车床主轴箱设计说明书

中北大学课程设计任务书15/16学年第一学期学院：机械工程与自动化学院专业：机械设计制造及其自动化学生姓名：王前学号：1202014233课程设计题目：《金属切削机床》课程设计（车床主轴箱设计）起迄日期：12月21日〜12月27日课程设计地点：机械工程与自动化学院指导教师：马维金讲师系主任：王彪下达任务书日期：2012年12月21日课程设计任务书1. 设计目的：通过本课程设计的训练，使学生初步掌握机床的运动设计（包括主轴箱、变速箱传动链），动力计算（包括确定电机型号，主轴、传动轴、齿轮的计算转速），以及关键零部件的强度校核，获得工程师必备设计能力的初步训练同时巩固《金属切削机床》课程的基本理论和基本知识1. 运用所学的理论及实践知识，进行机床设计的初步训练，培养学生的综合设计能力；2•掌握机床设计（主轴箱或变速箱）的方法和步骤；3•掌握设计的基本技能，具备查阅和运用标准、手册、图册等有关技术资料的能力；4•基本掌握绘图和编写技术文件的能力设计内容和要求（包括原始数据、技术参数、条件、设计要求等）：1•机床的类型、用途及主要参数车床，工作时间：一班制，电动机功率：N=3KW，主轴最高、最低转速如下：nmax=1800rpm，nm^=40rpm变速级数：z=12。

2. 工件材料：45号钢刀具材料：YT153. 设计部件名称：主轴箱设计工作任务及工作量的要求〔包括课程设计计算说明书（论文）、图纸、实物样品等〕：设计任务1. 运动设计：根据所给定的转速范围及变速级数，，确定公比，绘制结构网、转速图、计算齿轮齿数2. 动力计算：选择电动机型号及转速，确定传动件的计算转速、对主要零件（如皮带、齿轮、主轴、轴承等）进行计算（初算和验算）设计工作量要求：1. 主轴箱展开图、剖面图各一张；2. 齿轮零件图一张；3. 机床传动系统图一张；4. 编写课程设计说明书一份A4>15页）课程设计任务书2. 主要参考文献：1陈易新•金属切削机床课程设计指导书•北京：机械工业出版社，1987.72范云涨.金属切削机床设计简明手册.北京：机械工业出版社,1994.73. 设计成果形式及要求:图纸和说明书6.工作计划及进度：2015年调查阶段12月21日~12月22日12月22日~12月24日设计阶段12月25日~12月26日考核阶段12月27日最终答辩答辩或成绩考核系主任审查意见:签字：目录1. 机床总体设计5主传动系统运动设计52.1拟定结构式52.2结构网或结构式各种方案的选择62.2.1传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围62.2.2基本组和扩大组的排列顺序62.3绘制转速图72.4确定齿轮齿数72.5确定带轮直径82.6验算主轴转速误差82.7绘制传动系统图8估算传动件参数确定其结构尺寸103.1确定传动见件计算转速103.2确定主轴支承轴颈尺寸103.3估算传动轴直径103.4估算传动齿轮模数103.5普通V带的选择和计算11结构设计.124.1带轮设计124.2齿轮块设计124.3轴承的选择134.4主轴主件134.5操纵机构、滑系统设计、封装置设计134.6主轴箱体设计134.7主轴换向与制动结构设计13传动件验算145.1齿轮的验算145.2传动轴的验算165.3花键键侧压溃应力验算195.4滚动轴承的验算205.5主轴组件验算205.6主轴组件验算132. 参考文献14机床总体设计轻型车床是根据机械加工业发展需要而设计的一种适应性强，工艺范围广，结构简单，制造成本低的万能型车床。

它被广泛地应用在各种机械加工车间，维修车间它能完成多种加工工序；车削内圆柱面，圆锥面，成形回转面，环形槽，端面及内外螺纹，它可以用来钻孔，扩孔，铰孔等加工机床结构布局：(1) 确定结构方案1)主轴传动系统采用V带，齿轮传动2) 传动型采用集中传动3) 主轴换向，制动采用双向片式摩擦离合器和带式制动器4) 变速系统米用多联划移齿轮变速5) 润滑系统采用飞溅油润滑2) 布局采用卧式车床常规的布局形式机床主要由主轴箱，皮鞍，刀架，尾架，进给箱，溜扳箱，车身等6个部件组成1. 主传动系统运动设计2.1拟定结构式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：1)12=342)12=433)12=3224)12=2325)12=223在上述的方案中1和2有时可以省掉一根轴缺点是有一个传动组内有四个传动副如果用一个四联滑移齿轮的话则会增加轴向尺寸；如果用两个滑移双联齿轮，则操纵机构必须互梭以防止两个滑移齿轮同时啮合所以一般少用3、4、5方案可根据下面原则比较：从电动机到主轴，一般为降速传动接近电动机处的零件，转速较高从而转矩较小，尺寸也较小如使传动副较多的传动组放在接近电动机处，则可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件就可少些，就省材料了。

这就是“前多后少”的原则从这个角度考虑，以取12=322的方案为好设计的机床的最高转速nmax=2000rpm最低转速nmin=160rpm变速范围尺二皿=12.5Z=12nminRn=1800=甲11=45公比为①=1.4140主轴转速共12级分别为4056.479.5112.1158.1222.9314.3443.2624.9881.11242.41800则最大相对转速损失率：141—1Amax100%=29%1.41选用3kw的电动机型号为Y100L2-4转速为1420r/min2.2结构网或结构式各种方案的选择在12=223中，又因基本组和扩大组排列顺序的不同而有不同的方案可能的六种方案，其结构网和结构式见下面的图在这些方案中可根据下列原则选择最佳方案2.2.1传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围在降速传动时，为防止被动齿轮的直径过大而使径向尺寸太大，常限制最小传动比imin-1/4在升速时，为防止产生过大的震动和噪声，常限制最大传动比i乞2因此主传动链任一传动组的最大变速范围一般为RmaxUmax岂8-10umin方案a、b、c、d是可行的方案d、f是不可行的2.2.2基本组和扩大组的排列顺序a：12=312326b:12=322126c:12=322621d：12=312623e:12=34212?f:12=342?N在可行的四种方案a、b、c、d中，还要进行比较以选择最佳的方案。

原则是中间传动轴变速范围最小的方案因为如果各方案同号传动轴的最高转速相同，则变速范围小的，最低转速较高，转矩较小，传动件的尺寸也就可以小些比较图中的方案abce，方案a的中间轴变速范围最小，鼓方案a最佳如果没有别的要求，则计量使扩大顺序和传动顺序一致ZZ///XX/&汽;XxSdX\\、zl/A•//AXXN乂77X\\jf//\X\r\a)c)e)y/c?x///C//忙\\\\\、■■b)2.3绘制转速图-、/f-~._-_r\-hd)图1-12级结构网的务种方案一jT//U二■---^\f)J—电动机1II111IV1420(r/min)16001000800630500400315250200160—57:迄¥°:1367~-~_一36:3642:42◎崇40vq:44\J—\\\2\\lX\XJ2\\:5s\\lV

查表的小带轮直径推荐植为100取Di为120mm大带轮直径D2=」D^136mm2.6验算主轴转速误差主轴各级实际转速值的计算公式为：dd1“\n=nE—(1-；)uaubucdd2式中：虫、Ua、Ua分别为第一、第二、第三变速组齿轮传动比.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二上际标准汨0(—1)%n实际表2-转速误差表主轴转速门8n10山1n12标准转速r/min18001242.4881.1624.9443.2314.3222.9158.1112.179.556.440实际转速r/min18381273.8900.5636.455.3343.2236.2171.2133.184.362.443转速误1.92.02.31.90.31.41.41.30.31.21.31.8差%转速误差用实际转速和标准转速相对误差应<2.6%由计算结果可知满足要求2.7绘制传动系统图图3-传动系统图3 •估算传动件参数确定其结构尺寸1确定传动见件计算转速表3-传动件计算转速传轴齿轮动件IIIIIIIV乙乙Z3乙Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14计算转速71035512590710710710500710355710710355125125250355903.2确定主轴支承轴颈尺寸根据《机床课程设计指导书》主轴的驱动功率为4kw,选取前支承轴颈直径：U=80mm。

后支承轴颈直径：D2=(0.7-0.85)D^56~68取:D2二60mm3估算传动轴直径表4-估算传动轴直径计算公式轴号计算转速njr/min电机至该轴传动效率n输入功率Pkw允许扭转角［毋］deg/m传动轴长度mm估计轴的直径Mm花键轴尺寸NxdxDxBI12500.982.941.5400206x21x25江5II]8000.98*0.9952.871.540022.36汉23疋26汽6H—CMv4IPd_9"4F\nciii4000.9*0.995*0.992.771.550026.36汉26汉30汽63.4估算传动齿轮模数根据计算公式计算各传动组最小齿轮的模数估算公式为：按齿轮接触疲劳强度：mH=267Ah3「炸巴-1、VmncZi^HPu按齿轮弯曲疲劳强度：mF=2673“KPYfsV屮mncZg表5-估算齿轮摸数传动组小齿轮齿数比u齿宽系数屮m传递功率P载荷系数K系数Ah系数Af许用接触应力°HP许用齿根应力口FP计算转速系数Yfs模数mH模数mF选取模数m第变速组Z5281.672.941611110051812504.361.351.242第变速组Z7281.992.87161111005188004.471.371.312乙1262.572.77161111005184004.71.941.8723.5普通V带的选择和计算设计功率Pd=KaP(kw)即卩：巳=1.03=3kw皮带选择的型号为A型两带轮的中心距Ao=(0.6-2)(0•D2)mm=330mm。

中心距过小时，胶带短因而增加胶带的单位时间弯曲次数降低胶带寿命；反之，中心距过大，在带速较高时易引起震动计算带的基准长度：江(dd2一dd2)2Ld=2代(ddidd2)二」1062.1mmo24代按上式计算所得的值查表选取计算长度L及作为标记的三角带的内圆长度Ln=1000标准的计算长度为L=LnY=1025mm实际中心距A=a、a2-8(D2-DJ2a=2L—二(DjD2)=2050「専浜256=1246A=311.4mmA：h：01L)，0-02L=20.5是为了为了张紧和装拆胶带的需要，中心距的最小调整范围为：张紧调节量为,(h+0.01L)是为装拆调节量,h为胶带厚度.定小带轮包角带速0o=180_畧邑竺_120求得汀/770合格A二Dgv二60000二120142060000二8.29m/s对于A型带5v25m/s,所以合格.带的挠曲次数：1000mv100028.29u=L1025s'二仃/代-1_40s」合格带的根数ncC1其中：no-单根三角带能传递的功率G-小带轮的包角系数Z33取3根三角带1.41•结构设计3. 1带轮设计根据V带计算，选用3根A型V带由于I轴安装了摩擦离合器，为了改善它们的工作条件，保证加工精度，采用了卸荷带轮结构。

2. 2齿轮块设计机床的变速系统采用了滑移齿轮变速机构根据各传动组的工作特点，基本组的齿轮采用了销钉联结装配式结构第二扩大组，由于传递的转矩较大，则采用了整体式齿轮所有滑移出论与传动轴间均采用了花键联结从工艺的角度考虑，其他固定齿轮也采用花键联结由于主轴直径较大，为了降低加工成本而采用了单键联结4.3轴承的选择为了安装方便I轴上传动件的外径均小于箱体左侧支承孔直径并采用0000型向心球轴承为了便于装配和轴承间隙IIIII轴均采用了2700E型圆锥滚子轴承V轴上的齿轮受力小线速度较低采用了衬套式滚动轴承滚动轴承均采用E级精度4.4主轴组件本车床为普通精度级的轻型机床，为了简化结构，主轴采用了轴向后端定位的两支承主轴主件前轴承采用了3182000型双列圆柱滚子轴承，后支承采用了46000型角接触球轴承和8000型单向推力球轴承为了保证主轴的回转精度，主轴前后轴承均用压块式防松螺母调整轴承的间隙主轴前端采用了圆锥定心结构型式前轴承为C级精度，后轴承为D级精度4.5操纵机构为了适应不同的加工状态，主轴的转速经常需要调整根据各滑依齿轮变速传动组的特点，分别采用了集中变速操纵机构和单独操纵机构滑系统设计主轴箱采用飞溅式润滑。

油面高度为65mm左右，甩油轮浸油深度为10mm左右润滑油型号为：HJ3O封装置设计I轴轴颈较小，线速度较低，为了保证密封效果，采用了皮碗式接触密封而主轴直径大，线速度较高，则采用了非接触式密封卸荷皮带轮的润滑采用毛毡式密封，以防止外界杂物进入4.6主轴箱体设计箱体外形采取了各面间直角连接方式，使箱体线条简单，明快主轴箱采用了箱体底面和两个导向块为定位安装面，并用螺钉和压板固定安装简单，定位可靠4.7主轴换向与制动结构设计本机床属于万能性的轻型车床，适用于机械加工车间和维修车间主轴换向比较频繁，采用了结构简单的双向片式摩擦离合器其工作原理是，移动滑套，钢球沿斜面向中心移动并使滑块、螺母左移，压紧摩擦片，实现离合器啮合摩擦片间间隙可通过放松销，螺母来进行调整制动器采用了带式制动器，并根据制动器设计原则，将其放置在靠近主轴的较高转速的III轴上为了保证离合器与制动器的联锁运动，采用一个操纵手柄控制3. 传动件验算以II轴为例，验算轴的弯曲刚度，花键的挤压应力，齿轮模数及轴承寿命4 .1齿轮的验算验算变速箱中齿轮强度时，应选择相同模数承受载荷最大齿数最小的齿轮进行接触和弯曲疲劳强度计算一般对高速传动的齿轮验算齿面接触疲劳强度，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲疲劳强度。

对硬齿面软齿心渗碳淬火的齿轮要验算齿根弯曲压力接触压力的验算公式：j]2081103；（u—OQKzGKsNZm：uBnj520810KiK2&KsNZm2BYnj520810KiK2&KsNZm2BYnj弯曲应力的验算公式:第一传动组第二传动组第三传动组齿轮传递功率N2.942.872.77齿轮计算转速nj1250800400齿轮的模数m222齿宽B141624小齿轮数Z282826大齿轮与小齿轮齿数比U1.61.92.5寿命系数Ks111速度转化系数Kn（接触载荷）0.740.780.98弯曲载何0.90.920.88功率利用系数Kn（接触载荷）0.580.580.58弯曲载何0.780.780.78材料利用系数Kq（接触载荷）0.760.730.73十wl弯曲载何0.770.750.75工作情况系数心1.51.51.5动载荷系数K2111齿向载荷分布系数K31.051.051.05齿形系数Y0.4380.4400.430其中：寿命系数KsKs二KtKnQKqKt-工作期限系数Kt二m60niTCoT-齿轮在机床工作期限（Ts）的总工作时间hT=15000-2000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=Ts，P为该变速组的传动副数Prpm)m一齿轮的最低转速（c0-基准循环次数m-疲劳曲线指数Kn-转速变化系数KP-材料强化系数©二Ksmax，大载低速传动件可能存在©二Ksmax，大载低速传动件可能存在稳定工作用量载荷下Ks的极限值Ks=1。

高速传动件可能存在©一©max的情况，此时取Ks乞Ksmin的情况，此时取©二Ksmin；当Ksmin*K^：：K时取计算值110.432020811022832.91.51.052.871.916800二272.8650=702.951100=702.9511002081103；2.61.51.0512.94228\21412505208101.51.0512.94428140.43812505208汉10汇1.5I.05汉1X2.87一ccic”二w149.052754x28汽16汽0.440^800-816.491370-816.4913702081103351.51.0512.77226；2.526400=209.52802081051.51.052.774260.4384002传动轴的刚度验算对于一般传动轴要进行刚度的验算，轴的刚度验算包括滚动轴承处的倾角验算和齿轮的齿向交角的验算如果是花键还要进行键侧压溃应力计算以U轴为例，验算轴的弯曲刚度、花键的挤压应力数40）上所受的切向力Ft2，径向力Fr2的合力各传动力空间角度如图6所示，根据表11的公式计算齿轮的受力5.3计算挠度、倾角6-9.55x10xPT—传递功率Pkw转速nr/min传动转矩TN•mm齿轮压力角a0齿面摩擦角Y0齿轮35齿轮40切向力F1N合力F1NF1在X轴投影Fz1NF1在Z轴投影Fz1N分度圆直径d1mm切向力Ft2N合力F2NF1在X轴投影Fz2NF1在Z轴投影Fz2N分度圆直径cbmmn2TFt=dF=Ftcos®®=a+1d=zm2.87800120666OODOOCaK)88815.74从表8计算结果看出，U轴在X、Z两个平面上均受到两个方向相反力的作用。

根据图7所示的轴向位置，分别计算出各平面挠度、倾角，然后进行合成根据《机械制造工艺、金属切削机床设计指导》(李洪主编)书中的表2.4-14,表2.4-15计算结果如下：m=69e=201c=102.5f=167.51=270E=2.1x105MPan=l-x=151.251」45.7104>2211493.185644>2211493.185646EIL.4ndI=64图7轴U挠度、倾角分析图(1)xoy平面内挠度y'xy'x6EIL22222-n-m)-Fx2c(l-n-c)]=151.259.810[117.669(2702-151.25-692)-756102.5(2702-151.252-102.52)]=-0.00066(2)zoy平面内挠度IIx—n2—m2)—Fz2c(l2-n2—c2)]-151.259.810[858.369(270-151.252-692)-756102.5(2702-151.252-102.52)]=0.0096「2八.y'xy'=‘0.0006620.009$二0.0096查表得其许用应力为0.0003X270=0.081，即0.0048〈0.081，则挠度合格。

4)左支承倾角计算和分析xoy平面力作用下的倾角1二五[Fxime(le)-Fx2Cf(lf)]=9.810」4[117.669201(270201)756102.5167.5(270167.5)]二0.0000922zoy平面力作用下的倾角1A"f)]=9.810」4[858.369201(270201)756102.5167.5(270167.5)]=0.00033c.倾角合成=■,(0.0000922)2-(0.00033)2=3.410，查表得其许用倾角值为0.0006，则左支承倾角合格5)右支承倾角计算和分析xoy平面力作用下的倾角叫1[Fx1me(le)-Fx2Cf(lc)]6EIL=「5.710*[117.669201(27069)-756102.5167.5(270102.5)]-9.810”zoy平面力作用下的倾角=-5.710J4[858.3269201(27069)-756102.5167.5(270102.5)]=2.610“倾角合成-〔(9.810冷2(2.610冷2=1.110，查表得其许用倾角值为0.0006，则右支承倾角合格5.4花键键侧压溃应力验算花键键侧工作表面的挤压应力为：8Tmax

5.5滚动轴承的验算机床的一般传动轴用的轴承，主要是因为疲劳破坏而失效，故应进行疲劳寿命验算滚动轴承的疲劳寿命验算：轴承寿命Lh-500(CfnKaKhpKi石)[h]E[T][h];-寿命指数，滚子轴承；二103Kl-齿轮轮换工作系数0.75KA—使用系数，Ka=1.1Khp-功率利用系数（0.8）KHn-转速变化系数（0.96）比一轴承的计算转速（800rpm）fn—速度系数,F二XFrYFaF-当量动载荷Fr一径向载荷Fa-轴向载荷X—径向系数Y—轴向系数C-滚动轴承尺寸所表示的额定动负荷（20800N）经过计算F=418.5N10208007.38三人"Lh=500（）3=1.2910T合格1.10.960.8418.55.6主轴组件验算前轴承轴径0二80mm，后轴承轴径D?二60mm求轴承刚度主轴最大输出转矩：P3T=9550955090.95Nmmn315根据主电动机功率为3kw则床身上最大回转直径D=320mr刀架上最大回转直径D^160主轴通孔直径^32mm,最大工件长度1000mm床身上最大加工直径为最大回转直径的60%也就是192mn故半径为0.096m0.096切削力（沿y轴）Fc二90炎=947.4N背向力（沿x轴）Fp=0.Fc=43N7故总的作用力FfF2*Fp2-1059N此力作用于顶尖间的工件上，主轴和尾架各承受一半，故主轴端受力为F/2=529.6N主轴孔径初选为40根据结构选悬伸长度a=120mm在计算时，先假定初值l/a=3l=312^360mm前后支承的支反力RA和RBRa上=529.6480=706N2l360Fa120RB529.6176.5N2l360轴承的刚度：iz=52,La=9,Fr=C/10=9.42KNKA=3.39Fr0.1la0.8(iz)0.9cod9\=3.3994200.190.8(52)0.9cod90=1721.8N/um初步计算时，可假定主轴的当量外径de为前后轴承的轴径的平均值。

228de=(8060)/2=70故惯性矩为：1=0.05(0.07-0.04)=7210前轴承为轴承代号为3182116后轴承为轴承代号为46211和型号为8212Ka=3.3994200.19°"152°.^1721.8N/umKB=1.183Frdb(iz)2cos5-：」1.183Frdb(iz)2cos5：=1.183476010.716182cos5251.183577010.716182cos530=250.6252.2=502.8N/umEAEA©a2.110117210"1721.80.123106=0.051心=3.42KB—1.5a最佳跨距lo-1201.^180mm36.参考文献1. 戴曙主编.金属切削机床.北京：机械工业出版社，1993.5陈易新.金属切削机床课程设计指导书.北京：机械工业出版社，1987.72. 范云涨.金属切削机床设计简明手册.北京：机械工业出版社,1994.7。