当前位置：文档库 › 主轴变速箱课程设计

主轴变速箱课程设计

沈阳工程学院

课程设计

设计题目：机床主轴变速箱设计

系别机械学院班级机械本102 学生姓名丁昊学号 2010518209 指导教师王天煜，刘劲涛职称教授

起止日期：2013年 12月30日起——至2014年 1月15日止专业设计题目：机床主轴变速箱设计

设计任务书—第6组

专业：机械设计制造及其自动化班级：机械本102 姓名：丁昊学号：2010518209

一、题目：机床主轴变速箱设计二、主要技术参数：

1、卧式车床，最大回转直径为320mm 。

反转：max max 正反正反

三、设计内容：

1、运动设计：根据给定的转速范围及公比，拟定传动方案，确定结构形式，画转速图，

画传动系统图（研究分析齿轮排列方案），计算带轮直径和齿轮齿数。

2、动力计算：根据电动机功率，确定各传动件的计算转速，对主要零件（如带、齿轮、

主轴、传动轴、轴承等）进行计算（初算和验算）。

3、结构设计：进行传动轴系，变速机构，主轴组件，操纵机构，换向和制动装置，箱体，

润滑和密封的布置和结构设计。

4、编写设计计算说明书

四、应完成的任务

本学期第18、19、20周课程设计，以设计说明书数据为依据，绘制： 1、主轴变速箱草图一张（A2）——手绘；

2、展开图一张（A0）——计算机CAD 绘图，主轴零件图1张。

3、三维立体图——pro/e 仿真；

五、要求

1、设计计算说明书字体端正，层次分明，格式排版准确。

2、图纸图面清洁，标注准确，符合国家标准；

六、设计说明书主要内容及装订顺序 1、封皮

2、设计任务书；

3、成绩评审意见表

4、中文摘要和关键词

5、目录（标题及页次）；

6、机床用途和性能（简要）；

7、运动设计和拟定（简要方案比较分析；画传动系统图要规范）； 8、主要零件的估算或计算和验算（主轴组件刚度计算）； 9、重要结构的选择分析； 10、设计小结；

11、参考文献（列序号、作者、书名、出版社及年月）；至少6篇

第一章课程设计的目的和内容 ------------------------------------------ 1

第二章课程设计的步骤--------------------------------------------------- 2 第一节运动设计-------------------------------------- -------------- 2

一、确定极限转速-------------------------------------- -------- 2

二、确定公比---------------------------------------------- ------ 2

三、求出主轴转速级数Z-------------------------------- ------- 2

四、确定结构式---------------------------------------------- --- 2

五、绘制转速图------------------------------------------ ------- 2

六、绘制传动系统简图------------------------------------------ 3

七、确定各变速组齿轮传动副的齿数------------------------ 3

八、核算主轴转速误差------------------------------------------ 5

第二节传动零件的初步计算---------------------------- --------- 5

一、求各轴的计算转速------------------------------------------ 5

二、传动轴直径的初定------------------------------------------ 5

三、齿轮模数的初步计算--------------------------------------- 6

四、计算各齿轮的参数------------------------------------------ 7

五、确定各轴间距------------------------------------------------ 8

六、带轮的选择--------------------------------------------------- 8

七、片式摩擦离合器的计算----------------------------------- 9

八、主轴轴承的计算----------------------------------------------- 10

九、主轴和齿轮的连接--------------------------------------------- 11

十、润滑与密封----------------------------------------------------- 11

十一、其他问题------------------------------------------------------ 11第三章课程设计的验算-------------------------------------------------- 11

一、直齿圆柱齿轮的强度验算-------------------------------------- 11

二、主轴的弯曲刚度验算-------------------------------------------- 15

三、主轴组件的静刚度验算----------------------------------------- 16

四、滚动轴承的验算-------------------------------------------------- 18设计小结------------------------------------------------------------------------- 19 参考书目------------------------------------------------------------------------- 20

第一章课程设计的目的和内容

一、课程设计的目的

机床课程设计是机床课程之后进行的实践性教学环节。是综合运用所学过的专业知识而进行的一项基本训练。

1、使学生能够正确运用所学课程的基本理论和有关知识，学会机床设计方案的拟定、比较、分析及进行必要的计算；

2、通过课程设计，掌握机床设备典型零件的计算方法和步骤，掌握正确的结构设计方法，初步树立正确的设计思想，培养学生分析问题和解决问题的能力；

3、提高学生应用设计手册、标准、其它设计资料的能力，以及编写技术文件等资料的能力。

二、课程设计题目：普通车床主轴箱设计

三、设计参数：

设计一中型普通车床有级变速主轴箱，设计参数见下表。

四、课程设计内容

（一）运动设计：根据给定的机床用途、规格、极限转速、转速数列公比，通过分析比较拟定传动结构方案和传动系统图，确定传动副的传动比

及齿轮的齿数，并计算主轴的实际转速与标准转速的相对误差。（二）动力设计：根据给定的电动机功率和传动件的计算转速，初算传动轴直径、齿轮模数；确定皮带型号及根数摩擦片离合器的尺寸和摩擦片

数及制动器尺寸，完成装配草图后，要验算传动件的应力，变形或寿

命是否在允许范围内，还要验算主轴组件的静刚度。

（三）结构设计：进行主运动传动轴系、变速机构、主轴组件、箱体、操纵机构、润滑与密封等的布置和结构设计。

第一节运动设计

一、确定主轴转速级数：

由给定的参数，主轴的极限转速为n max=1600 r/min，n min=35.5r/min

由公式：1max

min

z n Rn n φ-=

= 且φ=1.41 可得n R =45.07 ，z=φ

lg lg Rn

+1=12.008

取Z=12

二、确定转速数列：

由给定的参数，φ=1.41=1.066，Z=12级

查表2-5，得12级转速各为：

35.5，50，71，100，140，200，280，400，560，800，1120，1600 三、求出主轴转速级数Z ：

因两轴间变速组的传动副数多采用2或3，在设计简单变速系统时，变速级数应选为Z=3m 2n 的形式，m 、n 为正整数。四、确定结构式：

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。

在Ⅰ轴如果安置换向摩擦离合器时，为减少轴向尺寸，第一传动组的传动副数不能多，以2为宜。

主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴上齿轮少些为好。最后一个传动组的传动副常选用2。

综上所述，传动式为12=2×3×2。

对于12232=??传动式有6种结构式对应的结构网，分别为：

62123212??= 61323212??= 61323212??= 24123212??= 31623212??= 12623212??=

由于本次设计车床主轴变速箱的I 轴（输入轴）上装有摩擦片式离合器（见展开图），I 轴造成组件装配缩小轴向尺寸，减少I 轴的齿轮数，使I 轴上的零件外径尺寸向右递减排列，以便I 轴以组件形式能够后装先拆。

因此，结构式选用 Z=62123212??=

验算结构式中的最末扩大组（按扩大顺序的最末、非传动顺序的最末）的调整范围n R =)12(641.1-?=7.8<8 ，其最后扩大组的变速范围肯定也符合要求，因此所选结构式比较合理。五、（一）选定电动机

合理的确定电机功率N ，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。

电动机的功率是7.5kW ，根据《机械工程及自动化简明设计手册》选取Y132M-4型电动机，同步转速1500 r/min,额定功率7.5kW,满载转速1440 r/min ，额定转距2.2。

（二）分配总降速比

分配降速比时，应注意传动比的取值范围：齿轮传动副中最大传动比

max u ≤2，最小传动比min u 4

≥ 传动比过大，引起振动和噪音，传动比过小，

使动齿轮与传动齿轮的直径相差太大，将导致结构庞大。

（1）确定皮带转动的转动比范围

i =1～2.5。取 i =1.8 由于主电机额定转速1440r/min ，可知第Ⅰ轴的转速n 1=1440?1/1.8=800r/min

（2）确定最末一级传动比总的转动比为：

i 总=07.455

.351600

min max ==

n n

min min min a b c i i i i i =总皮

最小传动比41≥

min c i =41?

12=31? 23? 26

最末一级间的数相隔6极（总6? ）：

min c i 2

6??= 62i =

1c i =241.122==? 2c i =

? (3)中间轴传动比

可按先慢后快原则，确定最小传动比，根据级此指数确定其他转动比：

Ⅱ～Ⅲ～Ⅳ轴小传动比为 ∵ min a i ≥min b i ≥min c i min c i =41

∴min b i 取3

13=? 1b i =min b i 13=?

Ⅰ～Ⅱ轴传动比为 min a i 取21

（三）确定传动轴的轴数

传动轴数=变速组数+定比传动副数+1 =3+0+1=4 六、绘制转速图

先按传动轴数及主轴转速级数求格数，画出网格，用以绘制转速图，在转速图上，先分配从电动机转速到主轴最低转速的总降速比，在串联的双轴传动间画上u (k →k+1)min 。再按结构式级比分配规律画上各变速组的传动比射线，从而确定了各传动副的传动比。

七、绘制反转转速图

级数Z 反 =Z 正/2=6 n 反ma x ≈1.1n 正max =16001.1 =1760 r/min

可在I 、II 轴之间加入一组三个的齿轮传动，实现反转。

八、绘制传动系统简图

如下简图所示。

九、确定各变速组齿轮传动副的齿数

确定各变速组齿轮传动副的齿数时应根据以下原则：

1、受齿轮最小齿数Z min的限制，机床主传动系统一般只取Z mi n≥18～20，以避免产生根切现象。

2、套装在轴上的小齿轮还考虑到齿根圆到它的键槽深处的最小尺寸应大于

基圆齿厚，以防断裂，则其最小齿数Z

min 应为Z mi

n≥1.03D/m +5.6，式中 D—齿

轮花键孔的外径（mm）,单键槽的取其孔中心至键槽槽底的尺寸两倍；m—齿轮模数（mm）。

3、S min还受最小传动比u min和允许的最大齿数S zmax的约束，机床主传动

的最小极限传动比取u min≥1/4。中型机床一般取S

z =70～100，S

Zmax

=120；

4、S z的选取不要使两轴中心距过小，否则可能导致两轴轴承过近，在等长的多轴变速系统中，还可能使前后变速组的齿轮顶圆与轴相碰，即k轴上前一个

变速组中的最大被动齿轮Z max的齿顶圆与（k+1）轴的外径d k+1相碰，或（k+1）轴上的后一个变速组中的最大主动齿轮Z max的齿顶圆与k轴外径d k相碰。

5、三联滑移齿轮的相领两轮的齿数差应大于4。避免齿轮右左移动时齿轮右相碰，能顺利通过。

6、在同一变速组内，尽量选用模数相同的齿轮。由上述原则，传动比已知，传动比的适用齿数表，查出：

1a i = 41.11

z S =60,62,64,66,68,70,72,74,76,78. 2a i =

41.11

z S =60,63,65,67,68,70,72,73,75,77. 由于可知选用z S =72，从表查出小齿轮的齿数为30，24。

大齿轮的齿数则为42，48。

1b i =1

1.41 z S =60,62,64,66,68,70,72,74,76,78,80,82,84 2b i =22

41.111=? z S =60,63,66,69,72,75,78,81,84 3

3341

.111==?b i z S =61,65,68,69,72,73,76,77,80,81,84 可选用z S =84从表中查出小齿论的齿数49,35,22。

大齿轮的齿数则为35，49,62。

1c i =211

2φ= z S =63,66,69,72,75,78,81,84,90….

2c i = 41

14=?

z S =80,84,85,89,90…..

选用z S =90 从表中查出小齿轮的齿数30，18。大齿轮的齿数则为60，72。可得以下的齿数

（1）u a1=30/42=

41.11 ； u a2=24/48=2

.11； S Za =72 （2）u b1=49/35=1.41 ；u b2=35/49=41.11 ； u b3=22/62=341.11

； S Zb =84

（3）u c1=60/30=2；u c2=18/72=4

41.11

； S Zc =90

（4）反转u d =38/43=1

1.41

； S Zd =91

十、核算主轴转速误差

实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过±10(Φ-1)%,即

n 标准转速标准转速实际转速-'|≤10(Φ-1)%

min n =35.5r/min

()()()min /48.3572/1862/2248/24800min r n =???= |min

min min 'n n n -|=|5.355.3548.35-|=1.13% < 4.1%

因此主轴转速误差符合要求。

二、传动件的设计

1、求各轴的计算转速

（1）、主轴的计算转速

主轴的计算转速度是低速第一个三分之一变速范围的最高一级转速，即n j 主 =100r/min 。（2）、各传动轴的计算转速

①轴III 有6级转速，其最低转速160r/min ，通过双联齿轮使主轴获得两级

转速：35.5 r/min 和280 r/min 。280 r/min 比主轴的计算转速高，需传递全部功率，故轴III 的160r/min 转速也能传递全部功率，即n jIII =160 r/min ②同理可得：n jII =400 r/min ③同理可得：n jI =800 r/min

（3）、各齿轮的计算转速

各变速组内一般只计算组内最小的，也是强度最薄弱的齿轮，故也只需要确定最小齿轮的计算转速。

（1）轴III —IV 间变速组的最小齿轮是Z=18，该齿轮使主轴获得6级转速

35.5 r/min ，55r/min ，71r/min ，100r/min ，160r/min ，200 r/min ，主轴计算转速是100r/min ，故该齿轮在400r/min 时应传递功率，是计算转速；（2）同理可得，轴II —III 间Z=22的计算转速为400 r/min ；

（3）同理可得，轴I —II 间Z=24的计算转速为800r/min 。 2、传动轴直径的估算按扭转刚度估算轴的直径 []

91?J n d N ≥

d N ——电机额定功率；N=d N η

η——从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积； n 1——该传动轴的计算转速r/mi ；

?——每米长度上的转角（deg/m ）

，可根据传动轴的要求选取：一般传动轴的每米长允许扭转角取[φ]=(0.5°～1.0°)/m ，要求高的轴取[φ]=(0.25°～0.5°)/m ，要求较低的轴取[φ]=(1°～2°)/m 。

传动效率 η=η1n η2m η3k

η1—直齿传动效率 7级取0.98 η2—V 带传动效率取0.96 η3—轴承传动效率取0.98

I 轴：[]4

91?J n d N ≥=4

.180098

.096.098.05.591?????24.67 mm 取d I =25mm

II 轴:[]491?J n d N

≥=42

24.140098

.096.098.05.591?????=28.8 mm 取d II =30mm

III 轴：[]

91?J n d N

≥=43

34.116098

.096.098.05.591?????=37.73 mm 取d III =40mm IV 轴：根据电动机功率为7.5，最大加工直径为400 mm ，

初选主轴前轴颈直径D1=120 mm

而主轴后轴颈直径D 2≈（0.7～0.8）D 1 ，取D 2=90mm 普通车床内孔直径d ≈（0.66～0.72）D 1 ，取d=70 mm 主轴前端悬伸量a ≈（0.72～1.5）D 1 取a=100 mm

主轴平均直径D=2

21D D +=12090

2+=105 mm

三、齿轮模数的估算

根据j m 和w m 计算齿轮模数，根据其中较大值取相近的标准模数：

j m =16300()[]3

1213211J

m s n i Z K K K K σιψN

±mm

N ——齿轮的最低转速r/min ；

T ——顶定的齿轮工作期限，中型机床推存：T =15～20 n k ——转速变化系数；

N k ——功率利用系数；

q k ——材料强化系数。

s k ——（寿命系数）的极值max min s s k k ，

齿轮等转动件在接取和弯曲交边载荷下的疲劳曲线指数m 和基准顺环次数C 0 1k ——工作情况系数。中等中级的主运动： 2k ——动载荷系数；

3k ——齿向载荷分布系数； Y ——齿形系数；

根据弯曲疲劳计算齿轮模数公式为：

式中：N ——计算齿轮转动递的额定功率N=?d w N k j n ——计算齿轮（小齿轮）的计算转速r/min m ψ——齿宽系数m b m /=ψ,8=ψm

Z 1——计算齿轮的齿数，一般取转动中最小齿轮的齿数：

i ——大齿轮与小齿轮的齿数比，i =

≥Z Z ；

（+）用于外啮合，（-）号用于内啮合：s s T N n q k k k k k k =：命系数； T k ：工作期限， T k =m

C nT

60； T k 接=3

1000000020000

35560??=3.49

T k 弯=96

220000

35560???=1.8 n k =0.84 n k 接

=0.58

n k 弯=0.90 q k 接=0.55 q k 弯=0.72 s k 接=3.49? 0.84? 0.58? 0.55=0.94

s k ≥min k 时，取s k =max s k ，当s k

2k =1.2 3k =1 Y =0.378

第一组齿轮和反转组齿轮材料选用40Cr ，调质加表面淬火处理，工作年限为10年，每天12小时，

[σf ]=σHP =H

X W N H S Z Z Z lim σ=25.11

2.192.0730???≈650 Mpa

其它组齿轮材料选用20CrMnTi ，渗碳淬火处理，工作年限为10年，每天12小时，

[σf ]=σHP =

W N H S Z Z Z lim σ=

.11

2.192.01500???≈1325 Mpa

（1）第一组齿轮中，取齿轮Z=24

m fI-II =16300

? 2.860=

圆整模数取m fI-II =3

（2）第二组齿轮中，取齿轮Z=22

m fII-III =16300

?==2.682 圆整模数取m fII-III =3

（3）第三组齿轮中，取齿轮Z=18

m fIII-IV =16300

? 圆整模数取m fIII-IV =4

（4）反转组齿轮中，取齿轮Z=38

m f 反 =16300

?==2.518

圆整模数取m f 反=3

4、计算各齿轮的参数

5、确定各轴间距

a=2)

(21Z Z m +

a I-II =mm 1082723=? a II-III =mm 1262843=? a III-IV =mm 1802

4=?mm

6、带轮的选择

K A =1.1 ，故Pca=K A P=1.1?7.5=8.25 kW

根据P ca 、n 1，查得 V 带采用普通B 型，初选主动轮基准直径d d1=200mm ，

则从动轮基准直径d d2=i ? d d1=800

1600

?200=400 mm ，取d d2=400mm.

带的速度v=1000

*6011n d d π=1000601600

200???π=16.75 m/s < 35 m/s ，带的速度合适。

根据0.7(d d1+ d d2)

2121204)()(22[a d d d d a L d d d d d -+

++=π

=[800

4)200400()200400(280022

5.25542500(=-=773mm 包角α1=180°-a

d d d d 12-?57.5°=180°-773200

400-?57.5°=165.12>120°,主

动轮上的包角合适。

V 带根数z=L

K K P P P α)(00?+，由n 1=1600r/min,d d1=200mm,i=2,得P 0=2kW

ΔP 0=0.51kW ,K α=0.96,K L =1.03,则

z=98.09.525.8?=1.43 取z=2根。得q=0.18kg/m

预紧力F 0=2)15.2(500qv K vz P ca +-α

=500*

275.161.0)196.05

.2(*675.1625.8?+-?=93.9N 压轴力F p =2zF 0sin 21α=N o

44.3722

12.165sin

9.9322=???。七、片式摩擦离合器的计算

为保证II 轴上的第二个变速组中的最大主动齿轮外径不碰I 轴上的离合器外径D ，A I-IImin >(Z max *m+2m+D)/2, A I-II =130mm ，Z max =51 m=3

可得：D<100mm ，取D=90mm

正转静负载扭矩M=974?ηj

n N

=974?80098.097.05.7??=8.68 kgf ﹒m

中型机床取K=1.5，

正转时，离合器所能传递扭矩M j ≥M ?k=8.68?1.5= 13.02kgf ﹒m 取M j =14kgf ﹒m

反转静负载扭矩M=974?ηj n N

?4.0=974?

80098.097.05.74.0??? =3.47 kgf ﹒m

反转时，离合器所能传递扭矩M j ≥M ?k=3.47?1.5=5.205 kgf ﹒m 取M j =6kgf ﹒m

I 轴d=30mm ，采用轴装式摩擦片

外片内径D 1=d+4=34mm ，选取φ=2

1D D

=0.57，则内片外径D 2=60mm

中径D p ==+2

D D 47mm ，平均线速度v p =60000

p nD π=6000047

800??π=1.97m/s ，由v p =1.97m/s ，选

K v =1.08，安全系数K 取1.4，结合次数修正系数K m =1，摩擦面对数修正系数K z =1，选钢-钢摩擦系数f = 0.12，许用比压[p]=11 kgf ﹒m

正转时摩擦面对数z=

m v n K K K D D p f K M )]([10131325

-π

108.1)3460(1112.0104.114123

???-??????π=23.74 正转时，取z=24

反转时摩擦面对数z=z

m v n K K K D D p f K M )]([10123

1325

-π =1

108.1)3460(1112.0104.16123

???-??????π=11.87 反转时，取z=12

正转主动片（内片）数i 1=z/2+1=13 片，被动片（外片）数i 2=z/2=12 片反转主动片（内片）数i 1=z/2+1=7片，被动片（外片）数i 1=z/2=6片

轴向压力Q=v K p D D ])[(4003

132-π=08.1*11*)3460(400

33-π=227.92N 八、主轴轴承: 1. 轴承类型的选择

主轴轴承的轴承类型选择：前后内孔有1：12的锥度,前端选用的轴承类型是：GB/T285-64 双列短圆柱滚子轴承D3182121；后端选用的轴承类型是：GB/T285-64 双列短圆柱滚子轴承E3182112 ，轴向定位用双向推力角接触球轴承。 2. 轴承的位置

机床主轴采用两个支承，结构简单，制造方便。 3. 轴承的精度和配合

主轴轴承精度要求比一般传动轴高。前轴承的误差对主轴前端的影响最大，所以前轴承的精度选C 级，后轴承选D 级。九、主轴和齿轮的连接:

采用平键连接。十、润滑与密封:

主轴转速高，必须保证充分润滑，用单独的油管引到轴承处。主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要而困难，防漏的措施：加密封装置阻止油外流。因主轴转速高，采用非接触式的轴向的曲路密封。十一、其它问题:

主轴上齿轮应尽可能靠近前轴承，大齿轮更应靠前，这样可以减小主轴的扭转变形。

主轴的直径主要决定于主轴需要的刚度、结构等。各种牌号的弹性模量基本一样，对刚度影响不大。主轴一般选优质中碳钢既可。精度较高的机床主轴考虑到热处理变形的影响，可以选用45号钢。

主轴端部锥孔，定心轴颈或定心圆锥面等部位局部淬硬至HRC50～55。其他部分经调质处理后硬度为HB 220～250。

第三章课程设计的验算

一、直齿圆柱齿轮的强度验算

（1）第一组齿轮强度校验取齿轮Z=34 精度7级

σHlim =800Mpa σFlim =320Mpa σFE =640Mpa 按接触疲劳强度校验

传递功率P=7.5?0.97?0.98=7.13 kW

传递扭矩T 1=9549?1

n P

=9549?80013.7=85.11 N.m

分度圆切向力F t =1

12000d T =8511

.852000?=2002.5N

使用系数K A =1.25 则K A P=8.91 kW 动载系数K V =1.07

按u=2，n 1=800r/min ，得C H1=30 根据直齿齿轮，得C H2=0.21

按b=68mm ，Фd =0.8，K H α=1.1，得C H3=0.22

因为b

F K K t V A =685.200205.125.1??=38.65< 750N/mm

修正系数C K =0.7

修正C H3=0.7?0.22=0.154

选用齿轮箱润滑油ν50=100mm 2/s ，C H4=0.96 齿面工作硬化系数 Z W =1 接触强度尺寸系数 Z X =1 弹性系数 Z E =189.8 寿命系数 Z NT =1

P HP =2

lim

222lim 4321H E V NT

X W H H H H H S Z K Z Z Z C C C C σ =2

22218.18907.111180096.0154.021.030?????????=14.76 kW > K A P

接触疲劳强度校验通过。

按弯曲疲劳强度校验

按Z=34 m=2.5mm n 1=800r/min ， C F1=8

按重合度εα=1.7 ， C F2=1.45

C F3=2

3310d C H =2385154.010?=0.02 C F4=1?1?1=1 ，寿命系数Y NT =1

按Z 1=34 Z 2=68， Y Fs =4.02

P FP =lim

4321F Fs V NT FE F F F F S Y K Y C C C C σ

.102.407.11640102.045.18???????=24.66kW > K A P

弯曲疲劳强度校验通过。

（2）第二组齿轮强度校验取齿轮Z=28 精度7级 σHlim =1500Mpa σFlim =400Mpa σFE =800Mpa 按接触疲劳强度校验

传递功率2P =7.5?0.97?0.98?0.98=6.99 kW

传递扭矩T 2=9549?22

n =9549?40099.6=166.9 N.m

分度圆切向力F t =22

2000T d =709

.1662000?= 4768.6N

使用系数K A =1.25 则K A P=8.74 kW 动载系数K V =1.05

按u=2.8，n 1=400r/min ，得C H1=20 根据直齿齿轮，得C H2=0.21

按b=56mm ，Фd =0.8，K H α=1.1，得C H3=0.1

因为b

F K K t V A =566.476805.125.1??=111.76< 750N/mm

由[7]图9.1-7得，修正系数C K =0.77 修正C H3=0.77?0.1=0.077

选用齿轮箱润滑油ν50=100mm 2/s ， C H4=0.96 齿面工作硬化系数 Z W =1 接触强度尺寸系数 Z X =1 弹性系数 Z E =189.8 寿命系数 Z NT =1

P HP =2

lim

222lim 4321H E V NT

X W H H H H H S Z K Z Z Z C C C C σ =2

2221

8.18905.1111150096.0077.021.020?????????=17.5 kW > K A P 接触疲劳强度校验通过。

按弯曲疲劳强度校验

按Z=28 m=2.5mm n 1=400r/min ， C F1=5 按重合度εα=1.7 ， C F2=1.45

F32

d 2

C F4=1?1?1=1 ，寿命系数Y NT =1 按Z 1=28 Z 2=78， Y Fs =4.32

P FP =lim

4321F Fs V NT FE F F F F S Y K Y C C C C σ

.132.405.1180010162.045.15???????=14.8kW > K A P

弯曲疲劳强度校验通过。

（3）第三组齿轮强度校验取齿轮Z=24 精度7级 σHlim =1500Mpa σFlim =400Mpa σFE =800Mpa 按接触疲劳强度校验

传递功率P=7.5?0.9?70.982?0.982=6.71 kW

传递扭矩T 3=9549?33

n =9549?16071.6=400.46N.m

分度圆切向力F t =33

2000T d =8446

.4002000?=9534.8 N

由[7]表9.1-26 查得，使用系数K A =1.25 则K A P=8.39kW

由[4]表10-8查得，动载系数K V =1.05

按u=4，n 1=160r/min ，查[7]图9.1-3，得C H1=18 根据直齿齿轮，2由[7]图9.1-4，得C H2=0.21

按b=70mm ，Фd =0.8，K H α=1.0，由[7]图9.1-6，得C H3=0.06

因为b

F K K t V A =708.953405.125.1??=178.78< 750N/mm

由[7]图9.1-7得，修正系数C K =0.74 修正C H3=0.74?0.06=0.044

选用齿轮箱润滑油ν50=100mm 2/s ，由[7]图9.1-8得，C H4=0.96 由[7]图9.1-9得，齿面工作硬化系数 Z W =1 接触强度尺寸系数 Z X =1 弹性系数 Z E =189.8 寿命系数 Z NT =1

P HP =2

lim

222lim 4321H E V NT

X W H H H H H S Z K Z Z Z C C C C σ =2

22218.18905.1111150096.0044.021.018?????????=9.5 kW > K A P

接触疲劳强度校验通过。

按弯曲疲劳强度校验

按Z=24 m=3.5mm n 1=160r/min ，由[7]图9.1-14得，C F1=10 按重合度εα=1.7 ，由[7]图9.1-15得，C F2=1.45

F32

d 284C F4=1?1?1=1 ，寿命系数Y NT =1 按Z 1=24 Z 2=96 ， Y Fs =4.47

P FP =lim

4321F Fs V NT FE F F F F S Y K Y C C C C σ

.147.405.1180010062.045.110???????=10.94 kW > K A P

弯曲疲劳强度校验通过。

二、主轴的弯曲刚度验算（一）主轴上的弯曲载荷

齿轮传动轴同时受输入扭矩的齿轮驱动力Q a 和输出扭矩的齿轮驱动阻力Q b 的作用而产生弯曲变形。当齿轮为直齿圆柱齿轮，其啮合角齿面摩擦角α=20°，齿面摩擦角ρ≈5.72°时则：

Q a (或Q b )=2.12?107mzn

(N)

式中 N — 该齿轮传递的全功率（kW ） m 、z — 该齿轮的模数（mm ）、齿数

n — 该传动轴入扭矩的齿轮计算转速（r/min ）

Z=40的 Q a =2.12?107?100

405.398.098.097.05.73

3?????=9758.8(N)

（二）验算两支承传动轴的弯曲变形

机床齿轮变速箱里的传动轴，如果抗弯刚度不足，将破坏轴及齿轮、轴承的正常工作条件，引起轴的横向振动，齿轮的轮齿偏载，轴承内、外圈相互倾斜，加剧零件的磨损，降低寿命。

齿轮传动轴的抗弯刚度验算，包括轴的最大挠度、滚动轴承处及齿轮安装处的倾角的验算。

主轴[y]≤0.0002l=0.0002?500=0.1 (mm)

[θ]≤0.001(rad)

圆柱滚子轴承处 [θ]≤0.0025(rad) 向心球轴承处[θ]≤0.005(rad)

x x l - 式中 l — 两支承间的跨距（mm ） D — 该轴的平均直径（mm ）

x=a i /l ，a i — 齿轮的工作位置至较近支承点的距离（mm ）

由展开图可知，l=500mm , a 1=70mm , a 2=150mm , D=87.5mm

则 y a =8.08?10-6?9758.8?

35.87]

)50070(5007075.0[500-?=0.033 mm y a < [y] ，即主轴设计满足要求。

三、主轴组件的静刚度验算

（一）求两支承主轴组件的最佳支承距

最大加工直径为400mm ，

主轴前轴颈直径D 1=120 mm 主轴后轴颈直径D 2 =90 mm 普通车床内孔直径d=70 mm 主轴前端悬伸量a=100 mm

主轴平均直径D=2

1D D +=105 mm

由8.0103.05.1222.22d C ??=有：

0.1030.8522.222 1.5908.4810/A C N mm =??=?

mm N C B /10224.91005.1222.2258.0103.0?=??= 取材料的弹性模量E=2?105 N/mm

210101.0731041090.78?????=8.93

由[3]图3-34 得a

0=6.0

则 L 0=6.0?100=600 mm ，L 合理=(0.75～1.5)L 0=450～900 mm 主轴跨距在合理的跨距范围内。

（二）切削力的确定

P z =j

j d

n D N ∏??η4109552 （N ）

式中 N d — 电动机额定功率（kW ） n j — 主轴的计算转速（r/min ）

D j — 计算直径，车床D j =(0.5～0.6)D max ，D max 为最大加工直径 ηΠ — 主传动系统总效率

则P z =100

3206.05

.798.098.097.010*******????????=6411（N ）

径向切削力P y ≈0.5P z =0.5?6411=3206（N ）

设切削力P 的作用点到主轴前支承的距离为s ，则 s=c+w (mm)

式中 c — 主轴前端的悬伸长度

w — 对于普通车床 w=0.4H ，H 为车床中心高则 s=100+0.4?200=180 mm

（四）两支承主轴组件的静刚度验算

车床主轴箱课程设计12级转速

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

目录 1.机床总体设计 (5) 2. 主传动系统运动设计 (5) 2.1拟定结构式 (5) 2.2结构网或结构式各种方案的选择 (6) 2.2.1 传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围 (6) 2.2.2 基本组和扩大组的排列顺序 (6) 2.3绘制转速图 (7)

2.5确定带轮直径 (8) 2.6验算主轴转速误差 (8) 2.7 绘制传动系统图 (8) 3．估算传动件参数确定其结构尺寸 (10) 3.1确定传动见件计算转速 (10) 3.2确定主轴支承轴颈尺寸 (10) 3.3估算传动轴直径 (10) 3.4估算传动齿轮模数 (10) 3.5普通V带的选择和计算 (11) 4．结构设计 (12) 4.1带轮设计 (12) 4.2齿轮块设计 (12) 4.3轴承的选择 (13) 4.4主轴主件 (13) 4.5操纵机构、滑系统设计、封装置设计 (13) 4.6主轴箱体设计 (13) 4.7主轴换向与制动结构设计 (13) 5.传动件验算 (14) 5.1齿轮的验算 (14) 5.2传动轴的验算 (16) 5.3花键键侧压溃应力验算 (19)

数控铣床主轴箱课程设计说明书(完整)

目录第一章机床的用途及主要技术参数 (2) 第二章方案设计 (2) 第三章主传动设计 (2) 3.1 驱动源的选择 (2) 3.2 转速图的拟定 (3) 3.3传动轴的估算 (5) 3.4齿轮模数的估算 (6) 第四章主轴箱展开图的设计 (7) 4.1设计的容和步骤 (7) 4.2 有关零部件结构和尺寸的确定 (7) 4.3 各轴结构的设计 (9) 4.4 主轴组件的刚度和刚度损失的计算： (10) 第五章零件的校核 (11) 5.1齿轮强度校核 (11) 5.2传动轴挠度的验算： (12) 第六章心得体会 (13) 参考文献 (14)

数控机床课程设计第一章机床的用途及主要技术参数常用数控铣床可分为线轨数控铣床、硬轨数控铣床等。数控铣床(线轨)具有精度高、刚性好、噪音小，操作简单、维修方便等优点。工件一次装夹可以完成平面、槽、斜面及各种复杂三维曲面的铣削，及钻孔，扩孔、铰孔和镗孔等。是复杂型腔、模具、箱体类零件加工的理想设备。数控铣床(硬轨) 具有精度高、刚性好、噪音小，操作简单、维修方便等优点。工件一次装夹可以完成平面、槽、斜面及各种复杂三维曲面的铣削，及钻孔，扩孔、铰孔和镗孔等。是复杂型腔、模具、箱体类零件加工的理想设备。表1-1 第二章方案设计本次设计的数控铣床主轴箱是串联在交流调频主轴电机后的无级变速箱，属于机械无级变速装置。它是利用摩擦力来传递转矩，通过连续改变摩擦传动副工作半径来实现无级变速。由于它的变速围小，是恒转矩传动，适合铣床的传动。第三章主传动设计 3.1 驱动源的选择机床上常用的无级变速机构是直流或交流调速电动机，直流电动机从额定转速nd向上至最高转速nmax是调节磁场电流的方法来调速的，属于恒功率，从额定转速nd向下至最低转速nmin是调节电枢电压的方法来调速的，属于恒转矩；交流调速电动机是靠调节供电频率的方法调速。由于交流调速电动机的体积小，转动惯量小，动态响应快，没有电刷，能达到

机床主轴箱设计说明书

机床主轴箱设计说明书一、机床的型号及用途 1、规格选用型号 CA6140、规格 Φ320×1000 2、用途 CA6140型卧式车床万能性大，适用于加工各种轴类、套筒类、轮盘类零件上的回转表面。可车削外圆柱面、车削端面、切槽和切断、钻中心孔、钻孔、镗孔、铰孔、车削各种螺纹、车削外圆锥面、车削特型面、滚花和盘绕弹簧等。加工围广、结构复杂、自动化程度不高，所以一般用于单件、小批生产。二、机床的主参数和其他主要技术要求 1、主参数和基本参数 1) 主参数机床主参数系列通常是等比数列。普通车床和升降台铣床的主参数均采用公比为1.41的数列，该系列符合国际ISO 标准中的优先系列。普通车床的主参数D 的系列是：250、320、400、500、630、800、1000、1250mm 。 2) 基本参数除主参数外，机床的基本是指与被加工工件主要尺寸有关的及与工、夹、量具标准有关的一些参数，这些主参数列入机床的参数标准，作为设计时依据。 3）普通车床的基本参数普通车床的基本参数应符合《普通车床参数国家标准》见参考文献【一】中表2的规定，有下列几项数；刀架上最大工件回转直径1D （mm ）由于刀架组件刚性一般较弱，为了提高生产效率，国外车床刀架溜板厚度有所增加，在不增加中心高时，1D 值减少的趋势。我国作为参数标准的1D 值，基本上取12D D >/,这样给设计留一定的余地，设计时，在刀架刚度允许的条件下能保证使用要求，可以取较大的1D 值。所以查参考文献【一】（表2）得1D =160mm 。主轴通孔直径d ﹙mm ﹚

普通车床主轴通孔径主要用于棒料加工。在机床结构允许的条件下，通孔直径尽量取大些。参数标准规定了通孔直径d的最小值。所以由参考文献【一】（表二）d=36mm。主轴头号普通车床采用短锥法兰式主轴头，这种形式的主轴头精度高，装卸方便。主轴端部及其结构合面得型式和基本尺寸要符合《法兰式车床主轴端部尺寸部标注》的规定。根据机床主参数值大小采用不同号数的主轴头（4～15号），号值数等于法兰直径的1/25.4而取其整数值。所以由参考文献【一】（表2）可知主轴头号取4.5 装刀基面至主轴中心距离h(mm) 为了使用户，提高刀具的标准化程度，根据机械工业部工具研究所的刀具杆标准，规定了h=22mm。最大工件长度L （mm）最大工件长度L是指尾座在床身处于最后位置，尾座顶尖套退入尾座孔时容纳的工件长度。为了有利组织生产，采用分段等差的长度数列。所以由参考文献【一】（表2）得L=1000mm。 2、主传动的设计 1）主轴极限的确定由课程设计任务书中给出的条件可知： Z=40 r/min min Z=1800 r/min max 2）公比的确定主轴极限转速的确定后，根据机床的使用性能和结构要求，选择主轴转速数列的公比值，因为中型通用机床，常用的公比为1.26或是1.41，再根据极限转速，按参考文献【一】中表2—1选出标准转速数列公比 =1.41。 3）主轴转速级数的确定按任务书要求Z=12 按标准转速数列为40、56、80、115、160、225、315、445、625、880、1250、1800r/min 4）主传动电动机功率的确定电动机的额定功率为： N =4kW 额

CM6132机械系统设计课程设计精密车床主轴箱与变速箱系统设计说明

目录绪论 (1) 1．概述 (5) 1.1机床主轴箱课程设计的目的 (5) 1.2设计任务和主要技术要求 (5) 1.3操作性能要求 (6) 2.技术参数确定与方案设计 (6) 2.1原始数据 (6) 2.2开展CM6132功能原理设计 (6) 3．运动设计 (7) 3.1确定转速极速 (7) 3.1.1计算主轴最高转速 (9) 3.1.2计算主轴最低转速 (10) 3.1.3确定主轴标准转速数列 (11) 3.2主电动机的选择 (12) 3.3变速结构的设计 (14) 3.3.1 主变速方案拟定 (14) 3.3.2 拟定变速结构式 (14) 3.3.3拟定变速结构网 (15) 3.3.4 验算变速结构式 (16)

3.4绘制转速图 (17) 3.5 齿轮齿数的估算 (20) 3.6 主轴转速误差 (23) 4.动力设计 (26) 4.1电机功率的确定 (26) 4.2确定各轴计算转速 (26) 4.3 带轮的设计 (27) 4.4传动轴直径的估算 (30) 4.5齿轮模数的确定 (33) 4.6主轴轴颈的直径 (36) 4.6.1主轴悬伸量a (36) 4.6.2主轴最佳跨距0L 的确定和轴承的选择 (36) 4.6.3主轴组件刚度验算 (37) 5. 结构设计 (38) 5.1齿轮的轴向布置 (39) 5.2传动轴及其上传动元件的布置 (40) 5.2.1 I 轴的设计 (42) 5.2.2 II 轴的设计 (42) 5.2.3 III 轴的设计 (42) 5.2.4 带轮轴的设计 (42) 5.2.5 Ⅳ轴的设计 (43) 5.2.6主轴的设计 (43) 5.2.7 主轴组件设计 (43) 5.3齿轮布置的注意问题 (44)

《金属切削机床》课程设计--C616型车床主轴箱设计(全套图纸)

目录全套图纸加174320523 各专业都有 1.概述和机床参数确定 (1) 1.1机床运动参数的确定 (1) 1.2机床动力参数的确定 (1) 1.3机床布局 (1) 2.主传动系统运动设计 (2) 2.1确定变速组传动副数目 (2) 2.2确定变速组的扩大顺序 (2) 2.3绘制转速图 (3) 2.4确定齿轮齿数 (3) 2.5确定带轮直径 (3) 2.6验算主轴转速误差 (4) 2.7绘制传动系统图 (4) 3．估算传动件参数确定其结构尺寸 (5) 3.1确定传动转速 (5) 3.2确定主轴支承轴颈尺寸 (6) 3.3估算传动轴直径 (6) 3.4估算传动齿轮模数 (6) 3.5普通V带的选择和计算 (7) 4．结构设计 (8) 4.1带轮设计 (8) 4.2齿轮块设计 (8) 4.3轴承的选择 (9) 4.4主轴组件 (9) 4.5操纵机构、滑系统设计、封装置设计 (9) 4.6主轴箱体设计 (9)

4.7主轴换向与制动结构设计 (9) 5.传动件验算 (10) 5.1齿轮的验算 (10) 5.2传动轴的刚度验算 (12) 5.3花键键侧压溃应力验算 (16) 5.4滚动轴承的验算 (16) 5.5主轴组件验算 (17) 6. 主轴位置及传动示意图 (20) 7.总结 (20) 8.参考文献 (21) 1.概述 1机床课程设计的目的机床课程设计，是在金属切削机床课程之后进行的实践性教学环节。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。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。 1.1 机床运动参数的确定（1）确定公比φ及Rn 已知最低转速n min =45rpm，最高转速n max =1980rpm，变速级数Z=12，则公比： φ= （n max /n min ）1/（Z－1） =（1980rpm/45rpm）1/（12－1）≈1.41 转速调整范围： Rn=n max /n min =44 （2）求出转速系列根据最低转速45r/min，最高转速max n=1980r/min，公比φ=1.41，按《金属切屑机床》（戴曙编）表7-1选出标准转速数列： 2000 1400 1000 710 500 355 250 180 125 90 63 45 1.2机床动力参数的确定已知电动机功率为N=4kw，根据《金属切削机床简明手册》（范云涨、陈兆年编）表11-32选择主电动机为Y112M-4，其主要技术数据见下表1：表1 Y90L-4技术参数

#C6136机床主轴箱设计说明书14896

C6136型机床主轴箱课程设计说明书系别：交通和机械工程学院专业：机械设计制造及其自动化班级：机械10-4班姓名：富连宇学号：1008470434 吗指导老师：赵民目录一、设计目的 (1) 二、机床主要技术要求 (1) 三、确定结构方案 (1) 四、运动设计 (1) 4.1确定极限转速 (1) 4.2拟订结构式 (1) 4.3绘制转速图 (2) 4.4 确定齿轮齿数 (2) 4.5 验算主轴转速误差： (3) 4.6 绘制传动系统图 (3) 五、动力设计 (3) 5.1 V带的传动计算 (3) 5.2各传动轴的估算 (4) 5.3齿轮模数确定和结构设计： (5) 5.4摩擦离合器的选择和计算： (6) 5.5结构设计 (7) 六、齿轮强度校核 (8) 6.1、各齿轮的计算转速 (8) 6.2、齿轮校核 (9) 七、主轴刚度校核 (9) 八、主轴最佳跨度确定 (10) 8.1计算最佳跨度 (10) 8.2校核主轴挠度 (10) 8.2主轴图：（略）见附图2 (10) 九、各传动轴支持处轴承选用 (10) 十、键的选择和校核 (10) 1）、轴IV的传递最大转矩 (10) 十一、润滑和密封 (11) 十二、总结 (11) 十三、参考文献 (11) 十四、附 (12)

一、设计目的通过机床主运动机械变速传动系统得结构设计，在拟定传动和变速的结构方案过程中，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，并具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。可使我们学会理论联系实际的工作方法，培养独立工作的能力；学会基本的设计的方法；熟悉手册、标准、资料的运用；加强机械制图、零件计算、编写技术文件的能力，学会设计说明书的编写。为接下去的毕业设计、毕业论文积累经验。二、机床主要技术要求 [1]车床类型为C6136型车床主轴变速箱（采用机械传动结构）。 [2]加工工件最大直径：360mm [3]加工工件最大长度：1500mm [4] 主轴通孔直径：40-50mm [5]主轴前锥孔：莫式5号 [6]主轴采用三相异步电机 [7]主电动机功率为n电额：4kw [8]转速nmin：33.5r/min mmax：1700 r/min n额：1000r/min [9]主轴变速系统实现正传12级变速，反转6级变速（采用摩擦离合器）三、确定结构方案 [1] 主轴传动系统采用V带、齿轮传动； [2]传动形式采用集中式传动； [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]变速系统采用多联滑移齿轮变速。四、传动方案 4.1确定极限转速转速n min：33.5r/min n max：1700 r/min n额：1000r/min 4.2拟订结构式 1）确定变速组传动副数目：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，为实现12级主轴转速变化的传动系统可以以下多种传动副组合： ①12=3x2x2 ②12=2x2x3 ③12=2ⅹ3ⅹ2等 18级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，考虑到机床主轴箱的具体结构、装置性能，主轴上的传动副数主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴上的齿轮少些为好。按照1 符合变速级数、级比规律 2 传动件前多后少3 结构网前密后疏4 第二扩大组变速范围r=8满足变速范围要求

普通车床主轴箱课程设计

课程设计课程名称：金属切削机床学院：机械工程学院专业：机械设计制造及其自动化姓名：学号：年级：任课教师： 2011年 1月15 日贵州大学机械工程学院

目录目录 (2) 一、绪论 (4) 二、设计计算 (5) 1机床课程设计的目的 (5) 2机床主参数和基本参数 (5) 3操作性能要求 (5) 三、主动参数的拟定 (6) 1确定传动公比 (6) 2主电动机的选择 (6) 四、变速结构的设计 (6) 1主变速方案拟定 (6) 2变速结构式、结构网的选择 (7) 1. 确定变速组及各变速组中变速副的数目 (7) 2. 变速式的拟定 (7) 3. 结构式的拟定 (7) 4. 结构网的拟定 (8) 5. 结构式的拟定 (8) 6. 结构式的拟定 (9) 7. 确定各变速组变速副齿数 (10) 8. 绘制变速系统图 (11) 五、结构设计 (12) 1.结构设计的内容、技术要求和方案 (12) 2.展开图及其布置 (12) 3.I轴（输入轴）的设计 (12) 4.传动轴的设计 (13) 5.主轴组件设计 (14) 1. 内孔直径d (14) 2. 轴径直径 (15) 3. 前锥孔直径 (15) 4. 主轴悬伸量a和跨距 (15) 5. 主轴轴承 (15) 6. 主轴和齿轮的联接 (16) 7. 润滑和密封 (16) 8. 其它问题 (16) 六、传动件的设计 (17) 1带轮的设计 (17)

2传动轴直径的估算 (20) 1 确定各轴计算转速 (20) 2传动轴直径的估算 (21) 3各变速组齿轮模数的确定 (22) 4片式摩擦离合器的选择和计算 (25) 七、本文工作总结 (27) 参考文献 (28) 致谢 (29)

563_C6140普通车床主轴变速箱设计

摘要车床主要是为了进行车外圆、车端面和镗孔等项工作而设计的机床。车削很少在其他种类的机床上进行，而且任何一种其他机床都不能像车床那样方便地进行车削加工。由于车床还可以用来钻孔和铰孔，车床的多功能性可以使工件在一次安装中完成几种加工。因此，在生产中使用的各种车床比任何其他种类的机床都多。车床的基本部件有：床身、主轴箱组件、尾座组件、溜板组件、丝杠和光杠。主轴箱安装在内侧导轨的固定位置上，一般在床身的左端。它提供动力，并可使工件在各种速度下回转。它基本上由一个安装在精密轴承中的空心主轴和一系列变速齿轮(类似于卡车变速箱)所组成。通过变速齿轮，主轴可以在许多种转速下旋转。大多数车床有 8~12种转速，一般按等比级数排列。而且在现代机床上只需扳动2~4个手柄，就能得到全部转速。一种正在不断增长的趋势是通过电气的或者机械的装置进行无级变速。由于机床的精度在很大程度上取决于主轴，因此，主轴的结构尺寸较大，通常安装在预紧后的重型圆锥滚子轴承或球轴承中。主轴中有一个贯穿全长的通孔，长棒料可以通过该孔送料。主轴孔的大小是车床的一个重要尺寸，因此当工件必须通过主轴孔供料时，它确定了能够加工的棒料毛坯的最大尺寸。关键字：车床；主轴箱组件；主轴；无级变速 I

Abstract Lathes are machine tools designed primarily to do turning, facing and boring, V ery little turning is done on other types of machine tools, and none can do it with equal facility. Because lathes also can do drilling and reaming, their versatility permits several operations to be done with a single setup of the work piece. Consequently, more lathes of various types are used in manufacturing than any other machine tool. The essential components of a lathe are the bed, headstock assembly, tailstock assembly, and the leads crew and feed rod. The headstock is mounted in a foxed position on the inner ways, usually at the left end of the bed. It provides a powered means of rotating the word at various speeds . Essentially, it consists of a hollow spindle, mounted in accurate bearings, and a set of transmission gears-similar to a truck transmission—through which the spindle can be rotated at a number of speeds. Most lathes provide from 8 to 18 speeds, usually in a geometric ratio, and on modern lathes all the speeds can be obtained merely by moving from two to four levers. An increasing trend is to provide a continuously variable speed range through electrical or mechanical drives. Because the accuracy of a lathe is greatly dependent on the spindle, it is of heavy construction and mounted in heavy bearings, usually preloaded tapered roller or ball types. The spindle has a hole extending through its length, through which long bar stock can be fed. The size of maximum size of bar stock that can be machined when the material must be fed through spindle. Key words: Lathes? headstock assembly? variable speed?

最大加工直径为Ф400mm普通车床主轴变速箱设计

X7132立式铣床主轴箱课程设计说明书

XXXX机械学院机械设计课程任务说明书题目：设计X7132立式铣床的主轴箱部分班级：机自0803 指导老师：XXX 2011 年9 月22 日

目录数控机床课程设计 (4) 第一章X7132铣床的用途及主要技术参数 (4) 1.1、用途 (4) 1.2、结构 (4) 1.3、特点 (4) 第二章方案设计 (5) 第三章主传动设计 (5) 3.1 驱动源的选择 (5) 3.2 转速图的拟定 (5) 3.3传动轴的估算 (7) 3.4齿轮模数的估算 (8) 第四章主轴箱展开图的设计 (8) 4.1设计的内容和步骤 (9) 4.2有关零部件结构和尺寸的确定 (9) 4.3 各轴结构的设计 (11) 4.4主轴组件的刚度和刚度损失的计算 (12)

第五章零件的校核 (13) 5.1齿轮强度校核 (13) 5.2传动轴挠度的验算 (14) 第六章心得体会 (15) 参考文献 (15)

数控机床课程设计第一章X7132铣床的用途及主要技术参数 1.1、用途卧式升降台铣床是一种中、小型通用金属切削机床。本机床的主轴锥孔可直接或者通过附件安装各种圆柱铣刀、圆片铣刀、成型铣刀、端面铣刀等刀具,适于加工各种中小零件的平面、斜面、沟槽、孔、齿轮等,是机械制造、模具、仪器、仪表、汽车、摩托车等行业的理想加工设备。 1.2、结构本机床的机身、升降台、工作台、主传动、悬梁、冷却、润滑及电气等各部分组成。机身由底座、床身组成,床身固定在底座上、升降台位于床身前方,沿床身导轨垂直升降;升降台与滑座由矩形导轨联接。工作台与滑座用燕尾导轨联接,通过丝杠、丝母带动工作台纵、横向移动;主传动安装在床身内,通过床身右侧盖板上的三个变速手柄调节主轴转速;悬梁部分由固定座、滑枕、挂架组成,床身上面安装固定座,与滑枕通过燕尾导轨联结,挂架悬挂在滑枕的一端;冷却液存放在底座内腔中,电器箱安装在床身左侧。 1.3、特点本机床工作台可纵、横向手动进给和垂直升降,工作台又可纵、横向实现机动进给。主传动采用齿轮变速结构,通过三级齿轮变速,使主轴得到40-1300转/分12级不同转速,调整范围广。主轴采用支撑结构,提高了主轴的刚性。主轴孔锥度 7:24 卧轴中心至工作台距离(mm)0-450 主轴转速范围() (12级)40-1300 工作台尺寸(mm)1500*320 工作台行程(mm)340*870 工作台纵、横向机动进给速度(mm/min) 8级30-740 工作台垂直升降速度(mm/min) 560 主传动电机功率(kw)2.2 工作台机动进给电机功率(kw) 1.1 机床外型尺寸(mm)1600*1800*1800/1600*2000*1800 机床重量(kg)1600/1700

机械毕业设计1706主轴箱设计说明书

1.概述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。本次设计的是普通型车床C6140主轴变速箱。主要用于加工回转体。车床的主参数（规格尺寸）和基本参数（GB1582-79，JB/Z143-79）工件最大回转直径 D max (mm ) 正转最高转速 n max ( min r ) 电机功率 N （kw ）公比 ? 转速级数Z 反转 400 1400 5.5 1.41 12 级数Z 反=Z 正/2；n 反 max ≈1.1n 正max 2.参数的拟定 2.1 确定极限转速 n R n n =min max ， 1-=z n R ? 又∵?=1.41∴ 得n R =43.79. 取 n R =45； min /1.31min /45/1400/max min r r R n n n ===，去标准转速列min /5.31min r n =. 2.2 主电机选择合理的确定电机功率N ，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5.5KW ，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1440 min r ，最大额定转距2.2。 3.传动设计 3.1 主传动方案拟定拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停、幻想、制动、操纵等整个传动系统的确定。传动型式则指传动和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的传动型式、变速类型。