘制的转速图如下： 电 1:2反7:89105634123:4反3.3.2 确定各变速组传动副的齿数毕业设计 普通车床主轴箱设计 - 7 -1 变速组 a:变速组 a 由 3 个传动副，其传动比分别为：。后两个传动比小于 1，取其倒数，按 u=1，1.41，2 查表41./,21u3-9, 查出符合三个传动比的齿数和 分别有：zs68、70、72、74、76、781azS68、70、72、73、75、774.2uz符合的有 72，可取 72,于是可得轴齿轮齿数分别为：36、30。z于是 ， ， 36/1a 42/02au可得轴上的三联齿
10、轮齿数分别为：36、42、 。2 变速组 b:变速组 b 由 2 个传动副，其传动比分别为：， 。后一个传动比小于 1，取其倒数，按141./,u4/3buu=1，2.82,查表 3-9, 查出符合两个传动比的齿数和 分别有：zs80、82、84、86、88、90、92、941bzS.82 81、84、86、87、89、90、922uz81、84、85、86、89、90、9143bz符合的有 84，90，可取 84,于是可得轴齿轮齿数分别为：43，29,17。zS于是 ， ，3/1bu57/29bu69/13bu可得轴上的三联齿轮齿数分别为：43、57，69。3 变速组 c:变速组 c 由 2
11、 个传动副，其传动比分别为：。后一个传动比小于 1，取其倒数，按 u=1.41，3.16 查表411./,u3-9, 查出符合两个传动比的齿数和 分别有：zs86、87、89、90、92、93、 9521czS毕业设计 普通车床主轴箱设计 - 8 -86、 89、90、91、94、9542cuzS符合的有 86，90、95，可取 95,于是可得轴齿轮齿数分别为：zS32、19。于是 ，32/61cu76/19cu可得轴上的三联齿轮齿数分别为：63、76。算得各齿轮的参数如下：(mm)齿数 模数 分度圆直径 齿根高 fh齿顶高 a齿根圆直径 fd齿顶圆直径 ad中心距1z36 90 83.75
12、95236 90 83.75 953z30 75 68.75 804422.51053.1252.598.75 110905z43 129 125.5 132643 129 125.5 1327z29 3 873.75 383.5 90129毕业设计 普通车床主轴箱设计 - 9 -8z57 171 167.5 174917 51 47.5 5410z69 207 203.5 210163 189 181.5 1952z32 96 88.5 1021319 57 49.5 6314z76 228 220.5 234142.54 绘制传动系统图根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可绘制出如下系统图：
13、毕业设计 普通车床主轴箱设计 - 10 -5.传动零件的初步计算 5.1 带传动设计电动机转速 n=1440r/min,传递功率 P=5.5KW,传动比 i=1440/900=1.6.1 确定计算功率 取 1.1，则AK6.05KW1.PKAd2选取 V 带型根据小带轮的转速和计算功率，选 B 型带。3确定带轮直径查表，小带轮最小基准直径 ,取 ，则md125inD140大带轮的直径为 。取标准值Di 406.12 m2毕业设计 普通车床主轴箱设计 - 11 -4计算带的速度验算带速度 106ndv其中 -小带轮转速，r/min；-小带轮直径，mm；1d，25,/5.10604.3smv符合要
14、求。5初定带传动的中心距设中心距为 ,则0a055（ ） a 2（ ）21d21d于是 200.2 a 728,初取中心距为 400mm。06计算带的基准长度带长 0212104)()(2addaLm9.137540)()(.32查表取相近的基准长度 ， 。dLm17计算带传动的实际中心距带传动实际中心距 mad 1.429.37540200 8验算小带轮的包角一般小带轮的包角不应小于 。10123.68 4.16357.412083.5701 o ooad毕业设计 普通车床主轴箱设计 - 12 -符合要求。9确定 V 带的根数LdkpZ)(0其中： - 时传递功率的增量；01i-按小轮包角
15、，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。95.20.96)2.01.(5Z取 Z=3 根10计算带的张紧力 0F20)5.2(mvkvZpFd其中： -带的传动功率 ,KW；dv-带速,m/s；m-每米带的质量，kg/m；取 q=0.17kg/m。v = 7.11m/s。NF 135.017.)96.052(3.1065 20 11计算作用在轴上的压轴力ZQ 7423.8sin2sin210 5.2 验算主轴转速误差转速误差： %1.4)(10)(, 标 标n为主轴的实际转速。,n dcbauD21,毕业设计 普通车床主轴箱设计 -
16、13 -min/92.376124810,1 rn，合格 %492.3同理， ，合格min/03.572rn1.48.5603.7，合格%.2.84.9i,/84.93，合格1.45.01.in,/5.124 rn，合格67.mi,/7.605，合格%1.45.0245in,/26 rn，合格31.i,/.3147，合格1.42.045.9min,/.98 rn，合格%637.28i,/7.629，合格1.42.091.0in,/1.01 rn，合格35.28mi,/.281，合格%1.4.014.0in,/4.0512 rn5.3 传动轴直径的确定1.计算转速毕业设计 普通车床主轴箱设计 -
17、 14 -1）各轴计算转速主轴的计算转速 min/124.03/213min rzj 取 ，轴的计算转速:160r/min,轴的计算转速：450r/min,轴的i/2rnj计算转速：900r/min。齿轮 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7计算转速 900 450 900 450 900 450450齿轮 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 Z13Z14计算转速 160 450 160 160 112 1601122.确定各传动轴的最小直径一般按扭转刚度初算传动轴直径：，其中4n91jNd轴为该轴传递的功率； 为该轴每米长度允许扭转角轴 1）轴的直径：， min/90,5.1rnkWN，
18、取 d=30mmd43.2.942）轴的直径.in/50,.51rnkN毕业设计 普通车床主轴箱设计 - 15 -,取 d=35mmmd24.305.9143）轴的直径：in/6,.1rnkWN,取 d=40mmmd2.3905.45.4 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） 。5.4.1 主轴直径的选择查表可以选取前支承轴颈直径D1=100 mm后支承轴颈直径 D2=(0.70.85)D 1=6376.5 mm 选取 D2=80 mm5.4.2 主轴内径的选择车床主轴由于要通过棒料，安装自
19、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)/2d1前轴颈处内孔直径d=(0.550.6)D=49.554 mm所以，内孔直径取 50mm5.4.3 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=44.399毕业设计 普通车床主轴箱设计 - 16 -5.4.4 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
20、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/D=0.61.5a=(0.61.5)D 1=60150 mm所以，悬伸量取 100mm5.4.5 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 。AK前后轴承均用 3182100 系列轴承，并采用前端定位的方式。查表 4.170DKA=17001001.4=1.07107 N/mm因为后轴承直径小于前轴承，取 4.1BAKKB =6.61105N/mm )1(6)03BAKaL其中 为参变量BAK综合变量 3aEIA其中E弹性模量，取 E=2.0105 N/mm2 I转动惯量，I=(D 4-d4)/64
21、=3.14(904-504)=1.81106mm4 =3aKEIA356106.98.=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4.1BAK交，由交点向左作水平线与纵坐标轴相交，得 L0/a=2.5。所以最佳跨距 L0L0=2.5a=2.5100=250 mm又因为合理跨距的范围 L 合理 =(0.751.5)L 0=187.5375 mm毕业设计 普通车床主轴箱设计 - 17 -所以取 L=260 mm5.4.6 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
22、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。切削力 Fz=3026N挠度 y A= EIaLFz3)(2= 652108.0.)(16=0.01y=0.0002L=0.0002260=0.052yAy倾角 A= EIaLF6)32(= 651080. )1=0.00011前端装有圆柱滚子轴承，查表 A=0.001rad A A 符合刚度要求。5.4.7 主轴挠度的校核 b=23a=298L通过受力分析，在主轴的两对啮合齿轮副中，靠近中间的一对齿轮对主轴中点处的挠度影响最大，所以，选择啮合的齿轮来进行校核：毕业设计 普通车床主轴箱设计 - 18 -挠度计算公式为： ，其中32yl
23、IEbFay1）主轴传递的转矩 mNT2.37.71Ndt 1.72)109/(/23Ftt .0822）主轴两支承间的跨距 l=530mm, a=298mm , b=232mm3）主轴的弹性模量：主轴选用的是 45 钢，弹性模量为 PaMaE150.210.24）主轴的惯性矩：464304 .)901(6)9()1(6 mdI 5）许用挠度 y=0.0002l=0.0002*530=0.106mm 105.5.13.014.01.2328462 ylIEbFay 符合要求5.4.8 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
24、至 HRC50 55，轴径应淬硬。5.5 齿轮模数的初步计算按下列公式初定模数：式中：32jnZNmN 为齿轮传递的功率，Z 式齿轮齿数，n 该齿轮的计算转速取齿数最少的齿轮计算。Z=19则 ，初选齿轮模数 m=489.31605.323 j6.主要零件的设计与验算6.1 齿轮模数的估算毕业设计 普通车床主轴箱设计 - 19 -根据齿轮弯曲疲劳的估算：mm32jznNm齿面点蚀的估算：mm370jnA其中 为大齿轮的计算转速，A 为齿轮中心距。jn由中心距 A 及齿数 、 求出模数： mm1z2 21zAmj根据估算所得 和 中较大的值，选取相近的标准模数。mj1）齿数为 36 与 36 的齿
25、轮N=5.5KW mm23.45036.27jnNA= mm 2.8540.3mm21zAmj37.6取模数为 2.52）齿数为 24 与 48 的齿轮mm03.2458.32m370jnNA= mm2.854.3mm21zAmj37.毕业设计 普通车床主轴箱设计 - 20 -取模数为 2.53）齿数为 30 与 42 的齿轮N=5.5KWmm 12.450.32m37jnNA= mm2.8540.3mm21zAmj37.取模数为 2.54）齿数为 42 与 42 的齿轮N=5.5KW mm9.216045.32m370jnNA= mm .1265.3mm21zAmj93.40取模数为 35）
26、齿数为 22 与 62 的齿轮N=5.5KWmm63.2105.32m= mm37jnNA3毕业设计 普通车床主轴箱设计 - 21 -mm21zAmj93.260取模数为 36）齿数为 63 与 32 的齿轮N=5.5KWmm 62.1035.2m7jnNA= mm3.12065.3mm21zAmj5.取模数为 37）齿数为 76 与 19 的齿轮N=5.5KWmm 7.2165.32m370jnNA= mm4.152.3mm21zAmj85.29763取模数为 36.2 齿轮模数的验算结构确定以后，齿轮的工作条件、空间安排、材料和精度等级等都已确定，才可能核验齿轮的接触疲劳和弯曲疲劳强度值是
27、否满足要求。根据齿轮的接触疲劳计算齿轮模数公式为： 3213)(160jjmSj nizNKimm毕业设计 普通车床主轴箱设计 - 22 -根据齿轮的弯曲疲劳强度计算齿轮模数公式为：mm275132jmsnYzNK式中：N-计算齿轮传递的额定功率-计算齿轮（小齿轮）的计算转速 r/minJ-齿宽系数 ， 常取 610；b-计算齿轮的齿数，一般取传动中最小齿轮的齿数；1z-大齿轮与小齿轮的齿数比， ；“+”用于外啮合， “-”号用于内i 12zi啮合；-寿命系数， ；3.5Ks qNnrKs-工作期限系数， ；3.6T mTC06齿轮等传动件在接触和弯曲交变载荷下的疲劳曲线指数 m 和基准循环次
28、数 Con-齿轮的最低转速 r/min;T-预定的齿轮工作期限，中型机床推荐：T=1500020000h;-转速变化系数nK-功率利用系数N-材料强化系数。幅值低的交变我荷可使金属材料的晶粒边界强化，起着q阻止疲劳细缝扩展的作用；（寿命系数）的极限S minax,SK当 ；minimax SSK时 ， 取时 ， 则 取-工作情况系数。中等冲击的主运动： =1.21.6；1 1-动载荷系数2-齿向载荷分布系数3Y-齿形系数；、 -许用弯曲、接触应力 MPaj1)齿数为 36 与 36 的齿轮KW5.Nmm9036.2mzd节圆速度 m/s12.45ndV由表 8 可得：取精度等级为 7 级 。
29、=1.2 2K2.1毕业设计 普通车床主轴箱设计 - 23 -19.07361mz由表 9 得： =1KqNnrsmTC0658.31074563T=0.71 nK.w.qK9786158.3s由表可知 maxS所以 取 Ks=0.6由表 11 许用应力知，可取齿轮材料为 45 整淬=1100MPa =320MPaj由表 10 可知 可查得 Y=0.453213)(160jjmSj nizNKi 03.24510367.2.)(16302j275132jmsYz82.10457.06.6所以 模数取 2.5 适合要求。同样可以校核其它齿轮的模数也符合要求。6.3 轴承的选择与校核机床传动轴常用
30、的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升。空载功率和噪音等方面，球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支承孔的加工精度要求都比较高，异常球轴承用得更多。但滚锥轴承的内外圈可以公开。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。选择轴承的型式和尺寸，首先取决于承载能力，但也要考虑其它结构条件。即要满足承载能力要求，又毕业设计 普通车床主轴箱设计 - 24 -要符合孔的加工工艺，可以用轻、中、或重系列的轴承来达到支承孔直径的安排要求。花键轴两端装轴承的轴颈尺寸至少有一个应小于花键的内径，一般传动轴承选用 G 级精度。6.3.1 一般传动轴上的轴承选择在传动轴上选择 302
31、00 系列的深沟球轴承，其具体的型号和尺寸如下表 3.3 所示表 3.3传动轴 轴承型号 30205 30206 30207轴承尺寸 2552 3062 35726.3.2 主轴轴承的类型主轴的前轴承选取 3182100 系列双列向心短圆柱滚子轴承。这种轴承承载能力大，内孔有 1：12 锥度，磨擦系数小，温升低，但不能承受轴向力，必须和能承受轴向力的轴承配合使用，因此整个部件支承结构比较复杂。图 3.16.3.3 轴承间隙调整为了提高主轴回转精度和刚度，主轴轴承的间隙应能调整。把轴承调到合适的负间隙，形成一定的预负载，回转精度和刚度都能提高，寿命、噪声和抗振性也有改善。预负载使轴承内产生接触变
32、形，过大的预负载对提高刚度没有明显效果，而磨损发热量和噪声都会增大，轴承寿命将因此而降低。毕业设计 普通车床主轴箱设计 - 25 -调整结构形式如下图所示：图 3.2调整说明：转动调整螺母，使内圈向大端移动。特点：结构简单。移动量完全靠经验，一旦调整过紧，难以把内圈退回。6.3.4 轴承的较核1) 滚动轴承的疲劳寿命验算 hTFKCfLlHnpAh 50或 Nflnhj 额定寿命 (h) 额定动载荷(N) 动载荷(N)hLCjC滚动轴承的许用寿命(h)，一般取 1000015000(h)T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/minnfcnf310n
33、寿命系数， hf 50hLf使用系数 AK毕业设计 普通车床主轴箱设计 - 26 -功 率 利 用 系 数HpK转化变化系数 齿轮轮换工作系数 当量动负荷(N)n lKF2)滚动轴承的静负荷验算静负荷 (N) 额定静负荷 (N)00CFjj0 0C安全系数 当量静载荷 (N) K 取 其 中 较 大 值或 raYX0(N)径 向 负 荷r、 静径向，轴向系数0XY校验第根轴上的轴承T=10000h查轴承样本可知，6204 轴承的基本额定动载荷=212000N =850 r/min C3jn 34.0851nf=096 =0.8 =0.81.AKHnHpKlFfLlnpAh50=30268.96
34、.142=21437500 )(hT同样可以较核其它轴承也符合要求。6.4 摩擦离合器的计算6.4.1确定摩擦面的对数摩擦面的对数 20pbfDTKZ式中：1）转矩 T=1134853.8N.mm2）安全系数 K=1.33) 摩擦片平均直径 m8504）摩擦片接触宽度 b=10mm5）摩擦系数 f=0.1毕业设计 普通车床主轴箱设计 - 27 -6）许用压强p=1.2MPa,基本许用压强 MPap12.0,取 Z=105.12.0861.3452220pbfDTKZ6.4.2 轴向压紧力轴向压紧力 其中：vbkQ0速度系数 =1.2vk NDp 3.5642.1861.0 参考文献：1. 冯辛安. 机械制造装备设计 机械工业出版社. 20072. 王启义，蔡群礼，胡宝珍. 金属切削机床设计. 东北工学院出版社. 19893. 黄鹤汀，俞光. 金属切削机床设计. 上海科学技术文献出版社. 19854. 顾熙棠，金瑞祺，刘谨. 金属切削机床. 上海科学技术出版社. 19935. 陈铁鸣. 机械设计. 哈尔滨工业大学出版社. 20066. 吴宗泽，罗圣国. 机械设计课程设计手册. 高等教育出版社. 2006
