车床床头箱设计

目录1.1 已知条件.31.2 结构式31.3 绘制转速图31.3.1 选定电动机31.3.2 确定各级转速31.3.3 确定各轴转速41.3.4 确定各变速组传动副齿数42.1 V 带传动的计算62.2 传动轴的估算82.2.1 确定各轴转速82.2.2 初算传动轴直径922.2.3 主轴直径选取 92.2.4 各传动组齿轮模数的确定102.2.5 验算小齿轮的模数123.1 齿轮校验133.2 传动轴的校核163.2.1 传动轴的弯曲刚度163.2.2 传动轴疲劳强度校核173.2.3 传动轴的最大挠度计算193.2.4 传动轴的在支承处的倾角计算213.3 主轴组件的静刚度验算223.3.1 计算条件的确定223.4 两支承主轴组件的静刚度验算2233.5 主轴疲劳强度校核264. 箱体的结构设计274.1 箱体材料 274.2 箱体结构 275.润滑与密封295.1 润滑性能分析295.2 润滑油的选择296. 参考文献304计算及说明 结果51.1 已知条件车床的主参数和基本参数如表 1-1 所示。表 1-1工件最大回转直径 mDax正转最高转速 inmaxr电机功率 kwN公比 转速级数 Z320 1420 3.0 1.41 121.2 结构式根据要求，转速级数为 12 级。根据结构式的确定原则：前多后少、前疏后密、前快后慢，及在降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比 ；在升速时为防41min止产生过大的噪音和震动常限制最大转速比 。可初步确2ax定结构式为 。631221.3 绘制转速图1.3.1 选定电动机一般车床若无特殊要求，多采用 Y 系列封闭式三相异步电动机，根据原则条件选择 Y100L2-4 型 Y 系列笼式三相异步电动机，额定功率 3.0，满载转速 1420 。KWminr1.3.2 确定各级转速由 、 、z = 12，查机械制造装备设计表 10.1 标准min/5.31inr41.数列确定各级转速：1400、1000、710、500、355、250、180、125、90、63、45、31.5r/min。1.3.3 确定各轴转速结构式为 63122电机 Y100L2-4，额定功率 3.0，满载转速 1420KWminrin5.31minri40ax6在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按传动顺序依次设为、。与、与、与轴之间的传动组分别设为 a、b、c。现由（主轴）开始，确定、轴的转速：先来确定轴的转速（1）传动组 c 的变速范围为 ，结合结构式，10,864.51.max5R轴的转速只有一种可能：125、180、250、355、500、710r/min。（2）确定轴的转速传动组 b 的级比指数为 3，希望中间轴转速较小， ，又不致传动比太小，可取，8.2/1/1i 1/2ib轴的转速确定为：250、355、500r/min。（3）确定轴的转速对于轴，其级比指数为 1,可取， ，21/.8ia21/ia31/.4ia确定轴转速为 710r/min。由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比 。2701.3.4 确定各变速组传动副齿数齿轮数可通过用计算法、图解法或从表查法确定，必须注意以下几点：1） 齿轮的齿数和 不能太大，以免齿轮尺寸过大而引起机床结构增zS大。一般推荐齿数和 ，常选在 100 之内。1022） 同一变速组中的各对齿轮，其中心距必须保证相等。3） 最小齿轮的齿数应保证不产生根切现象。对于标准齿轮，其最小齿数 （变位齿轮除外） 。受结构限制的最小齿数的各齿min17轮（尤其是最小齿轮） ，必须能可靠地装到轴上或进行套装。4） 齿轮齿根圆到键槽的壁厚 。 （ 为模数）一般 ，以2am5am保证足够强度，防止破裂和热处理变形过大。5） 放有操纵机构滑块的滑移齿轮的最小齿轮的确定，不宜过小，要保证与小齿轮侧面有较好的接触。6） 确定齿轮齿数时，要考虑选用标准模数大小。同一变速组尽可能选用同一模数。7） 两轮间中心距应取得适当不应过小，否则将导致两轴轴承间孔壁过薄或镗穿， 以及其他结构之间距离过近或相碰。第一变速组中各个齿轮齿数的确定:211ai30S7512ai 12702S03i203S的最小公倍数为 12,即 ,则 （传动副中的齿数03S0kz7和）,最小齿轮齿数发生在 中, ,取 k=6,则 ;1ai 17432kz 241az; ;30512kza 62kza; , ,7S481202az 363az所以第一变速组中的三对齿轮齿数分别为:24/48、30/42、36/36。 第二变速组中各个齿轮齿数的确定：则 6231bi01S2bi02S840kSz，取 k=1， ；784kz 1bz22zb，则S。4;621bbz所以第二变速组中的两对齿轮齿数分别为：22/62,42/42.第三变速组中各个齿轮齿数的确定：302S 则411ci502ci kSz15;0,18,6k,735zkz取 906,5zck92891 cc所以第三变速组中的两对齿轮齿数分别为:18/72,60/30.得轴两齿轮齿数分别为 72，30。如图 1-1 所示 图 1-1 传动系统转速图8图 1-2 主传动系图2.1 V 带传动的计算V 带传动中，轴间距 A 可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定比传动。(1)选择 V 带的型号根据公式 1.230.6caPKKW式中 P-电动机额定功率， -工作情况系数(此处取为 1.2)。 选择 A 型带(2)确定带轮的计算直径 ，D带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径 不D宜过小。查机械设计取主动轮基准直径 =80 。则被动轮直径mmm 。 1608212iD一般允许误差 5%，显然所选大带轮直径可选。选择 A 型带=801m6029(3)确定三角带速度按公式 13.480125.94/606Dnv ms在 525m/s 之间，满足带速要求。v(4)初定中心距带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取：根据经验公式 120120.7DADm即 ，中心距过小，将降低带的寿4806688. 命，过大时，会引起振动。取 =400mm.0(5)V 带的计算基准长度 LADALm8.104601824.3020 由机械设计表 8-2，选取带轮的基准长度为 。L5(6)确定实际中心距 LA6.4328.1054020 (7)验算小带轮包角 ，主动轮上包角合适。oooD7.193.51812(8)确定 V 带根数 z由式 lcakpP0查表 8-4，得 = 0.17KW, = 0.86KW查表 8-5， =1；查表 8-2， =0.93kl89.3.0186.703Z所以取 根.4z5、计算 V 带的预拉力和轴向压力（1）单根 V 带的初拉力由机械设计中表 8-3 查得 ，由式（8-27）得0.1/qkgmmL1250A6.43z=410NqvzKPFca 16.794.510.4163)52(0)5.2(0 22 （2）计算 V 带作用在轴上的压力 QF由式（8-28）得Nzp 28.937.sin6.742sin10 2.2 传动轴的估算传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大变形。因此疲劳强度一般不失是主要矛盾，除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变形。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。2.2.1 确定各轴转速 (1) 确定主轴计算转速：主轴的计算转速为取 min/30.841.53321min rzj in/90rj(2) 各传动轴的计算转速： 轴可从主轴 90r/min 按 72/18 的传动副找上去，轴的计算转速125r/min；轴的计算转速为 250r/min；轴的计算转速为 710r/min。（3）各齿轮的计算转速传动组 c 中，18/72 只需计算 z = 18 的齿轮，计算转速为 125r/min；传动组 b只需计算 z = 22 的齿轮，计算转速为 355r/min；传动组 a 计算 z = 24 的齿轮，计算转速为 710r/min。（4）核算主轴转速误差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： %1.410标 准 标 准实 际 nmin5.31rnIVi2rIin35nImi710rI11主轴转速 1n23n45n6标准转速 31.5 45 63 90 125 180实际转速 31.4 44.9 62.9 88.75 126.8 177.5转速误差% 0.003 0.02 0.001 0.014 0.015 0.013主轴转速 n7 n8 n9 n10 n11 n12标准转速 250 355 500 710 1000 1400实际转速 251.9 359.9 503.9 710 1014.3 1410转速误差% 0.007 0.013 0.078 0 0.014 0.02经过验算转速，均在允许范围内。2.2.2 初算传动轴直径491jnNd其中 d-传动轴直径（ mm） ，N-该轴传 递的功率（kW） ，为3.0kW， -该轴的计算转速（ r/min） ， -该轴每米长度允许j 的扭转角（deg/m） ，取为 1轴 上， ，计算得 d=23.9mm，根据轴的布置情况，min70rnj初取为 28mm轴上， ，计算得 d=30.9mm，根据轴的布置情i/35rj况，初取为 40mm轴上， ，计算得 d=36.8mm，根据轴的布置情况，min/12rnj初取为 46mm2.2.3 主轴直径选取根据功率为 3.0kW，查相关手册，确定主轴大端直径 D1 取7090mm，选取为 90mm。小端的直径 D2=（0.70.85）D1，取为 65mm。2.2.4 各传动组齿轮模数的确定12根据齿轮弯曲疲劳的估算：mm32jznNm齿面点蚀的估算：mm370jA其中 为大齿轮的计算转速，A 为齿轮中心距。jn由中心距 A 及齿数 、 求出模数： mm1z2 21zAmj根据估算所得 和 中较大的值，选取相近的标准模数。mj1）- 齿轮弯曲疲劳的计算8.96.03dNmm71542（ 为大齿轮的计算转速，可根据转速图确定）jn= mm 370jnNA35.748.23取 A=75，由中心距 A 及齿数计算出模数：mm21zmj06.24875根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数取 =2.51m(2) -齿轮弯曲疲劳的计算：(两对轴承)kwn86.295.012zNmj 30.133齿面点蚀的计算: mmnA1.05286.7733取 A=105，由中心距 A 及齿数计算出模数：zm50.26121根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。取 32m(3)- 齿轮弯曲疲劳的计算：13(两队轴承)kwn84.29.02345.317.3jzNm齿面点蚀的计算： 9.165.38203nA取 A=166，由中心距 A 及齿数计算出模数： 69.0121zmj根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。取模数 。43m确定齿轮的主要参数:标准齿轮： *20h1c0.25度 ， ，从机械原理 表 10-2 查得以下公式：齿顶圆 mzdaa)+(=*1齿根圆 2chf分度圆 z齿顶高 a*=齿根高 mchf)+(中心距 求得:齿轮尺寸表2/1d142.2.5 验算小齿轮的齿数套装在轴上的小齿轮还应考虑到齿根圆到它的键槽深处的最小尺寸应大于基圆齿厚，以防止断裂，则其最小齿数 应为 minZ；其中 -齿轮花键孔外径（mm） ，单键槽取其6.503.1minDZD孔中心至键槽槽底的尺寸两倍；m-齿轮模数（mm） 。轴上，经计算得 ，实际选出的小齿轮的齿数为min18.3Z22，符合要求。轴上，经计算得 ，实际选出的小齿轮的齿数为in7.18，符合要求。3.1 齿轮校验齿轮强度校核:只需校核各个变速组中相对较弱的齿轮组，如强度足够则同组变速组中的其他齿轮对强度必定足够。 1、按齿根弯曲疲劳强度校核。第一变速组：此处校验(24/48)齿轮组大齿轮选用 45 号钢，调质处理，硬度为 240HBS；小齿轮选用40Cr(调质)，硬度为 280HBS，硬质差 40 ,在规定的 3050 范围内.HBS若 则校核合格F1)查机械设计图 10-20c 得，小齿轮弯曲疲劳强度极限 ；501limF大齿轮弯曲疲劳强度极限 420limF2)查机械设计图 10-18 得，弯曲疲劳寿命系数 ；83.1NK89.02FNK查机械设计表 10-5 齿形系数和应力校正系数 得 ,65.21FaY, ,3.2aY5.1Sa69.2SaY3)计算弯曲疲劳许用应力15取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得 MPaSKFFN 43.2964.1508311lim1 07.922li2由公式: 2111SaFaFYZbT计算转矩 ： mNnPT 4331 1087.3/.095/095计算载荷系数 K.25.FVA（其中：动载荷系数 .使用系数 ,直齿轮 由12v AK1F非对称齿轮布置时, 查机械设计图 10-13 得56.hb43H）求得：2.1FK MPaFF 432.96.9011 YSa 0.7.58.6.2412 所以齿轮疲劳强度校核合格。第二变速组：此处校验(22/62)齿轮组大齿轮选用 45 号钢，调质处理，硬度为 240HBS；小齿轮选用 40Cr(调质)，硬度为 280HBS，硬质差 40 ,在规定的 3050 范围内.HBS若 则校核合格F1)查机械设计图 10-20c 得，小齿轮弯曲疲劳强度极限 ；501limF大齿轮弯曲疲劳强度极限 420limF2)查机械设计图 10-18 得，弯曲疲劳寿命系数 ；83.1NK89.02FNK查机械设计表 10-5 齿形系数和应力校正系数 得 , , ,7.1aY27.Fa5.1SaY73.2Sa4)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得 MPaSKFFN 4.964.1508311lim1027.922li2 由公式: 121 1SaFaF YZbT计算转矩 :2T16mNnPT 43232 107.5/86.21095/1095计算载荷系数 K.FVA（其中：动载荷系数 .使用系数 ,直齿轮 由v AK1F非对称齿轮布置时, 查机械设计图 10-13 得5hb4231H）求得：2.1FK MPaFF 432.96.711 YSa 0.757.2.12 所以齿轮疲劳强度校核合格。第三变速组:此处校核(18/72)齿轮组查机械设计表 10-5 齿形系数和应力校正系数 得 , , ,73.21FaY2.Fa57.1SaY5.2Sa计算转矩 :T mNnP5333 108./4.09/095MaFF2.62.1671.所以齿轮疲劳强度校核合格。3.2 传动轴的校核对轴进行校核3.2.1 传动轴的弯曲刚度齿轮传动轴同时受输入扭矩驱动力 和输出扭矩驱动力aQ的作用而产生弯曲变形。当齿轮为直齿圆柱齿轮，其啮合角bQ，齿面摩擦角为 时，则2072.517（2.13）72.10aNQmzn式中：该齿轮传递的全功率( ),如前述原因,此处均取kW。3kW该齿轮的模数 ,齿数；,mz()m该传动轴的计算工况转速( ),( 或 )n /inrajbjnbjajn该轴输入扭矩的齿轮计算转速( )aj /mir该轴输出扭矩的齿轮计算转速( )；其中bjn n是变速组 1 的驱动力,且 3 个驱动力不能同时作用,123,aaQ是变速组 2 的驱动阻力,且 2 个驱动阻力不能同时作用。b将五种驱动力/驱动阻力分别带入式(2.13),可得到各驱动力为： NQa 95710365.210.71 4382a4.73对于输出驱动阻力,由于各种情况转速不定,故应在选定校核用轴 II 速度以后计算。3.2.2 传动轴 II 的疲劳强度校核选用 45 号钢，调质处理，硬度 ， ，2175HBSMPa， 。MPabPas段： ， ；md351l5.1II 段：此处较长的轴段要安装滑移此轮，所以要使用花键轴， ， ；D402d362ml357218III 段： ， ；md35l5.23画出轴的受力简图（a）已知齿轮 ， ， 120102ml1l1432ml14NT3358.9求圆周力 ，径向力 tFrkdt .1201tr58anNTFt 6.2kNtr 68.02tan1a) 画水平面的弯矩图（b）由 B 点的力矩和为零,得)()( 32132321 LFLFttay 代入数据,得 kay78.由 A 点的力矩和为零,得)()( 211321ttby代入数据,得 kNFby.b) 画垂直平面弯矩图（C）由 B 点的力矩和为零,得)()( 32132321 LLrraz 方 向 向 下k.0由 B 点的力矩和为零,得)()( 2112321FFrrbzN7.A 点总支反力 kNazyA75.B 点总支反力 b32c) 画合成弯矩图（d）垂直面内弯矩C 处弯矩: mkLFMazc 01.01D 处弯矩: NbD78.34273水平面内弯矩C 处弯矩: ayc.1D 处弯矩: kLFbD9.1319所以合成弯矩如下C 处弯矩: mNMcyzc 14.752D 处弯矩: DD39d) 画转矩图（e）mKNT123e) 画当量弯矩图（f）转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取 ，0.68.76.02C 处的当量弯矩: mNMcc 5.198.732D 处的当量弯矩: D进行校核时,通常只校核该轴上承受最大弯矩和转矩的截面(即截传动轴疲劳强度满足要求20面 D)的强度.MPaPamNdMC 55.10261.09. 13 故强度足够3.2.3 传动轴 II 的最大挠度计算为了计算上的简便,可以近似地以该轴的中点挠度代替最大挠度,其最大误差不超过 3%.若两支承的齿轮传动轴为实心的圆形钢轴,忽略其支承变形,在单在弯曲载荷作用下,其中点挠度为：(4. 4)334(0.75)(/)1.9(ablNxymDzn式中：两支承间的跨距(mm),对于轴 II, 。l 356l该轴的平均直径(mm),本轴的平均直径 。D 4D, 齿轮 的工作位置至较近支承点的距离(mm)。iaxli iz输入扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度( )。ay m输出扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度( )。b对于输入的三个驱动力,计算其分别作用时对于轴中点的挠度值，其余各符号定义与之前一致。对于 ,其输入位置 ,故1aQ138.5a38.5016x3456.0(70.)7.9.29y m对于 ,其输入位置 ,故2a 6am35x3 34.(5.)1. 0.6y 对于 ,其输入位置 ,故3aQ319a19.4x3 3456(0.7.4)7.9.256y m故 引起的中点挠度最大,在计算合成挠度时使用 ,2a 2aQ进行计算.此时轴 II 转速为0.1am265/inr此时对之前计算的输出驱动阻力进行计算,各力为217132.01684925bQN0带入式(4. 4), 对于输出的两个驱动阻力,计算其分别作用时对于轴中点的挠度值。对于 ,其输入位置 ,故1bQ132bam1320.756x3456(0.70.7)7.9.456y m对于 ,其输入位置 ,故2b2b 93x34(.9.)1. 0.70y 故 引起的中点挠度最大,在计算合成挠度时使用 ,bQ 1bQ进行计算。10.42bm中点的合成挠度 可按余弦定理计算,即：hy(4.5)2cos()hababym式中：被验算轴的中点合成挠度(mm)；hy驱动力 和阻力 在横剖面上,两向量合成时的夹角aQb(deg), ；2()在横剖面上,被验算的轴与其前、后传动轴连心线的夹角(deg),按被验算的轴的旋转方向计量,由剖面图上可得 值.啮合角 ,齿面磨擦角 ,得05.722()2(0)14代入计算,得： 220.13.4.32cos(5.)0.14h hy my满足要求。3.2.4 传动轴 II 的在支承处的倾角计算传动轴在支承点 A,B 处的倾角 时,可按下式进行近似计AB算：传动轴最大挠度满足要求传动轴 II 在支撑处满足要求22(4.6)3()hAByradl代入 , ,得 0.14hm56lAB30.1456.01()rad满足要求,故不用计算其在齿轮处的倾角。3.3 主轴组件的静刚度验算3.3.1 计算条件的确定1. 变形量的允许值（1）验算主轴轴端的挠度 ,目前广泛采用的经验数据为:cy(4.7)0.2()cylm式中：两支承间的距离,在本主轴中, .故取l 589l；0.178cym（2）对于最大加工直径为 的普通车床,其主轴前端静刚320度为 。/N（3）根据不产生切削自激振动的条件来确定主轴组件的刚度。 选用验算主轴轴端的挠度。cy2. 切削力的确定最大圆周切削力 须按主轴输出全功率和最大扭矩确定,其tP计算公式为：(4.8)429510()dtjNDn式中： 电动机额定功率(kW),此处 ；dN3.0dkW主传动系统的总效率, , 为各传动副、轴承的 1ni效率.由参考文献3,对于普通机床的主变速系统,总效率,此处,为方便起见,起 ；0.785 0.823主轴的计算转速 ),由前知,主轴的计算转速为jn(/minr；95/mir计算直径 ,对于车床 为溜板上的最大加工直径，jD)jD， 为最大加工直径 ；max(0.6)jax()m将参数值带入(4.8)式,得 3016tPN验算主轴组件刚度时,须求出作用在垂直于主轴轴线的平面内的最大切削合力 。对于普通车床切削合力 ，总2yzP切削力 。如果按通常采用未磨钝的、主偏角为22xyzPP的车刀，切削钢材时进给量较大，各切削分力的比例关系大45致为： ；进给力 ，则30.58yzztg 150.27xzzPtgP，带入数据由式（4.8）得：1.1.30648.NP3. 切削力的作用点设切削力 的作用点到主轴前支承的距离为 ,则s(4.9)(m)scw式中：主轴前端的悬伸长度,此处c 106mc对于普通车床 ， （ 为车床的中心高，当w0.4H）H=160-25.17.9w代入,切削力 的作用点到主轴前支承的距离为P175.64ms3.4 两支承主轴组件的静刚度验算由于主轴上的大齿轮比小齿轮对主轴的刚度影响较大,故仅对大齿轮进行计算。24图 Error! No text of specified style in document.-1 主轴部件横向视图力的分布为了计算上的简便,主轴部件前端挠度可将各载荷单独作用下所引起的变形值按线性进行向量迭加,由参考文献1其计算公式为：(1) 计算切削力 作用在 点引起主轴前端 占的挠度Psccspy(4.10)2322() ()6cspcBAllsy mEIICl式中：抗拉弹性模量 ,钢的E5.10MPa为 段惯性矩 ,对于主轴前端,有cIBC25444 64390(1)(1).51066cdI m为 AB 段惯性矩,有 444 647()().72I其余各参数定义与之前保持一致.代入计算,得 0.13cspym其方向如图 4-3 所示,沿 方向, .P60p（ 2）计算力偶矩 作用在主轴前端 点产生的挠度MccMy(4.11)22( )(3cMCBAlcy mEIl式中各参数定义与之前保持一致.力偶矩代入,得：z1604.82jDPN63.5cMy其方向在 H 平面内,如图 4-3 所示, 。10M(3)计算驱动力 作用在两支承之间时,主轴前端 点的挠度QccmQy(4.12)22(2)() ()6cmQBAblblcby mEICl式中各参数定义与之前保持一致.驱动力 .4602PkNnzv代入得 ,其方向如图 4-3 所示,角度0.19cmQy275.719.8(1) 求主轴前端 点的综合挠度ccyH 轴上的分量代数和为：(4.13)cossoscpPcmQcMyy代入,得：V 轴60.1360.1954.283.10cs80.1cH m上的分量代数和为：(4.14)sinsisincVpPcmQcMyyy代入,得： 两支承满足对主26综合挠60.13sin60.19sin54.283.10sin80.4cVy m度为：故满足22.(.).7ccH cymy对主轴的刚度要求。3.5 主轴疲劳强度校核验算轴的疲劳强度由轴承的结构得,当轴的中间小齿轮工作时弯矩最大,所以校核根据小齿轮.a) 画出轴的受力简图（a）已知小齿轮 ， ， md120la475mlb36NT334 .9876.95求圆周力 ，径向力 tFrkdt .15204.14tr 7.tan69.anb) 画水平面的弯矩图（b）轴承支反力 ,kNlFbaray4.2kFby376.水平面弯矩 mlMyc 251751c) 画垂直平面弯矩图（C）轴承支反力 ,klbataz 9.6kbz.7垂直面弯矩 NFzc 253472d) 画合成弯矩图（d）mNMcc3421e) 画转矩图（e）T.94f) 画当量弯矩图（f）转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取 ，截面 C