最大加工直径为400mm的普通车床的主轴箱部件设计_课程设计(编辑修改稿)

最大加工直径为400mm的普通车床的主轴箱部件设计_课程设计(编辑修改稿)内容摘要：

一般的传动轴 较低的传动轴 ][ — 1 1— — 2 对于一般的传动轴，取 ][ =。 取估算的传动轴长度为 1000mm。 ①Ⅰ 轴的直径： 取 m in/710, 11 rn j    44 4 4 0 .9 69 1 9 1 2 4 .17 1 0 1 .1jd m mn    ，圆整为 ②Ⅱ 轴的直径： 取 m in/3 5 5,9 2 212 rn j    44 4 4 0. 92 291 91 28 .3 735 5 1. 1jd mmn    ,圆整为 ③Ⅲ 轴的直径： 取 m in/1 2 5, 323 rn j     44 4 4 0. 8991 91 36 .5 012 5 1. 1jd m mn     ,圆整为 其中： P电动机额定功率（ kW）； 从电机到该传动轴之 间传动件的传动效率的乘积； jn 该传动轴的计算转速（ minr ）；  传动轴允许的扭转角（ m ）。 键的选择 查《普通平键和普通楔键的主要尺寸》选择轴  上的键，根据轴的直径30~22d ，键的尺寸选择 78  取键高键宽 hb ，键的长 度 L 取 22。 主轴处键的选择同上，键的尺寸为 1628  取键高键宽 hb ，键的长度 L 取 100。 采用花键轴结构，即将估算的传动轴直径 d 减小 7%为花键轴的直径，在选相近的标准花键。 39。 1d =25 = 39。 2d =32 = 39。 3d =38 = 查表可以 选取花键的型号其尺寸 ( 1 1 4 4 8 7)N d D b G B   分别为 1 : 6 21 25 5d    2 : 6 26 32 6d    3 : 8 32 38 6d    各变速组齿轮规格的确定 (好好查查机械设计手册 ) 齿轮模数的确定： 齿轮模数的估算。 通常同一变速组内的齿轮取相同的模数，如齿轮材料相同时，选择负荷最重的小齿轮，根据齿面接触疲劳强度和齿轮弯曲疲劳强度条件进行估算模数 Hm 和 Fm ，并按其中较大者选取相近的标准模数，为简化工艺变速传动系统内各变速组的齿轮模数最好一样，通常不超过 2～ 3 种 模数。 先计算最小齿数齿轮的模数，齿轮选用直齿圆柱齿轮 ,齿轮精度选用 7 级精度，选择小齿轮材料为 40Cr (合金铸钢 调质 )，硬度为 280HBS： （一对轴承的传递效率为 ，齿轮传动效率为 ，此处去轴承位） 根据《 机械设计手册 》有公式： ①齿面接触疲劳强度：3 22 )1(16020   HPjmH znKPm  ②齿轮弯曲疲劳强度：34 3 0FPjmF znKPm  ⑴ a 变速组：分别计算各齿轮模数，先计算最小齿 40 的齿轮。 ①齿面接触疲劳强度：3 22 )1(16020   HPjmH znKPm  其中 :  公比 ；  = 2； P齿轮传递的名义功率； P =  3=； m 齿宽系数 m = 105mb ； HP 齿轮许允接触应力 HHP   ， limH 按 MQ 线查取。 （查查这个图） jn 计算齿轮计算转速。 K载荷系数取。 （查表） limH =650MPa， M P aM P aHP 5 8 5 0  ∴ 31 221 . 2 2 . 8 8 31 6 0 2 0 1 . 6 58 5 0 2 5 8 5 1 0 0 0Hm m m    根据《标准模数系列》将模数圆整为 2mm。 ②齿轮弯曲疲劳强度： 34 3 0 FPjmF znKPm  其中 : P齿轮传递的名义功率； P =  3=； ； m 齿宽系数 m = 105mb ； FP 齿轮许允齿根应力 FFP   ， limF MQ 线查取； jn 计算齿轮计算转速 1000 / minjnr。 K载荷系数取。 MPaF 300lim  ， ∴ M P aM P aFP  ∴ 31 1 . 2 2 . 8 84 3 0 1 . 28 1 0 0 0 5 0 4 2 0Fm m m   根据《标准模数系列》 将齿轮模数圆整为。 ∵ 11 FH mm  所以 1 2m mm 于是变速组 a 的齿轮模数取 m = 轴 Ⅰ 上主动轮齿轮的直径： 1 2 32 3 8 7 6 2 3 3 6 6。 2 2 9 5 8a a ad m m d m m d m m        ； 轴 Ⅱ 上三联从动轮齿轮的直径分别为： 39。 39。 1 2 32 4 8 9 6 2 5 3 1 0 6。 2 5 7 1 1 4a a ad m m d m m d m m        ； ⑵ 、 b 变速组：确定轴 Ⅱ 上另两联齿轮的模数，先计算最小齿数 25 的齿轮。 ①齿面接触疲劳强度：3 22 )1(16020   HPjmH znKPm  其中 :  公比 ；  =； P齿轮传递的名义功率； P =  4=； m 齿宽系数 m = 105mb ； HP 齿轮许允接触应力 HHP   ， limH 由 MQ 线查取。 jn 计算齿轮计算转速 800 / minjnn。 K载荷系数取。 limH =650MPa， ∴ M P aM P aHP 5 8 5 0  ∴ 32 221 . 2 2 . 8 8 3 . 51 6 0 2 0 2 . 4 48 2 5 2 . 5 5 8 5 8 0 0Hm m m    根据《标准模数系列》 将齿轮模数圆整为 3mm ②齿轮弯曲疲劳强度： 34 3 0 FPjmF znKPm  其中 : P齿轮传递的名义功率； P = 4=； m 齿宽系数 m = 105mb ； FP 齿轮许允齿根应力 FFP   ， limF 由 MQ 线查取； jn 计算齿轮计算转速 500 / minjnn。 K载荷系数取。 MPaF 300lim  ， ∴ M P aM P aFP  ∴ 32 1 . 2 3 . 6 8 84 3 0 2 . 1 28 5 0 0 2 2 4 2 0Fm m m   根据《标准模数系列》 4 将齿轮模数圆整为 3mm。 ∵ 22 FH mm  所以 mmm 32  于是变速组 b 的齿轮模数取 m = 4mm 轴 Ⅱ 上主动轮齿轮的直径： 123 34 102 3 25 75bbd m m d m m     ； 轴 Ⅲ 上二联从动轮齿轮的直径分别为： 39。 39。 123 5 4 1 6 2 3 5 3 1 5 9bbd m m d m m     ； ； ⑶ 、 c 变速组：确定轴 Ⅲ 上另两联齿轮的模数，先计算最小齿数 18 的齿轮。 ①齿面接触疲劳强度：3 22 )1(16020   HPjmH znKPm  其中 :  公比 ；  =4； P齿轮传递的名义功率； P =  4=； m 齿宽系数 m = 105mb ； HP 齿轮许允接触应力 HHP   ， limH 由 MQ 线查取。 jn 计算齿轮计算转速。 K载荷系数取。 limH =650MPa， ∴ M P aM P aHP 5 8 5 0  ∴ 32 221 . 2 3 . 5 6 51 6 0 2 0 5 . 1 68 1 8 4 5 8 5 1 8 0Hm m m    根据《标准模数系列》 将齿轮模数圆整为 5mm ②齿轮弯曲疲劳强度： 34 3 0 FPjmF znKPm  其中 : P齿轮传递的名义功率； P = 4=； m 齿宽系数 m = 105mb ； FP 齿轮许允齿根应力 FFP   ， limF 由 MQ 线查取； jn 计算齿轮计算转速。 K载荷系数取。 MPaF 300lim  ， ∴ M P aM P aFP  ∴ 32 1 . 2 3 . 5 64 3 0 3 . 1 58 1 8 0 1 8 4 2 0Fm m m   根据《标准模数系列》 4 将齿轮模数圆整为 4mm。 ∵ 22 FH mm  所以 于是变速组 c 的齿轮模数取 m = 5mm 轴 Ⅲ 上主动轮齿轮的直径： 125 1 8 8 0 5 6 0 3 0 0ccd m m d m m     ； 轴 Ⅳ 上二联从动轮齿轮的直径分别为： 39。 39。 125 7 2 3 6 0 5 3 0 1 5 0ccd m m d m m     ； ⑷ 、标准齿轮参数： **2 0 h 1 c 0 .2 5   ， ， 齿顶圆直径 mhzd aa )2+(= *1 ； 齿根圆直径 mchzd af )22( 1   ； 分度圆直径 mzd= ； 齿顶高 mhh aa *= ； 齿根高 mchh af )+(= ** ； 齿轮的具体值见表 表 齿轮尺寸表 （单位： mm） 齿轮 齿数 z 模数 nmm 分度圆直径 d 齿顶圆直径 ad 齿根圆直径 fd 齿顶高 ah 齿根高 fh 1 80 3 240 246 2 2 40 3 120 126 2 3 50 3 150 156 2 4 70 3 210 216 2 5 35 4 140 148 130 4 5 6 49 4 196 204 186 4 5 7 28 4 112 120 102 4 5 8 56 4 224 232 214 4 5 9 22 4 88 96 78 4 5 10 62 4 248 256 238 4 5 11 60 5 300 310 5 12 30 5 150 160 5 13 18 5 90 100 5 14 72 5 360 370 5 齿宽的确定 由公式 ( 5 ~ 10 )mmbm 取 8得： ①Ⅰ 轴主动轮齿轮 8 2 16b mm    ； ②Ⅱ 轴 主动轮 齿轮 8 3 24b mm    ； ③Ⅲ 轴 主动轮 齿轮 8 5 40b mm    ； 一般一对啮合齿轮，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，应主动轮比从动轮齿宽大（ 5～ 10mm 取 6）。 所以： 321 5 4 6b b 16 m m, b b = b = 10 m mb    17 9 8 0b b 24 m m, b = b 18 m m   1 3 1 41 1 1 2b b 4 0 , b b 3 3 m m    各轴间中心距的确定 12() ( 4 0 8 0 ) 3 1 8 0 ( )22z z md m m      ； ( 2 2 + 6 2 ) 4 1 6 8 ( )2d m m    ； )(2702。