《金属切削机床》课程设计车床主轴箱的设计【全套图纸】.doc

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1、中北大学课程设计任务书 06/07 学年第 一 学期全套图纸，加153893706学 院： 机械工程与自动化学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 学 生 姓 名： 学 号：03021408S03 课程设计题目： 金属切削机床课程设计 （车床主轴箱设计） 起 迄 日 期： 1 月 4 日 1 月 17 日 课程设计地点： 机械工程与自动化学院 指 导 教 师： 讲师 系 主 任： 下达任务书日期: 2006年1月4日课 程 设 计 任 务 书1设计目的：通过本课程设计的训练，使学生初步掌握机床的运动设计（包括主轴箱、变速箱传动链），动力计算（包括确定电机型号，主轴、传动轴、齿轮的计算转速），以

2、及关键零部件的强度校核，获得工程师必备设计能力的初步训练。同时巩固金属切削机床课程的基本理论和基本知识。1运用所学的理论及实践知识，进行机床设计的初步训练，培养学生的综合设计能力； 2掌握机床设计（主轴箱或变速箱）的方法和步骤；3掌握设计的基本技能，具备查阅和运用标准、手册、图册等有关技术资料的能力；4基本掌握绘图和编写技术文件的能力2设计内容和要求（包括原始数据、技术参数、条件、设计要求等）：1机床的类型、用途及主要参数车床，工作时间：三班制，电动机功率：，主轴最高、最低转速如下：，变速级数：z=12。2工件材料：45号钢 刀具材料：YT153设计部件名称：主轴箱3设计工作任务及工作量的要求

3、包括课程设计计算说明书(论文)、图纸、实物样品等：设计任务1运动设计：根据所给定的转速范围及变速级数，确定公比，绘制结构网、转速图、计算齿轮齿数。2动力计算：选择电动机型号及转速，确定传动件的计算转速、对主要零件（如皮带、齿轮、主轴、轴承等）进行计算（初算和验算）。设计工作量要求：1主轴箱展开图、剖面图各一张；21号传动轴零件图一张；3机床传动系统图一张；4编写课程设计说明书一份。（A415页） 课 程 设 计 任 务 书4主要参考文献：1 陈易新.金属切削机床课程设计指导书.北京:机械工业出版社,1987.72 范云涨.金属切削机床设计简明手册. 北京:机械工业出版社,1994.75设计成果

4、形式及要求：图纸和说明书 6工作计划及进度：2007年1 月 4 日 1 月 5 日 调查阶段 1 月 6 日 1 月14日 设计阶段1月15 日 1 月16日 考核阶段1月17日 最终答辩 答辩或成绩考核系主任审查意见： 签字： 年 月 日 目 录1. 总体设计框架52. 主传动系统的设计52.1拟定结构式52.2结构网或结构式方案选择62.2.1 传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围62.2.2 基本组和扩大组排列62.3转速图72.4确定齿轮齿数72.5确定带轮直径82.6验算主轴转速误差82.7传动系统图93计算传动件参数 确定其结构尺寸93.1确定传动见件计算转速93.2确定主轴

5、支承轴颈尺寸103.3计算传动轴直径103.4计算传动齿轮模数103.5 V带的选择和计算114结构设计124.1带轮设计124.2齿轮块设计124.3轴承的选择124.4主轴主件124.5操纵机构、滑系统设计、封装置设计134.6主轴箱体设计134.7主轴换向与制动结构设计135.传动件验算135.1齿轮的验算135.2传动轴的验算155.3计算挠度、倾角175.4花键键侧压溃应力验算185.5滚动轴承的验算195.6主轴组件验算206.参考文献211.总体设计框架（1）采用的方案 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）主轴换向，制动采用双向片式摩擦离合器和带式制动

6、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）布局采用卧式车床常规的布局形式。（2）主要部件机床主要由主轴箱，皮鞍，刀架，尾架，进给箱，溜扳箱，车身等6个部件组成。2主传动系统的设计21拟定结构式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可以写成多种传动副组合：1）12=3 2）12=43 3）12=3 4）12=2 5）12=2方案中1和2可以省掉一根轴，但传动复杂，所以一般少用。3、4、5方案可根据下面原则比较：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

7、多些，大尺寸的零件就可少些。对以上原则考虑，以取12=3的方案为好。设计的机床的最高转速 最低转速变速范围 Z=12 公比为=1.26主轴转速共12级分别为160 200 250 315 400 500 630 800 1000 1250 1600 2000则最大相对转速损失率:选用1.5kw的电动机 型号为Y100L2-4 转速为1420r/min2.2结构网或结构式方案的选择在12=2中的六种方案，其结构网和结构式见下面的图。选择原则如下：2.2.1 传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围 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1/4。在升速时，为防止产

8、生过大的震动和噪声，常限制最大传动比。因此主传动链任一传动组的最大变速范围一般为。方案a、b、c、d是可行的。方案d、f是不可行的。2.2.2 基本组和扩大组的排列顺序 a： 12=3 b: 12=3 c: 12=3d： 12=3 e: 12=3 f: 12=3在四种方案 a、b、c、d中选择最佳的方案。原则是中间传动轴变速范围最小的方案 。因为如果各方案同号传动轴的最高转速相同，则变速 范围小的，最低转速较高，转矩较小，传动件的尺寸也就可以小些。比较图中的方案 a b c e，方案 a的中间轴变速范围最小，故方案 a最佳。尽量使扩大顺序和传动顺序一致。图1-12级结构网的6种方案2.3转速图

9、2.4确定齿轮齿数图2-转速图表1-各传动组齿轮齿数变速组第一变速组第二变速组第三变速组齿数和728490齿轮齿数36 36 32 40 28 4428 56 42 4226 66 57 352.5确定带轮直径确定计算功率 K-工作情况系数 工作时间为三班制 查表的k=1.2N-主动带轮传动的功率计算功率为根据计算功率和小带轮的转速选用三角带型号为A 型。查表的小带轮直径推荐植为100取为120mm 大带轮直径 2.6验算主轴转速误差主轴各级实际转速值的计算公式为:式中：、分别为第一、第二、第三变速组齿轮传动比. 转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示:表2-转速误差表主轴转速标

10、准转速r/min2000160012501000800630500400315250200160实际转速r/min2038163181278.51019.797.3639.2493.2394314.1246.3197.4157.0转速误差%192.02.3190.31.41.41.30.31.21.31.8转速误差用实际转速和标准转速相对误差应2.6%满足要求。2.7传动系统图 3-传动系统图3计算传动件参数确定其结构尺寸31确定传动件计算转速表3-传动件计算转速传动件轴齿轮 IIIIIIIV计算转速71035512590710710710500710355710710355125125250

11、355903.2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1.5kw，选取前支承轴颈直径：。后支承轴颈直径： 取： 33估算传动轴直径表4-估算传动轴直径计算公式轴号计算转速电机至该轴传动效率输入功率允许扭转角传动轴长度mm估计轴的直径Mm 花键轴尺寸I12500.982.941.540020II8000.98*0.9952.871.540022.3III4000.9*0.995*0.992.771.550026.33.4计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：按齿轮弯曲疲劳强度：表5-估算齿轮摸数传动组小齿轮齿数比齿宽系数传递功率P载荷系数

12、K系数系数许用接触应力许用齿根应力计算转速系数模数模数选取模数m第一变速组281.672.941611110051812504.361.351.242第二变速组281.992.87161111005188004.471.371.312第三变速组262.572.77161111005184004.71.941.8723.5 V带的选择和计算设计功率 （kw） 即：皮带选择的型号为A型两带轮的中心距。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，中心距过大，在带速较高时易引起震动。计算带的基准长度：按上式计算所得的值查表选取计算长度L及作为标记的三角带的内圆长度标准的计算长

13、度为实际中心距 A=A=mm为了张紧和装拆胶带的需要，中心距的最小调整范围为：A，002L=20.5是为了张紧调节量为,( h+0.01L)是为装拆调节量,h为胶带厚度.定小带轮包角求得合格带速 对于A型带 ,所以合格.带的挠曲次数: 合格带的根数 其中：单根三角带能传递的功率小带轮的包角系数 取3根三角带。4结构设计41带轮设计根据V带计算，选用3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。42齿轮块设计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

14、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。43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轴均采用了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。44主轴组件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3182000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

15、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。45操纵机构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。滑系统设计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。封装置设计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，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。46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。

16、主轴箱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。47主轴换向与制动结构设计主轴换向比较频繁，采用了结构简单的双向片式摩擦离合器。其工作原理是，移动滑套，钢球沿斜面向中心移动并使滑块、螺母左移，压紧摩擦片，实现离合器啮合。摩擦片间间隙可通过放松销，螺母来进行调整。制动器采用了带式制动器，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齿轮的验算验算变速箱中齿轮强度时，应选择相同模数承受载荷最大齿数最

17、小的齿轮进行接触和弯曲疲劳强度计算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触疲劳强度，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲疲劳强度。对硬齿面软齿心渗碳淬火的齿轮要验算齿根弯曲压力。 弯曲应力的验算公式： 第一传动组第二传动组第三传动组齿轮传递功率N2.942.872.77齿轮计算转速1250800400齿轮的模数m222齿宽B141624小齿轮数Z282826大齿轮与小齿轮齿数比u1.61.92.5寿命系数111速度转化系数(接触载荷)弯曲载荷0.740.780.980.90.920.88功率利用系数（接触载荷）弯曲载荷0.580.580.580.780.780.78材料利用系数（接触载荷）弯曲载荷0.760

18、.730.730.770.750.75工作情况系数1.51.51.5动载荷系数111齿向载荷分布系数1.051.051.05齿形系数Y0.4380.4400.430其中：寿命系数 工作期限系数 T-齿轮在机床工作期限（的总工作时间h ，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为，P为该变速组的传动副数。 稳定工作用量载荷下的极限值=1。高速传动件可能存在情况，此时取，大载低速传动件可能存在时取计算值。52传动轴的刚度验算以轴为例，验算轴的弯曲刚度、花键的挤压应力： 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

19、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。表8 齿轮的受力计算传递功率Pkw转速nr/min传动转矩TNmm齿轮压力角齿面摩擦角齿轮35齿轮40切向力Ft1N合力F1NF1在X轴投影Fz1NF1在Z轴投影Fz1N分度圆直径d1mm切向力Ft2N合力F2NF1在X轴投影Fz2NF1在Z轴投影Fz2N分度圆直径d2mm2.8780034261206778.6866.34117.6858.3288815.7907.6756756845.3计算挠度、倾角从表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

20、平面挠度、倾角，然后进行合成。根据计算结果如下: m=69 e=201 c=102.5 f=167.5 l=270 E=2.1105MPa n=l-x=151.25 轴挠度、倾角分析如右图（1）xoy平面内挠度 （2）zoy平面内挠度 （3）挠度合成 查表得其许用应力为0.0003270=0.081，即0.00480.081，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 b. zoy平面力作用下的倾角 c. 倾角合成 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 a. xoy平面力作用下的倾角 b. zoy平面力作用下的倾角 c. 倾角

21、合成 查表得其许用倾角值为0.0006，则右支承倾角合格。54花键键侧压溃应力验算花键键侧工作表面的挤压应力为： 式中：55滚动轴承的验算进行疲劳寿命验算：滚动轴承的疲劳寿命验算：轴承寿命经过计算F=418.5N 合格。5.6主轴组件验算前轴承轴径，后轴承轴径。求轴承刚度 主轴最大输出转矩： 根据主电动机功率为3。则床身上最大回转直径D=320mm刀架上最大回转直径主轴通孔直径d,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0.096m。切削力（沿y轴）背向力（沿x轴） 故总的作用力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=529.6N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=3前后支承的支反力轴承的刚度：iz=52, La=9, Fr=C/10=9.42KN初步计算时，可假定主轴的当量外径为前后轴承的轴径的平均值。 故惯性矩为：I=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 最佳跨距6.参考文献 1.戴曙主编.金属切削机床.北京：机械工业出版社，1993.5 2.陈易新.金属切削机床课程设计指导书.北京:机械工业出版社,1987.73.范云涨.金属切削机床设计简明手册. 北京:机械工业出版社,1994.7