《金屬切削機床》課程設計車床主軸箱的設計【全套圖紙】

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1、中北大學課程設計說明書 中北大學 課程設計任務書 06/07 學年第 一 學期 全套圖紙，加153893706 學 院： 機械工程與自動化學院 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學 生 姓 名： 學 號：03021408S03 課程設計題目： 《金屬切削機床》課程設計 （車床主軸箱設計）

2、 起 迄 日 期： 1 月 4 日～ 1 月 17 日 課程設計地點： 機械工程與自動化學院 指 導 教 師： 講師 系 主 任： 下達任務書日期: 2006年1月4日 課 程 設 計 任 務 書 1．設計目的： 通過本課程設計的訓練，使學生初步掌握機床的運動設計（包括主軸箱、變速箱傳動鏈），動力計算（包括確定電機型號，主軸、傳動軸、齒

3、輪的計算轉速），以及關鍵零部件的強度校核，獲得工程師必備設計能力的初步訓練。同時鞏固《金屬切削機床》課程的基本理論和基本知識。 1．運用所學的理論及實踐知識，進行機床設計的初步訓練，培養(yǎng)學生的綜合設計能力； 2．掌握機床設計（主軸箱或變速箱）的方法和步驟； 3．掌握設計的基本技能，具備查閱和運用標準、手冊、圖冊等有關技術資料的能力； 4．基本掌握繪圖和編寫技術文件的能力 2．設計內容和要求（包括原始數(shù)據(jù)、技術參數(shù)、條件、設計要求等）： 1．機床的類型、用途及主要參數(shù) 車床，工作時間：三班制，電動機功率

4、：，主軸最高、最低轉速如下： ， 變速級數(shù)：z=12。 2．工件材料：45號鋼 刀具材料：YT15 3．設計部件名稱：主軸箱 3．設計工作任務及工作量的要求〔包括課程設計計算說明書(論文)、圖紙、實物樣品等〕： 設計任務 1．運動設計：根據(jù)所給定的轉速范圍及變速級數(shù)，，確定公比，繪制結構網、轉速圖、計算齒輪齒數(shù)。 2．動力計算：選擇電動機型號及轉速，確定傳動件的計算轉速、對主要零件（如皮帶、齒輪、主軸、軸承等）進行計算（初算和驗算）。 設計工作量要求： 1．主軸箱展開圖、剖面圖各一張； 2．1號傳動軸零件圖一張；

5、 3．機床傳動系統(tǒng)圖一張； 4．編寫課程設計說明書一份。（A4>15頁） 課 程 設 計 任 務 書 4．主要參考文獻： 1 陳易新.金屬切削機床課程設計指導書.北京:機械工業(yè)出版社,1987.7 2 范云漲.金屬切削機床設計簡明手冊. 北京:機械工業(yè)出版社,1994.7 5．設計成果形式及要求： 圖紙和說明書 6．工作計劃及進度： 2007年 1 月 4 日 ~ 1 月 5 日

6、 調查階段 1 月 6 日 ~ 1 月14日 設計階段 1月15 日 ~ 1 月16日 考核階段 1月17日 最終答辯 答辯或成績考核 系主任審查意見： 簽字： 年 月 日 目 錄 1. 總體設計框架……………………………………………………………………………5 2. 主傳動系統(tǒng)的設計……………………………………

7、…………………………………5 2.1擬定結構式……………………………………………………………………………5 2.2結構網或結構式方案選擇……………………………………………………………6 2.2.1 傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍…………………………………6 2.2.2 基本組和擴大組排列………………………………………………………………6 2.3轉速圖…………………………………………………………………………………7 2.4確定齒輪齒數(shù)…………………………………………………………………………7 2.5確定帶輪直徑…………………………………………………………………………8

8、2.6驗算主軸轉速誤差……………………………………………………………………8 2.7傳動系統(tǒng)圖……………………………………………………………………………9 3．計算傳動件參數(shù) 確定其結構尺寸………………………………………………………9 3.1確定傳動見件計算轉速………………………………………………………………9 3.2確定主軸支承軸頸尺寸………………………………………………………………10 3.3計算傳動軸直徑………………………………………………………………………10 3.4計算傳動齒輪模數(shù)……………………………………………………………………10 3.5 V帶的選擇和計算…………

9、……………………………………………………11 4．結構設計…………………………………………………………………………………12 4.1帶輪設計………………………………………………………………………………12 4.2齒輪塊設計……………………………………………………………………………12 4.3軸承的選擇……………………………………………………………………………12 4.4主軸主件………………………………………………………………………………12 4.5操縱機構、滑系統(tǒng)設計、封裝置設計………………………………………………13 4.6主軸箱體設計………………………………………………………

10、…………………13 4.7主軸換向與制動結構設計……………………………………………………………13 5.傳動件驗算…………………………………………………………………………………13 5.1齒輪的驗算……………………………………………………………………………13 5.2傳動軸的驗算…………………………………………………………………………15 5.3計算撓度、傾角………………………………………………………………………17 5.4花鍵鍵側壓潰應力驗算………………………………………………………………18 5.5滾動軸承的驗算………………………………………………………………………19 5

11、.6主軸組件驗算…………………………………………………………………………20 6.參考文獻……………………………………………………………………………………21 1.總體設計框架 （1）采用的方案 1）主軸傳動系統(tǒng)采用V帶，齒輪傳動。 2）傳動型采用集中傳動。 3）主軸換向，制動采用雙向片式摩擦離合器和帶式制動器。 4）變速系統(tǒng)采用多聯(lián)劃移齒輪變速。 5）潤滑系統(tǒng)采用飛濺油潤滑。 （2）布局 采用臥式車床常規(guī)的布局形式。 （2）主要部件 機床主要由主軸箱，皮鞍，刀架，尾架，進給箱，溜扳箱，車身等6個部件組成。 2．主傳動系統(tǒng)的設計 2．1擬定結構式 確

12、定變速組傳動副數(shù)目 實現(xiàn)12級主軸轉速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副組合： 1）12=3 2）12=43 3）12=3 4）12=2 5）12=2 方案中1和2可以省掉一根軸，但傳動復雜，所以一般少用。3、4、5方案可根據(jù)下面原則比較： 從電動機到主軸，一般為降速傳動。接近電動機處的零件，轉速較高從而轉矩較小，尺寸也較小。如使傳動副較多的傳動組放在接近電動機處，則可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件就可少些。對以上原則考慮，以取12=3的方案為好。 設計的機床的最高轉速 最低轉速 變速范圍 Z=12 公比為Φ=1.26 主軸轉速共12級分別為16

13、0 200 250 315 400 500 630 800 1000 1250 1600 2000則最大相對轉速損失率: 選用1.5kw的電動機 型號為Y100L2-4 轉速為1420r/min 2.2結構網或結構式方案的選擇 在12=2中的六種方案，其結構網和結構式見下面的圖。選擇原則如下： 2.2.1 傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍 在降速傳動時，為防止被動齒輪的直徑過大而使徑向尺寸太大，常限制最小傳動比1/4。在升速時，為防止產生過大的震動和噪聲，常限制最大傳動比。因此主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍一般為。 方

14、案a、b、c、d是可行的。方案d、f是不可行的。 2.2.2 基本組和擴大組的排列順序 a： 12=3 b: 12=3 c: 12=3 d： 12=3 e: 12=3 f: 12=3 在四種方案 a、b、c、d中選擇最佳的方案。原則是中間傳動軸變速范圍最小的方案 。因為如果各方案同號傳動軸的最高轉速相同，則變速 范圍小的，最低轉速較高，轉矩較小，傳動件的尺寸也就可以小些。比較圖中的方案 a b c e，方案 a的中間軸變速范圍最小，故方案 a最佳。盡量使擴大順序和傳動順序一致。 圖1-12級結構網的6種方案 2.3轉速圖 2.4確定齒

15、輪齒數(shù) 圖2-轉速圖 表1-各傳動組齒輪齒數(shù) 變速組 第一變速組 第二變速組 第三變速組 齒數(shù)和 72 84 90 齒輪 齒數(shù) 36 36 32 40 28 44 28 56 42 42 26 66 57 35 2.5確定帶輪直徑 確定計算功率 K-工作情況系數(shù) 工作時間為三班制 查表的k=1.2 N-主動帶輪傳動的功率 計算功率為 根據(jù)計算功率和小帶輪的轉速選用三角帶型號為A 型。查表的小帶輪直徑推薦植為100 取為120mm 大帶輪直徑 2.6驗算主軸轉速誤差 主軸各級實際轉速值的計算公式為:

16、 式中：、、分別為第一、第二、第三變速組齒輪傳動比. 轉速誤差用主軸實際轉速與標準轉速相對誤差的絕對值表示: 表2-轉速誤差表 主軸轉速 標準轉速r/min 2000 1600 1250 1000 800 630 500 400 315 250 200 160 實際轉速r/min 2038 1631．8 1278.5 1019. 797.3 639.2 493.2 394 314.1 246.3 197.4 157.0 轉速誤差% 1．9 2.0 2.3 1．9 0.3

17、 1.4 1.4 1.3 0.3 1.2 1.3 1.8 轉速誤差用實際轉速和標準轉速相對誤差應2.6% 滿足要求。 2.7傳動系統(tǒng)圖 3-傳動系統(tǒng)圖 3．計算傳動件參數(shù)確定其結構尺寸 3．1確定傳動件計算轉速 表3-傳動件計算轉速 傳 動 件 軸 齒輪 I II III IV 計算轉速 710 355 125 90 710 710 710 500 710 355 710 710 355

18、125 125 250 355 90 3.2確定主軸支承軸頸尺寸 根據(jù)《機床課程設計指導書》主軸的驅動功率為1.5kw，選取 前支承軸頸直徑：。 后支承軸頸直徑： ?。? 3．3估算傳動軸直徑 表4-估算傳動軸直徑 計算公式 軸號 計算轉速 電機至該軸 傳動效率 輸入功率 允許扭轉 角 傳動軸長度 mm 估計軸的直徑 Mm 花鍵軸尺寸 I 1250 0.98 2.94 1.5 400 20 II 800 0.98*0.995 2.87 1.5 400

19、 22.3 III 400 0.9*0.995*0.99 2.77 1.5 500 26.3 3.4計算傳動齒輪模數(shù) 根據(jù)計算公式計算各傳動組最小齒輪的模數(shù) 按齒輪接觸疲勞強度： 按齒輪彎曲疲勞強度： 表5-估算齒輪摸數(shù) 傳 動 組 小 齒 輪 齒 數(shù) 比 齒寬系數(shù) 傳 遞 功 率 P 載 荷 系 數(shù) K 系 數(shù) 系 數(shù) 許 用 接 觸 應 力 許 用 齒 根 應 力 計 算 轉 速 系 數(shù) 模 數(shù) 模

20、 數(shù) 選 取 模 數(shù) m 第一變速組 28 1.6 7 2.94 1 61 1 1100 518 1250 4.36 1.35 1.24 2 第二變速組 28 1.9 9 2.87 1 61 1 1100 518 800 4.47 1.37 1.31 2 第三變速組 26 2.5 7 2.77 1 61 1 1100 518 400 4.7

21、 1.94 1.87 2 3.5 V帶的選擇和計算 設計功率 （kw） 即： 皮帶選擇的型號為A型 兩帶輪的中心距。中心距過小時，膠帶短因而增加膠帶的單位時間彎曲次數(shù)降低膠帶壽命；反之，中心距過大，在帶速較高時易引起震動。 計算帶的基準長度： 按上式計算所得的值查表選取計算長度L及作為標記的三角帶的內圓長度 標準的計算長度為 實際中心距 A= A=mm 為了張緊和裝拆膠帶的需要，中心距的最小調整范圍為：A，0．02L=20.5是為了張緊調節(jié)量為,( h+0.01L)是為裝拆調節(jié)量,h為膠帶厚度. 定小帶輪包角 求

22、得合格 帶速 對于A型帶 ,所以合格. 帶的撓曲次數(shù): 合格 帶的根數(shù) 其中：單根三角帶能傳遞的功率 小帶輪的包角系數(shù) 取3根三角帶。 4．結構設計 4．1帶輪設計 根據(jù)V帶計算，選用3根A型V帶。由于I軸安裝了摩擦離合器，為了改善它們的工作條件，保證加工精度，采用了卸荷帶輪結構。 4．2齒輪塊設計 機床的變速系統(tǒng)采用了滑移齒輪變速機構。根據(jù)各傳動組的工作特點，基本組的齒輪采用了銷釘聯(lián)結裝配式結構。第二擴大組，由于傳遞的轉矩較大，則采用了整體式齒輪。所有滑移出論與傳動軸間均采用了花鍵聯(lián)結。 從工藝的角度考慮，其他固定齒輪也采用花鍵聯(lián)結。

23、由于主軸直徑較大，為了降低加工成本而采用了單鍵聯(lián)結。 4．3軸承的選擇 為了安裝方便，I軸上傳動件的外徑均小于箱體左側支承孔直徑并采用0000型向心球軸承為了便于裝配和軸承間隙II III軸均采用了2700E型圓錐滾子軸承。V軸上的齒輪受力小線速度較低采用了襯套式滾動軸承。 滾動軸承均采用E級精度。 4．4主軸組件 普通精度級的輕型機床，為了簡化結構，主軸采用了軸向后端定位的兩支承主軸主件。前軸承采用了3182000型雙列圓柱滾子軸承，后支承采用了46000型角接觸球軸承和8000型單向推力球軸承。為了保證主軸的回轉精度，主軸前后軸承均用壓塊式防松螺母調整軸承的間隙。主軸前端采用了圓

24、錐定心結構型式。 前軸承為C級精度，后軸承為D級精度。 4．5操縱機構 為了適應不同的加工狀態(tài)，主軸的轉速經常需要調整。根據(jù)各滑依齒輪變速傳動組的特點，分別采用了集中變速操縱機構和單獨操縱機構。 滑系統(tǒng)設計 主軸箱采用飛濺式潤滑。油面高度為65mm左右，甩油輪浸油深度為10mm左右。潤滑油型號為：HJ30。 封裝置設計 I軸軸頸較小，線速度較低，為了保證密封效果，采用了皮碗式接觸密封。而主軸直徑大，線速度較高，則采用了非接觸式密封。卸荷皮帶輪的潤滑采用毛氈式密封。 4．6主軸箱體設計 箱體外形采取了各面間直角連接方式，使箱體線條簡單，明快。 主軸箱采用了箱體底面和兩個導向塊

25、為定位安裝面，并用螺釘和壓板固定。安裝簡單，定位可靠。 4．7主軸換向與制動結構設計 主軸換向比較頻繁，采用了結構簡單的雙向片式摩擦離合器。其工作原理是，移動滑套，鋼球沿斜面向中心移動并使滑塊、螺母左移，壓緊摩擦片，實現(xiàn)離合器嚙合。摩擦片間間隙可通過放松銷，螺母來進行調整。制動器采用了帶式制動器，并根據(jù)制動器設計原則，將其放置在靠近主軸的較高轉速的III軸上。為了保證離合器與制動器的聯(lián)鎖運動，采用一個操縱手柄控制。 5． 傳動件驗算 以II軸為例，驗算軸的彎曲剛度，花鍵的擠壓應力，齒輪模數(shù)及軸承壽命。 5 .1齒輪的驗算 驗算變速箱中齒輪強度時，應選擇相同模數(shù)承受載荷最大齒數(shù)最小的

26、齒輪進行接觸和彎曲疲勞強度計算。一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸疲勞強度，對低速傳動的齒輪驗算齒根彎曲疲勞強度。對硬齒面軟齒心滲碳淬火的齒輪要驗算齒根彎曲壓力。 彎曲應力的驗算公式： 第一傳動組 第二傳動組 第三傳動組 齒輪傳遞功率N 2.94 2.87 2.77 齒輪計算轉速 1250 800 400 齒輪的模數(shù)m 2 2 2 齒寬B 14 16 24 小齒輪數(shù)Z 28 28 26 大齒輪與小齒輪齒數(shù)比u 1.6 1.9 2.5 壽命系數(shù) 1 1 1 速度轉化系數(shù)(接觸載荷)

27、 彎曲載荷 0.74 0.78 0.98 0.9 0.92 0.88 功率利用系數(shù)（接觸載荷） 彎曲載荷 0.58 0.58 0.58 0.78 0.78 0.78 材料利用系數(shù)（接觸載荷） 彎曲載荷 0.76 0.73 0.73 0.77 0.75 0.75 工作情況系數(shù) 1.5 1.5 1.5 動載荷系數(shù) 1 1 1 齒向載荷分布系數(shù) 1.05 1.05 1.05 齒形系數(shù)Y 0.438 0.440 0.430 其中：壽命系數(shù) 工作期限系數(shù) T-齒輪在機床工作期限（的總工作時間h

28、 ，同一變速組內的齒輪總工作時間可近似地認為，P為該變速組的傳動副數(shù)。 穩(wěn)定工作用量載荷下的極限值=1。高速傳動件可能存在情況，此時取 ，大載低速傳動件可能存在 時取計算值。 5．2傳動軸的剛度驗算 以Ⅱ軸為例，驗算軸的彎曲剛度、花鍵的擠壓應力： 圖5軸Ⅱ受力分析圖 圖5中F1為齒輪Z4（齒數(shù)為35）上所受的切向力Ft1，徑向力Fr1的合力。F2為齒輪Z9（齒數(shù)40）上所受的切向力Ft2，徑向力Fr2的合力。 各傳動力空間角度如圖6所示，根據(jù)表11的公式計算齒輪的受力。 表8 齒輪的

29、受力計算 傳遞功率P kw 轉 速 n r/min 傳動 轉矩 T Nmm 齒輪壓力角 α 齒面摩擦角 γ 齒輪35 齒輪40 切向力 Ft1 N 合力 F1 N F1 在 X 軸投影Fz1 N F1 在 Z 軸投影Fz1 N 分度圓直徑d1 mm 切向力 Ft2 N 合力 F2 N F1 在 X 軸投影Fz2 N F1 在 Z 軸投影Fz2 N 分度圓直徑d2 mm 2.87 800 34261 20 6 778.6 866.34 117.6 858.32 88

30、 815.7 907.6 756 756 84 5.3計算撓度、傾角 從表8計算結果看出，Ⅱ軸在X、Z兩個平面上均受到兩個方向相反力的作用。根據(jù)圖7所示的軸向位置，分別計算出各平面撓度、傾角，然后進行合成。根據(jù)計算結果如下: m=69 e=201 c=102.5 f=167.5 l=270 E=2.1105MPa n=l-x=151.25 軸Ⅱ撓度、傾角分析如右圖 （1）xoy平面內撓度 （2）zoy平面內

31、撓度 （3）撓度合成 查表得其許用應力為0.0003270=0.081，即0.0048〈0.081，撓度合格。 （4）左支承傾角計算和分析 a. xoy平面力作用下的傾角 b. zoy平面力作用下的傾角 c. 傾角合成 查表得其許用傾角值為0.0006，則左支承傾角合格。 （5）右支承傾角計算和分析 a. xoy平面力作用下的傾角 b. zoy

32、平面力作用下的傾角 c. 傾角合成 查表得其許用傾角值為0.0006，則右支承傾角合格。 5．4花鍵鍵側壓潰應力驗算 花鍵鍵側工作表面的擠壓應力為： 式中： 5．5滾動軸承的驗算 進行疲勞壽命驗算： 滾動軸承的疲勞壽命驗算： 軸承壽命 經過計算F=418.5N 合格。 5.6主軸組件驗算 前軸承軸徑，后軸承軸徑。求軸承剛度 主軸最大輸出轉矩： 根據(jù)主電動機功率為3。則床身上最大回轉直徑D=320mm刀架上最大回轉直徑

33、主軸通孔直徑d,最大工件長度1000mm。床身上最大加工直徑為最大回轉直徑的60%也就是192mm故半徑為0.096m。 切削力（沿y軸） 背向力（沿x軸） 故總的作用力 此力作用于頂尖間的工件上，主軸和尾架各承受一半，故主軸端受力為F/2=529.6N 主軸孔徑初選為40 根據(jù)結構選懸伸長度a=120mm 在計算時，先假定初值l/a=3 l=3 前后支承的支反力 軸承的剛度：iz=52, La=9, Fr=C/10=9.42KN 初步計算時，可假定主軸的當量外徑為前后軸承的軸徑的平均值。 故慣性矩為：I= 前軸承為軸承代號為3182116 后軸承為軸承代號為46211和型號為8212 最佳跨距 6.參考文獻 1.戴曙主編.金屬切削機床.北京：機械工業(yè)出版社，1993.5 2.陳易新.金屬切削機床課程設計指導書.北京:機械工業(yè)出版社,1987.7 3.范云漲.金屬切削機床設計簡明手冊. 北京:機械工業(yè)出版社,1994.7 第 22 頁