《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 - 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=12.5rpm，最高转速 nmax=2120rpm，变速级数 z=12，则公比： = （nmax/nmin） 1/（z1） =（2120rpm/12.5rpm） 1/（121） 1.59 故取 =1.58 转速调整范围： rn=nmax/nmin=169.6 1.1.2 求出转速系列 根据最低转速 nmin=12.5rpm，最高转速 nmax=2120rpm，公比 =1.59，按机床课程 设计指导书 （陈易新编）表 5 选出标准转速数列： 2120 1250 800 500 315 200 125 80 50 31.5 20 12.5 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=7.5kw，根据金属切削机床简明手册 （范云涨 陈兆年编） 选择主电动机为 y132m-4，其主要技术数据见下表 1： 表 1 y112m-4 技术参数 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） 1440 7.5 15.4 87 0.85 7.0 2.2 2.2 1500 4 中北大学课程设计说明书 - 2 - 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。 根据传动副数目分配应“前多后少”的原则，方案 3）是可取的。但是，由于主轴 转停采用片式摩擦离合器结构，致使轴尺寸增大，此方案也不宜采用，而应选用方 案 4） 。 2.2 确定变速组的扩大顺序 12=232 的传动副组合，其传动组的顺序又可有以下六种形式： 1） 12=213226 2） 12=213422 3） 12=233126 4） 12=263123 5） 12=223421 6） 12=263221 根据级比指数分配要“前密后疏”的原则，应选用第一种方案。然而，对于我们 所设计的结构会出现以下问题： ） 图 1 方案比较 若第一变速组采用降速传动（图 1a） ，由于摩擦离合器径向尺寸限制， 使得轴上的齿轮直径不能太小，依次传动，这样会使得整个传动系统结构尺 寸增大。所以这种传动不宜采用。 若第一变速组采用升速传动（图 1b） ，则轴至主轴间的降速传动职能由 后两个变速组承担，降速传动比回较大，不宜采用。 如果采用方案 3）即可解决上述问题（见图 1c） ，其结构网见图 2。 中北大学课程设计说明书 - 3 - 图 2 结构网 2.3 绘制转速图 2.3.1 验算传动组变速范围 第二扩大组的变速范围是 22 (1)6 (2 1) 2 1.5815.6 xp r = 符合设计原则要求。 2.3.2 分配降速比分配降速比 m in 10.382.38223 12.5 11.52 1440 11111 e n u n = =ggg 总 2.3.3 绘制转速图 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 3） 。 中北大学课程设计说明书 - 4 - 图 3 转速图 2.4 确定齿轮齿数 利用查表法由机床课程设计指导书 （陈易新编）表 9，求出各传动组齿轮齿数 （表 2） ： 表 2 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 88 99 120 齿轮 z1 z2 z3 z4 z5 z6 z7 z8 z9 z10 z11 z12 z13 z14 齿数 25 63 54 34 20 79 28 71 38 61 24 96 96 24 2.5 确定带轮直径 由机床课程设计指导书 （陈易新编）表 11，查取小带轮基准直径： dd1=140mm 大带轮直径由公式 21dd ddi= 求得： 中北大学课程设计说明书 - 5 - 2.38 2 1 140(1) 140 1.58408 d dmm u = = 与带轮基准直径系列相比较，取 dd2=408mm。 2.6 验算主轴转速误差 主轴各级实际转速值用下式计算： 1 2 d eabc d d nnuuu d = 实 式中 a u ， b u ， c u 分别为第一、二、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： 10 nn n n = 标 准实 际 标 准 （-1） % 表 3 转速误差表 经检验（如上表 3） ，转速误差满足要求。 2.7 绘制传动系统图 主轴转速 n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9 n10 n11 n12 标准转速 r/min 12.5 20 31.5 50 80 125 200 315 500 800 1250 1250 实际转速 r/min 12.48 19.7 31.2 49.2 77.8 122.9 194.2 306.8 484.8 766.0 1210.2 1912.2 转 速 误 差 % 0.16 1.5 0.95 1.6 2.75 1.68 2.9 2.6 3.04 1 4.3 4.39 中北大学课程设计说明书 - 6 - 图 4 传动系统图 3. 传动零件的初步计算 3.1 确定传动件的计算转速 3.1.1 分析轴的计算转速 主轴 根据金属切削机床表 8-2，中型机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，此即为 n=200r/min。 各传动轴 轴可以从主轴为 200r/min 向上查出，好象是 400r/min，但其实轴 通过 250r/min 便可以传递全功率，所以轴的计算转速为 250r/min；同样，轴的计 算转速为 400r/min，轴的计算转速为 630r/min。 3.1.2 用表列出各传动件的计算转速 中北大学课程设计说明书 - 7 - 表 4 传动件计算转速 传 动 件 轴 齿 轮 z1 z2 z3 z4 z5 z6 z7 z8 z9 z10 z11 z12 z13 z14 计 算 转 速 500 200 50 50 500 200 500 800 200 50 200 80 200 125 200 50 50 200 3.2 确定主轴支承轴颈尺寸 参照机床课程设计指导书 （陈易新编）表 3 选取前支承轴颈直径： d1=90mm 后支承轴颈直径： d2=（0.70.85）d1=6377mm 选取 d2=70mm 3.3 估算传动轴直径 参照机床课程设计指导书 （陈易新编）计算得： 表 5 传动轴直径的估算 计算公式 轴 号 计算 转速 nc r/min 电机至该轴 传动效率 输入 功率 p kw 允许 扭转 角 deg/m 传动 轴的 直径 mm 传 动 轴的 长度 mm 花键轴尺寸 nddb 491 c p d n = g 500 0.96 7.2 1.0 39.6 400 842488 200 0.960.995 7.16 1.0 49.8 400 8526010 50 0.960.9950.99 7.1 1.0 70.2 500 10728212 3.4 估算传动齿轮模数 参照机械设计(濮良贵 纪名刚主编)中齿轮传动设计及机械制造工艺、金属 切削机床设计指导 （李洪主编）表 2.4-17 计算各传动组最小齿轮的模数： 中北大学课程设计说明书 - 8 - 表 6 齿轮模数的估算 估算公式 传 动 组 小 齿 轮 齿 数 比 u 1 齿 宽 系 数 m 传 递 功 率 p 载 荷 系 数 k 许 用 接 触 应 力 hp 许 用 齿 根 应 力 fp 计 算 转 速 nc 系 数 yfs 模 数 mh 模 数 mf 选 择 模 数 m 按齿面接触疲劳强度 3 22 1 ) 1( 16300 uzn ukp m hpcm h = 按齿轮弯曲疲劳强度 3 1 267 fpcm fs f zn kpy m = 第 一 变 速 组 z1 25 2.5 7 7.2 1 1100 518 500 4.52 2.5 2.39 3 第 二 变 速 组 z5 20 4 9 7.16 1 1100 518 200 4.66 3.54 3.24 4 第 三 变 速 组 z14 24 4 9 7.1 1 1100 518 200 4.7 3.7 3.2 4 3.5 离合器的选择与计算 根据车床工作特点，选择片式摩擦离合器。通过查机械制造工艺、金属切削机 床设计指导 （李洪主编）表 2.4-34、表 2.4-35、表 2.4-36、表 2.4-37 和计算得： 表 7 离合器计算 计算公式 传 递 转 矩 n m 安 全 系 数 k 摩 擦 系 数 f 外 片 内 径 d mm 内 片 外 径 d mm 接 触 宽 度 b mm 基 本 许 用 压强 p0 mpa 次 数 修 正 系 数 km 面 数 修 正 系 数 kx 速 度 修 正 系 数 kv 许 用 压 强 p0 mpa 片数 pbfd tk z pkkkp dd b dd d zmr 2 0 0 0 2 ; ; 2 ; 2 = = + = 外 片 内 片 58209.5 1.3 0.08 36 72 18 1.1 1 0.79 1.02 0.886 5 6 中北大学课程设计说明书 - 9 - 轴向压紧力 q=pd0bkv=0.853.1454181.02=2646 3.6 普通 v 带的选择与计算 (1)确定计算功率 nj nj=kn=1.2n=9kw （2）选择型号 根据计算功率和小带轮的转速 n，确定选择 b 型。 （3）确定带轮的直径 d1，d2 d1=140mm，d2=408mm （4）计算胶带速度 v 1 1 10.6/ 6000 dn m s = 故合格。 （5）初定中心距 a0 a0=（0.62） （d1+d2）mm=（328081096）mm 故选 a0=800mm （6）计算胶带的长度 l0 2 21 0012 0 () 2()2483.2 24 dd laddmm a =+= 将上式计算出的 l0 查表选标准计算长度 l，ln l=2533 ln=2500 y=33 l=y+ln （7）计算胶带的弯曲次数 u 1 10001000 2 10.6 8.48 2500 mv s l = 合格 （8）计算实际中心距 a 22 21 8() 808.5 8 aadd a + = 式中 a=2l-（d1+d2）=22500-（140+408）=3278.4 （9）定小带轮的包角 0 0 21 180 180161120 o ooo dd a = 合格 中北大学课程设计说明书 - 10 - （10）确定胶带的根数 z 01 9 3.9 2.42 0.95 j n z n c = 故取 4 （11）求作用在支承轴上的径向力 q 1 0 160 2sin2 200 4128800 22 o qs zn = = 4. 结构设计 4.1 带轮设计 根据 v 带计算，选用 4 根 a 型 v 带。由于轴安装摩擦离合器及传动齿轮，为了 改善它们的工作条件，保证加工精度，采用了金属切削机床中介绍的卸荷带轮结 构。 4.2 主轴转停机构设计 本机床属于普通机床， 实用于机械加工车间。 采用单向片式离合器,其结构图见 金 属切削机床课本。该离合器的工作原理是，移动滑套，钢球沿斜面向中心移动使滑 块、螺母左移，压紧摩擦片，实现离合器啮合。 4.3 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，第一扩大 组的滑移齿轮采用了表 2.5-4c 所示的销钉连接装配式结构。基本组采用了表 2.5-3 所 示的整体式滑移齿轮。第二扩大组，由于传动转距较大，则采用了表 2.5-4a 所示的键 连接装配式齿轮。 从工艺的角度考虑，其它固定齿轮（主轴上的齿轮除外）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单键联结。 -轴传动齿轮精度为 877-8b，-轴间齿轮精度为 766-7b。 4.4 轴承的选择 为了装配方便，轴上传动件（齿轮、摩擦离合器等）的外径均小于箱体左侧支 承孔直径， 并采用 205 型向心球轴承。 为了便于装配和轴承间隙调整， 轴采用了 7206 型圆锥滚子轴承，轴采用 7207 型圆锥滚子轴承。 滚动轴承均采用 e 级精度。 4.5 主轴组件 中北大学课程设计说明书 - 11 - 本机床功率为中型功率，为了简化结构，主轴采用了轴向后端定位的两支承主轴 组件。前支承采用 3182118 型双列圆柱滚子轴承，后支承采用 46214 型角接触球轴承 和 8215 型单向推力球轴承。为了保证主轴回转精度，主轴前后轴承均用防松螺母调整 轴承的间隙。主轴前端采用短圆锥定心结构。 前轴承为 c 级精度，后轴承为 d 级精度。 注：以上轴承型号均采用旧国标，从金属切削机床设计简明手册 （范云涨 陈 兆年 主编）中查出；4.中各表、图均指机械制造工艺、金属切削机床设计指导 （李 洪主编）书中的表、图。 4.6 润滑系统设计 主轴箱内采用飞溅式润滑。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。 卸荷皮带轮轴承采用脂润滑方式。润滑脂型号为：钙质润滑脂。 4.7 密封装置设计 轴轴颈较小，线速度较低，为了保证密封效果，采用皮碗式接触密封。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， 以防止外界杂物进入。 4.8 主轴箱箱体设计 箱体外形采用了各面间直角连接方式，使箱提线条简单、明快。 5. 主要零件的验算 5.1 齿轮的验算 此节参照机床设计指导 （任殿阁 张佩勤 主编）第三章 机床零件验算中的齿 轮验算步骤。此节所查各表均属此书。 5.1.1 验算公式 接触应力的验算公式为： j j s j mpa ubn nkkkku zm =)( ) 1(102081 321 3 弯曲应力的验算公式为： 中北大学课程设计说明书 - 12 - w j s w mpa bynzm nkkkk =)( 10208 2 321 5 5.1.2 列表验算 根据计算转速的大小及齿数多少，只需要验算 z1=25，z514=20 两齿轮即可，列表： 表 9 齿轮验算 齿轮 齿轮 传递 的功 率 n kw 齿轮 的计 算转 速 nj r/min 初算 齿轮 模数 m mm 齿宽 b mm 齿数 z 大齿 轮与 小齿 轮齿 数比 u 寿命 系数 ks 工作 情况 系数 k1 动载 荷系 数 k2 齿向 载荷 分布 系数 k3 标准 齿轮 齿型 系数 y 接 触 应 力 j mpa 弯 曲 应 力 w mpa z1 7.2 500 3 18 25 2.5 1.75 （1.0 ） 1.2 1.4 1 0.425 593.4 292.3 z5 7.16 200 4 21 20 4 1.75 （1.0 ） 1.2 1.2 1 0.395 712.4 403.9 注： u“+”号用于外啮合， “-”号用于内啮合； k1中等冲击的主运动，取 1.21.6； k2查表 3-6； k3查表 3-7； y查表 3-8； j查表 3-9，取 1100mpa； w查表 3-9，取 320mpa； ks公式：ks=ktknknkq，其中 kt=m c tn 0 1 60 用下表计算 ks： （表中（）内为计算弯曲应力时所用系数， （）外为计算接触应力 时所用系数） 表 10 ks 计算 齿轮 疲 劳 曲 线 指 数 m 齿 轮 的 最 低 转 速 n1 r/min 齿 轮 总 工 作 时 间 t h 基 准 循 环 次 数 c0 工 作 期 限 系 数 kt 速 度 转 化 系 数 kn 功 率 利 用 系 数 kn 材 料 强 化 系 数 kq 寿 命 系 数 ks 中北大学课程设计说明书 - 13 - z5 3（6） 400 4000 10 7 （210 6） 2.43 （1.71） 0.74 （0.88） 0.58 （0.78） 0.73 （0.75） 0.76 （0.88） z14 3（6） 250 9000 10 7 (210 6） 2.38 （1.69） 0.93 （0.92） 0.58 （0.78） 0.73 （0.75） 0.94 （0.9） 经验算 z5、z14用 45 钢整淬即可满足要求。 5.2 验算轴的弯曲刚度 5.2.1 受力分析及计算 以轴为例进行分析，轴上的齿轮为滑移齿轮。通常，选择主轴处于计算转速 时（200r/min）齿轮的啮合位置为计算时的位置。根据本车床齿轮排列特点，主轴为 250r/min 时，轴受力变形大于前者，故采用此时的齿轮位置为计算位置。图 5 为齿 轮轴向位置示图。 图 5 轴平面受力分析 图 5 中 f1为齿轮 z4（齿数为 34）上所受的切向力 ft1，径向力 fr1的合力。f2为齿轮 z7（齿数 28）上所受的切向力 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。 中北大学课程设计说明书 - 14 - 图 6 轴空间受力分析 表 11 齿轮的受力计算 zmd f f d t f n p t t t = += = = = cos 2 1055 . 9 6 传 递 功 率 p kw 转 速 n r/min 传 动 转 矩 t nmm 齿 轮 压 力 角 齿 面 摩 擦 角 齿轮 z4 齿轮 z7 切向 力 ft 1 n 合 力 f1 n f1 在 x 轴投 影fx 1 n f1 在 z 轴投 影fz 1 n 分 度 圆 直 径 d1 mm 分 度 圆 直 径 d2 mm 切向 力 ft 2 n 合 力 f2 n f2 在 x 轴投 影fx 2 n f2 在 z 轴投 影fz 2 n 7.16 800 85472.5 20 6 1675.9 1864.6 259.5 1846.5 102 112 1526.3 1698.2 -949.6 -1407.9 5.2.2 计算挠度、倾角 从表 11 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。 中北大学课程设计说明书 - 15 - 根据图 7 所示的轴向位置，分别计算出各平面挠度、倾角，然后进行合成。根据机 械制造工艺、金属切削机床设计指导 （李洪主编）书中的表 2.4-14,表 2.4-15 计算结 果如下: p=68 q=202 r=102.5 s=167.5 l=270 e=2.110 5mpa n=l-x=151.25 15 1 8.1 10 6eil = 44 52 358908 6464 d i = （1）xoy 平面内挠度 222222 12 ()() 6 xxx n yf p lnpf r lnr eil = 15222 222 151.25 8.1 10259.5 68 (270151.2568 ) 949.6 102.5 (270151.25102.5 ) 0.0044 = = （2）zoy 平面内挠度 222222 12 ()() 6 xzz n yf p lnpf r lnr eil = 15222 222 151.25 8.1 101846.5 68 (270151.2568 ) 1407.9 102.5 (270151.25102.5 ) 0.0011 = = （3）挠度合成 22 xx yyy+= 22 0.00440.0011 0.0045 =+ = 中北大学课程设计说明书 - 16 - 查表得其许用应力为 0.03，则挠度合格。 （4）左支承倾角计算和分析 a. xoy 平面力作用下的倾角 12 1 ()() 6 axx f pq lqf rs ls eil =+ 15 5 8.1 10259.5 68 202 (270202) 949.6 102.5 167.5 (270 167.5) 4.41 10 =+ + = b. zoy 平面力作用下的倾角 12 1 ()() 6 azz f pq lqf rs ls eil =+ 15 5 8.1 101846.5 68 202 (270202) 1407.9 102.5 167.5 (270 167.5) 1.13 10 =+ + = c. 倾角合成 22 xaxaa += 5252 5 (4.41 10 )(1.13 10 ) 4.55 10 =+ = 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 12 1 ()() 6 bxx f pq lpf rs lr eil =+ 15 5 8.1 10259.5 68 202 (27068) 949.6 102.5 167.5 (270 102.5) 4.32 10 = + + = b. zoy 平面力作用下的倾角 12 1 ()() 6 bzz f pq lpf rs lr eil =+ 14 5 8.1 101846.5 68 202 (27068) 1407.9 102.5 167.5 (270 102.5) 1.25 10 = + + = c. 倾角合成 中北大学课程设计说明书 - 17 - 22 xbxbb += 5 25 2 5 (4.32 10 )(1.25 10 ) 4.49 10 =+ = 查表得其许用倾角值为 0.0006，则右支承倾角合格。 5.3 验算花键侧挤压力（以轴为例） 5.3.1 计算公式： )( 8 1055 . 9 22 max 6 max jyjy c lnkdd t n p t = = 5.3.2 确定式中参数 最大转矩= max t341890nmm； 花键轴小径 d=52mm； 花键轴大径 d=60mm； 花键数 n=8； 载荷系数 k=0.8； 工作长度 l=70mm； 许用挤压应力 jy =30mpa； 5.3.3 计算 22 8 341890 6.8130 (6052 ) 70 8 0.8 jy = 经过检验计算花键侧挤压应力合格。 5.4 滚动轴承验算 5.4.1 支反力计算 根据表 11 所示的轴受力状态，分别计算出左（a 端） 、右（b 端）两支承端支反 力。 在 xoy 平面内： 21 949.6 167.5259.5 202 394.9 270 xx a f sf q rn l = 中北大学课程设计说明书 - 18 - 21 949.6 102.5259.5 68 295.1 270 xx b f rf p rn l = 在 zoy 平面内： 21 1407.9 167.5 1846.5 202 508.1 270 zz a f sf q rn l = 21 1407.9 102.5 1846.5 68 69.4 270 zz b f rf p rn l = 左、端支反力为： 22 aa xax rrr=+ 22 394.9295.1 492.98 =+ = 22 xbxbb rrr+= 22 508.169.4 512.8 =+ = 两支承轴承受力状态相同，但右端受力大，所以只验算右端轴承。 5.4.2 列表验算 表 12 轴承验算 验算公式 疲劳寿命验算 t pkkkf cf l lnnf n h = 500 （公式一） 静载荷验算 0000 cpkc f = （公式二） 序号 计算内容 计算用表或公式 计算过程 结果 名称 符号 单 位 1 额定动载荷 c n 查轴承表 21200 2 速度系数 fn c n n f 3 100 = 3.3 100