《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中北大学课程设计说明书 1 目目 录录 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 中北大学课程设计说明书中北大学课程设计说明书 2 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 153893706 2主传动设计主传动设计 21 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 个角度考虑，以取 12=322的方案为好。 中北大学课程设计说明书中北大学课程设计说明书 3 由设计任务书可知， 设计的机床的最高转速 max 1400nrpm= 最低转速rpmn 5 . 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 2.2 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 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 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。 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。 中北大学课程设计说明书中北大学课程设计说明书 4 a) c)e) b)d)f) 图图 1-12 级结构网的各种方案级结构网的各种方案 2.5 转速图绘制转速图绘制 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 中北大学课程设计说明书中北大学课程设计说明书 5 图图 2-转速图转速图 2.6 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-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 72 84 90 齿轮 654321 zzzzzz 10987 zzzz 131211 zzz 14 z 齿数 36 36 30 42 24 48 42 42 22 62 60 30 18 72 2.7 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。 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 = 2.8 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-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 中北大学课程设计说明书中北大学课程设计说明书 6 标准转速 r/min 1400 1000 710 500 355 250 180 125 90 63 45 31.5 实际转速 r/min 1419 1013 4 710 503.4 3596 251.7 177.3 4 126.67 88.67 62.93 44.95 31.46 转速误 差% 152 1.34 0 129 1.29 0.68 1.48 1.34 1.48 0.12 0.12 0.001 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 传动系统图的绘制传动系统图的绘制 中北大学课程设计说明书中北大学课程设计说明书 7 图图 3- 传动系统图传动系统图 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 中北大学课程设计说明书中北大学课程设计说明书 8 31 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 表表 3-传动件计算转速传动件计算转速 传 动 件 轴 齿轮 i ii iii iv 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 710 355 125 90 710 710 710 500 710 355 710 710 355 125 125 250 355 90 3.2 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= 33 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-估算传动轴直径估算传动轴直径 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 710 0.96 7.2 1.5 500 26.1 6 28 34 7 ii 355 0.96*0.995 7.164 1.5 500 31.0 8 32 38 6 iii 125 0.9*0.995*0.99 7.092 1.5 600 40.1 8 36 42 7 中北大学课程设计说明书中北大学课程设计说明书 9 3.4 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 zu = 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-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 2 7 7.2 1 61 1 1100 518 710 4.58 2.38 2.17 2.5 第 二 变 速 组 9 z 22 2.82 9 7.16 1 61 1 1100 518 355 4.71 2.82 2.60 3 第 三 变 速 组 13 z 18 4 7 7.09 1 61 1 1100 518 355 5.08 3.40 3.09 3.5 3.5 普通普通 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） 代入数据，即： 1 7.57.5 d pkw= = 中北大学课程设计说明书中北大学课程设计说明书 10 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 =+= 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)2733.96aldd=+=+= 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 1 167.8o = 合格 带速 1 1 140 1440 10.56/ 6000060000 dn vm s = 对于 b 型带525/vm s= =841806) 356.7458 . 054 . 1 2 . 1 492 . 0 20800 (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=360mm；刀架上最大回转直 径180 1 =d ；主轴通孔直径 d mm40：最大工件长度 1000mm。 则：床身上最大加工直径为最大回转直径的 60%也就是 240mm 故半径为 0.12mm。 又因为：切削力（沿 y 轴） 795.84 6632 0.12 c fn= 背向力（沿 x 轴） 0.53316 pc ff= 故：总的作用力 22 7414.8 cp fff=+= 此力作用于顶尖间的工件上，主轴和尾架各承受一半，故主轴端受力为 f/2=3707.4 则：主轴孔径初选为 40 根据结构选悬伸长度 a=100mm 在计算时，先假定初值 l/a=3 l=3mm300100 = 计算前后支承的支反力 b rra和 中北大学课程设计说明书中北大学课程设计说明书 18 分别为： 400 3707.43708.7 2300 100 3707.43707.7 2300 a b fla rn l fa rn l + =+= =+= 轴承的刚度则为： 9 . 19 . 0 8 . 01 . 0 cos)(89 . 3