《金屬切削機床課程設計車床主軸箱設計【全套圖紙】

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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 全套圖紙，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： 課程設計題目： 《金屬切削機床》課程設計 （車床主軸箱設計） 起

2、 迄 日 期： 1 月 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、齒輪的計算轉速），以及關鍵零部件的強度校核，獲得工程師必備設

3、計能力的初步訓練。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：一班制，電動機功率：N=5.5KW，主軸最高、最低轉速如下： ， 變速級

4、數(shù)：z=12。 2．工件材料：45號鋼 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)所給定的轉速范圍及變速級數(shù)，，確定公比，繪制結構網(wǎng)、轉速圖、計算齒輪齒數(shù)。 2．動力計算：選擇電動機型號及轉速，確定傳動件的計算轉速、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

5、明書一份。（A4>15頁） 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 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 調查階段 1 月 6 日 ~ 1

6、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. 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…………………

7、…………………………………………………………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繪制轉速圖……………………………………………………………………………7 2.4確定齒輪齒數(shù)…………………………………………………………………………7 2.5確定帶輪直徑…………………………………………………………………………8 2.6驗算主軸轉速誤差…………………………………………………

8、…………………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速………………………………………………………………10 3.2確定主軸支承軸頸尺寸………………………………………………………………10 3.3估算傳動軸直徑………………………………………………………………………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．

9、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 4.5操縱機構、滑系統(tǒng)設計、封裝置設計………………………………………………13 4.6主軸箱體設計…………………………………………………………………………13 4.7主軸換向與制動結構設計

10、……………………………………………………………13 5.傳動件驗算…………………………………………………………………………………14 5.1齒輪的驗算……………………………………………………………………………14 5.2傳動軸的驗算…………………………………………………………………………16 5.3花鍵鍵側壓潰應力驗算………………………………………………………………19 5.4滾動軸承的驗算………………………………………………………………………20 5.5主軸組件驗算…………………………………………………………………………20 5.6主軸組件驗算……………………………………………

11、………………………………13 6.參考文獻……………………………………………………………………………………14 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；車削內圓柱面，圓錐面，成形回轉面，環(huán)形槽，端面及內外螺紋，它可以用來鉆孔，擴孔，鉸孔等加工。 機床結構布局： （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

12、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

13、。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，轉速較高從而轉矩較小，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速 最低轉速 變速范圍 Z=12 公比為Φ=1.26 主軸轉速共12級分別為160 200 250 315 400 500 630 800 1000 1250 1600 2000則最大相對轉速損失率: 選用5.

14、5kw的電動機 型號為Y132S-2 轉速為2900r/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。可能的六種方案，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

15、 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速相同，則變速 范圍小的，最低轉速較高，轉矩較小，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 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繪制轉速圖 圖2-轉速圖 2.4確定齒輪齒數(shù)

16、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 32 40 28 44 28 56 42 42 26 66 57 35 2.5確定帶輪直徑 確定計算功率 K-工作情況系數(shù) 工作時間為一班制 查表的k=1 N-主動帶輪傳動的功率 計算功率為N=1.05.5KW 根據(jù)計算功率和小帶輪的轉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驗算主軸轉速誤差 主軸各級實際轉速

17、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. 轉速誤差用主軸實際轉速與標準轉速相對誤差的絕對值表示: 表2-轉速誤差表 主軸轉速 標準轉速r/min 2000 1600 1250 1000 800 630 500 400 315 250 200 160 實際轉速r/min 2038 1631．8 1278.5 1019. 797.3 639.2 493.2 394 314.1 246.3 197.4 157.0 轉速誤差% 1．9 2.0 2.3

18、 1．9 0.3 1.4 1.4 1.3 0.3 1.2 1.3 1.8 轉速誤差用實際轉速和標準轉速相對誤差應2.6% 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速 表3-傳動件計算轉速 傳 動 件 軸 齒輪 I II III IV 計算轉速 1250 800 400 315 1250 1250 1250 500 1000 800

19、 1250 1250 800 400 400 630 800 315 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 計算轉速 電機至該軸 傳動效率 輸入功率 允許扭轉 角 傳動軸長度 mm 估計軸的直徑 Mm 花鍵軸尺寸 I 1250 0.98 2.94 1.5 400 20 II 800 0.

20、98*0.995 2.87 1.5 400 22.3 III 400 0.9*0.995*0.99 2.77 1.5 500 26.3 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

21、速 系 數(shù) 模 數(shù) 模 數(shù) 選 取 模 數(shù) m 第一變速組 28 1.6 7 2.94 1 61 1 1100 518 1250 4.36 1.35 1.24 2 第二變速組 28 1.9 9 2.87 1 61 1 1100 518 800 4.47 1.37 1.31 2 第三變速組 26 2.5 7 2.77 1 61

22、 1 1100 518 400 4.7 1.94 1.87 2 3.5普通V帶的選擇和計算 設計功率 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，中心距的最小調整范圍為：A，0．02L=20.5是為了張緊調節(jié)量為,( h+0.01

23、L)是為裝拆調節(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4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。 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

24、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

25、精度，主軸前后軸承均用壓塊式防松螺母調整軸承的間隙。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)，主軸的轉速經(jīng)常需要調整。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。 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。 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。 4．6主軸箱體設計 箱

26、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。 4．7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。摩擦片間間隙可通過放松銷，螺母來進行調整。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

27、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： 第一傳動組 第二傳動組 第三傳動組 齒輪傳遞功率N 2.94 2.87 2.77 齒輪計算轉速 1250 800 400 齒輪的模數(shù)m 2 2 2 齒寬B

28、14 16 24 小齒輪數(shù)Z 28 28 26 大齒輪與小齒輪齒數(shù)比u 1.6 1.9 2.5 壽命系數(shù) 1 1 1 速度轉化系數(shù)(接觸載荷) 彎曲載荷 0.74 0.78 0.98 0.9 0.92 0.88 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 材料利用系數(shù)（接觸載荷） 彎曲載荷 0.76 0.73 0.73 0.77 0.75 0.75 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

29、 1.05 齒形系數(shù)Y 0.438 0.440 0.430 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。 5．2傳動軸的剛度驗算 對于一般傳動軸要進行剛度的驗算，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壓潰應力計算。 以Ⅱ軸為例，驗算軸的彎曲剛度、花鍵的擠壓應力

30、 圖5軸Ⅱ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P kw 轉 速 n r/min 傳動 轉矩 T Nmm 齒輪壓力角 α 齒面摩擦角 γ 齒輪35 齒輪40 切向力 Ft1 N 合力 F1 N F1 在 X 軸投影Fz1 N F1 在 Z

31、軸投影Fz1 N 分度圓直徑d1 mm 切向力 Ft2 N 合力 F2 N F1 在 X 軸投影Fz2 N F1 在 Z 軸投影Fz2 N 分度圓直徑d2 mm 2.87 800 34261 20 6 778.6 866.34 117.6 858.32 88 815.7 907.6 756 756 84 5.3計算撓度、傾角 從表8計算結果看出，Ⅱ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)《機械制造工藝、金屬切削機床設計指導》（李洪主編）書中的

32、表2.4-14,表2.4-15計算結果如下: m=69 e=201 c=102.5 f=167.5 l=270 E=2.1105MPa n=l-x=151.25 圖7軸Ⅱ撓度、傾角分析圖 （1）xoy平面內撓度 （2）zoy平面內撓度 （3）撓度合成 查表得其許用應力為0.0003270=0.081，即0.0048〈0.081，則撓度合格。 （4）左支承傾角計算和分析 a. xoy平面力作用下的傾角

33、 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。 5．4花鍵鍵側壓潰應力驗算 花鍵鍵側工作表面的擠壓應力為：

34、 式中： 經(jīng)過驗算合格。 5．5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： 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 主軸最大輸出轉矩： 根據(jù)主電動機功率為3。則床身上最大回轉直徑D=320mm刀架上最大回轉直徑主軸通孔直徑d,最大工件長度1000mm。床身上最大加工直徑為最大回轉直徑的60%也就是192mm故半徑為0.096m。 切削力（沿y

35、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)結構選懸伸長度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計指導書.北京:機械工業(yè)出版社,1987.7 3.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 第 22 頁