《金属切削机床》课程设计车床主轴箱设计【全套图纸】 .pdf

中北大学课程设计说明书 1 目录 1. 机床参数确定-2 运动参数 动力参数-2 2. 运动设计-2 2.1 传动组、传动副地确定-2 2.2 结构式、结构网的选择-3 2.3 拟定转速图-4 2.4 齿轮齿数确定-5 2.5 轴、齿轮的计算转速-5 2.6传动系统图-6 3.传动零件的初步计算-6 3.1 传动轴直径初定-6 3.2 主轴轴颈直径的确定-7 3.3 齿轮模数的初步计算-8 4.主要零件的验算-9 4.1 三角胶带传动的计算和选定-9 4.2圆柱齿轮的强度计算-10 4.3传动轴的验算-12 强度验算、弯曲刚度验算-12 4.4主轴组件的验算-13 4.5 滚动轴承的验算-14 5 结构设计-14 轴承、轴的定位-14 6.设计感想-14 参考文献-15 中北大学课程设计说明书 2 1、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=44.44 1.1.2 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，加全套图纸，加 153893706 1.2 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/mi n） 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） 1440 5.5 8.8 85.5 0.82 7.0 2.2 2.2 1500 4 电动机的参数 中北大学课程设计说明书 3 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=34 2） 12=43 3） 12=322 4） 12=232 5） 12=223 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=322 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=312326 2） 12=322126 3） 12=322621 4） 12=312623 5） 12=342122 6） 12=34 2221 中北大学课程设计说明书 4 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 22 (1)6 (2 1) 1.418 xp c r = 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= 4 1 ,ic2= 2 2 11 = 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 1 3 11 , 2.8 a i = 2 1 1 b i= 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。 中北大学课程设计说明书 5 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 齿轮齿数 500 1：1 1：2.8 1：2 1：1.41 (r/min) (r/min) 1：4 2：1 1：1 cba 180 125 90 31.5 45 63 355 250 710 1000 1400 电动机 1440 转速图 图1 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。 传动组 a b c 齿数和 72 84 90 齿轮 z1 z2 z3 z4 z5 z6 z7 z8 z9 z10 z11 z12 z13 z14 齿数 36 24 30 36 48 42 42 22 42 62 60 18 30 72 中北大学课程设计说明书 6 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 36 36 140 280 nmax=1400r/min nmin=31.5r/min =1.41 1440 r/min 图 2 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 中北大学课程设计说明书 7 根据传动轴传递功率的大小,用简化的扭转刚度公式计算: 491 j n n d =（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=5.585.5%0.960.99 2=4.42kw。 d 3=48.42 75 . 0 125 42 . 4 91 4 = 。取 d3=42。 则轴,n=nd=5.585.5%0.960.99=4.47kw 。 d2= 4 75 . 0 355 47 . 4 91 =32.81。 取 d2=32。 则轴,n=nd=5.585.5%0.96=4.51kw 。 d1= 4 75 . 0 710 51 . 4 91 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=5.585.5%0.960.99 3=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： = = = 101 . 0 )85 . 0 07( 152 . 0 max 12 max1 dd dd dd ， 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=900.8=72mm。dmax=5（9015）mm，取 dmax =400mm，这时 d=0.1400 10=（3050）mm，取 d=40mm。 中北大学课程设计说明书 8 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 )( ) 1( 3 22 1 mm niz ni jjm d 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 ： 73. 2 7106002248 5 . 5) 12( 16338 3 22 = ja m 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 ： 65. 3 35560082. 2228 5 . 5) 182. 2( 16338 3 22 = jb m 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 ： )(17. 4 3556004188 5 . 5) 14( 16338 3 22 1 mmm j = )(33. 3 2506002308 5 . 5) 12( 16338 3 22 2 mmm j = 选两者中较大者作为传动组 c 的齿轮模数，即 mjc=4.17mm。 中北大学课程设计说明书 9 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=1.15.5kw=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= 2 1 n n 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 n1/601000m/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) 2/4a 0=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=180 0-(d d1-dd2)/a57.5 0=166.201200 主动轮上的包角合适。 计算普通 v 带的根数 z z=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： 7 . 2 98 . 0 30 . 2 05 . 6 =z 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。 中北大学课程设计说明书 10 查表得 l=1833mm。将上述条件代入式中有： u=1000mv/l=1000210.56/1833=11.5240（s -1） 求作用在支承轴上的径向力 q q=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=21653sin（166.2 0/2）=982.83n q2=22503sin（166.2 0/2）=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 )( ) 1( 3 22 1 mm niz nkkkki jjm sbcd ； 按弯曲疲劳强度计算齿轮模数 mw： mw=267 )( 3 1 mm nyz nkkkk jwm sbcd 。 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 =5.585.5% 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 0 1 60 m c nt =。 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=10 7；按弯曲疲劳强度 计算，取 c0=210 6； 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； 中北大学课程设计说明书 11 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 0 1 60 m c nt =2.92；ktw 0 1 60 m c nt =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=16338 )( ) 1( 3 22 1 mm niz nkkkki jjm sbcd 2.97mm mw=267 )( 3 1 mm nyz nkkkk jwm sbcd 2.21mm b 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 =5.585.5%0.960.99=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 , i 1, 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 0 1 60 m c nt =。 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 中北大学课程设计说明书 12 c0-基准循环次数，查表 16 可得：按接触疲劳强度计算，取 c0=10 7；按弯曲疲劳强 度计算，取 c0=210 6； 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 0 1 60 m c nt =2.65；ktw 0 1 60 m c nt =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=16338 )( ) 1( 3 22 1 mm niz nkkkki jjm sbcd 3.82mm mw=267 )( 3 1 mm nyz nkkkk jwm sbcd 2.77mm c 传动组：同理，将上述查表得出已知条件代入： mj=16338 )( ) 1( 3 22 1 mm niz nkkkki jjm sbcd 4.32mm mw=267 )( 3 1 mm nyz nkkkk jwm sbcd 3.27mm 4.3 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： 22 0.5 bb mt rr w + = （mpa） 式中：rb-复合应力（mpa） ，rb为许用应力（mpa） ，由表 29 选取。 中北大学课程设计说明书 13 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（mm 3） ： 实心圆轴：w=d 3/32（mm3） ；空心圆轴 w=d3/321（d 0/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=d 3/32=2650.72 mm3 轴：w=d3/32=3528.11 mm3 轴：w=d3/32= 7273.57 mm 3 轴：w=d3/321（d 0/d） 4=49095.83 mm3 m-在危险断面上的最大弯矩nmm： 22 xy mmm=+ nmm。 t-在危险断面上的最大扭矩nmm： 4 955 10 j n t n = nmm。 n-该轴传递的最大功率（kw） ；nj-该轴的计算转速（r/min） 。 轴：t=95510 44.51/710=6.066104nmm 轴：t=12.0210 4 nmm 轴：t=33.77104nmm 轴：t=95510 44.38/90=46.48104 nmm。 重点对主轴进行验算：经画图计算可得：m=3.1310 6nmm；代入式中有： 22 0.5 b mt r w + =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=95505.5/90=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= 22 cp ff+=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=3120=360mm。前后支承的支反力 ra 和 rb ： 2 a f la r l + =1087.49 n ； 2 b f a r l =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。 中北大学课程设计说明书 14 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（0.081 40.044）=2.2810-6m4 116 336 2.1 102.28 10 0.13 2116 0.1210 a ei k a = 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 l0 1201.6=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： 500() n h fnnl cf lt f k k k p = （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= 100 3 i n ；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= 10 3 100 3 710 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=26.066104/72=1685 n ； d1=mz=324=72mm fr=fttan=1685tan20 0=613.3 n p =fr=613.3 n；代入式中有： 7 500()5.43 1012500 n h fnnl cf lt f k k k p =fh 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程设计 ，通过本课程设计的过程，让我深刻体会到 中北大学课程设计说明书 15 了自己所学知识的缺陷， 也深刻认识到了自己对所学过的课程的掌握和熟记还有一定的差距。 这次课程设计虽然时间比较紧张，但通过两周的努力，回过头来再看的时候收获还是挺大的。 他给我们指导出了许多我们课本中所没有注意到的东西，锻炼了我们的能力，并进一步发现 和认识到了自己的不足。课程设计必须查阅很多的资料，才能很好的完成，因此通过本次的 设计，让我们也体会到了查阅资料的重要性，同时也培养了我们勤于查阅的习惯，使我们不 再盲目设计，为我们后续的学习和以后的工作打下了一定的基础。 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, 1987.7 3.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 4.任殿阁、张佩勤主编. 机床设计指导. 辽宁：科学技术出版社， 1991 5.吴宗泽、罗圣国主编.机械设计课程设计手册.高等教育出版社 ，1992 中北大学