卧式车床主轴箱课程设计

题目：卧式车床主传动系统设计； 专业：机械设计制造及其自动化； 班级：机本1002班 指导老师：徐慧 姓名：郑

学号：10201440218

1

目录

1.运动设计....................................................................................................................................... 3

1.1已知条件 ............................................................................................................................ 3 1.2确定结构式和结构网 ........................................................................................................ 3 1.3转速图 ................................................................................................................................ 4 1.4确定各变速组齿轮齿数 .................................................................................................... 5 1.5绘制传动系统图 ................................................................................................................ 6 1.6带轮设计 ............................................................................................................................ 7 1.7核算主轴各级误差 ............................................................................................................ 7 2.动力计算....................................................................................................................................... 9

2.1估算齿轮模数m ................................................................................................................. 9 2.2传动轴直径估算 .............................................................................................................. 10 2.3离合器选用 ...................................................................................................................... 11 2.4传动件的初步安排设计 .................................................................................................. 12 3.轴和轴承的验算 ......................................................................................................................... 14

3.1主轴的验算 ...................................................................................................................... 14 3.2轴承验算 .......................................................................................................................... 15

2

1.运动设计

1.1已知条件

最大加工直径∅400mm，

主轴最低转速nmin=37.5 r/min，主轴变速范围45，主轴转速公比φ=1.41，主电动机功率5.5kw

1.2确定结构式和结构网

由已知，主轴变速范围Rn=45=数z=12。

确定传动组数和传动副数：

可能的方案有：①12=4×3；②12=3×4；③12=3×2×2； ④12=2×3×2；⑤12=2×2×3；

①、②方案有两个变速组，需要的轴数相对少，但不利于滑移齿轮设计，一般不采用。③、④、⑤方案中，根据传动副“前多后少”原则，选用方案③；

在方案③中，可能的结构式有6种：

a.12=31×23×26； b.12=32×21×26； c.12=32×26×21； d.12=31×26×23； e.12=34×21×22； f.12=34×22×21； 验算每种方案的最后一个扩大组，a、b、c、d中最后一个扩大组为26 e、f中最后一个扩大组为34，对于26，r2=φ对于34, r2=φ

nmaxnmin

=φz−1=1.41z−1，求变速级

(p2−1)x2

=1.41(2−1)6≤8,

(p2−1)x2

=1.41(3−1)4≫8，因此，只在a、b、c、d中

3

选方案，选择原则是选中间轴变速范围小的方案，故a较为合适且扩大顺序与传动顺序一致，因此选用结构式12=31×23×26，结构网如下：

1.3转速图

已知φ=1.41=1.066，z=12, nmin=37.5 r/min，查表取12个转数值，分别为：37.5、53、75、106、150、212、300、425、600、850、1180、1700；

由已知参数查得电动机为Y132S-4型，满载转速1440r/min，根据imax≤2, imin≥，及结构式12=31×23×26，第二扩大组两转动副

41

传动比为ic1=

14

=

1φ

2

,i==φ，第一扩大组级比指数x1=3，c241

2

为避免升速且降速符合“前缓后急”原则，取ibmax=ib1=1, ibmin=

ib2=

1φ3 ,同上原则,基本组imax=ia1=1，imin=ia3=

1φ2 ，

4

则ia2= ；绘制转速图如下：

φ

1

1.4确定各变速组齿轮齿数

基本组ia1=1，ia2=

1φ

=

11.41

，ia3=

1φ2=，查表得齿数和Sz：…60，

2

1

72，84…共同适用于ia1、ia2、ia3，取Sz=72，

查得各齿轮副中小齿轮齿数分别为24、30、36，则大齿轮齿数为48、42、36 。 所以ia1=

Z1Z′1

=

3636

=1，ia2=

1

Z2Z′2

=

30

421.41

=1

，ia3=

Z3Z′3

=

2448

=，

2

1

′′三联滑移齿轮中，Z3−Z2=6>4，满足顺利通过条件。

第一扩大组ib1=1，ib2=

φ32.8

=1

，查表得Sz：…68、72、76、80、

5

84、88…共同适用于ib1、ib2，选用Sz=84，

查得各齿轮副中小齿轮齿数为42、22，则大齿轮齿数为42、62 。

ib1=

Z4Z′4

=

4242

=1，ib2=

Z5Z′5

1

=

22

14

622.8

=。

1

第二扩大组：ic1=2，ic2=

φ4= ，查Sz得：„84、、90、95、

99、104、105„可同时适用于ic1、ic2。

选用Sz=105，查得各齿轮副小齿轮齿数为35、21，则大齿轮齿数为70、84。 所以ic1=

Z6Z′6

=

7035

=2, ic2=

Z7Z′7

=

2184

= 4

1

整理各组齿轮齿数得下表：

齿轮序号 齿数 ′′′′′′′’Z1 Z1 Z3 Z3 Z4 Z4 Z7 Z7 Z2 Z2 Z6 Z6 Z5 Z536 36 30 42 24 48 42 42 22 62 70 35 21 84 1.5绘制传动系统图

为尽量缩短轴向尺寸，其中的滑移齿轮采用窄式排列，由转速图，齿轮齿数等信息绘制出传动系统图：

6

1.6带轮设计

选用B型V带，查表选取小带轮直径d1=130mm，大带轮基准直径：

d2=

n1n2

d1(1−ε)，滑动率ε取0.02。d2=

1440850

×130×0.98=

215mm，查表圆整至标准值，取d2=224；

计算带数：

中心距：a0=0.7~2(d1+d2) ，取a0=1.5× 130+224 =531 V

带基准长度Ld：L′d

π2

=2a0+ d1+d2 +

2

π

(d2−d1)2

4a0

L′d

=2×531+ 130+224 +

(Ld−L′d)

2

(224−130)24×531

=1621.94mm

查表取标准值Ld=1800mm 实际中心距：a≈a0+

，a=531+

620.03

1800−1621.94

=620.03mm 2小带轮包角：α′≈180°−α1=

（d2−d1）×57.5

（224−130）×57.5

180°−=171.28°≥120° 620.03

带数Z=

PCA

KLKα(P0+∆P0)

, PCA=KAP

查表取工况系数KA=1.1，基本额定功率P0=2.2，额定功率增量∆P0=0.4 由Ld查KL=0.95 由α1查Kα=0.98 所以Z=轮

1.1×5.5

0.95×0.98×（2.2+0.4）

=2.499取Z=3，即带数为3的卸荷式皮带

1.7核算主轴各级误差

各级转速误差不超过10（φ−1）%即为合格

∆=

n′−nn

≤10（φ−1）%=4.1% ，n′为实际转数

7

1303270

n′1700

=1440×224×36×42×35=1671

∆= 1671−17001700 ×100%=1.7%<4.1%

n′=1440×130304270

1180

224×42×42×35=1194

∆= 1194−11801180 ×100%=1.2%<4.1%

n′=1440×130224×2448×4242×70

850

35=836

∆= 836−850850 ×100%=1.6%<4.1%

n′=1440×130600

224×3636×2270

62×35=593

∆= 593−600600 ×100%=1.2%<4.1%

n′=1440×130302270

425

224×42×62×35=424

∆= 424−425425 ×100%=0.2%<4.1%

n′=1440×130242270

300

224×48×62×35=296

∆= 296−300300 ×100%=1.2%<4.1%

n′=1440×13036212

224×36×4242×21

84=210

∆= 210−212212 ×100%=0.9%<4.1%

n′150

=1440×130224×304221

42×42×84=149

8

∆= 149−150150 ×100%=0.6%<4.1%

n′106

=1440×130244221

224×48×42×84=104

∆= 104−106106 ×100%=1.9%<4.1%

n′=1440×130224×362221

75

36×62×84=74

∆= 74−7575 ×100%=1.3%<4.1%

n′=1440×130224×3042×2253

62×21

84=52

∆= 52−5353 ×100%=1.9%<4.1%

n′=1440×130224×2448×2262×21

37.5

84=37

∆= 37−37.537.5 ×100%=1.3%<4.1%

均合格

2.动力计算

2.1估算齿轮模数m

选择每个变速组中有最小齿轮的组合进行估算。 按齿轮弯曲疲劳强度估算mw

≥32 3

Pd

znj

第一变速组Z3

3：计算转速nj=850r/min，mw≥32

5.524×850

=2.07

9

第二变速组Z5：计算转速nj=425r/min，mw≥32 第三变速组Z7：计算转速nj=150r/min，mw≥32 按齿轮接触疲劳强度估算mj: mj

3

3

5.522×4255.521×150

3

=2.7 =3.85

=2A ，A≥370 ；

Pd

Z

主

+Z从

nj

第一变速组：Z′

3: A≥370

3

5.5425

=86.87，𝐦𝐣=

𝟐×𝟖𝟔.𝟖𝟕𝟐𝟒+𝟒𝟖=2.41

第二变速组：Z′

：A≥370

3

5.5𝟐×𝟏𝟐𝟑

5150=123.0，𝐦𝐣=𝟐𝟐+𝟔𝟐=2.92 第三变速组：Z′

5.5106

=138，𝐦𝐣=𝟐×𝟏𝟑𝟖

7：A≥370

3

𝟐𝟏+𝟖𝟒=2.63 齿轮模数整理：

第一变速组 第二变速组 第三变速组 mw 2.07 2.7 3.85 𝐦𝐣 2.41 2.92 2.63 取m 3 3 4 为使结构紧凑，前两组选m=3

2.2传动轴直径估算

Ⅰ轴直径：dⅠ≥91 4

Pdη45.5×0.96×0.99nj β =91 850×0.5

=31mm 取dⅠ=35mm

Ⅱ轴直径：d≥91 4

Pdη45.5×0.96×0.99×0.98×0.97Ⅱnj β =91 425×0.5

=36mm

取dⅡ=40mm

10

45.5×0.96×0.99×0.982×0.972PdηⅢ轴直径：dⅢ≥91 =91 =46mm

nj β 150×0.5

4

取dⅢ=50mm

45.5×0.96×0.992×0.983×0.973Pdη主轴Ⅳ轴直径：dⅣ≥91 =91 =50mm

nj β 106×0.5

4

其中Pd为电机额定功率，η为电机到该轴间的传动效率，nj为该轴计算转速， β 为每米长度允许的扭转角，取 β =0.5°

主轴为空心轴，需对轴径进行修正，大致估算内外径比后，查表选择修正系数k=1.05，则：dⅣ=50×1.05=52.5mm， 为增加主轴刚度，dⅣ取55mm。

2.3离合器选用

选用片式摩擦离合器（干式） 额定静扭矩：Mj≥KMn=K×9550

PnIj

η

850

nIj为I轴计算速度，求Mj=1.5×9550×

5.5×0.96×0.99

=88.2N·m

从通用摩擦片尺寸系列中选出内外摩擦片外径和内经分别为98，30； 计算摩擦面对数：Z0=

12MnK103

3πf P （D32−D1）KVKMKZ

查表确定式中各值，计算如下：

Z0=

3.14×0.3×0.3× 983−303 ×0.86×0.85×1

12×9550×850×0.96×0.99×1.5×103

5.5

=6 取偶数

所以摩擦片数为Z0+1=7片

11

2.4传动件的初步安排设计

确定各齿轮参数，金属切削机床选取齿宽系数相对较小最小可至0.2，取齿宽系数∅d=0.4，求各齿轮直径与齿宽：

Z1:d1=mz1=3×36=108mm，b1=∅dd1=0.4×108=43.2mm

′′′′′Z1:d1=mz1=3×36=108mm, b1=∅dd1=0.4×108=43.2mm

Z2:d2=mz2=3×30=90mm，b2=∅dd2=0.4×90=36mm

′′Z2:d′2=mz2=3×42=126mm, b′2=∅dd′2=0.4×126=50.4mm

Z3:d3=3×24=72mm， b3=0.4×72=28.8mm

′Z3:d′3=3×48=144mm, b′3=0.4×144=57.6mm

Z4:d4=3×42=126mm， b4=0.4×126=50.4mm

′Z4:d′4=3×42=126mm, b′4=0.4×126=50.4mm

Z5:d5=3×22=66mm， b5=0.4×66=26.4mm

′Z5:d′5=3×62=186mm, b′5=0.4×186=74.4mm

Z6:d6=4×70=280mm， b6=0.4×280=112mm

′Z6:d′6=4×35=140mm, b′6=0.4×140=56mm

Z7:d7=4×21=84mm， b7=0.4×84=33.6mm

′Z7:d′7=4×84=336mm, b′7=0.4×336=134.4mm

′′′其中Z1至Z7均为从动齿轮，除Z6为升速外，其余均为降速传动，对计

算得的齿宽进行加宽，大齿轮根据小齿轮齿宽重新取值，整理后得出下表：

12

齿轮序号 ′′′′′′′ Z6 Z6Z1 Z1 Z2 Z2 Z3 Z3 Z4 Z4 Z5 Z5 Z7 Z7 分度圆108 108 90 126 72 144 126 126 66 186 280 140 84 336 d 齿宽b 45 45 40 35 35 30 55 55 35 30 55 60 40 35 主轴采用三支承结构，中间为辅助支承，结构如下：

1段安装螺母，用于轴承定位、固定。2段安装双列圆柱滚子轴承。3段安装轴套，用于零件轴向定位。4段安装圆柱滚子轴承用于辅助支

′′

承。5段安装齿轮Z6、Z7。6段安装螺母用于定位，预紧右端轴承。7

段安装双向推力角接触球轴承和双列圆柱滚子轴承。 后轴颈直径D2=55mm，前轴径直径D1≈取D1=70mm

主轴孔径d：d/D≤0.5～0.6，D=

D1+D2

2

D20.7~0.8

，求D1=78mm

=62.5mm，求d=32mm

悬伸量a：a/D1在1.25～2.5间，取1.5，求a=70×1.5=105mm 主轴前支承：NN3014/P5,234414BM1轴承 辅助支承：NU1012/P6轴承

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后支承：NN3011轴承

3.轴和轴承的验算

3.1主轴的验算

Z6、Z′

6啮合时轴有最大挠度，主轴全功率运转时：

TIV=9550×

PIVnj

=9550×

Pdηnj

T×5.5×0.96×0.992×0.983×0.973

IV

=9550106=396.4N•m齿轮圆周力：Ft=

2TIVd′6

=

2×3900

140

=5663N 径向力：Fr=Fttanα=5663×tan20°=2061N 截面惯性矩：I=π

(D4−d4)=π

×(62.54−324)=6.97×105mm4

挠度y=

Frb2c23EIL

,b=270mm,c=545mm

E为材料弹性模量，取E=2×105N/mm2 所以y=

2061×270254523×2×105×6.97×105×815

=0.13mm 许用挠度 y =0.0002L=0.0002×815=0.163mm

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y< y ，合格

3.2轴承验算

fpPε60njL′ 6h 基本额定动载荷：C=ft10

载荷系数：fp取1.5，P=Fr=2061N，温度系数ft取1，nj=106r/min ,预期寿命L′h取求C=

1

20000h，滚子轴承ε取；

3

10

10

1.5×20613

60×106×2000010

6=13.23KN，

查主轴选用的NN3014,NN3011轴承参数，基本额定动载符合要求。

总结

。。。。。

参考文献

1 许晓旸主编.《专用机床设备设计》，重庆大学出版社，2003 2 叶伟昌主编.《机械工程及自动化简明设计手册（上册）》，机械工业出版社，2004

3 王三民主编.《机械设计计算手册》， 化学工业出版社，2010 4 黄开榜 、张庆春、那海涛主编.《金属切削机床》，哈尔滨工业大学出版社，2011

5 叶琳、邱龙辉主编.《画法几何与机械制图》，西安电子科技大学

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出版社，2010

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