车床主轴箱设计---参考.

中北大学信息商务学院课程设计说明书学生姓名：学号：系：机械自动化系专业：机械设计制造及其自动化题目：机床课程设计——车床主轴箱设计指导教师：马维金职称:教授黄晓斌职称:副教授2013年12月28日目录中北大学课程设计说明书2一、传动设计1.1电机的选择1.2运动参数1.3拟定结构式1.3.1确定变速组传动副数目1.3.2确定变速组扩大顺序1.4拟定转速图验算传动组变速范围1.5确定齿轮齿数1.6确定带轮直径1.6.1确定计算功率Pca1.6.2选择V带类型1.6.3确定带轮直径基准并验算带速V1.7验算主轴转速误差1.8绘制传动系统图二、估算主要传动件，确定其结构尺寸2.1确定传动件计算转速2.1.1主轴计算转速2.1.2各传动轴计算转速2.1.3各齿轮计算转速2.2初估轴直径2.2.1确定主轴支承轴颈直径2.2.2初估传动轴直径2.3估算传动齿轮模数2.4片式摩擦离合器的选择及计算2.4.1决定外摩擦片的内径0d2.4.2选择摩擦片尺寸2.4.3计算摩擦面对数Z2.4.4计算摩擦片片数2.4.5计算轴向压力Q2.5V带的选择及计算2.5.1初定中心距0a2.5.2确定V带计算长度L及内周长NL2.5.3验算V带的挠曲次数2.5.4确定中心距a中北大学课程设计说明书32.5.5验算小带轮包角1α2.5.6计算单根V带的额定功率rP2.5.7计算V带的根数三、结构设计3.1带轮的设计3.2主轴换向机构的设计3.3制动机构的设计3.4齿轮块的设计3.5轴承的选择3.6主轴组件的设计3.6.1各部分尺寸的选择3.6.1.1主轴通孔直径3.6.1.2轴颈直径3.6.1.3前锥孔尺寸3.6.1.4头部尺寸的选择3.6.1.5支承跨距及悬伸长度3.6.2主轴轴承的选择3.7润滑系统的设计3.8密封装置的设计四、传动件的验算4.1传动轴的验算4.2键的验算4.2.1花键的验算4.2.2平键的验算4.3齿轮模数的验算4.4轴承寿命的验算五、设计小结六、参考文献一、传动设计中北大学课程设计说明书41.1电机的选择主电机功率：4KW主轴最高转速：1500r/min选择Y112M-4型三相异步电动机。1.2运动参数根据公式maxminlg1lgnnZ变速范围Rn=minmaxvv＝1500/33.5=44.8＝1Z对于中型车床，＝1.26或＝1.41此处取＝1.41得转速级数Z=12。查《设计指导》P6标准数列表得转速系列为：33.5、47.5、67、95、132、190、265、375、530、750、1060、1500。1.3拟定结构式1.3.1确定变速组传动副数目实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合：12＝3×412＝4×312＝3×2×212＝2×3×212＝2×2×3在上列两行方案中，第一行的方案有时可以节省一根传动轴，缺点是有一个传动组内有四个传动副。如用一个四联滑移齿轮，则会增加轴向尺寸；如果用两个双联滑移齿轮，操纵机构必须互锁以防止两个双联滑移齿轮同时啮合，所以少用。根据传动副数目分配应“前多后少”的原则，方案12＝3×2×2是可取的。但是，由于主轴换向采用双向离合器结构，致使Ⅰ轴尺寸加大，此方案也不宜采用，而应选用方案12＝2×3×2。1.3.2确定变速组扩大顺序12=2×3×2的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有以下6种形式：A、12=21×32×26B、12=21×34×22C、12=23×31×26D、12=26×31×23E、12=22×34×21F、12=26×32×21中北大学课程设计说明书5根据级比指数要“前密后疏”的原则，应选用方案A。然而，对于所设计的机构，将会出现两个问题：ⅡⅠⅠⅡⅠⅡ①第一变速组采用降速传动（图a）时，由于摩擦离合器径向结构尺寸限制，在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合器的直径，使得Ⅰ轴上的齿轮直径不能太小，Ⅱ轴上的齿轮则会成倍增大。这样，不仅使Ⅰ-Ⅱ轴间中心距加大，而且Ⅱ-Ⅲ轴间的中心距也会加大，从而使整个传动系统结构尺寸增大。这种传动不宜采用。②如果第一变速组采用升速传动（图b），则Ⅰ轴至主轴间的降速传动只能由后两个变速组承担。为了避免出现降速比小于允许的极限值，常常需要增加一个定比降速传动组，使系统结构复杂。这种传动也不是理想的。如果采用方案C、12=23×31×26（图c）则可解决上述存在的问题。其结构网如下图所示：中北大学课程设计说明书61.4拟定转速图及验算传动组变速范围第二扩大组的变速范围R2＝6＝8，符合设计原则要求，方案可用。由第二扩大组的变速范围R2＝6＝8＝可知第二扩大组两个传动副的传动必然是传动比的极限值。所以转速图拟定如下：1.5确定齿轮齿数查《金属切削机床》表8－1各种传动比的适用齿数求出各传动组齿轮齿数如下表：变速组第一变速组a第二变速组b第三变速组c齿数和727290齿轮Z1*1Z2Z*2Z3Z*3Z4Z*4Z5Z*5Z6Z*6Z7Z*7Z齿数2448423019532448304260301872传动过程中，会采用三联滑移齿轮，为避免齿轮滑移中的干涉，三联滑移齿轮中最大和次大齿轮之间的齿数差应大于4。所选齿轮的齿数符合设计要求。1.6确定带轮直径1.6.1确定计算功率Pca由《机械设计》表8－7查得工作情况系数AK=1.1故maxR中北大学课程设计说明书7Pca＝AKP＝1.1×4＝4.4KW1.6.2选择V带类型据Pca、En的值由《机械设计》图8－11选择A型带。1.6.3确定带轮直径基准并验算带速V由《机械设计》表8－6、表8－8，取小带轮基准直径1d＝118mm。验算带速VV＝π1dEn/(60×1000)＝π×118×1440/(60×1000)＝8.897m/s因为5m/s＜V＜30m/s,所以带轮合适。定大带轮直径2d2d＝i1d（1－ε）＝（1440/750）×118×（1－0.02）＝222.03mmε――带的滑动系数，一般取0.02据《机械设计》表8－8，取基准直径2d＝224mm。1.7验算主轴转速误差主轴各级实际转速值用下式计算：n=nE(1-ε)21ddu1u2u3式中u1u2u3分别为第一、第二、第三变速组齿轮传动比；nE为电机的满载转速；ε取0.02。转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示：△n=|''nnn|≤10（Φ-1）%10×（1.41－1）%=4.1%其中'n主轴理想转速把数据依次代入公式得出下表主轴转速n1n2n3n4n5n6理想转速33.547.56795132190实际转速33.547.367.194.6133.4188.1转速误差%00.40.10.410.5中北大学课程设计说明书8主轴转速n7n8n9n10n11n12理想转速26537553075010601500实际转速265.2373.9527.2743.41054.51486.8转速误差%0.10.30.50.90.50.9转速误差满足要求，数据可用。1.8绘制传动系统图二、估算主要传动件，确定其结构尺寸2.1确定传动件计算转速2.1.1主轴计算转速主轴计算转速是第一个三分之一转速范围内的最高一级转速，即nj=nmin13Z=93.9r/min即n4=95r/min;2.1.2各传动轴计算转速轴Ⅲ可从主轴为95r/min按18/72的传动副找上去，似应为375r/min。但中北大学课程设计说明书9是由于轴Ⅲ上的最低转速132r/min经传动组c可使主轴得到33.5r/min和265r/min两种转速。265r/min要传递全部功率，所以轴Ⅲ的计算转速应为132r/min。轴Ⅱ的计算转速可按传动副b推上去，得375r/min。轴Ⅰ的计算转速为750r/min。各轴的计算转速列表如下轴ⅠⅡⅢⅣ计算转速nj750375132952.1.3各齿轮计算转速齿轮Z1*1Z2Z*2Z3Z*3Z4Z*4Z5Z*5Z6Z*6Z7Z*7Z齿数2448423019532448304260301872nj7503757501060375132375190375265132265375952.2初估轴直径2.2.1确定主轴支承轴颈直径据电机的功率参考《机械制造工艺金属切削机床设计指南》（以下简称《设计指南》）表4.2－3，取主轴前轴颈直径D1=80mm，后轴颈直径D2=（0.7～0.9）D1，取D2=60mm。2.2.2初估传动轴直径按扭转刚度初步计算传动轴直径d=4][91jnN式中d——传动轴危险截面处直径；N——该轴传递功率（KW）；N=dNη；η——从电机到该传动轴间传动件的传动效率（不计轴承上的效率），对估算传动轴直径影响不大可忽略；中北大学课程设计说明书10jn——该轴计算转速（r/min）；[]——该轴每米长度允许扭转角据《设计指导》P32这些轴取[]=1deg/m。根据传动系统图上的传动件布置情况初步估计各轴长度如下表轴ⅠⅡⅢⅣ长度640600740840对Ⅰ轴d＝4][91jnN＝411000640750496.091＝28mm对Ⅱ轴d＝4][91jnN＝41100060037597.096.0491＝35mm对Ⅲ轴d＝4][91jnN＝41100074013297.097.096.0491＝40mm考虑到轴是花键轴所以轴直径作为花键轴小径,据《设计指南》附表2.3－1取d1＝28mm，花键规格N×d×D×B(键数×小径×大径×键宽)＝8×32×28×7；d2＝35mm，花键规格N×d×D×B(键数×小径×大径×键宽)＝8×40×35×10；d3＝40mm，花键规格N×d×D×B(键数×小径×大径×键宽)＝8×45×40×12。综上对传动轴直径估算结果如下轴ⅠⅡⅢ直径283540花键6×32×28×76×40×35×106×45×40×122.3估算传动齿轮模数参考《设计指导》P36中齿轮模数的初步计算公式初定齿轮的模数中北大学课程设计说明书11按齿轮弯曲疲劳的估算mw≥323ZnNjmm按齿面点蚀的估算A≥3703jnNmmmj=*2iizzA式中N——该轴传递功率（KW）；N=dNη；η——从电机到该传动轴间传动件的传动效率（不计轴承上的效率）；jn——大齿轮的计算转速（r/min）；Z——所算齿轮的齿数；A——齿轮中心距同一变速组中的齿轮取同一模数，按工作负荷最重（通常是齿数最小）的齿轮进行计算，然后取标准模数值作为该变速组齿轮的模数。据《设计指导》P32取每两传动轴间传动件的传动效率η＝0.97传动组a中按齿轮弯曲疲劳的估算mw≥323ZnNjmm=3232475096.04＝1.91mm按齿面点蚀的估算A≥3703jnNmm＝370337596.04＝80.35mmmj＝*112zzAmm＝7235.802＝2.23mm取标准模数m＝2.5mm传动组b中按齿轮弯曲疲劳的估算中北大学课程设计说明书12mw≥323ZnNjmm=3231937597.096.04＝2.58mm按齿面点蚀的估算A≥3703jnNmm＝370313297.096.04＝112.6mmmj＝*332zzAmm＝726.1122＝3.13mm取标准模数m＝4mm传动组c中按齿轮弯曲疲劳的估算mw≥323ZnNjmm=3231837597.097.096.04＝2.60mm按齿面点蚀的估算A≥3703jnNmm＝37039597.097.096.04＝124.43mmmj＝*662zzAmm＝9043.1242＝2.77mm取标准模数m＝3mm2.4片式摩擦离合器的选择及计算2.4.1决定外摩擦片的内径0d结构为轴装式，则外摩擦片的内径0d比安装轴的轴径D大2～6mm有0d＝D+(2～6)＝36+(2～6)＝38～42mm取0d＝42mm2.4.2选择摩擦片尺寸参考《设计指导》P41表摩擦片尺寸及花键规格自行设计摩擦片的尺寸如图所示中北大学课程设计说明书132.4.3计算摩擦面对数ZzKZKvKmdpfMnK)D(101230