车床主轴箱设计说明书44554.pdf

《车床主轴箱设计说明书44554.pdf》由会员分享，可在线阅读，更多相关《车床主轴箱设计说明书44554.pdf（20页珍藏版）》请在淘文阁 - 分享文档赚钱的网站上搜索。

1、中北大学课程设计说明书 0 目 录 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3 2.3绘制转速图3 2.4确定齿轮齿数4 2.5确定带轮直径4 2.6绘制传动系统图5 3 估算传动件参数 确定其结构尺寸6 3.1确定传动转速6 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

2、计、封装置设计9 4.6主轴箱体设计9 4.7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1 5 5.4滚动轴承的验算1 5 5.5主轴组件验算1 7 6.总 结 1 8 7.参考文献1 9 中北大学课程设计说明书 1 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

3、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）确定公比及Rn 已知最低转速 nmin=160rpm，最高转速 nmax=2000rpm，变速级数 Z=12 则公比：=（nmax/nmin）1/（Z 1）=（2000rpm/160rpm）1/（121）1.26 转速调整范围：Rn=nmax/

4、nmin=12.5（2）求出转速系列 根据最低转速 nmin=160rpm，最高转速 nmax=2000rpm，公比 =1.26，按机床课程设计指导书（陈易新编）表 5 选出标准转速数列：2000 1600 1250 1000 800 630 500 400 315 250 200 160 1.2 机床动力参数的确定 已知电动机功率为 N=3kw，根据金属切削机床课程设计指导书（陈易新编）附录 2 选择主电动机为 Y100L2-4，其主要技术数据见下表 1：表 1 Y100L2-4技术参数 转 速（r/min）额 定功率（kw）满载时 堵转电流 堵转转矩 最大转矩 同步转速（r/min）级数

5、电流（A）效率（%）功 率因数 额定电流（倍）额定转矩（倍）额定转矩（倍）1420 3 6.8 82.5 0.81 7.0 2.2 2.2 1500 4 1.3 机床布局 中北大学课程设计说明书 2 确定结构方案 1）主轴传动系统采用 V 带，齿轮传动。2）传动型采用集中传动。3）制动采用式摩擦离合器和带式制动器。4）变速系统采用多联划移齿轮变速。5）润滑系统采用飞溅油润滑。2）布局 采用车床常规的布局形式。机床主要由主轴箱，皮鞍，刀架，尾架，进给箱，溜扳箱，车身等 6 个部件组成。主轴的空间位子布局图 2 主传动系统运动设计 2.1 确定变速组传动副数目 实现 12 级主轴转速变化的传动系统

6、可以写成多种传动副组合：1）12=34 2）12=43 3）12=322 4）12=223 5)12=232 方案中 1）和 2）可省一根轴。但是有一个传动组内有四个变速传动副，会增加轴向尺寸。这种方案不宜采用。根据传动副数目分配应“前多后少”的原则，方案 3）是可取的。可以使传动副传动组放在接近电动机处，则可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件少些，这样节省了中北大学课程设计说明书 3 材料。2.2 确定变速组的扩大顺序 12=32 2 的传动副组合，其传动组的顺序又可有以下六种形式：1）12=312326 2）12=312623 3）12=322126 4）12=342122 5）12=322

7、621 6）12=342221 选着中间轴的变速范围最小的方案，变速范围小，转速高，转矩较小，传动件的尺寸九可以小些，尽量使扩大组的顺序要与传动顺序一致的原则。所以选择方案 1）较为合理。结构网图如下：图 2 变速组扩大顺序 2.3 绘制转速图 中北大学课程设计说明书 4 图 3 转速图 2.4 确定齿轮齿数 利用查表法由机床课程设计指导书（陈易新编）表 9，求出各传动组齿轮齿数 表 2 各传动组齿轮齿数 变速组 基本组 第二扩大组 第三扩大组 齿数和 72 82 88 齿轮 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 Z13 Z14 齿数 36 36 32

8、40 28 44 46 36 32 50 54 34 25 63 2.5 确定带轮直径 确定计算功率 kNNj K-工作情况系数 工作时间一班制 查表得 k=1.1 N-主动带轮传动的功率 计算功率为 Nj=1.13=3.3kw 根据计算功率和小带轮的转速，查普通 V 带选型图，选用的三角带型号为 A，查表中北大学课程设计说明书 5 得小带轮直径推荐植为 80100mm，取 100mm，大带轮直径 D2=n1/n2D1=1420/1000100=142mm 2.6 绘制传动系统图 图 4 传动系统图 中北大学课程设计说明书 6 3 估算传动件参数 确定其结构尺寸 3.1 确定传动转速 表 4

9、计算转速图 传动件 轴 齿轮 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 Z13 Z14 算转速 1000 630 400 315 1000 1000 1000 800 1000 630 630 800 630 400 400 630 400 160 3.2 确定主轴支承轴颈尺寸 根据机床课程设计指导书主轴的驱动功率为 3kw 选取前支承轴颈直径为 D=70-90，后支承轴颈直径：6856)85.07.0(12DD，选取mmD602。3.3 估算传动轴直径 表 5 估算传动轴直径 计算公式 轴号 计算转速 min/rnj 电机至该轴传动效率 输入功率 kwP

10、允许扭转角mdeg/估计轴的直径 mm 491jnPd I 1000 0.960.99 2.85 1 24 II 630 0.980.99 2.77 1 26 III 400 0.980.99 2.68 1 29 3.4 估算传动齿轮模数 根据计算公式计算各传动组最小齿轮的模数 按齿轮接触疲劳强度 3221)1(267uznuKPAmHPcmHH 中北大学课程设计说明书 7 按齿轮弯曲疲劳强度 31267FPcmFSFZnKPYm 表 6 估算齿轮模数 传动组 基本组 第一扩大组 第二扩大 小齿轮 5Z28 9Z32 13Z25 齿数比1u 1.58 1.58 2.52 齿宽系数m 8 8 8

11、 传递功率 P 3 3 3 载荷系数 K 1 1 1 系数HA 61 61 61 系数FA 1 1 1 许用接触应力HP 110 110 110 许用齿根应力FP 518 518 518 计算转速cn 1000 630 400 系数FSY 4.36 4.47 4.7 模数Hm 1.2 1.52 2.8 模数Fm 1.1 1.44 2.5 选取模数m 3 3 4 3.5 普通 V 带的选择和计算 设计功率 PKPAd（kw）kw3.331.1pd 皮带选择的型号为 A 型 两带轮的中心距mmDDAO)(27.0(21范围内选择。中心距过小时，胶带短因而增加胶带的单位时间弯曲次数降低胶带寿命；反之

12、，中心距过大，在带速较高时易引起震动。中北大学课程设计说明书 8 算胶带速度1 13.14 80 14205.945/6000060000Dnvm s 初定中心距 A0=169.4484mm,取 480 计算带的基准长度：13404)()(2202122100ADDDDAL 按上式计算所得的值查表选取计算长度 L 及作为标记的 V 带的内圆长度14000dL 标准的计算长度为mmYLLN1425 实际中心距 200ddLLAA510 为了张紧和装拆胶带的需要，中心距的最小调整范围为 ALLh02.0)01.0(002L 是为了张紧调节量为 22.4 (h+0.01L)是为装拆调节量为胶带厚度.

13、定小带轮包角 oooADD1201801801201求得01175.28o合格.带的挠曲次数:100010002 5.94510.616401120mvuL 合格 带的根数 1cnnZcj on单根三角带能传递的功率 1c小带轮的包角系数 3.33.950.93 0.91 0.99Z 取 4 根三角胶带。4结构设计 4.1 带轮设计 根据 V 带计算，选用 4 根 A 型 V 带。由于 I 轴安装了摩擦离合器，为了改善它们的工作条件，保证加工精度，采用了卸荷带轮结构。4.2 齿轮块设计 中北大学课程设计说明书 9 机床的变速系统采用了滑移齿轮变速机构。根据各传动组的工作特点，基本组的齿轮采用了

14、销钉联结装配式结构。第二扩大组，由于传递的转矩较大，则采用了整体式齿轮。所有滑移出论与传动轴间均采用了花键联结。从工艺的角度考虑，其他固定齿轮也采用花键联结。由于主轴直径较大，为了降低加工成本而采用了单键联结。4.3 轴承的选择 为了安装方便 I 轴上传动件的外径均小于箱体左侧支承孔直径并采用0000 型向心球轴承为了便于装配和轴承间隙 II III IV 轴均采用乐 2700E 型圆锥滚子轴承。V 轴上的齿轮受力小线速度较低采用了衬套式滚动轴承。滚动轴承均采用 E 级精度。4.4 主轴组件 本铣床为普通精度级的轻型机床，为了简化结构，主轴采用了轴向后端定位的两支承主轴主件。前轴承采用了 31

15、8000 型双列圆柱滚子轴承，后支承采用了 46000 型角接触球轴承和 8000 型单向推力球轴承。为了保证主轴的回转精度，主轴前后轴承均用压块式防松螺母调整轴承的间隙。主轴前端采用了圆锥定心结构型式。前轴承为 C 级精度，后轴承为 D 级精度。4.5 操纵机构、滑系统设计、封装置设计 为了适应不同的加工状态，主轴的转速经常需要调整。根据各滑依齿轮变速传动组的特点，分别采用了集中变速操纵机构和单独操纵机构。主轴箱采用飞溅式润滑。油面高度为 65mm 左右，甩油轮浸油深度为 10mm 左右。润滑油型号为：HJ30。I 轴轴颈较小，线速度较低，为了保证密封效果，采用了皮碗式接触密封。而主轴直径大

16、，线速度较高，则采用了非接触式 密封。卸荷皮带轮的润滑采用毛毡式密封，以防止外界杂物进入。4.6 主轴箱体设计 箱体外形采取了各面间直角连接方式，使箱体线条简单，明快。并采用了箱体底面和两个导向块为定位安装面，并用螺钉和压板固定。安装简单，定位可靠。4.7 制动结构设计 本机床属于卧式铣床，适用于机械加工车间和维修车间。制动器采用了带式制动中北大学课程设计说明书 10 器，并根据制动器设计原则，将其放置在靠近主轴的较高转速的 III 轴上。为了保证离合器与制动器的联锁运动，采用一个操纵手柄控制。5.传动件验算 以 II 轴为例，验算轴的弯曲刚度，花键的挤压应力，齿轮模数及轴承寿命。5.1 齿轮

17、的验算 验算变速箱中齿轮强度应选择相同模数承受载荷最大齿数最小的齿轮进行接触压力和弯曲压力计算，一般对高速传动的齿轮验算齿面接触压力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲压力对硬齿面软齿心渗碳淬火的齿轮要验算齿根弯曲压力。接触压力的验算公式：)1(1020813213jjsjuBnNKKKKuZm 弯曲应力的验算公式：1020823215wjswBYnZmNKKKK 表 7 齿轮验算参数 第一传动组 第二传动组 第三传动组 齿轮传递功率 N 2.85 2.77 2.68 齿轮计算转速jn 1000 630 400 齿轮的模数 m 3 3 4 齿宽 B 14 16 24 小齿轮数 Z 28 32 25

18、大齿轮与小齿轮齿数比 u 1.58 1.58 2.52 寿命系数sK 1 1 1 速度转化系数nK(接触载荷)弯曲载荷 0.74 0.78 0.95 0.9 0.92 0.88 功率利用系数NK（接触载荷）0.58 0.58 0.58 中北大学课程设计说明书 11 弯曲载荷 0.78 0.78 0.78 材料利用系数QK（接触载荷）弯曲载荷 0.76 0.73 0.73 0.77 0.75 0.75 工作情况系数1K 1.1 1.1 1.1 动载荷系数2K 1 1 1 齿向载荷分布系数3K 1.05 1.05 1.05 齿形系数 Y 0.45 0.425 0.378 其中寿命系数sK QnNT

19、sKKKKK TK工作期限系数 oTcTnmK160 T-齿轮在机床工作期限（)sT的总工作时间 h hT200015000 ，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为pTTs，P 为该变速组的传动副数。材料强化系数转速变化系数疲劳曲线指数基准循环次数齿轮的最低转速（PnKKmcrpmn01)稳定工作用量载荷下sK的极限值sK=1。高速传动件可能存在的maxssKK 情况，此时取maxssKK，载荷低速传动件可能存在m a xm inm inm in;sssssssKKKKKKK当的情况，此时取时取计算值。中北大学课程设计说明书 12 35352081 102.81 1.5 1.05 1 1.

20、47582.4 600 2 322 14 710208 101.5 1.05 1 1.4767.7 2204 32 14 0.45 7102081 104 1.5 1.05 1.46562.1 6502 253 16 355208 101.5 1.05 1 1.46174 25 16 0.425 355jwjw 552.2 2752081 105 1.5 1.05 1 1.451168.2 13703 184 24 355208 101.5 1.05 1.45226.9 2839 18 0.378 355jw 5.2 传动轴的刚度验算 对于一般传动轴要进行刚度的验算，轴的刚度验算包括滚动轴承处

21、的倾角验算和齿轮的齿向交角的验算。如果是花键还要进行键侧压溃应力计算。以轴为例，验算轴的弯曲刚度、花键的挤压应力 F1F2 图 5 轴受力分析图 图 5 中 F1为齿轮 Z4（齿数为 35）上所受的切向力 Ft1，径向力 Fr1的合力。F2为齿轮Z9（齿数 40）上所受的切向力 Ft2，径向力 Fr2的合力。各传动力空间角度如图 6 所示，根据表 11 的公式计算齿轮的受力。中北大学课程设计说明书 13 表 8 齿轮的受力计算 zmdFFdTFnPTttcos21055.96 传递功率P kw 转 速 n r/min 传动 转矩 T N mm 齿轮压力角 齿面摩擦角 齿轮 35 齿轮 40 切

22、向力 Ft 1 N 合力 F1 N F1 在 X 轴投影Fz 1 N F1 在 Z 轴投影Fz 1 N 分度圆直径d1 mm 切向力 Ft 2 N 合力 F2 N F1 在 X 轴投影Fz 2 N F1 在 Z 轴投影Fz 2 N 分度圆直径d2 mm 1.46 1000 13946 20 6 398.4 443.3 60.3 439.2 70 348.6 387.8 214.6 323 80 从表 8 计算结果看出，轴在 X、Z 两个平面上均受到两个方向相反力的作用。根据图7 所示的轴向位置，分别计算出各平面挠度、倾角，然后进行合成。根据机械制造工艺、金属切削机床设计指导（李洪主编）书中的表

23、 2.4-14,表 2.4-15计算结果如下:a=100 b=230 c=130 f=200 l=330 E=2.1105MPa n=l-x=150 14107.561EIL 图 7 轴挠度、倾角分析图 7.954164216444dI（1）xoy平面内挠度 )()(622222221cnlcFanlaFEILnyxxx 中北大学课程设计说明书 14 14222222150 5.7 1060.3 100(330150100)214.6 130(330150100)0.00033 （2）zoy平面内挠度)()(6 22222221cnlcFanlaFEILnyzzx 14222222150 5.

24、7 10439.2 100(330150100)323 130(330150100)0.0048（3）挠度合成 22 xxyyy 0048.00048.000033.022 查表得其许用应力为 0.0003330=0.099，即 0.00480.099，则挠度合格。（4）左支承倾角计算和分析 a.xoy平面力作用下的倾角 )()(6121flcfFblabFEILxxA 145.7 1060.3 100 230(330230)214.6 130 200(330200)0.0000677 b.zoy平面力作用下的倾角 )()(61 21flcfFblabFEILzzA 145.7 10439.2

25、 100 230(330230)323 130 200(330200)0.00016 c.倾角合成 22 xAxAA 4221075.1)00016.0()0000677.0(查表得其许用倾角值为0.0006，则左支承倾角合格。（5）右支承倾角计算和分析 中北大学课程设计说明书 15 a.xoy平面力作用下的倾角 )()(6121clcfFalabFEILxxB 1455.7 1060.3 100 230(330 100)214.6 130 200(330 130)4.8 10 b.zoy平面力作用下的倾角)()(61 21clcfFalabFEILzzB 1455.7 10439.2 100

26、 230(330 100)323 130 200(330200)1.27 10 c.倾角合成 22 xBxBB 42525105.2)1027.1()108.4(查表得其许用倾角值为 0.0006，则右支承倾角合格。5.3 花键键侧压溃应力验算 花键键侧工作表面的挤压应力为：)(822maxMpalzdDTjvjv 75.0,maxMpazmmlmmdDmmNTjv许用压溃应力通常载荷分布不均匀系数，花键齿数花键的工作长度花键的外径和内径花键传递的最大扭矩 MPajvjvjv14010041.175.06270)2125(39276822花键热处理 经过验算合格。5.4 滚动轴承的验算 机床的

27、一般传动轴用的轴承，主要是因为疲劳破坏而失效，故进行疲劳寿命验算。中北大学课程设计说明书 16 滚动轴承的疲劳寿命验算 根据表 11 所示的轴受力状态，分别计算出左（A 端）、右（B 端）两支承端支反力。在 xoy平面内：21214.620060.3 23088.0330 xxAF fF bRNl 21214.6 13060.3 10066.3330 xxBF cF aRNl 在 zoy平面内：21323 200439.2230128.2330ZZAFfF bRNl 21323 130439.2 10012.1330zzBF cF aRNl 左、端支反力为：22 xAxAARRR 5.1553

28、.660.8822 22 xBxBBRRR4.671.122.12822 两支承轴承受力状态相同，但左端受力大，所以只验算左端轴承。轴承寿命)(500hThFKKKCfLlHPAnh 3.331030.751.10.8)0.96)355)1001000.48833 355lAAHPHnjnnjraraKKKKKnrpmffnFXFYFFFFXYC寿命指数，滚子轴承齿轮轮换工作系数使用系数，功率利用系数（转速变化系数（轴承的计算转速（速度系数，当量动载荷径向载荷 轴向载荷径向系数 轴向系数滚动轴承尺寸所表示的额定动20800N负荷（）中北大学课程设计说明书 17 经过计算 F=155.5 TLh

29、8310105.8)5.1558.096.01.1488.020800(500 合格。5.5 主轴组件验算 前轴承轴径mmD801，后轴承轴径mmD602，求主轴最大输出转矩：mNnPT17.159905.195509550 根据主电动机功利为 1.5，则床身上最大回转直径 D=320mm 刀架上最大回转直径1601D主轴通孔直径 dmm36,最大工件长度 1000mm。床身上最大加工直径为最大回转直径的 60%也就是 192mm 故半径为 0.096mm。切削力（沿 y 轴）NFc0.1658096.017.159 背向力（沿 x 轴）0.8 2 95.0cpFF 故总的作用力7.18532

30、2pcFFF 此力作用于顶尖间的工件上，主轴和尾架各承受一半，故主轴端受力为F/2=926.85 主轴孔径初选为 40 根据结构选悬伸长度a=120mm 在计算时，先假定初值 l/a=3 l=3mm300100 前后支承的支反力BRRA和 NlaFRNlalFRBA95.30836012085.92628.123536048085.9262 轴承的刚度：iz=52,La=9,Fr=C/10=9.42KN umNizlFKarA/8.17120cos)52(9942039.3cos)(39.39.19.08.01.09.19.08.01.0 初步计算时，可假定主轴的当量外径ed为前后轴承的轴径的

31、平均值。702/)6080(ed 故惯性矩为：I=8221072)04.007.0(05.0 前轴承为轴承代号为 3182116 后轴承为轴承代号为 46211 和型号为 8212 中北大学课程设计说明书 18 umNizFrdizFrdKbbB/8.5022.2526.25030cos18716.10577018.125cos18716.10476018.1cos)(18.1cos)(18.1352352352352051.01012.017211072101.2638113aKEIA 3.42ABKK 01.81 2 01.51 8 0ollm ma查图表与原假设不符，则调整取 最佳跨距m

32、mlo1808.1100 6 总结 通过机床主轴传动系统的机械变速机构的设计，使我在拟定攒动机构、装配结构和制造结构的各种方案以及在机械设计制图、零件计算和编写技术文件等方面得到了综合训练，培养了我的初步的结构分析与结构设计计算能力。虽然只有一周的时间，在很仓促的情况下完成了这次技术切削机床的课程设计，但收获却很大，使我初步具备了设计的能力，并且我相信我在这方面的设计能力会逐渐成熟起来。再次感谢老师耐心指导帮助！中北大学课程设计说明书 19 7参考文献 1 金属切削机床设计简明手册 范云涨 机械工业出版社 1994年 2 金属切削机床 戴曙 机械工业出版社 1993年 3 机床课程设计指导书 陈易新 机械工业出版社 1987年 4 机械制造工艺、金属切削机床设计指导 李洪 东北工学院出版社 1989年 5 机床设计指导 任殿阁 张佩勤 辽宁科学技术出版社 1991年 6 机床课程设计指导书 陈易新 哈尔滨工业大学 1981年 7 机械设计课程设计手册 吴宗泽 罗圣国 高等教育出版社 1992年