金属切削机床课程设计-C615型车床主轴箱设计（全套图纸）

精品文档值得下载目 录1. 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22. 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63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84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105.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22精品文档值得下载1.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=n max/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 技术参数满载时 堵 转 电流堵 转 转矩最 大 转矩转 速（ r/min）额定功率（kw）电流（A）效率（%）功率因数额 定 电流（ 倍 ）额 定 转矩（ 倍 ）额 定 转矩（ 倍 ）同 步 转速（ r/min）级数1420 3 6.8 82.5 0.81 7.0 2.2 2.2 1500 41.3 机床布局确定结构方案精品文档值得下载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=4 2 43）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。精品文档值得下载故选择 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=2 12224 2） 8=2 124223） 8=2 22124 4） 8=2 421225） 8=2 22421 6） 8=2 42221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 绘制转速图精品文档值得下载图 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 72 84 90齿轮 Z1 Z2 Z5 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10Z11Z12齿数 36 36 30 42 42 42 28 56 60 30 30 602.5 确定带轮直径确定计算功率 kNjK-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 mDnD75.314012212.6 绘制传动系统精品文档值得下载图 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： 30z40jn传动组 b： 28725j传动组 c： 1z1j3.2 确定轴的最小直径确定各轴最小直径1轴的直径： min/40,96.11rnnd2.57.91442轴的直径： min/250,9.0.908.12 rnmnd25.795.144 精品文档值得下载3轴的直径： min/10,89.09323 rnmnd3418.579.1444主轴的直径： in/63,85.09.0. 434 rnd46185.795.14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）32jwnZNm0.25489.23jn按齿面点蚀计算： 1.2509.370jnA取 A=85由中心距 A 及齿数计算模数： 36.2721zmj模数因取 和 中较大值。故第一变数组齿轮模数因取 m=2.5wj-轴：按齿轮弯曲疲劳计算：=32jwnZNm57.210693.2按齿面点蚀计算： 7.41093.730jnA取 A=115精品文档值得下载由中心距 A 及齿数计算模数： 74.281521zmj故第二转动组齿轮模数取 m=3-轴：按齿轮弯曲疲劳计算：=32jwnZNm76.2390.按齿面点蚀计算： 6.1239.703jnA取 A=133 96.2021zmj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） PKAdkwPd3.1.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mDO)(27.021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 snv /95.601428.3601初定中心距计算带的基准长度： mADALoo 7804)(22)(2110 O9精品文档值得下载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 825Ld实际中心距 A= 8)(212Da)(21LA=302.5 m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 01求得 合格.ooAD281802 o21760带的挠曲次数:合格406.18253.Lmvu带的根数 1cnZj单根三角带能传递的功率on小带轮的包角系数1c取 5 根三角胶带。9.48.073Z4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 传动轴轴承的选择精品文档值得下载轴：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 bmYKTSaFF125.1 校核 a 传动组齿轮校核齿数为 30 的即可，确定各项参数精品文档值得下载1 P=3KW,n=800r/min, mNnPT 466 106.74/3105.9/05.92 定动载系数： sdv/8齿轮精度为 7 级，由机械设计查得动载系数 5.AK3 mbm1829确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数 1d非对称 23.0.60.HKb42.3.)1(8.2.,查机械设计得54)/(1/hb 71FK4 定齿间载荷分配系数: NdTFt 2984406.25 故将齿宽调整为 36， mbKtA /1.3980.1由机械设计查得 1.2HFK确定动载系数: 6.127.05.1HFvAK查表 10-5 65.2FaY58.1Sa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 。 aFEMp540图 10-18 查得 ,S = 1.39.0NKaFMp374.1590， .89.62SaFY故合适。3.21.43.1bmKt精品文档值得下载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, mNnPT 466 106.25/3105.9/105.97 定动载系数： sdv /73齿轮精度为 7 级，由机械设计查得动载系数 85.vK8 mbm1829确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数 1d非对称 23.0.60.HKb42.3.)1(8.2.,查机械设计得54)/(1/hb 71FK确定齿间载荷分配系数: NdTt 409356.2mNbFKtA /104.2718093.故将齿宽调整为 48， mNbFKtA /1027.8593.由机械设计查得 1.2HFK确定动载系数: 3.127.85.01HFvAK查表 10-5 65.2FaY58.1Sa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 。 aFEMp540图 10-18 查得 ,S = 1.39.0NKaFMp374.1590精品文档值得下载， 3.895.16274SaFY故合适。.403.bmKt5.3 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, mNnPT 566 1086.210/35.9/105.10 定动载系数： sdv /354齿轮精度为 7 级，由机械设计查得动载系数 75.vK11 mbm239确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数 1d非对称 231.08.60.HKb42.3.)(.2.,查机械设计得54)/(8/hb 71FK确定齿间载荷分配系数: NdTt 06548.25mNbFKtA /103927106.故调整宽度为 b=108， mNbFKtA /1025.986.由机械设计查得 1.2HFK确定动载系数: 14.27.15.0HFvAK查表 10-5 65.2FaY58.1Sa精品文档值得下载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 。 aFEMp540图 10-18 查得 ,S = 1.39.0NKaFMp374.1590， .89.62SaFY故合适。3.5104.bmKt6 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F1F2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。F 2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。精品文档值得下载图 6 轴空间受力分析表 8 齿轮的受力计算齿轮 42 齿轮 28传递功率Pkw转速nr/min传动转矩TNmm齿轮压力角齿面摩擦角切向力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d2mmzmdFdTnttcos2105.962.43 1000 1394620 6 398.4443.360.3439.2168348.6 387.8 214.6 323 112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 计算结果精品文档值得下载如下:a=100b=230c=130f=200l=330E=2.1105MPan=l-x=1501407.61EIL图 7 轴挠度、倾角分析图 .95244dI（1）xoy 平面内挠度)()(6 22221 cnlFanlFEILnyxxx 42250.760.31051024(5).（2）zoy 平面内挠度 )()(6 22221 cnlFanlFEILnyzzx 42250.739.10350132(5).8（3）挠度合成 2xy048.048.32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)()(61 2flcFblaEILxxA 精品文档值得下载145.706.302(30)2().b. zoy 平面力作用下的倾角)()(61 2flcFblaEILzzA 45.7039.10302)32().1c. 倾角合成2xAxA421075. )016.()6(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)()(61 2clfFalbEILxxB 145.706.30301)2(1).8b. zoy 平面力作用下的倾角 )()(61 2clfFalbEILzzB 45.7039.10301)32()1.c. 倾角合成2xBxB425510.2)107.()8(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精品文档值得下载花键键侧工作表面的挤压应力为：)(82maxMpalzdDTjvjv 75.0, maxMpazldDNTjv许 用 压 溃 应 力 通 常载 荷 分 布 不 均 匀 系 数 ，花 键 齿 数花 键 的 工 作 长 度花 键 的 外 径 和 内 径花 键 传 递 的 最 大 扭 矩Pajv jvjv 140 .75.62)5(3982花 键 热 处 理经过验算合格。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：214.620.30 8.xxAFfbR Nl1 6Bca在 zoy 平面内：2132049.230 8.ZAFfbR Nl1zzBca左、端支反力为： 2xAxAR5.13.60822xBxBR精品文档值得下载4.671.28两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 )(50hTFKCfLlHPAnh 3.103.750.8)96510.48lAAHPnjnnjrar aKrpmffFXYFC寿 命 指 数 ， 滚 子 轴 承齿 轮 轮 换 工 作 系 数使 用 系 数 ，功 率 利 用 系 数 （转 速 变 化 系 数 （轴 承 的 计 算 转 速 （速 度 系 数 ，当 量 动 载 荷径 向 载 荷 轴 向 载 荷径 向 系 数 轴 向 系 数滚 动 轴 承 尺 寸 所 表 示 的 额 定 动 208N负 荷 （ ）经过计算 F=155.5合格。TLh 83105.).8.9601.42(59 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：mD1 mD602NnPT17.59.950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16036回转直径的 60%也就是 192mm 故半径为 0.096mm。切削力（沿 y 轴） NFc0.1589.07背向力（沿 x 轴） 2cp故总的作用力 7.32c精品文档值得下载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=926.85主轴孔径初选为