《金属切削机床》课程设计车床主轴箱设计【全套图纸】.doc

目录1. 机床参数确定-2运动参数 动力参数-22. 运动设计-22.1传动组、传动副地确定-22.2结构式、结构网的选择-32.3拟定转速图-42.4齿轮齿数确定-52.5轴、齿轮的计算转速-52.6传动系统图-63.传动零件的初步计算-63.1传动轴直径初定-63.2主轴轴颈直径的确定-73.3齿轮模数的初步计算-84.主要零件的验算-94.1三角胶带传动的计算和选定-94.2圆柱齿轮的强度计算-104.3传动轴的验算-12强度验算、弯曲刚度验算-124.4主轴组件的验算-134.5 滚动轴承的验算-145结构设计-14轴承、轴的定位-146.设计感想-14参考文献-151、机床运动参数的确定1.1 运动参数1.1.1 确定公比及Rn已知最低转速nmin=31.5rpm，最高转速nmax=1400rpm，变速级数Z=12，则公比：= （nmax/nmin）1/（Z1） =（1400rpm/31.5rpm）1/（121） 1.41 转速调整范围： Rn=nmax/nmin=44.441.1.2 求出转速系列根据最低转速nmin=31.5rpm，最高转速nmax=1400rpm，公比=1.41，按机床课程设计指导书（陈易新编）表5选出标准转速数列： 1400 1000 710 500 355 250 180 125 90 63 45 31.5全套图纸，加1538937061.2 动力参数已知电动机功率为N=5.5kw，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Y132S-4，其主要技术数据见下：表1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）级数电流（A）效率（%）功率因数额定电流（倍）额定转矩（倍）额定转矩（倍）14405.58.885.50.827.02.22.215004电动机的参数2运动设计2.1 传动组、传动副的确定实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合：1） 12=3×4 2） 12=4×33） 12=3×2×2 4） 12=2×3×2 5） 12=2×2×3方案1）2）可节省一根传动轴。但是，其中一个传动组内有四个变速传动副，增大了该轴的轴向尺寸。这种方案不宜采用。方案3）、4）、5）可根据下述原则比较：从电动机到主轴，一般为降速传动。接近电动机处的零件，转速较高，从而转矩较小，尺寸也较小。如使传动副较多的传动组放在接近电动机处，则可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件就可以少些，就省材料了。所以从“前多后少”的原则考虑，以取方案3）为好。2.2 结构式、结构网的选择在12=3×2×2的传动副组合中，又因基本组和扩大组排列顺序的不同而有不同的方案。可能的六种方案，其结构网和结构式下图。在这些方案中，可根据下列原则选择最佳方案。1） 12=31×23×26 2） 12=32×21×263） 12=32×26×21 4） 12=31×26×235） 12=34×21×22 6） 12=34 ×22×21根据a：在降速传动时，为防止被动齿轮的直径过大而使径向尺寸太大，常限制最小传动比imin1/4。在升速时，常限制最大传动比imax2。b:扩大顺序与传动顺序应尽量一致。故综合考虑，方案1）最佳。 2.3 拟定转速图2.3.1 各轴转速范围的确定传动组c的变速范围是恰为最大变速范围，可知两个传动副的传动比必然为极限值： ic1=1/4=,ic2=这样就确定了轴的六种转速只有一种可能，即为125、180、250、355、500、710r/min。随后确定轴的转速。传动组b的级比指数为3，在传动比极限值的范围内轴的转速最高可为500、710、1000r/min，最低可为180、250、355r/min。为了避免升速，又不使传动比太小，可取 轴的转速确定为355、500、710r/min。同理，对于轴的转速为710r/min，传动比接近1/2=1/2。2.3.2 绘制转速图电动机和主轴的转速是已定的，当选定了结构网或结构式后，就可分配和传动级的传动比并确定中间轴的转速。再加上定比传动，就可画出转速图。中间轴的转速如果能高一些，传动件的尺寸也就可以小一些。但是，中间轴如果转速过高，将会引起过大的振动、发热和噪声。通常，希望齿轮的线速度不超过1215m/s。对于中型车、钻、铣等机床，中间轴的最高转速不宜超过电动机的转速。对于小型机床和精密机床，由于功率较小，传动件不会过大。这时振动、发热和噪声是应该考虑的问题。因些更应该注意中间轴的转速，不使过高。 本题目所选定的结构式共有三个传动组，变速机构共需4轴，加上电动机轴共5轴，故转速图需5条竖线；主轴共12种转速，故需12条横线。主轴的各级转速，电动机转速及传动比分配都可见转速图（图1）。2.4齿轮齿数的确定当传动比i采用标准公比的整数次方时，齿数和Sz以及小齿轮数可从金属切削机床表8-1中查得。下表为个传动组的齿轮齿数。表2传动组abc齿数和728490 齿轮Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14齿数3624303648424222426260183072齿轮齿数2.5轴、齿轮计算转速主轴根据表8-2，中型车床主轴的计算转速是第一个三分之一转速范围内的最高一级转速，即为n4=90r/min。各传动轴轴可从主轴为90r/min按7218的传动副找上去，似应为355r/min。但由于轴最低转速125r/min，经传动组可使主轴得到31.5和250r/min两种转速。250r/min要传递全部功率，所以轴的计算转速应为125r/min。轴的计算转速可按传动副b推上去,为355r/min. 各齿轮 传动组c中，18/72只需计算z=18的齿轮，计算转速为355r/min；60/30只需计算z=30，nj=250，z=18和z=30两个齿轮哪一个的应力更大一些，较难判断。可同时计算，选择模数较大的作为传动组c齿轮的模数。传动组b应计算z=22，nj=355。传动组a应计算z=24，nj=710。2.6传动系统图 3.传动零件的初步计算3.1传动轴直径的初定根据传动轴传递功率的大小,用简化的扭转刚度公式计算:（mm） 式中：d -传动轴受扭部分直径(mm) N -该轴传递的功率(kw) Nd -电动机的功率(kw) -电动机到该传动轴的传动效率 nj -被估算的传动轴的计算转速(r/min) -该传动轴每米长度允许扭转角(deg/m)一般传动轴取=0.51 本设计取0.75则轴,N=Nd×=5.5×85.5%×0.96×0.992=4.42kw。 d3=。取d3=42。则轴,N=Nd×=5.5×85.5%×0.96×0.99=4.47kw 。 d2=32.81。 取d2=32。则轴,N=Nd×=5.5×85.5%×0.96=4.51kw 。 d1= 27.66。 取d1=30。3.2主轴轴颈直径的确定主轴的驱动功率为：N主=Nd×=5.5×85.5%×0.96×0.993=4.38kw。则由表3查得：机床主轴前轴颈尺寸为70-105mm。则取D1=90mm。其他参数由此式可以得出：，其中Dmax为最大加工直径（mm），d为内孔直径。这里取：后轴颈的直径D2=90×0.8=72mm。Dmax=5×（90±15）mm，取Dmax=400mm，这时d=0.1×400±10=（3050）mm，取d=40mm。3.3齿轮模数的初步计算初步计算齿轮模数时,按简化的接触疲劳强度公式进行.一般同一变速组中的齿轮取同一模数,选择负荷最重的小齿轮进行计算： 则mj=16338 式中： mj- 按接触疲劳强度估算的齿轮模数（mm）; Nd- 驱动电动机功率（mm）; nj- 被估算齿轮的计算转速(r/min)； i- 大齿轮与小齿轮齿数之比, i1,外啮合为“+”,内啮合为“-“号; Z1- 小齿轮齿数; m-齿宽系数, m=B/m=610,B为齿宽,m为模数，本设计中m取8； j-许用接触应力(MPa),查表26，取45钢，调质处理（T235），j=600。 则a传动组：被估算齿轮的计算转速：nj=710r/min；大齿轮与小齿轮齿数之比i=48/24=2，外啮合取”+”，小齿轮齿数为24。将上述已知条件代入式中： mm。则b传动组：被估算齿轮的计算转速：nj=355r/min；大齿轮与小齿轮齿数之比i=62/22=2.82，外啮合取”+”，小齿轮齿数为22。将上述已知条件代入式中： mm。则c传动组：有两种情况：1. 被估算齿轮的计算转速：nj=355r/min；大齿轮与小齿轮齿数之比i=72/18=4，外啮合取“+”，小齿轮齿数为18。2. 被估算齿轮的计算转速：nj=250r/min；大齿轮与小齿轮齿数之比i=60/30=2，外啮合取“+”，小齿轮齿数为30。将上述已知条件代入式中：选两者中较大者作为传动组c的齿轮模数，即mjc=4.17mm。4.主要零件的验算4.1三角胶带传动的计算和选定 确定计算功率Nj 由表查得工作情况系数KA=1.1,故: Nj =KAP=1.1×5.5Kw=6.05Kw 选取普通V带型号 根据Nj、n1由图8-9确定选用B型。 确定带轮基准直径 小轮直径dd1应满足dd1dmin，查表取主动轮基准直径dd1=140mm。 则从动轮基准直径dd2=× dd1=（1440/710）×140=283.94mm 查表取标准值dd2=280mm。 按式（8-20）验算带的速度 ： v=dd1 n1/60×1000m/s=10.56m/s25m/s带的速度合适。 确定普通V带的基准长度和传动中心距 根据0.7(dd1+dd2) a02(dd1+dd2),初步确定中心距a0=546mm。 根据式（8-20）计算带所需的基准长度 Ld=2a0+/2(dd1+dd2)+ (dd1-dd2)2/4a0=1760.7mm 由表8-2选带的基准长度Ld=1800mm。 按式（8-21）计算实际中心距a ： a=a0+(Ld-Ld)/2=582mm 验算主动轮上的包角1由式（8-6）得：1=1800-(dd1-dd2)/a×57.50=166.201200主动轮上的包角合适。 计算普通V带的根数zz=Nj/（N0C1） 式中： N0-单根V带能传递的功率（kw）；C1-小轮的包角系数；对于B型V带，Zmax=5-7。查表得N0=2.30kw， C1=0.98。代入式中有： 取z=3根。 计算胶带的弯曲次数u由式可知：u=1000mv/L，m-带轮的个数；v=10.56m/s；L-标准计算长度。 查表得L=1833mm。将上述条件代入式中有：u=1000mv/L=1000×2×10.56/1833=11.5240（s-1） 求作用在支承轴上的径向力QQ=2S0Zsin（1/2）（N）式中S0-胶带的初拉力（N）。查表15得：S01=165N，S02=250N 。所以：Q1=2×165×3×sin（166.20/2）=982.83N Q2=2×250×3×sin（166.20/2）=1489.14N带轮结构设计（略）4.2 圆柱齿轮的强度计算一般同一变速组中的齿轮取同一模数,选择负荷最重的小齿轮进行计算：按接触疲劳强度计算齿轮模数mj： mj=16338；按弯曲疲劳强度计算齿轮模数mw： mw=267。 则a传动组：N -该轴传递的功率(kw) ； Nd -电动机的功率(kw) -电动机到该传动轴的传动效率；则N= Nd =5.5×85.5%×0.96=4.51kw. nj -被估算的齿轮的计算转速(r/min); nj =710r/min Z1- 小齿轮齿数; Z1=24 i-大齿轮与小齿轮齿数之比, i1,外啮合为“+”,内啮合为“-“号;i=48/24=2。 m-齿宽系数, m=B/m=610,B为齿宽,m为模数，本设计中m取8； ks-寿命系数；ks=ktknknkq。 kt-工作期限系数；kt。 T-齿轮机床工作期限（Ts）内的总的工作时间（h）；查表17取Ts=17500h，近似的认为T=Ts/p，（p为该变速组的传动副数），则T=17500/3=5833.33h。 n1-齿轮的最低转速：n1=710r/min c0-基准循环次数，查表16可得：按接触疲劳强度计算，取c0=107；按弯曲疲劳强度计算，取c0=2×106； m-疲劳曲线指数，查表16可得：按接触疲劳强度计算，取m=3；按弯曲疲劳强度计算，取m=6； kn-转速变化系数，查表19可得，取knj=0.72，knw=0.90 kq-材料强化系数，查表20可得，取kqj=0.64，kqw=0.77 kN-功率利用系数，查表18可得，取kNj=0.58，kNw=0.78 kc-工作状况系数，主运动中等冲击，取kc=1.4 kd-动载荷系数，查表23可得，取7级精度，kd=1.2 kb-齿向载荷分布系数，查表24可得，取kb=1 Y-齿形系数，查表25可得，取Y=0.420 j、w从表26查得，取j=600Mpa、w=220Mpa将上述已知条件代入：ktj=2.92；ktw=2.23。 ksj= ktknkNkq=0.78ksmax=0.6，则取ksj=0.6。 ksw= ktknkNkq=1.2ksmax=0.8，则取ksw=0.8。将上述已知条件代入：mj=163382.97mm mw=2672.21mmb传动组：N -该轴传递的功率(kw) ； Nd -电动机的功率(kw) -电动机到该传动轴的传动效率；则N= Nd =5.5×85.5%×0.96×0.99=4.47kw. nj -被估算的齿轮的计算转速(r/min); nj =355r/min Z1- 小齿轮齿数; Z1=22 i-大齿轮与小齿轮齿数之比, i1,外啮合为“+”,内啮合为“-“号;i=62/22=2.82。 m-齿宽系数, m=B/m=610,B为齿宽,m为模数，本设计中m取8； ks-寿命系数；ks=ktknkNkq。 kt-工作期限系数；kt。 T-齿轮机床工作期限（Ts）内的总的工作时间（h）；查表17取Ts=17500h，近似的认为T=Ts/p，（p为该变速组的传动副数），则T=17500/2=8750h。 n1-齿轮的最低转速：n1=355r/min c0-基准循环次数，查表16可得：按接触疲劳强度计算，取c0=107；按弯曲疲劳强度计算，取c0=2×106； m-疲劳曲线指数，查表16可得：按接触疲劳强度计算，取m=3；按弯曲疲劳强度计算，取m=6； kn-转速变化系数，查表19可得，取knj=0.85，knw=0.93 kq-材料强化系数，查表20可得，取kqj=0.6，kqw=0.75 kN-功率利用系数，查表18可得，取kNj=0.58，kNw=0.78 kc-工作状况系数，主运动中等冲击，取kc=1.4 kd-动载荷系数，查表23可得，取7级精度，kd=1.2 kb-齿向载荷分布系数，查表24可得，取kb=1.04 Y-齿形系数，查表25可得，取Y=0.408 j、w从表26查得，取j=600Mpa、w=220Mpa 将上述已知条件代入：ktj=2.65；ktw=2.12。 ksj= ktknkNkq=0.78ksmax=0.6，则取ksj=0.6。 ksw= ktknkNkq=1.15ksmax=0.8，则取ksw=0.8。将上述已知条件代入：mj=163383.82mm mw=2672.77mmc传动组：同理，将上述查表得出已知条件代入：mj=163384.32mm mw=2673.27mm4.3 传动轴的验算 由于机床变速箱中各轴的应力都比较小，验算时，通常用复合应力公式进行计算： （Mpa） 式中：Rb-复合应力（Mpa），Rb为许用应力（Mpa），由表29选取。 查表29可得：轴Rb=85Mpa ；轴Rb=85Mpa ；轴 Rb=80Mpa ；轴Rb=75Mpa 。 W-轴的危险断面的抗弯断面模数（mm3）：实心圆轴：w=d3/32（mm3）；空心圆轴w=d3/321（d0/D）4 （mm3） d-实心轴的直径：轴d=30mmm；轴d=32mm；轴d=42mm D-空心轴的外径；轴：D=90mm；d0-空心轴的内径：轴：d0=40mm。则有：轴：w=d3/32=2650.72 mm3 轴：w=d3/32=3528.11 mm3 轴：w=d3/32= 7273.57 mm3 轴：w=d3/321（d0/D）4=49095.83 mm3 M-在危险断面上的最大弯矩Nmm： Nmm。 T-在危险断面上的最大扭矩Nmm： Nmm。 N-该轴传递的最大功率（kw）；nj-该轴的计算转速（r/min）。 轴：T=955×104×4.51/710=6.066×104Nmm轴：T=12.02×104 Nmm 轴：T=33.77×104Nmm 轴：T=955×104×4.38/90=46.48×104 Nmm。重点对主轴进行验算：经画图计算可得：M=3.13×106Nmm；代入式中有： =64.375Mpa，所以主轴合格。4.4传动组件的验算 根据前轴径应为75110mm。初步选定d1=90mm。后轴径d2=（0.70.9）d1，取d2=72mm。根据设计方案，选前轴承为NN3020K型，后轴承为NN3016K型。根据结构，定悬伸长度a=120mm。 求轴承刚度 主轴最大输出转矩T=9550×5.5/90=583.61Nm。床身上最大加工直径为400mm，故半径为0.4mm。切削力（沿y轴） Fc=583.61/0.4=1459.03N；背向力（沿x轴）Fp=0.5Fc=729.51N故总的作用力 ： F=1631.24 N此力作用于顶在顶尖的工件上，主轴和尾架各承受一半，故主轴端受力为F/2815.62 N在估算时，先假设初值l/a=3，l=3×120=360mm。前后支承的支反力RA和RB ： 1087.49 N ； 271.87 N 。根据前面所讲可求出前、后轴承的刚度：KA=2116N/m；KB=1488N/m。求最佳跨距 KA/ KB=2116/1488=1.42初步计算时，可假定主轴的当量外径de为前后轴承的平均值，de=（90+72）/2=81mm故惯性矩为：I=0.05×（0.08140.044）=2.28×10-6m4 查线图l0/a1.6。计算出的l0/a与原假定的不符。但它是收敛于这个值的。所以最佳跨距l0120×1.6=192mm。4.5 滚动轴承的验算 机床传动轴用滚动轴承，主要是因为疲劳破坏而失效，故应进行疲劳寿命验算。其额定寿命Lh的计算公式为： （h） 式中： Lh-额定寿命（h） C-工作期限（h），对一般机床取1000015000小时，取12500h Fn-速度系数，fn=；ni为滚动轴承的计算转速ni=710r/min -寿命指数，对滚动轴承=10/3；则有：fn=0.4 fF-工作情况系数，取Ff=1.2 KN-功率利用系数，查表3-3取：KN=0.58 Kn-速度转化系数，查表3-2取：Kn=0.95 Kl-齿轮轮换工作系数，查表取Kl=0.80 P-当量动载荷：当Fa/Fre时， P=Fr；Fa/Fre时，P=0.4Fr+YFa。对传动轴1上的轴承进行验算：选小齿数传动 Ft=2T1/d1=2×6.066×104/72=1685 N ；d1=mz=3×24=72mm Fr=Fttan=1685×tan200=613.3 N P =Fr=613.3 N；代入式中有：h所以合格。5.结构设计 轴承、轴的定位在展开图和剖面图中将会看到，这里不再重复。6.设计感想 本次课程设计是金属切削机床课