《金属切削机床》课程设计-C615型车床主轴箱设计（全套图纸）.doc

目 录全套图纸加1538937061. 概述和机床参数确定21.1机床运动参数的确定21.2机床动力参数的确定21. 3机床布局2 2. 主传动系统运动设计32.1确定变速组传动副数目32.2确定变速组的扩大顺序42.3绘制转速图42.4确定齿轮齿数52.5确定带轮直径52.6验算主轴转速误差52.7绘制传动系统图6 3估算传动件参数 确定其结构尺寸63.1确定计算转速63.2确定轴的最小直径63.3估算传动齿轮模数73.4普通V带的选择和计算8 4结构设计94.1带轮设计94.2齿轮块设计104.3传动轴轴承的选择104.4主轴组件104.5操纵机构、滑系统设计、封装置设计104.6主轴箱体设计104.7主轴换向与制动结构设计10 5.齿轮强度校核 115.1校核a传动组齿轮115.2校核b传动组齿轮 125.3校核c传动组齿轮136. 传动轴的刚度验算147. 花键键侧压溃应力验算178. 滚动轴承的验算189主轴组件验算1910总结2111参考文献221.概述1机床课程设计的目的机床课程设计，是在金属切削机床课程之后进行的实践性教学环节。其目的在于通过机床运动机械变速传动系统的结构设计，使学生在拟定传动和变速的结构的结构方案过程中，得到设计构思，方案分析，结构工艺性，机械制图，零件计算，编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并培养学生具有初步的结构分析，结构设计和计算能力。轻型车床是根据机械加工业发展需要而设计的一种适应性强，工艺范围广，结构简单，制造成本低的万能型车床。它被广泛地应用在各种机械加工车间，维修车间。它能完成多种加工工序；车削内圆柱面，圆锥面，成形回转面，环形槽，端面及内外螺纹，它可以用来钻孔，扩孔，铰孔等加工。1.1 机床运动参数的确定（1） 确定调速范围Rn已知最低转速nmin=40r/min，最高转速nmax=1000r/min，变速级数Z=8，则公比：=1.58，转速调整范围： Rn=nmax/nmin=25。（2） 求出转速系列根据最低转速nmin=40r/min，最高转速nmax=1000r/min，公比=1.58，按机床课程设计指导书（陈易新编）表5选出标准转速数列：40 63 100 160 250 400 630 10001.2机床动力参数的确定已知电动机功率为N=3kw，根据机床设计指导（任殿阁主编）附录41选择主电动机为Y100L2-4，其主要技术数据见下表1：表1 Y100L2-4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）142036.882.50.817.02.22.2150041.3机床布局确定结构方案1）主轴传动系统采用V带，齿轮传动。2）传动型采用集中传动。3）制动采用式摩擦离合器和带式制动器。4）变速系统采用多联划移齿轮变速。5）润滑系统采用飞溅油润滑。2）布局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。主轴的空间位子布局图2 主传动系统运动设计2.1确定变速组传动副数目实现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）8=2 2）8=42 3）8=2 方案中1）和2）可省一根轴。但缺点是一个转动组里有四个传动副。如果用一个四连滑移齿轮则会加大轴向尺寸；如果用两个双连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故这两个方案不行。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。如使传动副有较多的传动组在接近电动机处，则使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件少些，可以节省材料。故选择8=222的方案。2.2确定变速组的扩大顺序8=222的传动副组合，其传动组的顺序又可有以下六种形式：1） 8=212224 2） 8=2124223） 8=222124 4） 8=2421225） 8=222421 6） 8=242221 选着中间轴的变速范围最小的方案，变速范围小，转速高，转矩较小，传动件的尺寸九可以小些，尽量使扩大组的顺序要与传动顺序一致的原则。所以选择方案1）较为合理。结构网图如下： 图2变速组扩大顺序2.3绘制转速图 图3转速图2.4确定齿轮齿数利用查表法由金属切削机床（大连理工 戴曙主编）表81，求出各传动组齿轮齿数表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728490齿轮Z1Z2Z5Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12齿数3636304242422856603030602.5确定带轮直径确定计算功率 K-工作情况系数 工作时间为一班制 查表的K=1.1N-主动带轮传动的功率计算功率为Nj=1.1x3=3.3kw根据计算功率和小带轮的转速选用的三角带型号为A ， 查表26得小带轮直径推荐植为90.5mm ，大带轮直径 2.6绘制传动系统 图4传动系统图3 估算传动件参数 确定其结构尺寸3.1确定计算转速轴：400 轴：250 轴：100 主轴：63传动组a： 传动组b： 传动组c： 3.2确定轴的最小直径确定各轴最小直径1轴的直径：2轴的直径：3轴的直径：4主轴的直径：此轴径为平均轴径，设计时可相应调整。3.3估算传动齿轮模数-轴：按齿轮弯曲疲劳计算：=（为大齿轮的计算转速，根据转速图确定）按齿面点蚀计算：取A=85由中心距A及齿数计算模数：模数因取和中较大值。故第一变数组齿轮模数因取m=2.5-轴：按齿轮弯曲疲劳计算：=按齿面点蚀计算：取A=115由中心距A及齿数计算模数：故第二转动组齿轮模数取m=3-轴：按齿轮弯曲疲劳计算：=按齿面点蚀计算：取A=133故第三传动组取m=33.4普通V带的选择和计算设计功率 （kw） 皮带选择的型号为A型两带轮的中心距范围内选择。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。计算胶带速度初定中心距 计算带的基准长度：按上式计算所得的值查表选取计算长查金属切削机床设计指导表23取实际中心距 A=A=302.5 为了张紧和装拆胶带的需要，中心距A应为-（h+0.01L）到+0.02L的范围内调整。-（h+0.01L）为装拆调整量，h为胶带厚度，0.02L为张紧调整量。核算定小带轮包角求得合格.带的挠曲次数: 合格带的根数 单根三角带能传递的功率小带轮的包角系数 取5根三角胶带。4结构设计4.1带轮设计根据V带计算，选用5根A型V带。由于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，采用了卸荷带轮结构。4.2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，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。由于主轴直径较大，为了降低加工成本而采用了单键联结。4.3传动轴轴承的选择 轴：30207型圆锥滚子轴承 轴：30207型圆锥滚子轴承和NN3009型双列圆柱滚子轴承 轴：30208型圆锥滚子轴承4.4主轴组件本车床为普通精度级的轻型机床，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NN3020K型双列圆柱滚子轴承，后支承采用了NN3016K型双列圆柱滚子轴承，中支承N219E型圆柱滚子轴承。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。前轴承为C级精度，后轴承为D级精度。4.5操纵机构 、滑系统设计 、封装置设计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。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。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。4.6主轴箱体设计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。并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。4.7制动结构设计本机床属于卧式车床，适用于机械加工车间和维修车间。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. 齿轮强度校核：计算公式5.1校核a传动组齿轮校核齿数为30的即可，确定各项参数1 P=3KW,n=800r/min,2 定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计查得动载系数3确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称 ,查机械设计得4 定齿间载荷分配系数: 5 故将齿宽调整为36， 由机械设计查得确定动载系数: 查表 10-5 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合适。5.2校核b传动组齿轮校核齿数为28的即可，确定各项参数6 P=3KW,n=250r/min,7 定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计查得动载系数8确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称 ,查机械设计得确定齿间载荷分配系数: 故将齿宽调整为48，由机械设计查得确定动载系数: 查表 10-5 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合适。5.3校核c传动组齿轮校核齿数为18的即可，确定各项参数9 P=3KW,n=100r/min,10 定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计查得动载系数11确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称 ,查机械设计得确定齿间载荷分配系数: 故调整宽度为b=108，由机械设计查得确定动载系数: 查表 10-5 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合适。6传动轴的刚度验算对于一般传动轴要进行刚度的验算，轴的刚度验算包括滚动轴承处的倾角验算和齿轮的齿向交角的验算。如果是花键还要进行键侧压溃应力计算。以轴为例，验算轴的弯曲刚度、花键的挤压应力 图5 轴受力分析图 图5中F1为齿轮Z4（齿数为42）上所受的切向力Ft1，径向力Fr1的合力。F2为齿轮Z9（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。图6 轴空间受力分析表8 齿轮的受力计算传递功率Pkw转速nr/min传动转矩TNmm齿轮压力角齿面摩擦角齿轮42齿轮28切向力Ft1N合力F1NF1在X轴投影Fz1NF1在Z轴投影Fz1N分度圆直径d1mm切向力Ft2N合力F2NF1在X轴投影Fz2NF1在Z轴投影Fz2N分度圆直径d2mm2.43100013946206398.4443.360.3439.2168348.6387.8214.6323112从表8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。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: a=100 b=230 c=130 f=200 l=330 E=2.1105MPa n=l-x=150 图7轴挠度、倾角分析图 （1）xoy平面内挠度 （2）zoy平面内挠度 （3）挠度合成 查表得其许用应力为0.0003330=0.099，即0.00480.099，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 b. zoy平面力作用下的倾角 c. 倾角合成 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 b. zoy平面力作用下的倾角 c. 倾角合成 查表得其许用倾角值为0.0006，则右支承倾角合格。7花键键侧压溃应力验算花键键侧工作表面的挤压应力为： 经过验算合格。8滚动轴承的验算机床的一般传动轴用的轴承，主要是因为疲劳破坏而失效，故进行疲劳寿命验算。滚动轴承的疲劳寿命验算根据表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： 在zoy平面内： 左、端支反力为： 两支承轴承受力状态相同，但左端受力大，所以只验算左端轴承。轴承寿命经过计算F=155.5 合格。9主轴组件验算前轴承轴径，后轴承轴径，求主轴最大输出转矩： 根据主电动机功利为1.5，则床身上最大回转直径D=320mm刀架上最大回转直径主轴通孔直径d,最大工件长度1000mm。床身上最大加工直径为最大回转直径的60%也就是192mm故半径为0.096mm。切削力（沿y轴）背向力（沿x轴） 故总的作用力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=926.8