《金属切削机床》课程设计-普通车床主轴箱的设计.doc

中北大学课程设计说明书 1 目 录 1、绪论 .2 1.1 金属切削机床在国民经济中的地位.2 1.2 本课题研究目的.2 2、卧室升降台铣床主轴箱的设计.3 2.1 原始数据与技术条件.3 2.2 机床主传动系统运动设计.3 2.2.1 确定极限转速.3 2.2.2 确定公比.3 2.2.3 确定各主轴转速.3 2.2.4 主运动链转速图的拟定.4 2.2.5 齿轮齿数的确定.6 2.2.6 核算主轴转速误差.7 2.3 传动零件的初步计算.7 2.3.1 计算各传动件的计算转速.7 2.3.2 传动轴直径的初定.7 2.3.3 主轴轴颈直径的确定.8 2.3.4 齿轮模数的初步确定.8 2.3.5 选定轴承.9 2.3.6 三角带传动的计算和选定.9 2.3.7 直齿圆柱齿轮的强度计算.11 2.3.8.主轴刚度验算.13 3、总结 .15 4、致谢 .15 5、参考文献.16 中北大学课程设计说明书 2 1 1、绪论、绪论 1.11.1 金属切削机床在国民经济中的地位金属切削机床在国民经济中的地位 金属切削机床是用切削的方法将金属毛坯加工成机器零件的机器，它是制造 机器的机器，又称为“工作母机”或“工具机” 。 在现代机械制造工业中，金属切削机床是加工机器零件的主要设备，它所担 负的工作量，约占机器总制造工作量的 40%60%。机床的技术水平直接影响机 械制造工业的产品质量和劳动生产率。 机床的“母机”属性决定了它在国民经济中的重要地位。机床工业为各种类 型的机械制造厂提供先进的制造技术和优质高效的机床设备，促进机械制造工业 的生产能力和工艺水平的提高。机械制造工业肩负着为国民经济各部门提供现代 化技术装备的任务，为适应现代化建设的需要，必须大力发展机械制造工业。机 械制造工业是国民经济各部门赖以发展的基础。机床工业则是机械制造工业的基 础。一个国家机床工业的技术水平，在很大程度上标志着这个国家的工业生产能 力和科学技术水平。显然，金属切削机床在国民经济现代化建设中起着重大的作 用。 1.21.2 本课题研究目的本课题研究目的 课程设计是在学生学完相应课程及先行课程之后进行的实习性教学环节，是 大学生的必修环节，不仅是巩固学生大学所学知识的重要环节，而且也是在检验 大学生综合应用知识的能力、自学能力、独立操作能力和培养创新能力，是大学 生参加工作前的一次实践性锻炼。 通过本课题设计可以达到以下目的： 1 综合运用学过的专业理论知识，能独立分析和拟订某机床主轴箱传动结构， 装配结构和制造结构的各种方案，能在机械设计制图，零件计算和编写技术文件 等方面得到综合训练，具备设计中等复杂零件的能力。 2 通过本课程设计的训练，能初步掌握机床的运动设计，动力计算以及关键零 部件的强度校核，获得工程师必备设计能力的初步训练，从而提高分析问题，解 中北大学课程设计说明书 3 决问题，尽快适应工程实践的能力。 3. 熟悉和学会使用各种手册，能善于使用网络搜寻一些设计的相关资料，掌握 一定的工艺制订的方法和技巧。 4. 进一步提高计算机操作的基本技能CAD 及 Pro/engineer 软件应用能力(造型 设计与自动编程)仿真模拟软件的应用。 2 2 普通车床主轴箱的设计普通车床主轴箱的设计 2.12.1 原始数据与技术条件原始数据与技术条件 主轴转速范围： 最高转速：，最低转速： max 2500 / minnr min 56 / minnr 变速级数：Z=12 公比 =1.4 工件材料：45 号钢 刀具材料：YT15 2.22.2 机床主传动系统运动设计机床主传动系统运动设计 2.2.12.2.1 确定极限转速确定极限转速 因为最高转速：，最低转速： max 2500 / minnr min 56 / minnr 所以，转速调整范围： max min 2500 44.6 56 N n R n 2.2.2 确定各主轴转速确定各主轴转速 根据已知公比并查表确定各级转速（单位：）： 1 7 1 min r 1 56n 2 80n 3 112n 4 160n 5 224n 6 315n 7 450n 8 630n 9 900n 10 1250n 11 1800n 12 2500n 中北大学课程设计说明书 4 2.2.3 主运动链转速图的拟定主运动链转速图的拟定 1 确定电动机转速 查金属切削机床设计简明手册可确定电动机的转速 因所给电动机的功率 N=7.5KW 故选电动机的型号为Y132S2-2 满载时转速为r/min = 2900 2 传动组和传动副数的确定 方案（一）： 124 3123 4 方案（二）： 123 2 2 122 3 2 122 2 3 在上例两行方案中，第一行方案有时可以省掉一根轴。缺点是一个传动组内 有四个传动副。如果用一个四联滑移齿轮，则会增加轴向尺寸；如果用两个双联 滑移齿轮，则操纵机构必须互锁以防止两个滑移齿轮同时啮合。所以一般少用。 第二行的三个方案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，尺寸也就较小。如果传动副较 多的传动组放在接近电动机处，则可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件可以少 些，就省材料了。这就是“前多后少”的原则。从这个角度考虑，以取 的方案较好。123 2 2 3 结构网或结构式各种方案的选择 在中，又因基本组和扩大组排列顺序的不同而有不同的方案。123 2 2 可能有六种方案，其结构网和结构式见文献一（图 8-4） （1）传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围 在降速传动时，为了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。在升速时，为防止产生过大的振动和噪声，常限制最大传动 min 1/ 4i 比。如用斜齿齿轮传动，则。因此主传动链任一传动组的最大 max 2i max 2.5i 变速范围一般为 max max min 8 10 u R u 在检查传动组的变速范围时只需检查最后一个扩大组，因为其他组的变速范 围都比他小。根据式（8-2） ，应为 (1) max pn n x n RR 中北大学课程设计说明书 5 图中，方案 a、b、c、e 的第二扩大组则。其 22 6,2,xp 62 16 2 R 中，则，是可行的，其它两个方案，是不可1.41 6 2max 1.418RR 2 16R 行的。 （2）基本组和扩大组的排列顺序 在可行的四种结构网或结构式方案（a）,(b),(c),(e)中，还要进行比较以 选择最佳方案。原则是选择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，则变速范围最小的，最低转速较高，转矩较小，传动 件的尺寸也就小些。比较上面四种方案，方案（a）的中间传动轴变速范围最小， 故方案（a）最佳。即如果没有别的要求，则应尽量使扩大顺序与传动顺序一致。 （3）拟定转速图 电动机和主轴的转速是已经给定的，当选定结构网或结构式后，就可分配各 传动组的传动比并确定中间轴的转速。中间轴的转速如果高一些，传动件的尺寸 也就小一些，但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。12 15m s 对于该主轴箱，中间轴的最高转速不应超过电动机的转速。本设计所选定的 结构式共有三个传动组，变速机构共需四轴，加上电动机共需五轴，故转速图共 需五条竖线。主轴共 12 速，又电动机转速和最高转速相差较多，故外加一条横 线，即需要 13 条横线。 中间各轴的转速可以从主轴开始往前推，先确定轴 III 的转速。传动组 C 的 变速范围为，可知两个传动副的传动比必然是极限值： 66 max 1.48R ， ，这样就确定了轴 III 的六种转速只有 4 1 4 11 1 1.414 c i 2 2 21 1 c i 一种可能,即为 224，315，450，630，900，1250。 min r 随后确定轴 II 的转速：传动组 b 的级比指数为 3，在传动比极限范围内， 轴 II 的转速为 630，900，1250。为了避免升速，又不使传动比太小，故 min r 可取 中北大学课程设计说明书 6 1 3 11 2.8 b i 2 1 1 1 b i 同理对于轴 I，可取 2 1 112 a i 2 111.41 a i 3 11 a i 故可确定轴 I 转速为 1250。转速图如下： min r 2.2.5 齿轮齿数的确定齿轮齿数的确定 当传动比采用标准公比的整数次方时，齿数和以及小齿轮齿数可从表 z S 中查得。如传动组 a， 。 1 8 1 1 11 a i 2 111.4 a i 2 3 112 a i 查 为 1，1.4 和 2 的三行。有数字的即为可能方案。结果如下：i =70,72,74,76, 1 11 a i z S =70,72,73,75,77 2 11.41 a i z S =70,72,74,76, 3 12.0 a i z S 中北大学课程设计说明书 7 从以上三行中可以挑出=70 和 72 是共同适用的，如取=72，则从表中 z S z S 查出小齿轮齿数分别为 36，30，24。即 。 1 36 36 a i 2 30 42 a i 3 24 48 a i 同理 ； 。 1 42 42 b i 2 22 62 b i 1 30 60 c i 2 18 72 c i 2.2.6 核算主轴转速误差核算主轴转速误差 实际传动比所造成的主轴转速误差一般不应超过，即：10(1)% 101 % 实际传动比理论传动比 理论传动比 所以 即主轴转速合格。 1.4129 1.41 2.05%2.6% 41 1. 3 3 传动零件的初步计算传动零件的初步计算 3.13.1 计算各传动件的计算转速计算各传动件的计算转速 3.1.1 主轴主轴 根据表，中型机床的主轴计算转速为第一个三分之一转速范围内的 1 82 最高一级转速， 即为。 4 156.8nrpm 3.1.2 各传动轴各传动轴 轴 III 可以从主轴为按传动副找上去，近似为156.8minr18 72 ，但是由于轴 III 上最低转速为经传动组 c 可以使主轴627.2minr224minr 得到两种转速。要传递全部的功率，所以轴 III 计算转56,450minr450minr 速，同理可得轴 II 计算转速。 3 224minnr 2 630minnr 3.1.33.1.3 各齿轮各齿轮 传动组 C 中只需计算Z=18的齿轮，计算转速为；18 72224 min r 中北大学课程设计说明书 8 3.23.2 传动轴直径的初定传动轴直径的初定 查2,传动轴直径按刚度用如下公式进行概算： mm 或 mm 41.64 n T d 491 j N d n 其中 d传动轴直径mm 该轴传递的额定扭矩， n TNmm 4 955 10 n j N T n 该轴传递的功率NKW 该轴的计算转速 j nrpm 该轴每米长度允许扭转角 选取为 deg m deg 0.2 m 轴 I： mm=31.6mm,取为 35mm 4 1 7.35 91 1250 0.4 d 轴 II：mm=37.5mm,取为 40mm 4 2 7.28 91 630 0.4 d 轴 III：mm=48.4mm,取为 50mm 4 3 7.2 91 225 0.4 d 3.3 主轴轴颈直径的确定 查表 根据主轴驱动功率可确定车床主轴前轴颈的直径范围 2 3 1 D50 80mm 故取 80mm。后轴颈的直径,取 65mm. 21 0.7 0.850.7 8056DDmm 3.43.4 齿轮模数的初步确定齿轮模数的初步确定 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按简化的接触 疲劳强度公式计算 3 2 2 1 1 16338 d j mjj iN mmm Zin 式中：按疲劳接触强度计算的齿轮模数 j mmm 驱动电机功率 d NKW 中北大学课程设计说明书 9 计算齿轮的计算转速 j nrpm 大齿轮齿数和小齿轮齿数之比i1i 小齿轮齿数 1 Z 齿宽系数，（B 为齿宽，m 为模数） ， m m B m 6 10 m 许用接触应力 j MPa 传动组 c 模数： 3 1 22 2 12.2 163382.19 8 302 1100156.8 c m 在一个传动组中，按工作负荷最大的齿轮确定齿轮的模数，从等强度的观 点出发，可减薄其它齿轮的宽度，使各齿轮基本上处于在相近的接触应力或弯曲 应力状态下工作，这样一来还可以缩短该传动组的轴向尺寸。 对于各个传动轴，应选择传动组 C 的模数作为齿轮的模数。 故选取标准模数 m=3. 3.53.5 选定轴承选定轴承 查双列深沟球轴承和圆锥磙子轴承283 87GB 轴 I： 6007 d=35 D=62 B=14 轴 II： 6008 d=40 D=68 B=15 轴 III： 32212 d=60 D=110 B=28 轴 IV: 前端 7013AC d=65 D=100 B=18 后端 3182118 d=90 D=140 B=37 3.63.6 三角带传动的计算和选定三角带传动的计算和选定 三角带的选用应保证有效地传递最大功率并有足够的使用寿命（一定的疲劳 强度） 。计算是按一定的已知条件（传递的功率、主、被动带轮的转速和工作情 况）确定带轮的直径、中心距、胶带型号、长度和根数及作用在支承轴上的径向 力。 中北大学课程设计说明书 1 0 3.6.1 确定计算功率确定计算功率 j N j NKN kw 式中：N 主动带轮传递的功率 kw K 工作情况系数 查3表 8-7 有 K=1.2 则=1.2 5.5=7.15 j N 3.6.2 选择三角带的型号选择三角带的型号 根据计算功率=7.15 和小带轮的转速=2990 有3图 8-11 选定 j N 1 n 选择三角带的型号是 A 型 3.6.3 确定带轮的直径确定带轮的直径、 1 D 2 D 小袋轮的直径应满足： 1min DD 为、三角带带轮的最小计算直径，尽量选用较大的直径，以减小胶带的 min D 弯曲应力，从而提高胶带的使用寿命。查3表 8-6 选择胶带带轮的直径 =85mm 大轮直径=*85=2.32*85=197.5，查3表 8-8 取整 1 D 1 21 2 n DD n mm 2900 1250 数有=200mm 2 D 其中、是小轮及大轮的转速 1 n 2 nrpm 3.6.4 计算胶带速度计算胶带速度v 1 1 3.14 85 2900 /13.325 60006000 Dn vm s /m s 满足要求。 3.6.5 初定中心距初定中心距 0 A 两带轮的中心距应在范围内选定，中心距过小时，胶 012 0.72ADD 带短因而增加胶带的单位时间的弯曲次数降低交代受命；反之，中心距过大，在 带速较高时易引起振动。 中北大学课程设计说明书 1 1 所以=1.28*（85+200）=364.8mm 0 A 3.6.6 计算胶带的长度计算胶带的长度 0d L mm=1186.3mm 2 21 0012 0 2 2 24 20085 2 364.885200 24 364.8 d DD LADD A 由上式计算出的值查3表 8-2 选择标准长度=1200mm 0 L d L 3.6.7 计算实际中心距计算实际中心距A 0 0 1200 1186.3 364.8371.7 22 dd LL AAmm 考虑到安装调整和补偿张紧力的需要，带传动的中心距一般设计成可调整 的，其调整范围 min 0.015=389.7 d AAL max 0.03=407.7 d AAL 3.6.8 验算小带轮包角验算小带轮包角 小带轮包角 21 1 18057.5162.21 DD A 所以小带轮包角合适。 1 120 3.6.9 确定确定 V 带根数带根数 单跟 V 带的基本功率 1.63kw 01 j N z N C 单跟三角胶带能传递的功率 查表 13 得=0.53 0 N 0 N 小带轮包角系数 查表 14 得=1 1 C 1 C 则 z= 所以取 z=5 3.6 4.98 0.53 0.98 3.6.10 作用在支承轴上的径向力作用在支承轴上的径向力Q 中北大学课程设计说明书 1 2 2 11 0 (2.5) 2sin500 sin 22 aca P a Kp FF zqvz K zv 则159 P FKN 3.73.7 直齿圆柱齿轮的强度计算直齿圆柱齿轮的强度计算 在验算变速箱中的齿轮强度时，选用模数中承载最大的，齿数最小的齿轮 进行接触和弯曲疲劳强度验算。一般对高速传动齿轮主要验算接触疲劳强度， 对于低速传动齿轮主要验算弯曲疲劳强度，对硬齿面软齿芯淬火齿轮，一定要 验算弯曲疲劳强度。在此例中应 II 轴的齿数为 24 的齿轮按接触疲劳强度计算 齿轮模数 j m 3 2 2 1 1 16338 dcbs j mjj iKK KK N mmm z in : 式中：N 传递的额定功率 = II NN 7.5 0.96 0.97 = 6.984 计算转速 j n1700min j nr 齿宽系数： ，B 齿宽，m 模数=610 取=10 m B m m m Z小齿轮齿轮; 大齿轮与小齿轮的齿数之比， “+”号用于外啮合， “-”号用于i1i 内啮合 =2i 转速变化系数查表 19 =0.58 n K n K 许用接触应力 从表 26 选取 =1100 j j 齿向载荷分布系数查表 24 得=1.04 b K b K 材料强化系数 查表 20 =0.55 q K q K m 疲劳曲线指数 查表 16 m=3 基准循环次数 查表 16 = 0 C 0 C 7 10 中北大学课程设计说明书 1 3 工作情况系数，考虑冲击的影响：主运动（中等冲击）取=1.2 c K c K 动载荷系数，从表 23 选取 则=1.2 d K d K 齿轮的最低转速 =160 1 n 1 n T 齿轮在机床工作期限（）内的总工作时间 h 见表 17，同一变速 s T 组内的齿轮总工作时间可近似为，P 为该变速组的传动副数；P=2 / s TTP =20000 s T 则 T=20000/2=10000 工作期限系数 T K 1 0 60 m T nT K C 3 7 60 212 10000 5.02 10 寿命系数 s k = sTnNq kK K K K5.02 0.58 0.89 0.551.43 则= 符合要求。 j m 3 22 2 11.2 1.2 1.04 5.12 16338=3.2 10 242 1100212 3.8.3.8.主轴刚度验算主轴刚度验算 3.8.1 选定前端悬伸量选定前端悬伸量C，根据主轴端部的结构，前支承轴承配置和密封 装置的型式和尺寸，这里选定 C=120mm. 3.8.2 主轴支承跨距主轴支承跨距 L 的确定的确定 一般最佳跨距 0 23240420LCmm: ，考虑到结构以及支承刚度因 磨损会不断降低，应取跨距 L 比最佳支承跨距 0 L 大一些，再考虑到结构需要， 这里取 L=600mm。 中北大学课程设计说明书 1 4 3.8.3 计算计算 C 点挠度点挠度 1 周向切削力的计算 t P 4 2 955 10 d t jj N p D n 其中:, = 7.5 = 0.96 0.983= 0.90 max 0.5 0.60.5 0.610653-63.6, 60,106 / min j jj DDmm Dnr 取 故，故。 4 4 2 955 100.90 5.5 1.49 10 60 106 t pN 4 1.121.67 10 t PPN 33 0.456.70 10,0.355.20 10 N rtft PPN PP 2 驱动力 Q 的计算 7 2.12 10 N Q nzn 其中 = = 7.5 0.96 0.983= 6.78 所以 73 4.82 2.12 103.3 10 4 72 106 QN 3 轴承刚度的计算 这里选用 3182118 系列双列圆柱滚子轴承 根据求得： 0.1030.8 22.222 1.5Cd 117.0 0.1030.85 22.222 1.5908.48 10/ A CN mm 所以 符合要求 4 确定弹性模量，惯性距 I；和长度。 c I, ,a b s 1) 轴的材产选用 40Cr，查简明机械设计手册P6，有 5 2.1 10EMPa 2) 主轴的惯性距 I 为： 中北大学课程设计说明书 1 5 44 64 4.27 10 64 DD Imm 外内 主轴 C 段的惯性距 Ic 可近似地算： 444 64 0.6 6.25 10 64 c DD Imm 11 3) 切削力 P 的作用点到主轴前支承支承的距离 S=C+W，对于普通铣床， W=0.4H， （H 是