普通的车床设计说明书.

普通车床主轴箱设计普通车床主轴箱设计 1 目录 1 概述 1 1 1 机床课程设计的目的 1 1 2 车床的规格系列和用处 1 1 3 操作性能要求 1 2 参数的拟定 1 2 1 确定极限转速 1 2 2 主电机选择 1 3 传动设计 2 3 1 主传动方案拟定 2 3 2 传动结构式 结构网的选择 2 3 2 1 确定传动组及各传动组中传动副的数目 2 3 2 2 传动式的拟定 2 3 2 3 结构式的拟定 3 4 传动件的估算 4 4 1 三角带传动的计算 4 4 2 传动轴的估算 6 4 2 1 传动轴直径的估算 6 4 2 2 传动轴以及主轴计算转速 7 4 3 齿轮齿数的确定和模数的计算 7 4 3 1 齿轮齿数的确定 7 4 3 2 齿轮模数的计算 8 4 3 3 齿宽确定 10 4 4 带轮结构设计 11 5 动力设计 11 5 1 主轴刚度验算 11 5 1 1 选定前端悬伸量 C 11 5 1 2 主轴支承跨距 L 的确定 12 5 1 3 计算当量外径 12 5 1 4 主轴刚度的计算 12 5 1 5 对于这种机床的刚度要求 12 5 2 齿轮校验 13 5 3 轴承的校验 13 6 系统传动图 14 7 心得体会 16 8 参考文献 17 普通车床主轴箱设计普通车床主轴箱设计 1 1 概述 1 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 1 2 车床的规格系列和用处 普通机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的基础 因此 对这些基本 知识和资料作些简要介绍 本次设计的是普通车床主轴变速箱 1 3 操作性能要求 1 具有皮带轮卸荷装置 2 主轴的变速由滑移齿轮完成 2 参数的拟定 2 1 确定极限转速 主轴最大转速 2000r min 最低转速 160 r min 公比 1 25 2 2 主电机选择 合理的确定电机功率 N 使机床既能充分发挥其使用性能 满足生产需要 又不致使 电机经常轻载而降低功率因素 已知电动机的功率是 5 5KW 根据 机床设计手册 3 选 Y132S1 2 额定功率 5 5 普通车床主轴箱设计普通车床主轴箱设计 2 满载转速 2900 最大额定转距 2 2 kw min r 3 传动设计 3 1 主传动方案拟定 拟定传动方案 包括传动型式的选择以及开停 换向 制动 操纵等整个传动系统 的确定 传动型式则指传动和变速的元件 机构以及组成 安排不同特点的传动型式 变速类型 传动方案和型式与结构的复杂程度密切相关 和工作性能也有关系 因此 确定传 动方案和型式 要从结构 工艺 性能及经济等多方面统一考虑 传动方案有多种 传动型式更是众多 比如 传动型式上有集中传动 分离传动 扩大变速范围可用增加传动组数 也可用背轮结构 分支传动等型式 变速箱上既可用 多速电机 也可用交换齿轮 滑移齿轮 公用齿轮等 显然 可能的方案有很多 优化的方案也因条件而异 此次设计中 我们采用集中 传动型式的主轴变速箱 3 2 传动结构式 结构网的选择 结构式 结构网对于分析和选择简单的串联式的传动不失为有用的方法 但对于分 析复杂的传动并想由此导出实际的方案 就并非十分有效 3 2 1 确定传动组及各传动组中传动副的数目 级数为 Z 的传动系统由若干个顺序的传动组组成 各传动组分别有 Z Z 个传动副 即 321 ZZZZ 本设计中传动级数为 Z 12 传动副中由于结构的限制以 2 或 3 为合适 本课程设计 选择方案 12 3 2 2 12 2 3 2 12 2 2 3 3 2 2 传动式的拟定 12 级转速传动系统的传动组 选择传动组安排方式时 考虑到机床主轴变速箱的具 普通车床主轴箱设计普通车床主轴箱设计 3 体结构 装置和性能以及一个 前多后少 的原则 故离电动机近的传动组的传动副个 数最好高于后面的传动组的传动副数 主轴对加工精度 表面粗糙度的影响很大 因此主轴上齿轮少些为好 最后一个传 动组的传动副常选用 2 综上所述 传动式为 12 3 2 2 3 2 3 结构式的拟定 对于 12 3 2 2 传动式 有 6 种结构式和对应的结构网 分别为 136 12322 216 12322 261 12322 163 12322 412 12322 421 12322 根据 1 传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围 2 基本组扩大组的排列顺 序 初选的方案 136 12322 转速图的拟定 普通车床主轴箱设计普通车床主轴箱设计 4 图 1 转速图 4 传动件的估算 4 1 三角带传动的计算 三角带传动中 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 选择三角带的型号 根据 机械设计 4 表 8 6 取 1 2 a K 根据公式1 2 5 56 6 caa PK PKW 式中 P 电动机额定功率 工作情况系数 a K 普通车床主轴箱设计普通车床主轴箱设计 5 查 机械设计 4 图 8 8 因此选择 A 型带 尺寸参数为 B 80mm 11mm h 10 d b 40 2 确定带轮的计算直径 D D 带轮的直径越小带的弯曲应力就越大 为提高带的寿命 小带轮的直径不宜过小 D 即 查 机械设计 4 表 8 3 8 7 取主动轮基准直径 100 min DD Dmm 由公式 1 1 2 1 2 D n n D 式中 小带轮转速 大带轮转速 带的滑动系数 一般取 0 02 n n 所以 取值 224mm 可以满足传动比的要求 2 2900 100 1 0 02225 5 1264 Dmm 3 确定三角带速度 按公式 1 1 3 14 100 2900 15 2 60 100060 1000 Dn m V s 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 取 取 486mm 12012 0 72DDADDmm 1 5100224486mm 0 A 5 三角带的计算基准长度 L 0 2 12 2100 42 2 A DD DDAL 2 0 224 1003 14 2 4861002241448 58 24 486 Lmm 由 机械设计 4 表 8 2 圆整到标准的计算长度 1400Lmm 6 确定实际中心距A 0 0 A4862442 2 LL Amm 1488 58 1400 7 验算小带轮包角 主动轮上包角合适 0000 21 1 18057 5163 87120 DD A 8 确定三角带根数Z 普通车床主轴箱设计普通车床主轴箱设计 6 根据 机械设计 4 式 8 22 得 00 ca l p z pp k k 传动比 1 2 1400 7102 v i v 查表 8 5c 8 5d 得 0 34KW 2 05KW 0 p 0 p 查表 8 8 0 96 查表 8 2 0 96k l k 取 根Z2 17 Z4 4 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 4 2 1 传动轴直径的估算 4 j P dKAmm N 其中 P 电动机额定功率 K 键槽系数 A 系数 从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积 该传动轴的计算转速 j n 计算转速是传动件能传递全部功率的最低转速 各传动件的计算转速可以从转速 j n 图上 按主轴的计算转速和相应的传动关系确定 查 机械制造装备设计 1 表 3 8 取 I IV 轴的 K 1 05 A 110 II III 轴是花 键轴 取 K 1 07 A 77 普通车床主轴箱设计普通车床主轴箱设计 7 所以 取 30mm 4 1 5 23 110 1 05 29 3 1264 dmmmm 取 25mm 4 2 5 07 77 1 07 23 3 799 dmmmm 取 30mm 4 3 4 92 77 1 07 27 4 401 dmmmm 取 50mm 4 4 4 92 110 1 05 40 7 319 dmmmm 此轴径为平均轴径 设计时可相应调整 4 2 2 传动轴以及主轴计算转速 根据转速图可判断 1264 min jI nr 799 min jII nr 401 min jIII nr 319 min jIV nr 4 3 齿轮齿数的确定和模数的计算 4 3 1 齿轮齿数的确定 当各变速组的传动比确定以后 可确定齿轮齿数 对于定比传动的齿轮齿数可依据 机械设计手册推荐的方法确定 对于变速组内齿轮的齿数 如传动比是标准公比的整数 次方时 变速组内每对齿轮的齿数和及小齿轮的齿数可以从 1 表 3 6 机械制造装备 z S 设计 中选取 一般在主传动中 最小齿数应大于 18 20 采用三联滑移齿轮时 应检 查滑移齿轮之间的齿数关系 三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于 4 以 保证滑移是齿轮外圆不相碰 第一组齿轮 普通车床主轴箱设计普通车床主轴箱设计 8 传动比 1 0 1 1u 1 1 11 1 25 u 2 2 11 1 6 u 查表 齿数和取 70 z S 35 35 31 39 27 43 Z 2 Z 3 Z 4 Z 5 Z 6 Z 第二组齿轮 传动比 1 0 1 1u 2 3 11 2 u 齿数和取 84 z S 42 42 28 56 7 Z 8 Z 9 Z 10 Z 第三组齿轮 传动比 2 1 1 6u 2 4 11 2 5 u 齿数和取 113 z S 69 44 32 81 11 Z 12 Z 13 Z 14 Z 4 3 2 齿轮模数的计算 1 齿轮弯曲疲劳的计算 1d NN5 5 0 96 0 99kw5 23kw 3 3 5 23 32321 695 44 799 j N mmmmm zn 机床主轴变速箱设计指导 3 P36 为大齿轮的计算转速 可根据转速图确定 j n 齿面点蚀的计算 3 3 5 23 37037069 21 799 j N Ammmm n 取 A 70 由中心距 A 及齿数计算出模数 12 22 70 1 944 70 j A m ZZ 根据计算选取两个中的较大值 选取相近的标准模数 普通车床主轴箱设计普通车床主轴箱设计 9 取 所以取 j 1 944m 3m 2 齿轮弯曲疲劳的计算 2 N5 5 0 96 0 99 0 99 0 99kw5 07kw 3 3 5 07 32321 948 56 401 j N mmm zn 齿面点蚀的计算 33 5 07 37037086 2 401 N Amm n 取 A 87 由中心距 A 及齿数计算出模数 12 22 87 2 07 84 j A m ZZ 根据计算选取两个中的较大值 选取相近的标准模数 取 所以取 j 2 07m 3m 3 齿轮弯曲疲劳的计算 3 N5 50 960 990 980 990 980 99kw4 92kw 3 3 4 92 32321 84 81 319 j N mmm zn 齿面点蚀的计算 33 4 92 37037092 1 319 N Amm n 取 A 93 由中心距 A 及齿数计算出模数 12 22 93 1 646 113 j A m ZZ 根据计算选取两个中的较大值 选取相近的标准模数 取 所以取1 646m 3m 4 标准齿轮 20h1c0 25 度 从机械原理 9 表 10 2 查得以下公式 齿顶圆 mhzd a a 2 1 齿根圆 1 22 fa dzhc m 分度圆 mzd 普通车床主轴箱设计普通车床主轴箱设计 10 齿顶高 mhh a a 齿根高 mchh a f 齿轮的具体值见表 齿轮尺寸表 齿轮齿数 z 模数 m 分度圆 d 齿顶圆 a d 齿根圆 f d 齿顶高 a h 齿根高 f h 1353108114115 533 75 2353108114115 533 75 331396102103 533 75 4393120126127 533 75 5273849091 533 75 6433132138139 533 75 7423126132133 533 75 8423126132133 533 75 9283849091 533 75 10563168174175 533 75 11693207213214 533 75 12443132138139 533 75 1332396102103 533 75 14813243249250 533 75 普通车床主轴箱设计普通车床主轴箱设计 11 4 3 3 齿宽确定 由公式得 6 10 mm Bmm 为模数 第一套啮合齿轮 6 10318 30 I Bmm 第二套啮合齿轮 6 10318 30 II Bmm 第三套啮合齿轮 6 10318 30 III Bmm 反转啮合齿轮 V 6 10318 30 I Bmm 一对啮合齿轮 为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大 轮齿的载荷 设计上 应主动轮比小齿轮齿宽大 所以 12 18 18Bmm Bmm 3 18Bmm 4 18Bmm 5678910 25 20 25 18 25 20Bmm Bmm Bmm Bmm Bmm Bmm 11121314 25 20 20 18Bmm Bmm Bmm Bmm 4 4 带轮结构设计 查 机械设计 4 P156 页 当 D 是轴承外径 查300 d dmm 时 采用腹板式 机械零件手册 2 确定选用深沟球轴承 6211 d 55mm D 100mm 带轮内孔尺寸是轴承 外径尺寸 100mm 齿 机械设计 4 表 8 10 确定参数得 min 11 2 75 8 7 15 9 5 5 38 daf bhhef 带轮宽度 124 1152 963Bzefmm 1 1 91 9 5095 1 512 613dDmmmm CBmm 1 1 785 Ldmm 普通车床主轴箱设计普通车床主轴箱设计 12 5 动力设计 5 1 主轴刚度验算 5 1 1 选定前端悬伸量 C 参考 机械装备设计 1 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 5 1 2 主轴支承跨距 L 的确定 后支撑是圆锥滚子轴承 L 460mm 5 1 3 计算当量外径 6 4 4 1 e i i i L d L d 64 17mm 1444444 4 5022562007727659470837534 460 e d 5 1 4 主轴刚度的计算 由于 故根据式 金属切削机床 5 30 64 170 4680 5 ie dd 10 18 44 2 3 100 06417 244 0 0676 0 4320 06417 S KmNm 5 1 5 对于这种机床的刚度要求 由于这种机床属高效通用机床 主轴的刚度可根据自激振动稳定性决定 取阻 尼比 当 时 0 025 50 minm 0 1 smm r 这种机床要求切削稳定性良好 取2 46 68 8 cb KNm mm 普通车床主轴箱设计普通车床主轴箱设计 13 limmax 0 020 02 1002bDmm 代入式 10 16 2 46 4 cos68 834 5 2 0 025 1 0 025 B KNm 根据稳定性指标的规定 工件长度 加上卡盘 共长 根 max 0 330LDmm 110mm 据式 10 18 22 22 137 1 137 432 34 5 0 60 4102 9 67 6 1 67 6 432 A KNm 根据式 10 19 1 66170 8 SA KKNm 可以看出 该机床主轴是合格的 5 2 齿轮校验 在验算算速箱中的齿轮应力时 选相同模数中承受载荷最大 齿数最小的齿轮进接触 应力和弯曲应力的验算 这里要验算的是齿轮 5 齿轮 9 齿轮 12 这三个齿轮 齿轮 5 的齿数为 28 模数为 3 齿轮的应力 1 接触应力 1 1 t HHE KFu Z Z bdu u 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比 区域系数 弹性影响系数 H Z E Z K 载荷系数 圆周力 t F 查 机械设计 4 表 10 4 及图 10 8 及表 10 2 分布得1 15 1 20 1 1 1 25 HBFBvA kkkk 假定齿轮工作寿命是 48000h 最终确定 接触应力 830 0Mpa 接触疲劳强度校核 满足 H H H 2 弯曲应力 tFaSa F KFY Y bm 齿型系数 应力校正系数 Fa Y Sa Y 查 机械设计 4 有 求得 105Mpa 弯曲疲劳强度校核 满 F F F 足 普通车床主轴箱设计普通车床主轴箱设计 14 另外两齿轮计算方法如上 均符合要求 5 3 轴承的校验 一般机床传动轴的滚动轴承 主要是因疲劳破坏而失效 故应进行疲劳寿命验算 机床主轴通常有较高的刚度要求 主轴轴径的尺寸较大 按轴径尺寸所选定的轴承 其疲劳寿命是足够的 所以对主轴轴承主要进行精度和刚度的校核 对于转速很低的滚动轴承 主要因滚动体接触面的永久变形而失效 故应验算其静 载荷 45 钢 调质 毛土坯直径 硬度 200 217255 抗拉强度极限 640 B 2545 t 屈服强度极限355 s 弯曲