1、长春理工大学光电信息学院 课程设计任务书 学 院：机电工程分院 专 业：机械设计制造及其自动化 学 生 姓 名： 课程设计题目：普通机床主轴箱部件设计 指 导 教 师： 机械制造装备设计课程设计任务书 长春理工大学光电信息学院课程设计说明书 - 1 - 1 普通车床（I 型）主轴箱部件设计 11 最大加工直径为 320 mm 的普通车床的主轴箱部件设计 1 原始数据 题 目主轴技术数据 6（16-18） 7（19-21） 8（22- 24） 9（25- 27） 10（28- 30） 主电动机功率（kW） 4 4 4 4 4 主电动机转速 （r/min） 1450 1450 1450 1450
2、1450 nmax（r/min） 1400 1600 1800 2000 2500 nnim（r/min） 31.5 35.5 40 45 56 1.41 1.41 1.41 1.41 1.41 2 工艺要求 （1）要求主轴正反转。 （2）加工工件的材料为钢铁。 （3）采用硬质合金刀具。 （4）机床精度等级为普通级。 12 设计内容 1运动设计 根据给定的转速主传动的结构网、转速图、传动系统图、计算齿轮齿数。 2动力计算 选择电动机型号，对主要零件（如带轮、齿轮、主轴、传动轴、轴承等） 进行计算（初算和验算） 。 3绘制图纸 （1）机床主传动系统图（画在说明书上） 。 （2）主轴箱部件展开图及
3、主剖面图。 （3）主轴零件图 长春理工大学光电信息学院课程设计说明书 - 2 - 4编写设计说明书 1 份 课程设计说明书 目录 一、 概述 1.1 机床课程设计的目的4 1.2 车床的规格系列和用处.4 1.3 操作性能要求.4 二、参数的拟定 2.1 确定转速范围.5 2.2 主电机的选择.5 三、传动设计 3.1 主传动方案拟定.5 3.2 传动结构式、结构网的选择.5 3.2.1 确定传动组及各传动组中传动副的数目6 3.2.2 传动式的拟定6 3.2.3 结构式的拟定6 3.3 转速图的拟定.7 四、传动件的估算 4.1 三角带传动的计算.8 4.2 传动轴的估算.10 长春理工大学
4、光电信息学院课程设计说明书 - 3 - 4.2.1 传动轴直径的估算11 4.3 齿轮齿数的确定和模数的计算 4.3.1 齿轮齿数的确定13 4.3.2 齿轮模数的计算13 4.3.3 齿宽的确定14 4.4 带轮结构设计15 五、动力设计 5.1 主轴刚度验算 5.1.1 选定前端悬伸量 C.16 5.1.2 主轴支承跨距 L 的确定16 5.1.3 计算 C 点挠度16 5.2 齿轮校验19 六、结构设计及说明 6.1 结构设计的内容、技术要求和方案.20 6.2 展开图及其布置.21 6.3 齿轮块设计.21 6.3.1 其他问题22 6.4 主轴组件设计.22 七、总结23 一、概述
5、长春理工大学光电信息学院课程设计说明书 - 4 - 1.1 机床课程设计的目的 课程设计是在学生学完相应课程及先行课程之后进行的实习性教学环节， 是大学生的必修环节，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
6、是普通型 车床主轴变速箱。主要用于加工回转体。 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 320 2500 4 1.41 12 表 1 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数 1.3 操作性能要求 （1）具有皮带轮卸荷装置 （2）手动操作纵双向摩擦片离合器实现主轴的正反转及停止运动要求 长春理工大学光电信息学院课程设计说明书 - 5 - （3）主轴的变速由变速手柄完成 二、参数拟定 2.1 确定转速范围 查金属切削机床表得： 56r/min，80r/min，112r/min ，160r/min，224r/min，31
7、5r/min，450r/min，630r/ min，900r/min，1250r/min ，1800r/min， 2500r/min。 2.2 主电机的选择 合理的确定电机功率，使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要， 又不致使电机经常轻载而降低功率因素。 已知电动机的功率是 4KW，根据车床设计手册附录表 2 选 Y132S-4， 额定功率 5.5KW，满载转速 1440r/min，最大额定转矩 2.3N/m。 三、传动设计 3.1 主传动方案拟定 拟定传动方案，包括传动形式的选择以及开停、换向、制动、操作等整个 传动系统的确定。传动形式指传动和变速的元件、机构以及组成、安排不同特 点的
8、传动形式、变速类型。 传动方案和形式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此， 确定传动方案和形式，要从结构、工艺、性能及经济等方面统一考虑。 传动方案有多种，传动形式更是众多，比如：传动形式上有集中传动、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、分支传动等形式； 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。 长春理工大学光电信息学院课程设计说明书 - 6 - 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 采用集中传动形式的主轴变速箱。 3.2 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
9、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。Z 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： 有以下三种方案：ba 12=322. 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。 主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴上的齿轮少些为好。 最后一个传动组的传动副常选用 2。 综上所述，传动式为 12=32 2。
10、3.2.3 结构式的拟定 传动副应前多后少的原则，故 12=3 2 2 传动式，有 6 种结构式和对应 的结构网。又因为传动顺序应前密后疏，变速组的降速要前慢后快，所以结构 式为： 长春理工大学光电信息学院课程设计说明书 - 7 - 12=3 2 2136 3.3 转速图的拟定 电动机 I II III IV 图 1 正转转速图 图 2 主传动系图 长春理工大学光电信息学院课程设计说明书 - 8 - 四、 传动件的估算 4.1 三角带传动的计算 三角带传动中，轴间距 A 可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有 打滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大， 机床中常用作电
11、机输出轴的定比传动。 (1)选择三角带的型号 根据公式： 1.56.0caPKKW 式中 P-电动机额定功率， -工作情况系数 a 查机械设计图 8-8 因此选择 A 型带，尺寸参数为 B=80mm， =11mm，h=10， 。db40 (2)确定带轮的计算直径 ，D 带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径 不宜过小，即 。查机械设计表 8-3，8-7 取主动轮基准直径Dmin =100m 由公式 12Dn 式中： -小带轮转速， -大带轮转速， -带的滑动系数，一般取 0.02。nn 所以 ，由机械设计 A表 8-7 取园整为2140.20.58Dm 224mm。 长
12、春理工大学光电信息学院课程设计说明书 - 9 - (3)确定三角带速度 按公式 13.425109.42606DnmVs (4)初定中心距 带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内 选取： 根据经验公式 取 ，取120120.7DADm1254698m =600mm.0A (5)三角带的计算基准长度 L ADAL20 4153.1426257.930m 由 机械设计 表 8-2，圆整到标准的计算长度 180Lm (6)验算三角带的挠曲次数 ，符合要求。 10.3140smvuL次 (7)确定实际中心距 A00A6180752642m（ ） (8)验算小带轮包角 ，主动轮
13、上包角合适。000211857912DA (9)确定三角带根数 Z 根据机械设计式 8-22 得 长春理工大学光电信息学院课程设计说明书 - 10 - 0calpzk 传动比 1240/81.vi 查表 8-5c，8-5d 得 = 0.15KW, = 1.32KW0p0p 查表 8-8， =0.98；查表 8-2， =0.96klk 6.05Z4.31.32981. 所以取 根5 (10)计算预紧力 查机械设计表 8-4，q=0.1kg/m 20 2.51650.754749813.capFqvvzkN 4.2 传动轴的估算 传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在 反复
14、载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高， 不允许有较大变形。因此疲劳强度一般不失是主要矛盾，除了载荷很大的情 况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变 长春理工大学光电信息学院课程设计说明书 - 11 - 形。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。 4.2.1 传动轴直径的估算 4jPdKAmN 其中：P-电动机额定功率 K-键槽系数 A-系数 -从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积； -该传动轴的计算转速。jn 计算转速 是传动件能传递全部功率的最低转速。各传动件的计算转速可j 以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。 查机械制造
15、装备设计表 3-8 取 I，IV 轴的 K=1.05，A=100；II，III 轴 是花键轴，取 K=1.06，A=2.0。 所以 ， 取 30mm415.096(92.)25.381dm , 取 35mm42098(.) 27.4m , 取 40mm435.6(91.0) 38.515d 此轴径为平均轴径，设计时可相应调整。 长春理工大学光电信息学院课程设计说明书 - 12 - 4.3 齿轮齿数的确定和模数的计算 4.3.1 齿轮齿数的确定 当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮 齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数，如传 动比是标准公比的整数
16、次方时，变速组内每对齿轮的齿数和 及小齿轮的齿zS 数可以从表 3-6（机械制造装备设计）中选取。一般在主传动中，最小齿数 应大于 1820。采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三 联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于 4，以保证滑移是齿轮外 圆不相碰。 第一组齿轮： 传动比： , u2=1/1.26,u3=1/1.5810u 查机械制造装备设计表 3-6，齿数和 取 72zS =36， =42， =32,Z4=36,Z5=32,Z6=42；Z23Z 第二组齿轮： 传动比： ,u2=1/2， 10u 齿数和 取 72： Z7=36，Z8 =24，Z9=36,Z10=48；
17、zS 第三组齿轮： 传动比：u1=1.58,u2=1/2.52 齿数和 取 72： Z11=43，Z12 =20，Z13=27，Z14=50;zS 长春理工大学光电信息学院课程设计说明书 - 13 - 4.3.2 齿轮模数的计算 (1) 一般同一变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷最重的小齿轮按简化 的接触疲劳强度公式计算 3221168djmjjiNmZn 式中： 按疲劳接触强度计算的齿轮模数jm 驱动电机功率 计算齿轮的计算转dNKWjn 速 rp 大齿轮齿数和小齿轮齿数之比 小齿轮齿数i 1i1Z 齿宽系数， （B 为齿宽，m 为模数） ，mm 60m: 许用接触应力 jMPa 传动组 a
18、 模数： 3221.601681.9375a 传动组 b 模数： 3224608bm 传动组 c 模数： 3225.1684.1c 故选取标准模数 。 2.5,.,abcm (4)标准齿轮： *0h10.度 ， ， 从机械原理 表 10-2 查得以下公式 齿顶圆 齿根圆 zdaa)2+(=*1 *1(2)fadzhcm 分度圆 齿顶高 ma= 齿根高 chaf)(* 长春理工大学光电信息学院课程设计说明书 - 14 - 齿轮的具体值见表 齿轮尺寸表 齿轮 齿数 z 模数 m 分度圆 d 齿顶圆 a齿根圆 fd齿顶高 ah齿根高 f 1 36 2.5 90 95 83.75 2.5 3.125
19、2 40 2.5 100 105 93.75 2.5 3.125 3 32 2.5 80 85 73.75 2.5 3.125 4 36 2.5 90 95 83.75 2.5 3.125 5 32 2.5 80 85 73.75 2.5 3.125 6 40 2.5 100 105 93.75 2.5 3.125 7 36 2.5 90 95 83.75 2.5 3.125 8 24 2.5 60 65 53.75 2.5 3.125 9 36 2.5 90 95 83.75 2.5 3.125 10 48 2.5 120 125 113.75 2.5 3.125 11 43 3 129 1
20、32 125.25 3 3.75 12 20 3 60 63 56.25 3 3.75 13 27 3 81 84 87.25 3 3.75 14 50 3 150 153 146.25 3 3.75 4.3.4 齿宽确定 由公式 得：610,mB:为 模 数 长春理工大学光电信息学院课程设计说明书 - 15 - 第一套啮合齿轮 610380IBm: 第二套啮合齿轮 I 第三套啮合齿轮 610380I: 一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽 减小而增大轮齿的载荷，设计上，应主动轮比小齿轮齿宽大 所以 ， ， ，128,1Bm318Bm418 ，567 91020,
21、5,25,Bm11213148,2,8 4.4 带轮结构设计 查机械设计P156 页，当 。D 是轴承外径，查30dm时 ,采 用 腹 板 式 机械零件手册确定选用深沟球轴承 6211，d=55mm,D=100mm。带轮内孔尺 寸是轴承外径尺寸 100mm。齿机械设计表 8-10 确定参数得：min8.5,2.0,9.,12,85.,38dafbhef 带轮宽度： 18764Bzef 分度圆直径： ，280dm ，1.9.1,5/281.42dDCBm64,LB 长春理工大学光电信息学院课程设计说明书 - 16 - 五、动力设计 5.1 主轴刚度验算 5.1.1 选定前端悬伸量 C 参考机械装
22、备设计P121，根据主轴端部的结构，前支承轴承配置和 密封装置的型式和尺寸，这里选定 C=120mm. 5.1.2 主轴支承跨距 L 的确定 一般最佳跨距 ，考虑到结构以及支承刚度因磨023402Cm: 损会不断降低，应取跨距 L 比最佳支承跨距 大一些，再考虑到结构需要，这0L 里取 L=600mm。 5.1.3 计算 C 点挠度 1）周向切削力 的计算tP429510dtjNpDn 其中 ,75.,0.968dNKWmax05402,24,31/injjDmnr:取 故 ，故 。 44950.821.50tpN 41.2.73610tPN3 30.6.1,rt ftPNP 长春理工大学光电
23、信息学院课程设计说明书 - 17 - 1） 驱动力 Q 的计算 参考车床主轴箱指导书 ， 72.10Nnz 其中 75.096.84.5,72,35./mindNKWzr 所以 7 44.582.101.302QN 3）轴承刚度的计算 这里选用 4382900 系列双列圆柱子滚子轴承 根据 求得：0.13.82.5Cd.0. 50.13.8.741/920AB Nm 4）确定弹性模量，惯性距 I； ；和长度 。c,abs 轴的材产选用 40Cr，查简明机械设计手册P6，有 52.10EMPa 主轴的惯性距 I 为： 464.27106DI m外 内 长春理工大学光电信息学院课程设计说明书 -
24、18 - 主轴 C 段的惯性距 Ic 可近似地算： 44640.6.2510cDI m11 切削力 P 的作用点到主轴前支承支承的距离 S=C+W，对于普通车床， W=0.4H， （H 是车床中心高，设 H=200mm)。 则： 120.420Sm 根据齿轮、轴承宽度以及结构需要，取 b=60mm 计算切削力 P 作用在 S 点引起主轴前端 C 点的挠度 23226cspcAALSsscyPmEIICL 代入数据并计算得 =0.1299mm。cspy 计算驱动力 Q 作用在两支承之间时，主轴前端 C 点子的挠度 cmqy 2226cmq BAbLbLCbcy mEI L 计算得： =-0.00
25、26mmcmqy 求主轴前端 C 点的终合挠度 cy 水平坐标 Y 轴上的分量代数和为 oscsos,cypmqcmyy ，计算得： =0.0297mm. 。综6,270,18pqm其 中 cy 0.928cz 合挠度 。综合挠度方向角 ，又.cycz ar7.5yccytg 长春理工大学光电信息学院课程设计说明书 - 19 - 。因为 ，所以此轴满足要求。0.2.06.12yLmcy 5.2 齿轮校验 在验算算速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小 的齿轮进接触应力和弯曲应力的验算。这里要验算的是齿轮 2，齿轮 7，齿 轮 12 这三个齿轮。 齿轮 12 的齿数为 18，模数
26、为 4，齿轮的应力： 1）接触应力： 41208vasf jukNQzmBn u-大齿轮齿数与小齿轮齿数之比； -齿向载荷分布系数； -动载荷系数； -工况系数； -k vkAksk 寿命系数 查机械装备设计表 10-4 及图 10-8 及表 10-2 分布得1.5,.20;1.5,.2HBFBvAkk 假定齿轮工作寿命是 48000h，故应力循环次数为 96050148.10hNnjL次 查机械装备设计图 10-18 得 ，所以：.9,.FNHNK23 3721.501.27.5096.8208 1.047148f MPa 长春理工大学光电信息学院课程设计说明书 - 20 - 2） 弯曲应力
27、： 52190vaswjkNQzmBYn 查金属切削手册有 Y=0.378，代入公式求得： =158.5Mpa wQ 查机械设计图 10-21e,齿轮的材产选 ，大齿轮、小齿轮的40Cr渗 碳 硬度为 60HRC，故有 ，从图 10-21e 读出 。因1650fMPa 920wMPa 为： ，故满足要求，另外两齿轮计算方法如上，均符合要求。,ffw 六、结构设计及说明 6.1 结构设计的内容、技术要求和方案 设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合 器和制动器等） 、主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其联结件的 结构设计与布置，用一张展开图和若干张横截面图表示。课程
28、设计由于时间 的限制，一般只画展开图。 主轴变速箱是机床的重要部件。设计时除考虑一般机械传动的有关要求 外，着重考虑以下几个方面的问题。 精度方面的要求，刚度和抗震性的要求，传动效率要求，主轴前轴承处 温度和温升的控制，结构工艺性，操作方便、安全、可靠原则，遵循标准化 长春理工大学光电信息学院课程设计说明书 - 21 - 和通用化的原则。 主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点，由于结构复杂，设计中不可 避免要经过反复思考和多次修改。在正式画图前应该先画草图。 6.2 展开图及其布置 展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序，假想将各轴沿其轴线剖开 并将这些剖切面平整展开在同一个平面上。 I 轴
29、上装的摩擦离合器和变速齿轮。有两种布置方案，一是将两级变速 齿轮和离合器做成一体。齿轮的直径受到离合器内径的约束，齿根圆的直径 必须大于离合器的外径，负责齿轮无法加工。这样轴的间距加大。另一种布 置方案是离合器的左右部分分别装在同轴线的轴上，左边部分接通，得到一 级反向转动，右边接通得到三级反向转动。这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。 我们采用第一种方案，通过空心轴中的拉杆来操纵离合器的结构。 齿轮在轴上布置很重要，关系到变速箱的轴向尺寸，减少轴向尺寸有利 于提高刚度和减小体积。 6.3 齿轮块设计 齿轮是变速箱中的重要元件。齿轮同时啮合的齿数是周期性变化的。 也就是说，作用在一个齿轮上的载荷是变化
30、的。同时由于齿轮制造及安装 误差等，不可避免要产生动载荷而引起振动和噪音，常成为变速箱的主要 长春理工大学光电信息学院课程设计说明书 - 22 - 噪声源，并影响主轴回转均匀性。在齿轮块设计时，应充分考虑这些问题。 齿轮块的结构形式很多，取决于下列有关因素： 1） 是固定齿轮还是滑移齿轮； 2） 移动滑移齿轮的方法； 3） 齿轮精度和加工方法； 变速箱中齿轮用于传递动力和运动。它的精度选择主要取决于圆周速 度。采用同一精度时，圆周速度越高，振动和噪声越大，根据实际结果得 知，圆周速度会增加一倍，噪声约增大 6dB。 工作平稳性和接触误差对振动和噪声的影响比运动误差要大，所以这 两项精度应选高一
31、级。 不同精度等级的齿轮，要采用不同的加工方法，对结构要求也有所不同。 6.3.1 其他问题 滑移齿轮进出啮合的一端要圆齿，有规定的形状和尺寸。圆齿和倒角性 质不同，加工方法和画法也不一样，应予注意。 选择齿轮块的结构要考虑毛坯形式（棒料、自由锻或模锻）和机械加工 时的安装和定位基面。尽可能做到省工、省料又易于保证精度。 齿轮磨齿时，要求有较大的空刀（砂轮）距离，因此多联齿轮不便于做 成整体的，一般都做成组合的齿轮块。有时为了缩短轴向尺寸，也有用组合 齿轮的。 长春理工大学光电信息学院课程设计说明书 - 23 - 6.4 主轴组件设计 主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件（车床）或者刀具（车
32、床、 钻床等）的主轴参予切削成形运动，因此它的精度和性能直接影响加工质量 （加工精度和表面粗糙度） ，设计时主要围绕着保证精度、刚度和抗振性， 减少温升和热变形等几个方面考虑。 主轴形状与各部分尺寸不仅和强度、刚度有关，而且涉及多方面的因素。 1） 内孔直径 车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶 杆，必须是空心轴。为了扩大使用范围，加大可加工棒料直径，车床主轴 内孔直径有增大的趋势。 2） 轴颈直径 设计时，一般先估算或拟定一个尺寸，结构确定后再进行核算。 3） 前锥孔直径 前锥孔用来装顶尖或其他工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。 4） 支撑跨距及悬伸长度 为了提高刚度，应尽量缩短主轴的外伸长度 。选择适当的支撑跨距 ，一aL 般推荐取： =35 ，跨距 小时，轴承变形对轴端变形的影响大。所以，轴aLL 承刚度小时， 应选大值，轴刚度差时，则取小值。 长春理工大学光电信息学院课程设计说明书 - 24 - 七、总结 在课程设计当中，我也遇到了一些问题。设计过程也是培养我们认真细 心的态度。 在此过程中不断发现问题和解决问题，使我加深了对大学所学课程理解， 综合应用，并得到进一步的巩固，这对以后的学习和工作都有积极的意义。 总之，这次的课程设计让我学到了很多东西。 长春理工大学光电信息学院课程设计说明书 25
