《金屬切削機床課程設計車床主軸箱設計【單獨論文不含圖】

《《金屬切削機床課程設計車床主軸箱設計【單獨論文不含圖】》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《《金屬切削機床課程設計車床主軸箱設計【單獨論文不含圖】（22頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

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 單獨論文不含圖，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：03021408S13 課程設計題目： 《金屬切削機床》課程設計 （車床主軸箱設計） 起 迄 日 期： 1 月

2、 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： 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、齒輪的計算轉(zhuǎn)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

3、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(nèi)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：二班制，電動機功率：，主軸最高、最低轉(zhuǎn)速如下： ， 變速級數(shù)：z=12。 2．工件材料：45號鋼

4、 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(zhuǎn)速范圍及變速級數(shù)，，確定公比，繪制結構網(wǎng)、轉(zhuǎn)速圖、計算齒輪齒數(shù)。 2．動力計算：選擇電動機型號及轉(zhuǎn)速，確定傳動件的計算轉(zhuǎn)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、主軸零件圖一張； 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）

5、 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 [3].戴曙. 金屬切削機床. 北京:機械工業(yè)出版社,1993.5 [4].李洪.機械制造工藝及金屬切削機床設計指導.東北工學院出版社，1989.3 [5].吳宗澤.羅圣國.機械設計課程設計手冊。北京：高等教育出

6、版社，1992 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 調(diào)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.

7、 機床總體設計……………………………………………………………………………5 2. 主傳動系統(tǒng)運動設計……………………………………………………………………5 2.1擬定結構式……………………………………………………………………………5 2.2結構網(wǎng)或結構式各種方案的選擇……………………………………………………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 基本組和擴大組的排列順序 ……………………………………………………6 2.3繪制轉(zhuǎn)速圖……………………………………………………………………………7 2.4確定齒輪齒數(shù)………………

8、…………………………………………………………7 2.5確定帶輪直徑…………………………………………………………………………8 2.6驗算主軸轉(zhuǎn)速誤差……………………………………………………………………8 2.7 繪制傳動系統(tǒng)圖………………………………………………………………………8 3．估算傳動件參數(shù) 確定其結構尺寸………………………………………………………10 3.1確定傳動見件計算轉(zhuǎn)速………………………………………………………………10 3.2確定主軸支承軸頸尺寸………………………………………………………………10 3.3估算傳動軸直徑……………………………………………………

9、…………………10 3.4估算傳動齒輪模數(shù)……………………………………………………………………10 3.5普通V帶的選擇和計算………………………………………………………………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……………………………………………………………………………13 4.4主軸主件………………………………………………………………………………13 4

10、.5操縱機構………………………………………………………………………………13 4.6滑系統(tǒng)設計……………………………………………………………………………13 4.7封裝置設計……………………………………………………………………………13 4.8主軸箱體設計…………………………………………………………………………13 4.9主軸換向與制動結構設計……………………………………………………………13 5.傳動件驗算…………………………………………………………………………………14 5.1齒輪的驗算……………………………………………………………………………14 5.2傳動軸的驗算…………

11、………………………………………………………………16 5.3花鍵鍵側(cè)壓潰應力驗算………………………………………………………………19 5.4滾動軸承的驗算………………………………………………………………………20 5.5主軸組件驗算…………………………………………………………………………20 1.機床總體設計 輕型車床是根據(jù)機械加工業(yè)發(fā)展需要而設計的一種適應性強，工藝范圍廣，結構簡單，制造成本低的萬能型車床。它被廣泛地應用在各種機械加工車間，維修車間。它能完成多種加工工序；車削內(nèi)圓柱面，圓錐面，成形回轉(zhuǎn)面，環(huán)形槽，端面及內(nèi)外螺紋，它可以用來鉆孔，擴孔，鉸孔等加工。 機床結構布局：

12、 （1）確定結構方案 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。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)運動設計 2．1擬定結構式 確定變速組傳動副數(shù)目 實現(xiàn)12級主軸轉(zhuǎn)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 在上

13、述的方案中1和2有時可以省掉一根軸。缺點是有一個傳動組內(nèi)有四個傳動副。如果用一個四聯(lián)滑移齒輪的話則會增加軸向尺寸；如果用兩個滑移雙聯(lián)齒輪，則操縱機構必須互梭以防止兩個滑移齒輪同時嚙合。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(zhuǎn)速較高從而轉(zhuǎn)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，就省材料了。這就是“前多后少”的原則。從這個角度考慮，以取12=3的方案為好。 設計的機床的最高轉(zhuǎn)速 最低轉(zhuǎn)速 變速范圍 Z=12 公比為Φ=1.414 主軸轉(zhuǎn)速共1

14、2級分別為31.5 45 63 90 125 180 250 355 500 710 1000 1400則最大相對轉(zhuǎn)速損失率: 選用4kw的電動機 型號為Y112M-4 轉(zhuǎn)速為1440r/min 2.2結構網(wǎng)或結構式各種方案的選擇 在12=2中，又因基本組和擴大組排列順序的不同而有不同的方案?？赡艿牧N方案，其結構網(wǎng)和結構式見下面的圖。在這些方案中可根據(jù)下列原則選擇最佳方案。 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(chǎn)生過

15、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 在可行的四種方案 a、b、c、d中，還要進行比較以選擇最佳的方案。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(zhuǎn)速相同，則變速 范圍小的，最低轉(zhuǎn)速較高，轉(zhuǎn)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，鼓方案

16、a最佳。如果沒有別的要求，則計量使擴大順序和傳動順序一致。 圖1-12級結構網(wǎng)的務種方案 2.3繪制轉(zhuǎn)速圖 圖2-轉(zhuǎn)速圖 2.4確定齒輪齒數(shù) 利用查表法求出各傳動組齒輪齒數(shù)。 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 30 42 24 48 42 42 22 62 60 30 18 72 2.5確定帶輪直徑 確定計算功率 K-工作情況系數(shù) 工作時間為兩班制 查表的k=1.1 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

17、的轉(zhuǎn)速選用三角帶型號為O 型。查表的小帶輪直徑推薦植為100 大帶輪直徑 2.6驗算主軸轉(zhuǎn)速誤差 主軸各級實際轉(zhuǎn)速值的計算公式為: 式中：、、分別為第一、第二、第三變速組齒輪傳動比. 轉(zhuǎn)速誤差用主軸實際轉(zhuǎn)速與標準轉(zhuǎn)速相對誤差的絕對值表示: 表2-轉(zhuǎn)速誤差表 主軸轉(zhuǎn)速 標準轉(zhuǎn)速r/min 1400 1000 710 500 355 250 180 125 90 63 45 31.5 實際轉(zhuǎn)速r/min 1419 1013．4 710 503.4 359．6 251.7 177.

18、34 126.67 88.67 62.93 44.95 31.46 轉(zhuǎn)速誤差% 1．52 1.34 0 1．29 1.29 0.68 1.48 1.34 1.48 0.12 0.12 0.001 轉(zhuǎn)速誤差用實際轉(zhuǎn)速和標準轉(zhuǎn)速相對誤差應4.1% 由計算結果可知滿足要求。 2.7 繪制傳動系統(tǒng)圖 圖3-傳動系統(tǒng)圖 3．估算傳動件參數(shù) 確定其結構尺寸 3．1確定傳動見件計算轉(zhuǎn)速 表3-傳動件計算轉(zhuǎn)速 傳 動 件 軸 齒輪 I II III IV

19、 計算轉(zhuǎn)速 710 355 125 90 710 710 710 500 710 355 710 710 355 125 125 250 355 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(qū)動功率為4kw，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(zhuǎn)速 電機至該軸 傳動效率 輸入功率 允

20、許扭轉(zhuǎn) 角 傳動軸長度 mm 估計軸的直徑 mm 花鍵軸尺寸 I 710 0.96 3．84 1.5 500 22.3 II 355 0.96*0.995 3．82 1.5 500 26.5 III 125 0.9*0.995*0.99 3．79 1.5 600 34.3 3.4估算傳動齒輪模數(shù) 根據(jù)計算公式計算各傳動組最小齒輪的模數(shù) 估算公式為： 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

21、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(zhuǎn) 速 系 數(shù) 模 數(shù) 模 數(shù) 選 取 模 數(shù) m 第一變速組 24 2 7 3.84 1 61 1 1100 518 710 4.58 1.59 1.75 2 第二變速組 22 2.82 9 3.82 1 61 1

22、 1100 518 355 4.71 1.995 2.11 2.5 第三變速組 18 4 7 3.79 1 61 1 1100 518 355 5.08 2.76 2.51 3 3.5普通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

23、及作為標記的三角帶的內(nèi)圓長度 標準的計算長度為 實際中心距 A= A= 為了張緊和裝拆膠帶的需要，中心距的最小調(diào)整范圍為：A，0．02L=27.63是為了張緊調(diào)節(jié)量為,( h+0.01L)是為裝拆調(diào)節(jié)量,h為膠帶厚度. 定小帶輪包角 求得合格 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4根三角帶。 4．結構設計 4．1帶輪設計 根據(jù)V帶計算，選用7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。

24、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(zhuǎn)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。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(cè)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 IV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主軸主件 本車床

25、為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318000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(zhuǎn)精度，主軸前后軸承均用壓塊式防松螺母調(diào)整軸承的間隙。主軸前端采用了圓錐定心結構型式。 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(zhuǎn)速經(jīng)常需要調(diào)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。 4．6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。

26、4．7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，以防止外界雜物進入。 4．8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為定位安裝面，并用螺釘和壓板固定。安裝簡單，定位可靠。 4．9主軸換向與制動結構設計 本機床屬于萬能性的輕型車床，適用于機械加工車間和維修車間。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。

27、摩擦片間間隙可通過放松銷，螺母來進行調(diào)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(zhuǎn)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。 接觸壓力的驗算公式： 彎曲應力的驗算公式：

28、 傳動組 第一傳動組 第二傳動組 第三傳動組 齒輪傳遞功率N 3．84 3．82 3．79 齒輪計算轉(zhuǎn)速 710 355 355 齒輪的模數(shù)m 2 2．5 3 齒寬B 15 22 22 小齒輪數(shù)Z 24 22 18 大齒輪與小齒輪齒數(shù)比u 2 2．82 4 壽命系數(shù) 1 1 1 速度轉(zhuǎn)化系數(shù)(接觸載荷) （彎曲載荷） 0.74 0.85 0.98 0.9 0.92 0.92 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

29、料利用系數(shù)（接觸載荷） （彎曲載荷） 0.76 0.76 0.76 0.77 0.77 0.77 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 0.42 0.408 0.378 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 ，同一變速組內(nèi)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。

30、 第一傳動組和第三傳動組的齒輪是經(jīng)過淬火的許用接觸應力為1100mp，許用彎曲應力為320mp；第二傳動組的齒輪是經(jīng)過高頻淬火其許用接觸應力為1370mp，許用彎曲應力為354mp. 5．2傳動軸的驗算 對于傳動軸要進行強度和剛度的驗算，軸的剛度驗算包括滾動軸承處的傾角驗算和齒輪的齒向交角的驗算。如果是花鍵還要進行鍵側(cè)壓潰應力計算。 （1） 軸的強度驗算 由于機床變速箱中各軸的應力都比較小，驗算時，通常采用復合應力公式進行計算： 特性等因素； W-軸的危險斷面的抗彎斷面模數(shù) 矩形花鍵軸： 軸II的 經(jīng)過驗算軸合格。

31、 對軸I傾角進行驗算 左軸承 右軸承 傾角允許值[=0.001 5．3花鍵鍵側(cè)壓潰應力驗算 花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應力為： 式中： 經(jīng)過驗算合格。 5．4滾動軸承的驗算 機床的一般傳動軸用的軸承，主要是因為疲勞破壞而失效，故應進行疲勞壽命驗算。 滾動軸承的疲勞壽命驗算： 經(jīng)過計算P=745.356 合格。 5.5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(zhuǎn)矩： 根據(jù)主電動機功率為4。則床身上最大回轉(zhuǎn)直徑D=360mm刀架上最

32、大回轉(zhuǎn)直徑主軸通孔直徑d,最大工件長度1000mm。床身上最大加工直徑為最大回轉(zhuǎn)直徑的60%也就是240mm故半徑為0.12mm。 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=1979.25 主軸孔徑初選為40 根據(jù)結構選懸伸長度a=100mm 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 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3182118 后軸承為軸承代號為7014AC(角接觸球軸承)和型號為51215（單向推力球軸承） ∴最佳跨距 第 22 頁