机床主轴箱设计说明书

目录

一.运动设计 .................................................................................................................... - 2 -

1.1已知条件 ............................................................................................................ - 2 -

1.2结构分析式 ........................................................................................................ - 2 -

1.3 绘制转速图 ....................................................................................................... - 2 -

1.4 绘制传动系统图 ............................................................................................... - 5 -

二.动力设计 .................................................................................................................... - 6 -

2.1 确定各轴转速 ................................................................................................... - 6 -

2.2 带传动设计 ..................................................................................................... - 6 -

三、主轴挠度的校核 ...................................................................................................... - 8 -

3.1 确定各轴最小直径 ........................................................................................... - 8 -

3.2轴的校核 ..................................................................................................... - 8 -

四、齿轮的确定与校核 .................................................................................................. - 9 -

4.1 各传动组齿轮模数的确定和校核 ................................................................... - 9 -

4.2. 齿轮强度校核 ................................................................................................. - 10 -

1.校核a传动组齿轮 ........................................................................................ - 11 -

2. 校核b传动组齿轮 ..................................................................................... - 12 -

3校核c传动组齿轮 ....................................................................................... - 13 -

五. 主轴最佳跨距的确定 ............................................................................................ - 14 -

5.1 选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距 ........................................................... - 14 -

5.2 求轴承刚度 ................................................................................................... - 14 -

六. 各传动轴支承处轴承的选择 ................................................................................ - 15 -

七. 主轴刚度的校核 .................................................................................................... - 16 -

7.1 主轴图: ............................................................................................................ - 16 -

7.2 计算跨距 .......................................................................................................... - 16 -

八.片式摩擦离合器的选择和计算 .............................................................................. - 17 -总结 ............................................................................................................................ - 18 -参考文献 ........................................................................................................................ - 19 -

一.运动设计

1.1已知条件

[1]确定转速范围：主轴最小转速min /132min r n =。 [2]确定公比：41.1=? [3]转速级数：8=z [4] 最大加工直径350 [5] 电机功率5.5KW

1.2结构分析式

从电动机到主轴主要为降速传动，若使传动副较多的传动组放在较接近电动机处可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，节省材料，也就是满足传动副前多后少的原则，因此取22212??=方案。在降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限

制最小传动比4

1

min ≥i ；在升速时为防止产生过大的噪音和震动常限制最大转速比

2max ≤i 。在主传动链任一传动组的最大变速范围()10~8min max max ≤=i i R 。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小，

1.3 绘制转速图

⑴选择电动机

一般车床若无特殊要求，多采用Y 系列封闭式三相异步电动机，根据原则条件选择Y-132S-4型Y 系列笼式三相异步电动机。额定功率：5.5kw 。

⑵分配总降速传动比

总降速传动比 092.01000/132/min ===d n n i 电动机转速min /1440r n d =

[3]确定传动轴轴数

传动轴轴数 = 变速组数 + 定比传动副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。

⑷确定各级转速并绘制转速图 由min /132r n m im = 41.1=?

z

8确定各级转速：

1500、1060、750、530、375、265、190、132r/min 。

在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按传动顺序依次设为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ。Ⅰ与Ⅱ、Ⅱ与Ⅲ、Ⅲ与Ⅳ轴之间的传动组分别设为a 、b 、c 。现由Ⅳ（主轴）开始，确定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速：

① 先来确定Ⅲ轴的转速

传动组c 的变速范围为max 44441.1R ===?，结合结构式， Ⅲ轴的转速只有一和可能：

265、375、530、750/min 。 ② 确定轴Ⅱ的转速

传动组b 的级比指数为2，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致传动比太小，可取

2/1/121==?i b ，1/12=i b 轴Ⅱ的转速确定为：530、750r/min 。 ③确定轴Ⅰ的转速

对于轴Ⅰ，其级比指数为1,可取 1.41/1/11==?i a ，1/12=i a 确定轴Ⅰ转速为750r/min 。

由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比75/144750/1440==i 。下面画出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）。

[5] 用最小公倍数法确定各变速组传动副齿数 ①传动组a:

41.1/1/11==?i a ，1/12=i a 。

即：7/5/11==?i a ，1/12=i a

可取=z S 24a （a 为正整数）=48,于是可得轴Ⅰ齿轮齿数分别为：20、24 于是28/201=a i ，24/242=a i 。

可得轴Ⅱ上的三联齿轮齿数分别为：28、24。 ② 动组b:

1/11=i b 2/1/122==?i b

可取 =z S 6a （a 为正整数）=54，于是可得轴Ⅱ上两联齿轮的齿数分别为：27、18。

于是 27/271=i b ，36/182=i b .得轴Ⅲ上两齿轮的齿数分别为：27、36。 ③传动组c:

查表8-1,2/11=i c ,22=c i 可取 =z S 6a （a 为正整数）=54.

2/11=i c 为降速传动，取轴Ⅲ齿轮齿数为18； 22=c i 为升速传动，取轴Ⅳ齿轮齿数为36。 于是得36/181=i c ,18/362=c i

得轴Ⅲ两联动齿轮的齿数分别为18，36； 得轴Ⅳ两齿轮齿数分别为36，18。

1.4 绘制传动系统图

二.动力设计

2.1 确定各轴转速

⑴确定主轴计算转速：主轴的计算转速为

min /r 26541

.1132n n 13

813

z min =?==--?

IV

⑵各传动轴的计算转速：

轴Ⅲ可从主轴265r/min 按36/18的传动副找上去，轴Ⅲ的计算转速 530r/min ；轴Ⅱ的计算转速为530r/min ；轴Ⅰ的计算转速为750r/min 。

[3]各齿轮的计算转速

传动组c 中，18/36只需计算z = 18 的齿轮，计算转速为250r/min ；60/30只需计算z = 30的齿轮，计算转速为180r/min ；传动组b 计算z = 18的齿轮，计算转速为355r/min ；传动组a 应计算z = 24的齿轮，计算转速为710r/min 。

[4]核算主轴转速误差

min /5.101230/6045/4542/30256/1261440r n =????=??实 min /1000r n =标

%5%25.1%1001000

)

10005.1012(%100)(<=?-=

?-标

标实n n n

所以合适。

2.2 带传动设计

电动机转速n=1440r/min,传递功率P=5.5KW,传动比i=1.92。 ⑴确定计算功率 取=A K 1.1，则KW 05.65.51.1P K P A ca =?== ⑵选取V 带型

根据小带轮的转速和计算功率，查图选B 型带。

⑶确定带轮直径和验算带速

查表小带轮基准直径mm d 1251=,mm d n n d 204)]1(1)2/1[(2=-??=ε 验算带速成1000

601

1?=

n d v π

其中 1n -小带轮转速，r/min ；n 2 -小带轮转速，r/min

1d -小带轮直径，mm ； ]25,5[/42.91000

601440

12514.3∈=???=

s m v ，合适。

[4]确定带传动的中心距和带的基准长度

设中心距为0a ,则

0．6（21d d +）≤a ≤2（21d d +）

于是 196.8≤a ≤656,初取中心距为=0a 400mm 。 带长0

1221004)

()(2

2a d d d d a L -+

++

=π

mm 01.1315400

4)

125204()204125(214.34002=?-++?+

?= 查表取相近的基准长度d L ，mm L d 1283=。 带传动实际中心距mm L L a a d 3842

0=-+

= [5]验算小带轮的包角

一般小带轮的包角不应小于 120。 12034.1683.571801

21=?--

≈a

d d α。合适。 [6]确定带的根数

87.213.298.0/05.6)10/1(=?==C N N Z

其中：N1=电机的计算功率； N0=单根V 带在a1=180度、特定长度、平稳工作下传递的功率。

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。 3=Z

三、主轴挠度的校核

3.1 确定各轴最小直径

P=P

电

[1]Ⅰ轴的直径： d 1=108 ×（5.5/750）1/4=31.6mm 又因为无键槽，所以取轴I 直径为d 1=34mm 。

[2]Ⅱ轴的直径： d 1=108×（5.5/355）1/4=34.5mm 又因为II 轴是花键轴，所以花键内径d 2=36mm 。

[3]Ⅲ轴的直径：d 1=108×（5.5/90）1/4=34.5 又因为III 轴有键槽，所以取d 3=40mm 。

[4]主轴的直径：通过主轴前段的尺寸往后面推，即可得出。

3.2轴的校核

Ⅰ轴的校核：通过受力分析，在一轴的两对啮合齿轮副中，中间的小齿轮对Ⅰ轴处的挠度影响最大，所以，选择小齿轮啮合来进行校核

N d T F m N n P T t 1479)1096/(.2672/2.267750/96.05.51055.9/1055.93

66=??=?=?=???=??=-

,

228,33010200,36:2091922mm b mm x Pa E mm d N

F F F P t t ==?===+==已知[]mm y 12.0403.0=?=()

()(

)(

)

()

m m

l

I E b x l x b F Y B 33

4349

4

32222

221098.010*******

361020061033022868533022828526----?=????????--???--=

???--??-=

=πω

[]所以合格,y Y B <。 Ⅱ轴、Ⅲ轴的校核同上。

四、齿轮的确定与校核

4.1 各传动组齿轮模数的确定和校核

⑴模数的确定：

a 传动组：分别计算各齿轮模数 先计算20齿齿轮的模数：

3

2

21][)1(16338j

m d

n z N m σμ?μ+= 其中: μ-公比 ； μ = 1.41； d N -电动机功率；d N = 5.5KW ；

m ?-齿宽系数；m ?=b/m ，常取6—10,此处取8. ][σ-齿轮传动许允应力; j n -计算齿轮计算转速。 S

K N lim

][σσ=

， 取lim σ= 600MPa,安全系数S = 1。 由应力循环次数选取9.0=N K MPa 5401

600

9.0][=?=

σ 90.0=N K ，取S=1，[]MPa MPa S K H N 5401

600

90.01lim =?==

σσ。 mm m 88.3750

5401.412085

.5)11.41(16338

3221=?????+=

取m = 4mm 。

按齿数24的计算，mm m 19.32=，可取m = 4mm ； 于是传动组a 的齿轮模数取m = 4mm ，b = 32mm 。 轴Ⅰ上齿轮的直径：

;802049627432mm d mm d a a =?==?=；。

轴Ⅱ上双联齿轮的直径分别为：

;96244112284'

3'2mm

d mm d a a =?==?=； b 传动组：

确定轴Ⅱ上另双联齿轮的模数。 3

22][)1(16338j

m d

n z N m σμ?μ+=

按18齿数的齿轮计算： min /5302r n j ==，μ 可得m = 3.8mm ； 取m = 4mm 。

按27齿数的齿轮计算： 可得m = 3.55mm ；

于是轴Ⅱ双联齿轮的模数统一取为m = 4mm 。

于是轴Ⅱ双联齿轮的直径分别为： mm d mm d b b 1082747218421=?==?=；

轴Ⅲ上与轴Ⅱ双联齿轮啮合的两齿轮直径分别为：

mm d mm d b b 108

274144364'

2'1=?==?=； c 传动组： 取m = 5mm 。

轴Ⅲ上两联动齿轮的直径分别为： mm d mm d c c 1803659018521=?==?=； 轴IV 上两齿轮的直径分别为：

。

；mm d mm d c c 900185180365'2'1=?==?= 4.2. 齿轮强度校核

计算公式bm

Y Y KT Sa

Fa F 12=

σ

1.校核a 传动组齿轮

校核齿数为24的即可，确定各项参数 ⑴ P=6.05KW,n=710r/min,

mm N n P T ??=??=??=5661081.0710/05.61055.9/1055.9

⑵确定动载系数：s m dn

v /57.31000

60710

961000

60=???=

?=

ππ

齿轮精度为7级，由《机械设计》查得使用系数05.1=v K ⑶mm m b m 3248=?=?=?

⑷确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数1=d ? 非对称()2231.120.1810.60.2310H d d K b βφφ-=+++? 42.1321023.0)6.01(18.012.13=??+++=-

4)24/(32/=?=h b ,查《机械设计》得27.1=βF K

⑸确定齿间载荷分配系数: N d T F t 1687961081.0225

=??== m N b F K t A /10072.5232

1687

0.1 =?=由《机械设计》查得 1.2H F K K βα==

⑹确定动载系数: 6.127.12.105.10.1=???==ααH F v A K K K K K ⑺查表 10-5

65.2=Fa Y 58.1=Sa F ⑻计算弯曲疲劳许用应力

由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限a FE Mp 540=σ。

图10-18查得 9.0=N K ,S = 1.3

a F Mp 3743

.1540

9.0][=?=

σ

3.8958

.165.2374

][=?=Sa Fa F Y Y σ， 3.896.284

322290

6.1<=??=bm KF t 故合适。 2. 校核b 传动组齿轮

校核齿数为18的即可，确定各项参数 ⑴ P=6.05KW,n=530r/min,

mm N n P T ??=??=??=5661063.1355/05.61055.9/1055.9

⑵确定动载系数：s m dn

v /67.11000

60355

901000

60=???=

?=

ππ

齿轮精度为7级，由《机械设计》查得使用系数0.1=v K ⑶mm m b m 4058=?=?=?

⑷确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数1=d ? 非对称()2231.120.1810.60.2310H d d K b βφφ-=+++? 42.1401023.0)6.01(18.012.13=??+++=-

9.2)8.25/(40/=?=h b ,查《机械设计》得27.1=βF K

⑸确定齿间载荷分配系数: N d T F t 29641101063.1225

=??== m N b F K t A /1001.7440

2964

0.1<=?=由《机械设计》查得 1.1==ααH F K K

⑹确定动载系数: 397.127.11.10.10.1=???==ααH F v A K K K K K ⑺查表 10-5

72.2=Fa Y 57.1=Sa F ⑻计算弯曲疲劳许用应力

由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限a FE Mp 540=σ。 图10-18查得 9.0=N K ,S = 1.3

a F Mp 3743

.1540

9.0][=?=

σ 5.8757

.172.2374

][=?=Sa Fa F Y Y σ， 5.872.285

404040

397.1<=??=bm KF t 故合适。 3校核c 传动组齿轮

校核齿数为18的即可，确定各项参数 ⑴ P=6.05KW,n=265r/min,

mm N n P T ??=??=??=5661031.2250/05.61055.9/1055.9

⑵确定动载系数：s m dn

v /18.11000

60250

901000

60=???=

?=

ππ

齿轮精度为7级，由《机械设计》查得使用系数9.0=v K ⑶mm m b m 4058=?=?=?

⑷确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数1=d ? 非对称()2231.120.1810.60.2310H d d K b βφφ-=+++?

42.1401023.0)6.01(18.012.13=??+++=-

2)45/(40/=?=h b ,查《机械设计》得27.1=βF K

⑸确定齿间载荷分配系数: N d T F t 5133901031.2225

=??== m N b F K t A /10012840

5133

0.1 =?=由《机械设计》查得 1.1==ααH F K K

⑹确定动载系数: 2573.127.11.19.00.1=???==ααH F v A K K K K K

⑺查表 10-5

91.2=Fa Y 53.1=Sa F ⑻计算弯曲疲劳许用应力

由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限a FE Mp 540=σ。 图10-18查得 9.0=N K ,S = 1.3

a F Mp 3743

.1540

9.0][=?=

σ 8453

.191.2374

][=?=Sa Fa F Y Y σ， 8499.305

404930

2573.1<=??=bm KF t 故合适。 五. 主轴最佳跨距的确定

350mm 车床，P=5.5KW.

5.1 选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距

前轴颈应为75-100mm,初选1d =100mm,后轴颈12)9.07.0(d d -=取mm d 702=,前轴承为NN3020K,后轴承为圆锥滚子轴承32213,根据结构,定悬伸长度mm a 751=

5.2 求轴承刚度

考虑机械效率

主轴最大输出转距N P T 1.49663

85

.09550

=?= 床身上最大加工直径约为最大回转直径的60%,取50%即200mm ,故半径为

0.1m .

切削力 N F C 49611

.01

.496==

背向力 N F F C P 248049615.05.0=?==

故总的作用力 N F F F C P 554722=+=

次力作用于顶在顶尖间的工件上主轴尾架各承受一半, 故主轴轴端受力为 N F 3.27732/= 先假设 mm l a l 225753,3/=?== 前后支撑B A R R 分别为

N

l a F R N l a l F R B A 924225753.277323698225

752253.27732=?=?==+?=+?=

根据αδ9.19.08

..01.0cos )(39.3iz l F d dF K a r r

r v ==

30

,2,1,17,8.10,8.81260,5039========A A B B aB aA vB vA z i i z l mm l N

F N F

()()N

K N K B A 11070cos 1728

.10126039.318090cos 3028.8503939.39

.19

.08

.01

.09.19

.08.01.0=????==????=

()()

()658.010

075.018091039.2101.21039.2046.0085.005.0852/7010063.11107

1809

/6

36

1134644=?????=?=-?==+===

--a K EI m I m m d K K A e B A η

mm l a l 225375,3/0=?==与原假设相符查线图。

六. 各传动轴支承处轴承的选择

主轴 前支承：NN3000；中间支撑：6200；后支承：NN3000； Ⅰ轴 前支承：6200；后支承：6200； Ⅱ轴 前支承：30200；后支承：30200；

Ⅲ轴 前支承：30200；中间支撑：6200；后支承：30200；

七. 主轴刚度的校核

7.1 主轴图

:

7.2 计算跨距

前支承为双列圆柱滚子轴承，后支承为圆锥滚子轴承

m mm l 687.06875.315.12374332==-++= 当量外径

mm d e 56.80887

8104351007568054722268444444=?+?+?+?+?=

主轴刚度：由于5.05586.056.80/45/>==e i d d 故根据式（10-8）

()()()

()m N a l a d d k A A i e s μ/3.149107588775104556.801031039

212

4442444=?+??-??=+-??=-- 对于机床的刚度要求，取阻尼比035.0=ζ

当v=50m/min,s=0.1mm/r 时, 8.68,/46.2=?=βμm m N k cb , 取mm D b 87.6%5068702.002.0max lim =??== ()

m N K B μ36.848.68cos 035.01035.0287

.646.2=?+???=

计算A K

m N l a l a a a K K m m

m m D L A B A B B A μ/5.766877516871.28114.0751.2816.036.84114.06.01.281,1.2063.02

2

22

2222max =?

?????

????????? ??+??? ??++?=?????

?????????? ??+??? ??++===加上悬伸量共长 m N m N K K A s μμ/3.152/0.1275.7666.166.1<=?== 可以看出，该机床主轴是合格的.

八.片式摩擦离合器的选择和计算

1）外摩擦片的内径d 因为II 轴直径为36mm d=36+4=40mm=2D 2)摩擦片的尺寸

55m n N

9330k ≥m j

j =??N η

3）摩擦面对Z

33120()()z

v m

mn k k Z f D d k k πρ??=

-

查表得Z=17 静扭距

＜55m j

取100N m ?

d=30mm D=98mm 1D =90mm B=30mm b=10mm

总结

这次课程设计用了三个星期，回想起来，花在画图的时间不多，主要还是在设计计算上。能过本次课程设计，我不但巩固了旧的知识，如：机械设、金属切削机床等。利用绘图软件绘图，而且学到了怎样设计变速箱，如何设计每一个细节。

课程设计是一次知识综合的考验，要考虑的问题很多，一个人的能力三周时间是不够的，我们通过讨论更加深一层俯了设计的过程。而且老师的指导也是不可或缺的。

参考文献

［1］工程学院机械制造教研室主编.金属切削机床指导书.

［2］濮良贵纪名刚主编.机械设计(第七版).北京:高等教育出版社,2001年6月

[3］毛谦德李振清主编.《袖珍机械设计师手册》第二版.机械工业出版社,2002年5月

［4］《减速器实用技术手册》编辑委员会编.减速器实用技术手册.北京:机械工业出版社,1992年

［5］戴曙主编.金属切削机床.北京:机械工业出版社,2005年1月

[6]《机床设计手册》编写组主编.机床设计手册.北京:机械工业出版社,1980

年8月

［7］华东纺织工学院哈尔滨工业大学天津大学主编.机床设计图册.上海:上海科学技术出版社,1979年6月