數控車床主軸箱結構設計【含CAD圖紙】

喜歡就充值下載吧。資源目錄里展示的全都有，下載后全都有，圖紙均為CAD原圖，有疑問咨詢QQ:414951605 或1304139763 寧XX大學課程設計(論文)數控車床主軸箱結構設計所在學院專 業(yè)班 級姓 名學 號指導老師 年 月 日摘 要根據已確定的運動參數以變速箱展開圖的總中心距最小為目標，擬定變速系統(tǒng)的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中，為減少齒輪數目，簡化結構，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數的設計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設計方案。本文通過對主傳動系統(tǒng)中三聯滑移齒輪傳動特點的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。關鍵詞 分級變速；傳動系統(tǒng)設計,傳動副，結構網，結構式，齒輪模數，傳動比5目 錄摘 要2目 錄4第1章 緒論61.1 課程設計的目的61.2課程設計的內容61.2.1 理論分析與設計計算61.2.2 圖樣技術設計61.2.3編制技術文件61.3 課程設計題目、主要技術參數和技術要求61.3.1課程設計題目和主要技術參數6第2章 運動設計82.1運動參數及轉速圖的確定82.1.4確定結構網82.1.5繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖92.2 確定各變速組此傳動副齒數10第3章 動力計算113.1 帶傳動設計113.1.1計算設計功率Pd113.1.2選擇帶型123.1.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速133.1.4確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角133.1.5確定帶的根數z143.1.6確定帶輪的結構和尺寸143.1.7確定帶的張緊裝置153.1.8計算壓軸力153.2 計算轉速的計算173.3 齒輪模數計算及驗算173.4 主軸合理跨距的計算21第4章 主要零部件的選擇224.1電動機的選擇224.2 軸承的選擇224.3變速操縱機構的選擇22第5章 校核235.1 軸的校核235.2 軸承壽命校核25第6章 結構設計及說明266.1 結構設計的內容、技術要求和方案266.2 展開圖及其布置27結 論28參考文獻29致 謝30 第1章 緒論1.1 課程設計的目的課程設計是在學完本課程后，進行一次學習設計的綜合性練習。通過課程設計，使學生能夠運用所學過的基礎課、技術基礎課和專業(yè)課的有關理論知識，及生產實習等實踐技能，達到鞏固、加深和拓展所學知識的目的。通過課程設計，分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型機構，進行選擇和改進；結合結構設計，進行設計計算并編寫技術文件；完成系統(tǒng)主傳動設計，達到學習設計步驟和方法的目的。通過設計，掌握查閱相關工程設計手冊、設計標準和資料的方法，達到積累設計知識和設計技巧，提高學生設計能力的目的。通過設計，使學生獲得機械系統(tǒng)基本設計技能的訓練，提高分析和解決工程技術問題的能力，并為進行機械系統(tǒng)設計創(chuàng)造一定的條件。1.2課程設計的內容課程設計內容由理論分析與設計計算、圖樣技術設計和技術文件編制三部分組成。1.2.1 理論分析與設計計算（1）機械系統(tǒng)的方案設計。設計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。（2）根據總體設計參數，進行傳動系統(tǒng)運動設計和計算。（3）根據設計方案和零部件選擇情況，進行有關動力計算和校核。1.2.2 圖樣技術設計（1）選擇系統(tǒng)中的主要機件。（2）工程技術圖樣的設計與繪制。1.2.3編制技術文件（1）對于課程設計內容進行自我經濟技術評價。（2）編制設計計算說明書。1.3 課程設計題目、主要技術參數和技術要求1.3.1課程設計題目和主要技術參數技術參數：數控車床主軸箱結構設計原始條件:一、齒輪變速： 用的是交流伺服電機1、主軸轉速：高檔8003150 rpm、低檔7800 rpm。2、主電機（直流主軸伺服電機）：額定轉速為2000rpm，最高轉速為4000rpm，最低轉速為35rpm。主電機功率:27 KW30第2章 運動設計2.1運動參數及轉速圖的確定技術參數：技術參數：數控車床主軸箱結構設計原始條件:一、齒輪變速： 用的是交流伺服電機1、主軸轉速：高檔8003150 rpm、低檔7800 rpm。2、主電機（直流主軸伺服電機）：額定轉速為2000rpm，最高轉速為4000rpm，最低轉速為35rpm。主電機功率:27 KW (1)無級變速傳動系統(tǒng)的恒功率調速范圍Rnp: Rnp=3.9275(2)交流調速電動機的恒功率調速范圍rnp:rnp=2(3)分級變速傳動的轉速級數Z： Z=lgRnp/lgrnp2 取Z=22.1.4確定結構網主軸的計算轉速為 800r/min由轉速得,選用齒輪精度為8級精度圖2-1結構網 2.1.5繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖（1）繪制轉速圖：轉速圖（2）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據系統(tǒng)轉速圖及已知的技術參數1-2軸最小中心距：A1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數和:Szmin(Zmax+2+D/m)2.2 確定各變速組此傳動副齒數(1)Sz100-120,中型機床Sz=70-100(2)直齒圓柱齒輪Zmin18-20 圖2-3 主傳動系統(tǒng)圖（7） 齒輪齒數的確定。據設計要求Zmin1820,由表4.1，根據各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數，各齒輪齒數如表2-2。齒輪Z1Z1 Z2Z2齒數78425862第3章 動力計算3.1 帶傳動設計輸出功率P=27kW,轉速n1=4000r/min,n2=1700r/min3.1.1計算設計功率Pd表4 工作情況系數工作機原動機類類一天工作時間/h10161016載荷平穩(wěn)液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（）；離心式壓縮機；輕型運輸機1.01.11.21.11.21.3載荷變動小帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風機（）；發(fā)電機；旋轉式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩1.11.21.31.21.31.4載荷變動較大螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械1.21.31.41.41.51.6載荷變動很大破碎機（旋轉式、顎式等）；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機1.31.41.51.51.61.8根據V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時），查機械設計P296表4，取KA1.1。即3.1.2選擇帶型普通V帶的帶型根據傳動的設計功率Pd和小帶輪的轉速n1按機械設計P297圖1311選取。根據算出的Pd29.7kW及小帶輪轉速n13500r/min ，查圖得：dd=80100可知應選取A型V帶。3.1.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速由機械設計P298表137查得，小帶輪基準直徑為80100mm則取dd1=90mm ddmin.=75 mm（dd1根據P295表13-4查得）表3 V帶帶輪最小基準直徑槽型YZABCDE205075125200355500由機械設計P295表13-4查“V帶輪的基準直徑”，得=212mm 誤差驗算傳動比： （為彈性滑動率）誤差 符合要求 帶速 滿足5m/sv300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪?？傊?，小帶輪選H型孔板式結構，大帶輪選擇E型輪輻式結構。帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。3.1.7確定帶的張緊裝置 選用結構簡單，調整方便的定期調整中心距的張緊裝置。3.1.8計算壓軸力 由機械設計P303表1312查得，A型帶的初拉力F0117.83N，上面已得到=172.63o，z=4，則對帶輪的主要要求是質量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內應力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通V帶兩側面間的夾角是40，為了適應V帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通V帶輪槽角 為32、34、36、38（按帶的型號及帶輪直徑確定），輪槽尺寸見表7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來聯接輪緣與輪轂成一整體。表 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92） 項目 符號 槽型 Y Z A B C D E 基準寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準線下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 27 0.6 44.5 0.7 第一槽對稱面至端面的距離 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 帶輪寬 B B =( z -1) e + 2 f z 輪槽數 外徑 d a 輪 槽 角 32 對應的基準直徑 d d 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 190 315 475 600 極限偏差 1 0.5 V帶輪按腹板（輪輻）結構的不同分為以下幾種型式： （1） 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd(2.53)d時)，如圖7 -6a。 （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd 300mm 時)，如圖7-6b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪(ddd) 100 mm 時)，如圖7 -6c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd 500mm 時)，如圖7-6d。（a） （b） （c） （d）圖7-6 帶輪結構類型根據設計結果，可以得出結論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b）3.2 計算轉速的計算（1）.主軸的計算轉速 , 軸 序 號電動機(0)I軸II軸計算轉速r/min20008508003.3 齒輪模數計算及驗算1、計算各傳動軸的輸出功率4、模數計算，一般同一變速組內的齒輪取同一模數，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即mj=16338可得各組的模數，如表3-3所示。45號鋼整體淬火，按接觸疲勞計算齒輪模數m （2） 齒輪計算。 齒輪幾何尺寸見下表齒輪Z1Z1 Z2Z2齒數78425862模數4444分度圓直徑312168232248齒頂圓直徑320176240256齒根圓直徑302158222238 齒寬24242424按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調質處理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229HB286HB，平均取240HB。計算如下： 齒面接觸疲勞強度計算： 接觸應力驗算公式為 彎曲應力驗算公式為： 式中 N-傳遞的額定功率（kW），這里取N為電動機功率，N=4kW; -計算轉速（r/min）. m-初算的齒輪模數（mm）, B-齒寬（mm）; z-小齒輪齒數； u-小齒輪齒數與大齒輪齒數之比,u=2; -壽命系數； = -工作期限系數； T-齒輪工作期限，這里取T=15000h.; -齒輪的最低轉速（r/min），=500（r/min） -基準循環(huán)次數，接觸載荷取=，彎曲載荷取= m-疲勞曲線指數，接觸載荷取m=3；彎曲載荷取m=6; -轉速變化系數，查【5】2上，取=0.60 -功率利用系數，查【5】2上，取=0.78 -材料強化系數，查【5】2上,=0.60 -工作狀況系數，取=1.1 -動載荷系數，查【5】2上，取=1 -齒向載荷分布系數，查【5】2上，=1 Y-齒形系數，查【5】2上，Y=0.386；-許用接觸應力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；-許用彎曲應力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；根據上述公式，可求得及查取值可求得：按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調質處理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229HB286HB，平均取240HB。 同理根據基本組的計算，查文獻【6】，可得:=0.62， =0.77，=0.60，=1.1，=1，=1，m=3.5，=355；可求得：3.4 主軸合理跨距的計算由于電動機功率P=27KW，根據【1】表3.20，前軸徑應為6090mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的d2=（0.70.9）d1，取d2=60mm。根據設計方案，前軸承為NN3016K型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量a=120mm，主軸孔徑為30mm。軸承剛度，主軸最大輸出轉矩T=9550=9550=318.3N.m假設該機床為車床的最大加工直徑為300mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經濟加工直徑約為最大回轉直徑的50%，這里取60%，即180mm，故半徑為0.09m；切削力（沿y軸） Fc=4716N背向力（沿x軸） Fp=0.5 Fc=2358N總作用力 F=5272.65N此力作用于工件上，主軸端受力為F=5272.65N。先假設l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分別為RA=F=5272.65=7908.97NRB=F=5272.65=2636.325N根據文獻【1】式3.7 得：Kr=3.39得前支承的剛度：KA= 1689.69 N/；KB= 785.57 N/；=2.15 主軸的當量外徑de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為 I=113.810-8m4 =0.14查【1】圖3-38 得 =2.0，與原假設接近，所以最佳跨距=1202.0=240mm合理跨距為（0.75-1.5），取合理跨距l(xiāng)=360mm。 根據結構的需要，主軸的實際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑D=100mm，后軸徑d=80mm。前軸承采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。第4章 主要零部件的選擇 4.1電動機的選擇Pmax=27kW；nmax=4000r/min選用調速電動機 4.2 軸承的選擇I軸：與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007C 另一安裝深溝球軸承6012II軸：對稱布置深溝球軸承6009III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號7010C中間布置角接觸球軸承代號7012C4.3變速操縱機構的選擇選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推力來控制II軸上的三聯滑移齒輪和二聯滑移齒輪。第5章 校核5.1 軸的校核（1）主軸剛度符合要求的條件如下：（a） 主軸的前端部撓度（b） 主軸在前軸承處的傾角（c） 在安裝齒輪處的傾角E取為，由于小齒輪的傳動力大，這里以小齒輪來進行計算將其分解為垂直分力和水平分力由公式可得主軸載荷圖如下所示：由上圖可知如下數據：a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm計算（在垂直平面）,，計算（在水平面）,，合成：5.2 軸承壽命校核軸選用的是深溝球軸承軸承6006,其基本額定負荷為13.0KN齒輪越小越靠近軸承，對軸承的要求越高。根據設計要求，應該對軸未端的軸承進行校核。軸傳遞的轉矩 T=9550 =23 N.m 齒輪受力 N 根據受力分析和受力圖可以得出軸承的徑向力為 N N 因軸承在運轉中有中等沖擊載荷，又由于不受軸向力，按機械設計表10-5查得為1.0到1.2，取，則有：N N故該軸承能滿足要求。由軸最小軸徑可取軸承為7008C角接觸球軸承,=3；P=XFr+YFaX=1，Y=0。對軸受力分析得：前支承的徑向力Fr=2642.32N。 由軸承壽命的計算公式：預期的使用壽命 L10h=15000hL10h=hL10h=15000h 軸承壽命滿足要求。第6章 結構設計及說明6.1 結構設計的內容、技術要求和方案設計主軸變速箱的結構包括傳動件（傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動器等）、主軸組件、操縱機構、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯結件的結構設計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設計由于時間的限制，一0般只畫展開圖。主軸變速箱是機床的重要部件。設計時除考慮一般機械傳動的有關要求外，著重考慮以下幾個方面的問題。精度方面的要求，剛度和抗震性的要求，傳動效率要求，主軸前軸承處溫度和溫升的控制，結構工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標準化和通用化的原則。主軸變速箱結構設計時整個機床設計的重點，由于結構復雜，設計中不可避免要經過反復思考和多次修改。在正式畫圖前應該先畫草圖。目的是：1 布置傳動件及選擇結構方案。2 檢驗傳動設計的結果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時改正。3 確定傳動軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置，以確定各軸的受力點和受力方向，為軸和軸承的驗算提供必要的數據。6.2 展開圖及其布置展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序，假想將各軸沿其軸線剖開并將這些剖切面平整展開在同一個平面上。總布置時需要考慮制動器的位置。制動器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸上。制動器不要放在轉速太低軸上，以免制動扭矩太大，是制動尺寸增大。齒輪在軸上布置很重要，關系到變速箱的軸向尺寸，減少軸向尺寸有利于提高剛度和減小體積。結 論經過這次課程設計，使我對機械系統(tǒng)設計這門課當中許多原理公式有了進一步的了解，并且對設計工作有了更深入的認識。在設計過程中，得到XX老師的精心指導和幫助，在此表示衷心的感謝。分級變速主傳動系統(tǒng)設計的結構及部分計算，到這里基本結束了，由于筆者水平有限，加之時間倉促，僅對分級變速主傳動系統(tǒng)主要部分進行設計和校核，定有許多地方處理不夠妥當，有些部分甚至可能存在錯誤，望老師多提寶貴意見。參考文獻【1】.機械設計 科學出版社【2】.機械課程設計 科學出版社【3】.機床設計手冊 機械工業(yè)出版社【4】.機床設計圖冊 上?？茖W技術出版社 【5】.機械設計（第四版） 高等教育出版社【6】.機械制圖 高等教育出版社【7】、鄭文經 主編 機械原理 高等教育出版社 第七版【8】、于惠力 主編 機械設計課程設計 科學出版社 致 謝本次設計是在我的導師XX教授的親切關懷和悉心指導下完成的。他嚴肅的科學態(tài)度，嚴謹的治學精神，精益求精的工作作風，深深地感染和激勵著我。從課題的選擇到項目的最終完成，老師都始終給予我細心的指導和不懈的支持，在此，謹向教師表示衷心的感謝和崇高的敬意！。此外，在畢業(yè)設計過程中，也得到了其他老師和同學的幫助，設計任務一直在很好的氛圍中進行，在這里，也向他們表示真誠的感謝！再次向設計中所有提供過幫助的人表示感謝！