《金屬切削機床》課程設(shè)計車床主軸箱的設(shè)計【全套圖紙】

中北大學(xué)課程設(shè)計說明書中北大學(xué)課程設(shè)計任務(wù)書 06/07 學(xué)年第 一 學(xué)期全套圖紙，加153893706學(xué) 院： 機械工程與自動化學(xué)院 專 業(yè)： 機械設(shè)計制造及其自動化 學(xué) 生 姓 名： 學(xué) 號：03021408S03 課程設(shè)計題目： 金屬切削機床課程設(shè)計 （車床主軸箱設(shè)計） 起 迄 日 期： 1 月 4 日 1 月 17 日 課程設(shè)計地點： 機械工程與自動化學(xué)院 指 導(dǎo) 教 師： 講師 系 主 任： 下達任務(wù)書日期: 2006年1月4日課 程 設(shè) 計 任 務(wù) 書1設(shè)計目的：通過本課程設(shè)計的訓(xùn)練，使學(xué)生初步掌握機床的運動設(shè)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(guān)鍵零部件的強度校核，獲得工程師必備設(shè)計能力的初步訓(xùn)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(xué)的理論及實踐知識，進行機床設(shè)計的初步訓(xùn)練，培養(yǎng)學(xué)生的綜合設(shè)計能力； 2掌握機床設(shè)計（主軸箱或變速箱）的方法和步驟；3掌握設(shè)計的基本技能，具備查閱和運用標準、手冊、圖冊等有關(guān)技術(shù)資料的能力；4基本掌握繪圖和編寫技術(shù)文件的能力2設(shè)計內(nèi)容和要求（包括原始數(shù)據(jù)、技術(shù)參數(shù)、條件、設(shè)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：，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 刀具材料：YT153設(shè)計部件名稱：主軸箱3設(shè)計工作任務(wù)及工作量的要求包括課程設(shè)計計算說明書(論文)、圖紙、實物樣品等：設(shè)計任務(wù)1運動設(shè)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(jié)構(gòu)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(shè)計工作量要求：1主軸箱展開圖、剖面圖各一張；21號傳動軸零件圖一張；3機床傳動系統(tǒng)圖一張；4編寫課程設(shè)計說明書一份。（A4>15頁） 課 程 設(shè) 計 任 務(wù) 書4主要參考文獻：1 陳易新.金屬切削機床課程設(shè)計指導(dǎo)書.北京:機械工業(yè)出版社,1987.72 范云漲.金屬切削機床設(shè)計簡明手冊. 北京:機械工業(yè)出版社,1994.75設(shè)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(shè)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(shè)計框架52. 主傳動系統(tǒng)的設(shè)計52.1擬定結(jié)構(gòu)式52.2結(jié)構(gòu)網(wǎng)或結(jié)構(gòu)式方案選擇62.2.1 傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍62.2.2 基本組和擴大組排列62.3轉(zhuǎn)速圖72.4確定齒輪齒數(shù)72.5確定帶輪直徑82.6驗算主軸轉(zhuǎn)速誤差82.7傳動系統(tǒng)圖93計算傳動件參數(shù) 確定其結(jié)構(gòu)尺寸93.1確定傳動見件計算轉(zhuǎn)速93.2確定主軸支承軸頸尺寸103.3計算傳動軸直徑103.4計算傳動齒輪模數(shù)103.5 V帶的選擇和計算114結(jié)構(gòu)設(shè)計124.1帶輪設(shè)計124.2齒輪塊設(shè)計124.3軸承的選擇124.4主軸主件124.5操縱機構(gòu)、滑系統(tǒng)設(shè)計、封裝置設(shè)計134.6主軸箱體設(shè)計134.7主軸換向與制動結(jié)構(gòu)設(shè)計135.傳動件驗算135.1齒輪的驗算135.2傳動軸的驗算155.3計算撓度、傾角175.4花鍵鍵側(cè)壓潰應(yīng)力驗算185.5滾動軸承的驗算195.6主軸組件驗算206.參考文獻211.總體設(shè)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(shè)計21擬定結(jié)構(gòu)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方案中1和2可以省掉一根軸，但傳動復(fù)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(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。對以上原則考慮，以取12=3的方案為好。設(shè)計的機床的最高轉(zhuǎn)速 最低轉(zhuǎn)速變速范圍 Z=12 公比為=1.26主軸轉(zhuǎn)速共12級分別為160 200 250 315 400 500 630 800 1000 1250 1600 2000則最大相對轉(zhuǎn)速損失率:選用1.5kw的電動機 型號為Y100L2-4 轉(zhuǎn)速為1420r/min2.2結(jié)構(gòu)網(wǎng)或結(jié)構(gòu)式方案的選擇在12=2中的六種方案，其結(jié)構(gòu)網(wǎng)和結(jié)構(gòu)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(chǎn)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=3d： 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(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，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(jié)構(gòu)網(wǎng)的6種方案2.3轉(zhuǎn)速圖2.4確定齒輪齒數(shù)圖2-轉(zhuǎn)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728490齒輪齒數(shù)36 36 32 40 28 4428 56 42 4226 66 57 352.5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=1.2N-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(zhuǎn)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(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/min2000160012501000800630500400315250200160實際轉(zhuǎn)速r/min2038163181278.51019.797.3639.2493.2394314.1246.3197.4157.0轉(zhuǎn)速誤差%192.02.3190.31.41.41.30.31.21.31.8轉(zhuǎn)速誤差用實際轉(zhuǎn)速和標準轉(zhuǎn)速相對誤差應(yīng)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(jié)構(gòu)尺寸31確定傳動件計算轉(zhuǎn)速表3-傳動件計算轉(zhuǎn)速傳動件軸齒輪 IIIIIIIV計算轉(zhuǎn)速71035512590710710710500710355710710355125125250355903.2確定主軸支承軸頸尺寸根據(jù)機床課程設(shè)計指導(dǎo)書主軸的驅(qū)動功率為1.5kw，選取前支承軸頸直徑：。后支承軸頸直徑： 取： 33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許扭轉(zhuǎn)角傳動軸長度mm估計軸的直徑Mm 花鍵軸尺寸I12500.982.941.540020II8000.98*0.9952.871.540022.3III4000.9*0.995*0.992.771.550026.33.4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(yīng)力許用齒根應(yīng)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281.672.941611110051812504.361.351.242第二變速組281.992.87161111005188004.471.371.312第三變速組262.572.77161111005184004.71.941.8723.5 V帶的選擇和計算設(shè)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(nèi)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(diào)整范圍為：A，002L=20.5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3根三角帶。4結(jié)構(gòu)設(shè)計41帶輪設(shè)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(jié)構(gòu)。42齒輪塊設(shè)計機床的變速系統(tǒng)采用了滑移齒輪變速機構(gòu)。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(jié)裝配式結(jié)構(gòu)。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(jié)。從工藝的角度考慮，其他固定齒輪也采用花鍵聯(lián)結(jié)。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(jié)。43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。44主軸組件普通精度級的輕型機床，為了簡化結(jié)構(gòu)，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(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(jié)構(gòu)型式。前軸承為C級精度，后軸承為D級精度。45操縱機構(gòu)為了適應(yīng)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(gòu)和單獨操縱機構(gòu)。滑系統(tǒng)設(shè)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(shè)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。46主軸箱體設(shè)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(dǎo)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。47主軸換向與制動結(jié)構(gòu)設(shè)計主軸換向比較頻繁，采用了結(jié)構(gòu)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(diào)整。制動器采用了帶式制動器，并根據(jù)制動器設(shè)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(yīng)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(yīng)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。 彎曲應(yīng)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N2.942.872.77齒輪計算轉(zhuǎn)速1250800400齒輪的模數(shù)m222齒寬B141624小齒輪數(shù)Z282826大齒輪與小齒輪齒數(shù)比u1.61.92.5壽命系數(shù)111速度轉(zhuǎn)化系數(shù)(接觸載荷)彎曲載荷0.740.780.980.90.920.88功率利用系數(shù)（接觸載荷）彎曲載荷0.580.580.580.780.780.78材料利用系數(shù)（接觸載荷）彎曲載荷0.760.730.730.770.750.75工作情況系數(shù)1.51.51.5動載荷系數(shù)111齒向載荷分布系數(shù)1.051.051.05齒形系數(shù)Y0.4380.4400.430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 ，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。52傳動軸的剛度驗算以軸為例，驗算軸的彎曲剛度、花鍵的擠壓應(yīng)力： 圖5軸受力分析圖圖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 齒輪的受力計算傳遞功率Pkw轉(zhuǎn)速nr/min傳動轉(zhuǎn)矩TNmm齒輪壓力角齒面摩擦角齒輪35齒輪40切向力Ft1N合力F1NF1在X軸投影Fz1NF1在Z軸投影Fz1N分度圓直徑d1mm切向力Ft2N合力F2NF1在X軸投影Fz2NF1在Z軸投影Fz2N分度圓直徑d2mm2.8780034261206778.6866.34117.6858.3288815.7907.6756756845.3計算撓度、傾角從表8計算結(jié)果看出，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(jié)果如下: m=69 e=201 c=102.5 f=167.5 l=270 E=2.1105MPa n=l-x=151.25 軸撓度、傾角分析如右圖（1）xoy平面內(nèi)撓度 （2）zoy平面內(nèi)撓度 （3）撓度合成 查表得其許用應(yīng)力為0.0003270=0.081，即0.00480.081，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。54花鍵鍵側(cè)壓潰應(yīng)力驗算花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)力為： 式中：55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(jīng)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(zhuǎn)矩： 根據(jù)主電動機功率為3。則床身上最大回轉(zhuǎn)直徑D=320mm刀架上最大回轉(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(jié)構(gòu)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(dāng)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(shè)計指導(dǎo)書.北京:機械工業(yè)出版社,1987.73.范云漲.金屬切削機床設(shè)計簡明手冊. 北京:機械工業(yè)出版社,1994.7 第 22 頁