C5225型立式车床工作台设计

摘 要降低产品成本，提高产品市场竞争力，是当今制造业界主要的奋斗目标。而降低产品设计成本，提高产品设计水品是提高产品综合竞争力的关键所在。为了满足广大客户的要求，为了适应社会发展的需求，本文在原有国产 C5225 型立式车床工作台传动系统的基础上，查阅了大量的国内外期刊论文，对 C5225 型立式车床工作台传动系统进行了设计。通过本课题研究取的了以下的研究成果：对 C5225 型立式车床工作台传动系统进行了运动和动力分析，结构优化改进，包括：传动结构的设计，工作台的设计，轴的设计等，并对其进行了强度校核。对工作台和传动机构相结合的系统进行了以效率、经历为最高目标的优化设计。在综合考虑影响 C5225 型立式车床传动系统效率的各因素的情况下，提出了满足功率，转速，回转直径等约束条件，建立了包含传动系统参数在内的优化设计数学模型，并给出了相关的理论计算。理论计算显示，新型机型有更优的设计质量和更高的使用效率。关键词：工作台；立式车床；传动系统；济南大学毕业设计- 1 -ABSTRACTReduce the costs of product, improve the competition of product market, is the main goal of the manufacturing industry. And reduce the cost of product design and improve product design to improve product water product is the key to overall competitiveness. To meet the requirements of our all customers,and in order to meet the needs of social development,the paper based on the transmission system of the original vertical lathe C5225. access to large number of international journal articles, and designed the table of the C5225 drive . By this research and have the following findings:Monement and dynamic analysis the table drive system of the vertical lathes on the C5225, improvements the structural optimization, including: transmission structure design, table design, shaft design and so on,and carry out the strength check.On the table and the combination of transmission line system path to efficiency through the optimal design for the highest goal. In considering of the impact of C5225 transmission efficiency of vertical lathes under the case of each factor was proposed to meet the power, speed, turning diameter constraints, including transmission parameters, including the establishment of the optimal design model, and gives related the oretical calculations. Theoretical calculations show that the new model has better design quality and higher efficiency.Key words：table；vertical lathe； transmission； 济南大学毕业设计- 2 -目 录摘要. .IABSTRACT.II1 前言.11.1 工作台传动系统的工作原理. .11.2 工作台传动系统特点. .22 C5225 型立式车床工作台传动系统总体设计.32.1 方案的比较选择 .32.1.1 传动方案的选择. .42.1.2 主轴的支撑设计. .52.2 总体方案. .33 主要零部件的机构设计与校核计算.53.1、齿轮设计53.1.1、低速齿轮设计.53.1.2 高速齿轮设计.93.2 轴的设计与计算 .134 轴承的润滑及密封.154.1、润滑方式的选择.154.2、密封方式的设计及选择165 结论.16参考文献.17致谢.18附录. . . . .19济南大学毕业设计11 前言随着我国经济的不断发展，我国制造业领域涌现出了许多私营企业，这些企业的规模普遍不大。一些先进的机床，其加工功能虽然丰富，但成本高，对于一些中小型企业来说购置困难，因此，中小型企业为了发展生产，希望对原有机床进行改造，以提高生产效率。并且工业现代化所需要的各类装备和设施，更是离不开高档车床与基础制造设备。而我国机床工业的发展现状是机床拥有量达、工业生产规模小，突出的任务就是用较少的资金迅速改变机械工业落后的生产面貌，使之尽可能提高自动化程度，保证加工质量，减轻劳动强度，提高经济效益。而且机床是先进制造技术的载体，机械产品质量、更新速度、应变能力、效率在相当程度上取决于机床。我国现在对机床的需求将是中档数控机床、加工中心和专用机床为主。其他机床相对要少得多了。因此，普通机床的改造，大有可为。而且本次课题的主要要求就是在原先的普通车床的基础上，进一步改进车床的主传动工作台，使机床在使用时，提高其效率，降低成本等。1.1 工作台传动系统的工作原理C5225 型立式车床工作台传动系统主要是由电动机，传动系统和工作台等部分组成。其工作原理是电动机（在此设计题目中，电动机先不做过多要求及设计，重点在于研究工作台传动部分）通过传动机构驱动工作台的主轴做转动，从而带动工作台的旋转，其传动系统图如下：示图一 C5225 型立式车床工作台系统传动图1,3,5 齿轮； 2 轴承； 4 电机； 6 工作台工作时，电机通过减速装置带动主轴转动，动力通过主轴再传递给支承轴，该轴与工作台连接，从而带动了工作台的旋转，进而进行加工工作。济南大学毕业设计21.2 工作台传动系统的特点：（1） 该工作台为中型立式车床工作台。（2） 系统中，易磨损件采用了优质高耐磨合金属材料，使其使用寿命调高了几倍。（3） 配置有专门的润滑装置，注油简便，最重要的是延长了轴承的使用寿命。（4） 该型系统属立式机构，密封性好，工作环境不是很糟糕，粉尘不多；底座可打开，拆装方便，便于维修。示图一济南大学毕业设计32 C5225 型立式车床工作台总体设计2.1 方案的比较选择2.1.1 传动方案的选择通过机械设计的学习，机械的传动主要是有带传动、链传动、齿轮传动和蜗轮传动。选择齿轮传动，齿轮传动是机械传动中重要的传动之一，齿轮传动的主要特点有1） 效率高 在常用的机械传动中，以齿轮传动的效率为最高。如一级圆柱齿轮传动的效率可达 99%。2） 工作可靠、寿命长 设计制造合理，使用维护良好的齿轮传动，工作十分可靠，寿命可长达一、二十年，这也是其他机械传动所不能比拟的。而且齿轮的传动形式很多，应用广泛，传递的功率可达数十万千瓦，圆周速度可达200m/s。综上所述以及根据以往经验 C5225 型立式车床工作台传动方式采用齿轮传动。2.1.2 主轴的支撑设计方案一：在主轴两端使用角接触球轴承，角接触球轴承可以同时承受径向载荷及轴向载荷，也可以单独承受轴向载荷。能在较高转速下正常工作。由于一个轴承只能承受单向的轴向力，因此一般成对使用。承受轴向载荷的能力与接触角 有关。接触角大的承受轴向载荷的能力也高。方案二：在主轴两端采用圆锥滚子轴承，圆锥滚子轴承可以同时承受径向载荷及轴向载荷（30000 型以径向载荷为主，30000B 型以轴向载荷为主） 。外圈可分离，安装时可调整轴承的游隙。一般成对使用。而工作台在工作状态时主轴转速并不是很高，因此，通过比较，选择方案二即经济实惠，又能对对主轴传动起到更好的支撑作用。2.2 总体方案（1）传动机构采用齿轮传动;（2）主轴采用双列圆锥滚子轴承（示图二） ，传动轴用圆锥滚子轴承（示图三） 。济南大学毕业设计4示图二示图三济南大学毕业设计53.主要零部件的机构设计与校核计算3.1、齿轮设计3.1.1、低速齿轮设计1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）确定齿轮类型，按工作台的传动方案，选用的两齿轮均为标准圆柱直齿轮2）材料选择，大小齿轮材料均为 45 钢（调质）3）确定精度等级，因为 C5225 型立式车床工作台传动为一般的工作系统，速度不是很高，因此，选用 7 级精度（GB 10095-88）4）根据齿轮设计准则，选取 120，传动比 i=9.3，则取 1i20=9.320=186。2、按齿轮面接触强度计算由设计计算公式进行试算，即查 4试算 321 )(12.HEdt ZukTd（1）确定公式内的各计算数值）试选 .tK2）计算小齿轮传递的转矩mNnPT 55151 104.682/0.9/0.93） 查圆柱齿轮的齿宽系数 .d4）查表 4得材料的弹性影响系数 2/18.9MPaZE5）查图 4按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH601lim lim250H6）查图 4得接触疲劳强度寿命系数 9.1NK9.N7）计算接触疲劳强度许用应力 1HMPaSKN540690./1lim2 .252li(2)计算济南大学毕业设计6）试算小齿轮分度圆直径 ，查表 10-58得计算公式td1m mZuTKdHEdtt025.1 )5.2819(3.45.01632.)(321 2) 计算齿宽 bb= mtd 51.6702.154.13)计算模数mzmtt .20.14)计算载荷系数根据 v=6.438m/s，7 级精度，查动载系数图可知 ；14.vK直齿轮， ;1FHK查表使用系数，可知 ;A查表接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数，可知 ；423.1HK由齿高比 ， 查图弯曲强度计算的齿向载荷分布系数 ;因01.4hb423.HK 25.1FK此载荷系数K= 62.1.1.VA5)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由公式(10a) 4得mkdt 57.3.16205.316)计算模数 m。m= mz076.82.613、按齿根弯曲强度设计由公式（5） 4得弯曲强度的设计公式为 321)(FSadYzKT(1)确定公式内的各计算数值济南大学毕业设计71） 查图齿轮的弯曲疲劳强度极限，可知小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =500MPa;1FE大齿轮的弯曲强度极限 =380MPa;2FE2） 查图弯曲疲劳寿命系数，可知取弯曲疲劳寿命系数 =0.85， =0.88;1FNK2FN3） 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,有公式(12) 4 得=1FMPaaSKFEN 57.304.1580FEF 86.2.114） 计算载荷系数 K。K=K 51.3.1.FVA5)查取齿形系数查表齿形系数及应力校正系数，可知 =2.80； =2.088;1FaY2FA6)查取应力校正系数。查表齿轮系数及应力校正系数，可知 =1.55; =1.857;1Sa2SAY7)计算大、小齿轮的 并加以比较FSaY01429.57.3821FSa比较后大齿轮的数值较大63.2FSaY（2）设计计算mm72.50163.245.06135对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿轮的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 5.722，并就近圆整为标准 m=6.0mm,按接触强度算得的分度圆直径 d =161.517mm,算出小齿轮齿数1济南大学毕业设计8=1Z273.9516md大齿轮齿数 ， 取 =252。.1.522Z这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免 浪费。4、几何尺寸计算（1）计算分度圆直径mmzd1620.271552（2）计算中心距da83721621 （3）计算齿轮宽度mdb9.1645.01故取 mB75215、结构设计及绘图齿轮零件图小齿轮图四大齿轮济南大学毕业设计9图五3.1.2 高速齿轮设计1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数5）确定齿轮类型，按工作台的传动方案，选用的两齿轮均为标准圆柱直齿轮6）材料选择，大小齿轮材料均为 45 钢（调质）7）确定精度等级，因为 C5225 型立式车床工作台传动为一般的工作系统，速度不是很高，因此，选用 7 级精度（GB 10095-88）8）根据齿轮设计准则，选取 120，传动比 i=2.5，则取 1i20=2.020=50。2、按齿轮面接触强度计算由设计计算公式进行试算，即查 4试算 公式（-1）321 )(12.HEdt ZukTd（1）确定公式内的各计算数值）试选 .tK2）计算小齿轮传递的转矩mNnPT 55151 104.682/0.9/0.93） 查圆柱齿轮的齿宽系数 1.d4）查表 4得材料的弹性影响系数 2/18.9MPaZE5）查图 4按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH601lim lim250H6）查图 4得接触疲劳强度寿命系数 9.1NK9.N济南大学毕业设计107）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为 S=1，由公式12 4 得1HMPaSKN540690./1lim2 .252li(2)计算）试算小齿轮分度圆直径 ，查表 10-58得计算公式td1m mZuTKdHEdtt973.28 )5.2819(.16.04532.)(211 2）计算圆周速度 vv= smsnt /826.9/106973.281063) 计算齿宽 bb= dt 3.97.28.14)计算模数mzmtt 4.1203.15)计算载荷系数根据 v=9.826m/s，7 级精度，查动载系数图可知 ；13.vK直齿轮， ;1FHK查表使用系数，可知 ;A查表接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数，可知 ；423.1HK由齿高比 ， 查图弯曲强度计算的齿向载荷分布系数 ;因42.1hb423.1HK 15.FK此载荷系数K= 608.1.VA6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由公式(10a) 4得济南大学毕业设计11mkdt 791.2453.160897.231 7)计算模数 m。m= mz290.20.4513、按齿根弯曲强度设计由公式（5） 4得弯曲强度的设计公式为321)(FSadYzKTm(2)确定公式内的各计算数值5） 查图齿轮的弯曲疲劳强度极限，可知小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =500MPa;1FE大齿轮的弯曲强度极限 =380MPa;2FE6） 查图弯曲疲劳寿命系数，可知取弯曲疲劳寿命系数 =0.85， =0.88;1FNK2FN7） 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,有公式(12) 4 得=1FMPaaSKFEN 57.304.1580FEF 86.2.118） 计算载荷系数 K。K=K 95.1.13.FVA5)查取齿形系数查表齿形系数及应力校正系数，可知 =2.80； =2.35;1FaY2FA6)查取应力校正系数。查表齿轮系数及应力校正系数，可知 =1.55; =1.68;1Sa2SAY7)计算大、小齿轮的 并加以比较FSaY01379.5.3821FSa济南大学毕业设计12比较后大齿轮的数值较大016528.8.2352FSaY（2）设计计算mm471.016528.216.04953 5对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数 7.471，并就近圆整为标准 m=7.5mm,按接触强度算得的分度圆直径 d =245.791mm,算出小齿轮齿数1=1Z3274.5.924m大齿轮齿数 。.802这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免 浪费。4、几何尺寸计算（1）计算分度圆直径mmzd2405.7316802（2）计算中心距da4202421（3）计算齿轮宽度mdb.386.01故取 mB40215、结构设计及绘图齿轮零件图大齿轮济南大学毕业设计1340M6图六3.2 传动轴的设计与计算1、设定轴上的功率，转速，并计算转矩 T根据任务书上要求，P=55KW,n=320r/min;T=9550000 =9550000 N =6.405 NnP8205m510m2、初步确定轴的最小直径按公式（15-2） 4初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据查表材料的 值，于是取 =126，则0A0AmnPd5.73251630min 输出轴的最小直径显然是安装圆锥滚子轴承的。而为了保险起见取=80mm。in3、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过上述分析。主轴的主要零件分配从上到下分别是圆锥滚子轴承，低级转速小齿轮，高转速大齿轮，圆锥滚子轴承。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足圆锥滚子轴承的轴向定位，-轴端需制出一轴肩，故取-段的直径 d=88mm.根据齿轮的设计，则-段的长度为 79+55+84mm=219mm.而与圆锥滚子轴承啮合的两端，查表轴承表可得出-段的长度为 31mm, -段 32mm.2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。根据两端直径，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组、标准精济南大学毕业设计14度级的但列圆锥滚子轴承 30316，其尺寸为 mtDd3517083）轴承端盖的总宽度为 20mm,此是根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑剂的要求。4)取齿轮距箱体内壁之距离 a=16mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上的零件轴向地位汲取现有机床工作台传动系统中的主轴，其上的零件轴向定位采用花键连接，即主轴为花键轴，其尺寸规格为 。mmBDdN128210圆锥滚动轴承与轴的定向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6.(4)确定轴上圆角和道教尺寸参考零件倒角与圆角半径的推荐值，取轴端倒角为 2 45，各轴肩处的圆角半径为 R4。4、绘制轴的工作简图图示七济南大学毕业设计154 轴承的选取润滑及密封4.1 润滑方式的选择润滑对于滚动轴承具有重要意义，轴承中润滑剂不仅能降低摩擦阻力，还起着散热，减小接触应力，吸收震动，防锈蚀等作用。轴承常用的润滑方式有油润滑和脂润滑两类，选用哪一类润滑方式，这与轴承的转速有关，一般用滚动轴承的 DN 值表示轴承速度的大小。本次设计采用轴承分别为圆锥滚子轴承及双向圆柱轴承，而此传动机构为闭式齿轮传动，又因为齿轮的圆周速度 ，所以采用将大齿轮的轮齿浸入油池中进12vms行浸油润滑，高速级大齿轮也能浸到油。轴承利用大齿轮的转动把油溅到箱壁的油槽里输送到轴承机型润滑。4. 2 密封方式的设计及选择C5225 型立式车床工作台传动系统的轴承采用的是闭式轴承座，原密封处因检修人员的技术因素容易造成毛毡填充量过多或过少，过多时，轴承受热、升温快，轴承使用寿命约半年；过少时，粉尘容易进入轴承座，轴承易被破坏，需每月清洗一次，即使这样；轴承也要半年左右更换一次。根据以上分析，同时结合轴承座的结构特点。我们采用了新的密封方案。改进后的密封形式必须符合技术上的使用经济合理、满足生产需要。具体说来必须满足三个条件：(1) 密封处与轴承摩擦系数要小，发热少，温度低；(2) 必须保证密封性能良好；(3) 更换密封不能影响正常生产。综上所述的分析以及又由于 I，II 轴都是低转速轴，所以采用毛毡密封同时安装时要注意如下几点事项；（1）安装时拆下轴承座透盖上的螺栓，在轴上透盖处缠一圈毛毡，毛毡的外径与宽度稍大于对开透盖密封位置的直径及宽度的两毫米 ；（2）为保证透盖压紧时毛毡相对轴的密封严密。在新旧透盖之间加一石棉垫；安装对开式透盖的时候，要确保开口与毛毡接口处有一个夹角，以防密封不严；（3）用螺栓首先紧固对开处，再依次对称的紧固其余螺栓，保证毛毡不因未先紧固开口处螺栓被挤出；济南大学毕业设计16（4）安装完毕后，运行 15 分钟，测量密封处温度，如无过快升温，在运行两小时，停车测量温度，一端为 45 度，另一端为 69 度左右，则说明安装正确。5 结 论历时一个多月的毕业设计已渐渐接近尾声，通过这段时间的毕业设计，我有了不少的收获，更是学到了不少的东西。通过这次毕业设计，我不但对大学中所学过的知识，更加以比较系统的综合，巩固和理解；而且，对知识比以前有了更深入的了解，学到了很多先进的专业技能。同时也深深认识到自己知识的贫乏和不足，以及对实际运用能力的缺乏，真正认识到知识的博大精深，意识到知识的学习，积累永远没有止境的。所以，我对自己的潜力更加增强了信心，同时，更坚定了自己不断进取的念头。本次设计通过查阅国内外有关的资料，以及各种专利文献；经过多次实习，观察，借鉴前人的设计成果。使自己对于破碎机，尤其是立轴反击式破碎机等设备有了更深刻的了解和认识，并且，在原有设计的基础上，把自己的一些想法，思路应用于设计中，如：齿轮的结构设计，轴的结构设计等等。本次设计充分调动了我们的主观能动性，我在整个设计过程中投入了极大的热情，与同组成员积极配合协作，并积极的与导师探讨各种问题。在整个设计的过程中我们了解实践了机械设计的整个过程。从接到任务书到方案设计，从整体到局部，反复推敲，反复修改，改进，使本设计方案不断完善。同时，从绘制总装图到零件图，边计算，边改进，边画图，分析各种零部件的各种关系，充分协调整体与布局的关系，反反复复的认真比较，推敲之后，本次设计才得到最终完成。由于本次设计的时间较短，工作量较大。要真正掌握设计要领以及各方面的实践经验，使自己的设计合理，经济，先进，实用。这使我深深认识到，自己还需要一段很长时间的磨练。展现在自己面前的是一片任自己驰骋的沃土，也分明感到了沉甸甸的责任，在今后的工作和生活中，我将继续努力学习，深入实践，不断提升自我。由于我知识水平和实践经验有限，设计中难免存在许多不足之处，请各位老师以及各位同学批评指正。我一定会细心改正，以更加好学。济南大学毕业设计17参 考 文 献1、毛兆杰。摇臂深孔加工设备的设计研究【D 】南京理工大学，20042、刘杰，陈福斌。C6132-1 型普通车床主传动系统的优化设计【J】四川兵工学院，1999， （01）3、孙玉鑫，李信，侯和顺。选择车床主轴部件结构参数的综合线图法【J】东北重型机械学院学报，1984， （Z1）4、刘金声，从普通车床技术性能分析看其发展趋势【J】,河北理工学院学报，1988， （01）5、孙庚午，论重型普通车床的技术发展J,河北理工学院学报， 1988， （01）6、黄建华，在普通车床上加工键槽【J】 ，机械工程是，2002， （05）7、郑晓溪，王丹平，浅谈在普通车床上进行数控改装【J】 。机械设计与制造，1995， （03）8、杜国臣，C616 普通车床的数控改造 【J】 ，机械制造，1998， （09）9、蔡树煌，机床传动系统动态特性分析【J】安徽工学院学报，1985， （04）10、刘杰，陈福斌，C6132-1 型普通车床主传动系统的优化设计【J】长沙水电师院学报（自然科学） ，1989， （02）11、宋继良，周军山，关学志，齿轮变速箱齿轮齿数方案