《金属切削机床》课程设计-车床主轴箱设计【全套图纸】 .wps

中北大学课程设计说明书中北大学课程设计说明书 目 录目 录 1. 设计思路- 2 2. 主传动设计- 2 2.1 结构式的拟订- 2 2.2 结构网或结构式的选择- 3 2.3 传动副的极限传动比- 3 2.4 基本组和扩大组的排列顺序 - 3 2.5 转速图的绘制- 4 2.6 确定齿轮齿数- 4 2.7 确定带轮直径- 5 2.8 主轴转速误差的验算- 5 2.9 绘制传动系统图的绘制- 6 3估算传动件参数及确定其结构尺寸- 7 3.1 确定传动见件计算转速- 7 3.2 确定主轴支承轴颈尺寸- 7 3.3 估算传动轴直径- 7 3.4 估算传动齿轮模数- 8 3.5 选择普通 v带及其计算- 8 4.各组件设计- 10 4.1 带轮- 10 4.2 齿轮块- 10 4.3 轴承- 10 4.4 操纵机构- 10 4.5 润滑系统- 10 4.6 密封装置- 10 4.7 主轴箱体- 11 4.8 主轴换向与制动结构- 11 5.传动件的验算- 11 5.1 齿轮- 11 5.2 传动轴- 13 5.3 轴承- 15 6 设计感想- 17 7 参考文献- 17 1 中北大学课程设计说明书中北大学课程设计说明书 1.1.设计思路设计思路 轻型车床是一种结构简单，制造成本低的万能型车床。它的应用极为广泛，在金属切 削机床中所占的比重较大。它主要用与加工各种回转表面，如内外圆柱表面，圆锥表面， 成形回转表面和回转体的端面等，还可以能完成多种加工工序如：环形槽，内外螺纹等。 在此次设计中，机床采用卧式车床常规的布局形式。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。其中，主轴传动系统采用 v 带，齿轮传动； 传动型采用集中传动；主轴换向，制动采用双向片式摩擦离合器和带式制动器；变速系 统采用多联划移齿轮变速；润滑系统采用飞溅油润滑。 全套图纸，加全套图纸，加 153893706153893706 2 2主传动设计主传动设计 2 21 1 结构式的拟订结构式的拟订 确定变速组传动副数目 由设计任务书可知，要实现 12 级主轴变速。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=223 5）12=232 现在对5 中方案进行比较： 1 和 2 的优点是可以省掉一根轴，但缺点是有一个传动组内有四个传动副。如果用一 个四联滑移齿轮的话则会增加轴向尺寸；如果用两个滑移双联齿轮，则操纵机构必须互 梭以防止两个滑移齿轮同时啮合。所以一般少用。 3、 4、 5 方案可根据“前多后少”原则比较，即：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，大尺寸的零件就可少些，就省材料了。从这 2 中北大学课程设计说明书中北大学课程设计说明书 个角度考虑，以取12=322的方案为好。 由 设 计 任 务 书 可 知 ， 设 计 的 机 床 的 最 高 转 速 max 1400nrpm= 最 低 转 速 rpmn5 .31 min 则：变速范围 44.44 min max n n rn z=12 412. 1 5 .31 1400 11 n r 公比为=1.414 主轴的转速机构共 12 级，其中 1min nn= ， maxz nn= ，12 级转速别为：31.5 45 63 90 125 180 250 355 500 710 1000 1400 则最大相对转速损失率: %29%100 41. 1 1414. 1 max a 则：选用7.5kw 的电动机 型号为 jq2-51-54 转速为1440r/min 2.22.2 选择结构网或结构式选择结构网或结构式 在 12=232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，其结构网和结构式见下面的图。在这些方案中可根据下列原则选择 最佳方案。 2.3 2.3 传动副的极限传动比 传动副的极限传动比 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 min i1/4。在升速时，为防止产生过大的震动和噪声，常限制最大传动比2i。 2.4 2.4 基本组和扩大组的排列顺序 基本组和扩大组的排列顺序 a： 12=3 631 22 b: 12=3 612 22 c: 12=3 162 22 d： 12=3 361 22 e: 12=3 214 22 f: 12=3 124 22 因为主传动链任一传动组的最大变速范围一般为 108 min max max u u r 。所以，方案 a、b、c、d是可行的。方案 d、f是不可行的。 3 中北大学课程设计说明书中北大学课程设计说明书 在可行的四种方案 a、b、c、d中，还要进行比较以选择最佳的方案。 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，鼓方案 a 最佳。如果没有别的要求，则计量使扩大顺 序和传动顺序一致。 b)d)f) a) c)e) b)d)f) a) c)e) 图图 1-121-12 级结构网的各种方案级结构网的各种方案 2.52.5 转速图绘制转速图绘制 4 中北大学课程设计说明书中北大学课程设计说明书 电动机 iiiiii iv 1400 1000 710 500 355 250 180 125 90 63 45 31.5 (r/min) (r/min) 70:141 36:36 42:42 24:48 30:42 22:62 60:30 18:72 1440 图图 2-2-转速图转速图 2.62.6 确定齿轮齿数确定齿轮齿数 可以使用查表法，查出各传动组齿轮齿数。 具体齿数如图： 表表1-1-各传动组齿轮齿数各传动组齿轮齿数 变速组第一变速组第二变速组第三变速组 齿数和728490 齿轮 654321 zzzzzz 10987 zzzz 131211 zzz 14 z 齿数36 36 30 42 24 4842 42 22 6260 30 18 72 2.72.7 确定带轮直径确定带轮直径 已知条件：工作时间为一班制 查表的k=1 n-主动带轮传动的功率 则由公式，计算功率为 1 7.57.5 j nkwkw= 根据计算功率和小带轮的转速选用三角带型号为b型。 5 中北大学课程设计说明书中北大学课程设计说明书 查表的小带轮直径推荐植为140 大带轮直径 1 211 2 1440 284 710 n dddmm n = 2.82.8 主轴转速误差的验算主轴转速误差的验算 主轴各级实际转速值的计算公式为: cba d d e uuu d d nn)1 ( 2 1 式中： a u、 a u、 a u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: )%1(10 实际 标准实际 n nn n 表表 2-2-转速误差表转速误差表 主轴转速 1 n 2 n 3 n 4 n 5 n 6 n 7 n 8 n 9 n 10 n 11 n 12 n 标准转速 r/min 1400100071050035525018012590634531.5 实际转速 r/min 14191013 4 710503.43596251.7177.3 4 126.6788.6762.9344.9531.46 转速误差 % 1521.3401291.290.681.481.341.480.120.120.001 转速误差用实际转速和标准转速相对误差应4.1% 由计算结果可知满足要求。 2.9 2.9 传动系统图的绘制传动系统图的绘制 6 中北大学课程设计说明书中北大学课程设计说明书 图图 3-传动系统图 传动系统图 7 中北大学课程设计说明书中北大学课程设计说明书 3 3传动件参数的估算及其结构尺寸的确定传动件参数的估算及其结构尺寸的确定 3 31 1 确定传动件计算转速确定传动件计算转速 传动件具体计算转速见下表 传动件具体计算转速见下表-3-3 表表 3-3-传动件计算转速传动件计算转速 传 动 件 轴齿轮 iiiiiiiv 1 z 2 z 3 z 4 z 5 z 6 z 7 z 8 z 9 z 10 z 11 z 12 z 13 z 14 z 计 算 转 速 7103551259071071071050071035571071035512512525035590 3.23.2 确定主轴支承轴颈尺寸确定主轴支承轴颈尺寸 根据机床课程设计指导书，根据主轴的驱动功率为7.5kw，选取 前支承轴颈直径： 1 90dmm= 。 后支承轴颈直径： 21 (0.70.85)63 77dd=-= 取： 2 70dmm= 3 33 3 传动轴直径的估算传动轴直径的估算 由已知条件，根据公式来 491 c n p d 计算传动件直径， 具体计算过程及其结 果见表 4 表表 4-4-估算传动轴直径估算传动轴直径 8 计算公式轴号 计算转速 min/rnj 电机至该轴 传动效率 输入功率 kw p 允许扭转 角 mdeg/ 传动轴 长度 mm 估计轴 的直径 mm 花键轴尺寸 bddn 491 c n p d i i7107100.967.21.550026.1 6 28 34 7创 iiii3553550.96*0.9957.1641.550031.0 8 32 38 6创 iiiiii1251250.9*0.995*0.997.0921.560040.1 8 36 42 7创 中北大学课程设计说明书中北大学课程设计说明书 3.43.4 估算传动齿轮模数估算传动齿轮模数 根据计算公式计算各传动组最小齿轮的模数 估算公式为： 按齿轮接触疲劳强度： 3 22 1 (1) 267 hh mchp kp u ma n zuys = 按齿轮弯曲疲劳强度： 3 1 267 fpcm fs f zn kpy m 具体计算过程及结果见表5 表表 5-5-估算齿轮摸数估算齿轮摸数 传 动 组 小 齿 轮 齿 数 比 1u 齿 宽 系 数 m 传 递 功 率 p 载 荷 系 数 k 系 数 h a 系 数 f a 许 用 接 触 应 力 hp 许 用 齿 根 应 力 fp 计 算 转 速 c n 系 数 fs y 模 数 h m 模 数 f m 选 取 模 数 m 第 一 变 速 组 5 z 24 277.2161111005187104.582.382.172.5 第 二 变 速 组 9 z 22 2.8297.16161111005183554.712.822.603 第 三 变 速 组 13 z 18 477.09161111005183555.083.403.093.5 3.53.5 普通普通 v v带的选择和计算带的选择和计算 设计功率公式为： pkp ad （kw） 9 中北大学课程设计说明书中北大学课程设计说明书 代入数据，即： 1 7.57.5 d pkw= 则：皮带选择的型号为b 型 两带轮的中心距计算为： 12 (0.62)()254.4 848 o add mmmm=-+= 。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。 带的基准长度计算公式： 2 21 12 () 2()1874.65 24 o o d o dd laddmm a p- =+= 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 2000 n l= 标准的计算长度为 2033 n llymm=+= 实际中心距 a= 22 21 8() 8 aadd+- 12 2()2 2033(140284)2733.96alddpp=-+=+= a= 22 2733.962733.968*144 675 8 +- = 为了张紧和装拆胶带的需要，中心距的最小调整范围为：a l lh 02. 0 )01. 0( ， 其中，002l=27.63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 0 1 o o o a dd 120 180 180 120 1 求得 0 1 167.8oa= 合格 带速 1 1 140 1440 10.56/ 6000060000 dn vm s pp创 = 对于 b 型带525/vm s ,所以合格. 10 中北大学课程设计说明书中北大学课程设计说明书 带的挠曲次数: 111 4058.10 1425 54. 7210001000 sss l mv u 合格 带的根数公式： 1 cn n z c j 其中： o n 单根三角带能传递的功率 1 c小带轮的包角系数 计算得： 7.5 3.432 2.23 0.98 z= 取整，取4 根三角带。 4 4结构的设计结构的设计 4 41 1 带轮带轮 根据 v 带计算，选用 4 根 b 型 v 带。又因为 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，所以需要采用卸荷带轮结构。 4 42 2 轴承轴承 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，则选用 0000 型向 心球轴承。为了便于装配和考虑轴承间隙，ii iii iv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 根据设计要求，轻型机床是普通精度级的，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318000型双列圆柱滚子轴承，精度为c 级：后支承采 用了 46000 型角接触球轴承和8000 型单向推力球轴承，精度为d级。 为了保证主轴的回转 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。 4 43 3 齿轮块齿轮块 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。但由于主轴直径较大，为了降低加工成本而采用了单键联结。 11 中北大学课程设计说明书中北大学课程设计说明书 4 44 4 操纵机构操纵机构 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。 4 45 5 润滑系统润滑系统 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。 4 46 6 密封装置密封装置 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，以防 止外界杂物进入。 4 47 7 主轴箱体主轴箱体 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。 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。 4 48 8 主轴换向与制动结构主轴换向与制动结构 本机床属于万能性的轻型车床，适用于机械加工车间和维修车间。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。 5.5.传动件的验算传动件的验算 传动件的验算主要是验算轴的弯曲刚度，花键的挤压应力，齿轮模数及轴承寿命。 这里以ii 轴为例。 5 .15 .1 齿轮齿轮 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。 接触压力的验算公式： 12 中北大学课程设计说明书中北大学课程设计说明书 ) 1(102081 321 3 j j s j ubn nkkkku zm 弯曲应力的验算公式： 10208 2 321 5 w j s w bynzm nkkkk 传动组第一传动组第二传动组第三传动组 齿轮传递功率 n7.27.167.09 齿轮计算转速 j n 710355355 齿轮的模数 m 2253 齿宽 b162222 小齿轮数 z242218 大齿轮与小齿轮齿数比 u22824 寿命系数 s k 111 速度转化系数 n k(接触载荷) （弯曲载荷） 0.620.831.03 0.820.931.01 功率利用系数 n k （接触载荷） （弯曲载荷） 0.580.580.58 0.780.780.78 材料利用系数 q k （接触载荷） （弯曲载荷） 0.760.760.76 0.770.770.77 工作情况系数 1 k 1.51.51.5 动载荷系数 2 k 111 齿向载荷分布系数 3 k 1.051.051.05 13 中北大学课程设计说明书中北大学课程设计说明书 齿形系数 y0.4200.4080.378 其中：寿命系数 s k qnnts kkkkk t k工作期限系数 o t c tn mk 1 60 t-齿轮在机床工作期限（ ) s t 的总工作时间 h ht200015000 ，同一变速 组内的齿轮总工作时间可近似地认为 p t t s ，p为该变速组的传动副数。 材料强化系数 转速变化系数 疲劳曲线指数 基准循环次数 齿轮的最低转速（ p n k k m c rpmn 0 1 ) 稳定工作用量载荷下 s k的极限值 s k=1。高速传动件可能存在的 maxss kk 情况，此 时取 maxss kk ， 大 载 低 速 传 动 件 可 能 存 在 ; minminssss kkkk的情况，此时取 kkk ss min 当 时取计算值。 14 中北大学课程设计说明书中北大学课程设计说明书 3 5 3 5 2 2081 103 1.5 1.05 1 7.2 1273.541370 2 242 16 710 208 101.5 1.05 1 7.2 257.48320 4 24 16 0.42 710 2081 103.82 1.5 1.05 7.16 1158.431370 2 222.82 22 355 208 101.5 1.05 1 3.82 2.522 22 0. j w j w s s s s 创创 = 创 创创 = 创创 创创 = 创 创创 = 创 5 5 214.14354 408 355 2081 105 1.5 1.05 1 3.709 1178.361370 3 184 22 355 208 101.5 1.05 3.709 259.6320 9 18 0.378 355 j w s s = 创创 = 创 创创 = 创 第一传动组和第三传动组的齿轮是经过淬火的许用接触应力为 1100mp，许用弯曲应 力为 320mp；第二传动组的齿轮是经过高频淬火其许用接触应力为 1370mp，许用弯曲应力 为 354mp. 5 52 2 传动轴的验算传动轴的验算 传动轴的验算包括强度和刚度的验算，轴的刚度验算还包括滚动轴承处的倾角验算 和齿轮的齿向交角的验算，而且花键还要进行键侧压溃应力计算。 （1） 轴的强度验算 由于机床变速箱中各轴的应力都比较小，验算时，通常采用复合应力公式进行计算： 5 . 0 22 mpr w tm r bb 循环当考虑应力集中和载荷，由查表选取。选时适为许用应力复合应力式中：,mprmpr bb 特性等因素； w-轴的危险断面的抗弯断面模数 2 mm 矩形花键轴： 32 )( 32 3 24 mm d ddddzb d d w 15 中北大学课程设计说明书中北大学课程设计说明书 109559 4 2 2 rpmn kwn mmn n n t mmnt mmnmmm mmnm z b mmd mmd j j yx 该轴的计算转速 该轴传递的最大功率 在危险面上的最大扭矩 距在危险断面上的最大弯 花键轴的键数 花键轴键宽 花键轴外经 径实心轴直径，花键轴内 轴 ii 的1 .1081 2532 46456 2532 21 24 w 7 .51650t mpar m b 1156 .113 18.741 564935 . 074118 74118934.1649687.72258 2 22 经过验算轴合格。 对轴 i 倾角进行验算 左轴承 8153 64 4043018 64 )( )(101 . 2 )( 6 2424 5 22 ddddbnd i mpae bl eil pb a 则： 22 5 428.35 180.5 (250180.5 ) 0.00090.001 6 2.1 108153 250 a q -创 = 创创 右轴承 (2)428.35 180.5 69.5 (2 69.5 180.5) 0.000670.001 66 2.18153 250 b pabab eil q +创创 = -= 创 倾角允许值 =0.001 16 中北大学课程设计说明书中北大学课程设计说明书 （2）花键键侧压溃应力验算 花键键侧工作表面的挤压应力验算公式为： )( 8 22 max mpa lzdd t jvjv 式中： 75. 0 , max mpa z mml mmdd mmnt jv 许用压溃应力 通常载荷分布不均匀系数， 花键齿数 花键的工作长度 花键的外径和内径 花键传递的最大扭矩 经计算，结果为： mpa jv jvjv 140100 18. 2 75. 06250)2125( 564938 22 花键热处理 合格。 5 53 3 轴承轴承 （1）机床使用用的轴承，主要是因为疲劳破坏而失效，故应进行疲劳寿命验算。 滚动轴承的疲劳寿命验算公式为： )(500hth klpkf cf l sf n h 17 中北大学课程设计说明书中北大学课程设计说明书 1 1 10 : 3 0.8 0.58) 0.99 60 )(9000) 355 l ssnnt n n t m t o s k kkk k k k k k nt k c tth n ee-= - -= - - - = - - 其中寿命指数，滚子轴承 齿轮轮换工作系数， 寿命系数，不考虑交变载荷对材料的强化影响时 功率利用系数（ 转速变化系数（） 工作期限系数 齿轮在机床工作期限内的总工作时间（ 最低转速（） ）额定动负荷（滚动轴承尺寸所表示的 轴向系数 径向系数 轴向载荷 径向载荷 当量动载荷 速度系数， 轴承的计算转速（ 当量动载荷 ）疲劳曲线指数（ ）基准循环次数（ nc y x f f p yfxfp n ff rpmn p m c a r ar j nn j o 20800 492. 0 3 100 )355 3 107 代入数据，经计算p=745.356 得：tlh 841806) 356.7458 . 054. 12 . 1 492. 020800 (500 3 10 合格。 （2）对轴承刚度进行验算： 已知：前轴承轴径mmd90 1 ，后轴承轴径mmd70 2 。 则：主轴最大输出转矩： 7.5 95509550795.84 90 p tn mm n = 已知：主电动机功率为 7.5kw。则床身上最大回转直径 d=360