《金属切削机床》课程设计-车床主轴箱设计（全套图纸）.doc

中北大学课程设计说明书 1 目 录 全套图纸加全套图纸加 153893706153893706 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 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 绪论 1 1 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 金属切学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 2 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 或得工程师必备设计能力的初步训练 从而提高分析问题 解决问题 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 中北大学课程设计说明书 3 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 主轴箱的设计 2 1 原始数据与技术条件 主轴转速范围 max 2000nrpm min 160nrpm 变速级数 电动机功率 N 1 5kw 12z 工件材料 号钢 刀具材料 4515YT 2 2 机床主传动系统运动设计 2 2 1 确定极限转速 max 2000nrpm min 160nrpm 转速调整范围 max min 2000 12 5 160 N n R n 2 2 2 确定公比 机床分级变速机构共有 Z 12 级 其中 Z 级转速分别为 1min nn maxz nn 12 z n nn 任意两级转速之间的关系为 1jj nn 1min nn 21 nn 32 nn 1 11 z zz nnn 变速范围 即 1 1 max1 min1 z z n nn R nn 11 12 5 求得 按照标准公比取1 24 1 26 中北大学课程设计说明书 4 2 2 3 确定各主轴转速 查表确定 单位 1 7 1 min r 1 160n 2 200n 3 250n 4 315n 5 400n 6 500n 7 630n 8 800n 9 1000n 10 1250n 11 1600n 12 2000n 2 2 4 主运动链转速图的拟定 2 2 4 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 1 5kw 故选电动机的型号为 Y90L 4 满载时转速为 n 1400rpm 2 2 4 2 传动组和传动副数的确定 传动组和传动副数可能的方案有 方案 一 124 3 123 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 大尺寸的零件就可以少些 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 2 2 4 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 可能有六种方123 2 2 案 其结构网和结构式见图 8 4 2 2 4 3 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 常限制最大传动比 如用斜齿 min 1 4i max 2i 中北大学课程设计说明书 5 齿轮传动 则 因此主传动链任一传动组的最大变速范围一般为 max 2 5i 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 根据时 8 2 应为 1 max pn n x n RR 图中 方案 a b c e 的第二扩大组则 其中 则 22 6 2 xp 62 16 2 R 1 26 时可行的 其它两个方案 不如第一个好 所以选择第二个 2 4R 2 6 4R 2 2 4 3 2 基本组和扩大组的排列顺序 在可行的四种结构网和结构式方案 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 2 2 4 3 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 1215m 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 本例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 故需 12 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 264R 这样就确定了轴 III 的六种转速只有一种可能 即 3 1 11 2 c i 2 2 21 1 c i 为 315 400 500 630 800 1000 min r 随后确定轴 II 的转速 传动组 b 的极比指数为 3 在传动比极限范围内 轴 II 的转速最高可为 800 1000 1250 最低转速为 630 500 400 为了避免升速 又不使传动比 min r min r 中北大学课程设计说明书 6 太小 故可取 3 1 112 b i 2 11 b i 轴 II 的转速可取为 630 800 630 min r 同理对于轴 I 可取 2 1 111 58 a i 2 111 26 a i 3 11 a i 故可确定轴 I 转速为 1000 转速图如下 min r 2 2 5 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中查得 z S 1 8 1 如传动组 a 查 为 1 1 25 和 3 1 111 a i 2 111 26 a i 2 3 111 58 a i i 1 6 的三行 有数字的即为可能方案 结果如下 60 62 64 66 68 70 72 74 76 1 11 a i z S 61 63 65 66 68 70 72 74 75 77 2 11 26 a i z S 62 65 67 70 72 73 75 77 3 11 58 a i z S 从以上三行中可以挑出 70 和 72 是共同适用的 如取 72 则从表中查出小齿轮 z S z S 中北大学课程设计说明书 7 齿数分别为 36 32 28 即 1 36 36 a i 2 32 40 a i 3 28 44 a i 同理 1 22 62 b i 2 42 42 b i 1 18 72 c i 2 60 30 c i 2 2 6 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 主轴转速合格 1 24 1 26 1 5 2 6 1 26 2 3 传动零件的初步计算 2 3 1 计算各传动件的计算转速 1 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最高一 1 82 级转速 即为 4 315nrpm 2 各传动轴 轴 III 可以从主轴为按传动副找上去 近似为 但是由于315rpm 48 24 730rpm 轴 II 上最低转速为经传动组 c 可以使主轴得到两种转速 要传400rpm160 630rpm400 min r 递全部的功率 所以轴 III 计算转速 同理可得轴 II 计算转速 3 315 min r n 2 630 min r n 3 各齿轮 传动组 C 中只需计算的齿轮 计算转速为 只需计算 24 48 24Z 630 min r 48 24 两个齿轮哪一个的应力更大一些 较难判断 可同时计算 24Z 630 min j r n 24Z 选择模数较大的作为传动组 C 齿轮的模数 传动组 b 应计算 传动组 a 应24Z 630 j n 计算 28Z 1000 j n 2 3 2 传动轴直径的初定 传动轴直径按刚度用如下公式进行概算 中北大学课程设计说明书 8 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 T Nmm 4 955 10 n j N T n 该轴传递的功率N KW 该轴的计算转速 j n rpm 该轴每米长度允许扭转角 选取为 deg m deg 0 2 m 轴 I 4 1 2 05 9119 4 1000 10 dmm 轴 II 4 2 1 99 9121 6 630 10 dmm 轴 III 4 3 1 93 9125 5 315 10 dmm 2 3 3 主轴轴颈直径的确定 查表 根据主轴驱动功率可确定铣床主轴前轴颈的直径范围 2 3 1 D5080mm 故取 50mm 后轴颈的直径 21 0 70 850 7 5035DDmm 2 3 4 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 m mm 驱动电机功率 d N KW 计算齿轮的计算转速 j n rpm 大齿轮齿数和小齿轮齿数之比i1i 中北大学课程设计说明书 9 小齿轮齿数 1 Z 齿宽系数 B 为齿宽 m 为模数 m m B m 610 m 许用接触应力 j MPa 传动组 c 模数 3 1 22 2 0 13 163382 3 8 182 600630 c m 3 2 22 0 5 13 163382 35 8 240 5 600160 c m 传动组 b 模数 3 22 0 5 5 5 163382 23 8 240 5 600630 b m 传动组 a 模数 3 1 22 0 65 13 163382 10 8 240 63 6001000 a m 对于传动组 C 应选择较大模数作为传动组 C 的模数 故选取标准模数 2 5 a m 2 5 b m 2 5 c m 2 3 5 选定轴承 查双列圆柱滚子轴承和圆锥磙子轴承 283 87GB 轴 I 6004 d 20 D 42 B 12 轴 II 3182107 d 25 D 52 B 12 轴 III 3182109 d 30 D 62 B 13 轴 IV 前端 7207 d 35 D 72 B 17 后端 7210 d 50 D 90 B 20 2 3 6 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 1 确定计算功率 j N j NKN kw 中北大学课程设计说明书 10 式中 N 主动带轮传递的功率 kw K 工作情况系数 查表 10 有 K 1 3 则 1 3 1 5 1 95 j N 2 选择三角带的型号 根据计算功率 1 95 和小带轮的转速 1400 有图一选定 j N 1 n 选择三角带的型号是 Z 型 3 确定带轮的直径 1 D 2 D 小带轮的直径应满足 1min DD 为 三角带带轮的最小计算直径 尽量选用较大的直径 以减小胶带的弯曲应力 min D 从而提高胶带的使用寿命 查表 11 选择胶带带轮的直径 80mm 1 D 大轮直径 1400 1000X80 取整数有 112mm 1 21 2 n DD n mm 2 D 其中 是小轮及大轮的转速 1 n 2 n rpm 4 计算胶带速度 v 一般 v5 所以选 v 6 m s m s 5 初定中心距 0 A 两带轮的中心距应在 0 7 2 D1 D2 范围内选定 中心距过小时 胶带短因而增加 0 A 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 所以 2 80 112 384mm 0 A 6 计算胶带的长度 0d L mm 22 21 0012 0 11280 22 38480 1121070 2424 384 d DD LADD A 由上式计算出的值查表 12 选择标准长度 1120mm 0 L d L 7 计算实际中心距 A 中北大学课程设计说明书 11 mm 0 0 1120 1070 384409 22 dd LL AA 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 d AAL max 0 03 d AAL 8 验算小带轮包角 小带轮包角 21 1 11280 18057 318057 3175 5 409 DD A 所以小带轮包角合适 1 120 9 确定 V 带根数 单跟 V 带的基本功率0 35kw 0 P 查表得kw 0 0 02P 0 99K 1 08 L K 00 0 4 rL PPPKKkw 4 8 j r N z P 所以取 z 5 10 作用在支承轴上的径向力 Q 1 0 2sin 2 QS z 胶带的初拉力 查表得 80N 0 S 0 S 则N 175 5 2 80 5 sin779 3 2 Q 2 3 7 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 1 984 II NN 中北大学课程设计说明书 12 计算转速 630 j n j n 齿宽系数 B 齿宽 m 模数 610 取 8 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 号用于内啮合 2i1i i 转速变化系数查表 19 058 n K n K 许用接触应力 从表 26 选取 600 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 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 同一变速组内的齿轮总 s T 工作时间可近似为 P 为该变速组的传动副数 P 2 20000 s TTP 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 60 160 10000 1 33 10 寿命系数 s k sTnNq kK K K K 1 33 0 58 0 89 0 550 38 则 2 215 j m 3 22 2 11 2 1 2 1 04 1 98 16338 8 242 600630 中北大学课程设计说明书 13 2 3 8 主轴刚度验算 2 3 8 1 选定前端悬伸量 C 参考 机械装备设计 P121 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 2 3 8 2 主轴支承跨距 L 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 2 3 8 3 计算 C 点挠度 2 3 8 3 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 5 0 96 0 98 d NKW max 0 50 60 50 6400200 240 240 31 5 min j jj DDmm Dnr 取 故 故 4 4 2 955 100 82 5 5 1 15 10 240 35 5 t pN 4 1 121 736 10 t PPN 33 0 456 98 10 0 355 43 10 N rtft PPN PP 2 3 8 3 2 驱动力 Q 的计算 参考 车床主轴箱指导书 7 2 12 10 N Q nzn 其中 7 5 5 0 96 0 984 58 72 3 35 5 min d NNKW zmnr 所以 74 4 58 2 12 101 13 10 4 72 35 5 QN 2 3 8 3 3 轴承刚度的计算 这里选用 4382900 系列双列圆柱子滚子轴承 根据求得 0 1030 8 22 222 1 5Cd 中北大学课程设计说明书 14 0 1030 85 0 1030 85 22 222 1 5708 48 10 22 222 1 51009 224 10 A B CN mm CN mm 2 3 8 3 4 确定弹性模量 惯性距 I 和长度 c I a b s 2 3 8 3 4 1 轴的材产选用 40Cr 查 简明机械设计手册 P6 有 5 2 1 10EMPa 2 3 8 3 4 2 主轴的惯性距 I 为 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 2 3 8 3 4 3 切削力 P 的作用点到主轴前支承支承的距离 S C W 对于普通车床 W 0 4H H 是车床中心高 设 H 200mm 则 1200 4 200200Smm 2 3 8 3 4 4 根据齿轮 轴承宽度以及结构需要 取 b 60mm 2 3 8 3 4 5 计算切削力 P 作用在 S 点引起主轴前端 C 点的挠度 23 22 3 63 csp cAA LSLCsccLscsc yPmm EIEIC LC L 代入数据并计算得 0 1299mm csp y