C616主轴箱课程设计说明书..

1、太原科技大学华科学院课程设计说明书题 目 C616 数控机床主轴变速箱设计人高鹏学号201122011009指导教师贾育秦系别机械电子工程系专业机械设计制造及其 自动化（机电方向）班级机自 112210H2015 年 4 月 3 日太原科技大学华科学院数控技术课程设计任务书题目：C616数控机床主轴变速箱内容：1 .机床展开图max=1980r/minnm in=45r/m in2.主轴零件图3课程设计任务书4课程设计说明书原始资料：机床转速图一张；班级机自 112210H学半一高鹏指导教师贾育秦2015 年 4 月 3 日1.摘要和机床参数确定 . 11.1机床运动参数的确定. 11.2机床

2、动力参数的确定. 11.3机床布局. 12.主传动系统运动设计 . 22.1确定变速组传动副数目. 22. 2 确定变速组的扩大顺序. 22.3 绘制转速图. 32.4确定齿轮齿数. 32.5确定带轮直径. 32.6验算主轴转速误差. 42.7 绘制传动系统图. 43 估算传动件参数确定其结构尺寸. 53.1确定传动转速. 53.2确定主轴支承轴颈尺寸. 63.3 估算传动轴直径. 63.4 估算传动齿轮模数. 63.5 普通 V 带的选择和计算. 74 .结构设计 . 84.1带轮设计. 84.2齿轮块设计. 84.3轴承的选择. 94.4主轴组件. 94.5 操纵机构、滑系统设计、封装置设

3、计. 94.6主轴箱体设计. 94.7主轴换向与制动结构设计. 95. 传动件验算. 105.1齿轮的验算.105.2传动轴的刚度验算.125.3花键键侧压溃应力验算. 165.4滚动轴承的验算. 165.5 主轴组件验算 . 176.主轴位置及传动示意图 . 207 .总结. 2 08 .参考文献. 2 11.摘要机床课程设计，是在数控机床系统设计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

4、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。1.1 机床运动参数的确定（1）确定公比及 Rn已知最低转速 nmin=45rpm,最高转速 nma=1980rpm,变速级数 Z=12,则公比: =（nmaJnmin）（1）= （ 1980 中口/45 中口） （121.41转速调整范围：Rn = nma/nmin=44（2）求出转速系列根据最低转速 45r/min，最高转速-=1980r/min，公比 =1.41，按表选出标准转速数列：200014001000710 500 3552501801259063 451.2 机床动力参数的确定已知电动机功率为 N=4

5、kw 根据金属切削机床简明手册（范云涨、陈兆年编）表 11-32 选择主电动机为丫 112M-4,其主要技术数据见下表 1:表 1 Y90L-4 技术参数转速(r/min)额定 功率（kw）满载时堵转电流堵转转矩最大转矩同步转速（r/min）级数电流（A）效率（%功率因数额定电流（倍）额定转矩（倍）额定转矩（倍）144048.884.50.827.02.22.2150041.31.3 机床布局确定结构方案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 C616

6、 型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05021404330502140434050214043505021404362 2 主传动系统运动设计2.12.1 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) 12=3 42)12=4 33) 12=3 2 24) 12=2 3 25)12=2 2 3方案中 1)和 2)可省一根轴。但是有一个传动组内有四个变速传动副，会 增加轴向尺寸。这种方案不宜采用。根据传动副数目分配应“前多后少”的原则，方案3)是可取的。可以使传动副传动组

7、放在接近电动机处，则可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件少些， 这样节省了材料。2.2 确定变速组的扩大顺序12=2X3X2 的传动副组合，其传动组的顺序又可有以下六种形式：1)12=31X23X262)12=31X26X2a3)12=32X21X264)12=34X21X225)12=32X26X2i6)12=34X22X2i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。 选择方案 1)较为合理。结构网图如下：2.32.3 绘制转速图所以K-工作情况系数工作时间为一班制 查表的 k=1.1lzCCr/riir

8、d nin7_Ci /fir5C：rVriir j jl fl/ r-irL、-JiHc jl r r ii图 3 转速图2.4 确定齿轮齿数利用查表法由金属切屑机床（戴曙编）表 8-1，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728490齿轮ZZ2乙Z4乙Z6乙Z8Z9ZioZiiZl2Zi3Zl4齿数3636 3042244849352856623118722C2Cr /r ii i! r/rir-5r / nini r u90r/nirK-工作情况系数工作时间为一班制 查表的 k=1.12.52.5 确定带轮直径确定计算功率Nj二kNN-主动

9、带轮传动的功率计算功率为 Nj=1.1x4=4.4kw根据计算功率和小带轮的转速选用的三角带型号为A ,查表的小带轮直径推荐 植为D80mm，大带轮直径D?二匹Di=1440D 162.25mm%7102.62.6 绘制传动系统图图 4 传动系统图3 3 估算传动件参数确定其结构尺寸3.13.1 确定传动转速表 4 计算转速图传 动件轴齿轮In出IVZiZ2Z3乙Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11乙2Z13Z14算转速710355180455007101000710355265250355180 35563125 355453.23.2 确定主轴支承轴颈尺寸根据机床课程设计指导书主轴的驱动功率为

10、 4kw 选取前支承轴颈直径为 D=70-90, 后支承轴颈直径：D2=(0 7-0.85 口 =56一68，选取D2= 60mm。3.33.3 估算传动轴直径表 5 估算传动轴直径计算公式轴号计算转速n/ min电机至该轴传动 效率n输 入功 率Pkw允许扭转角deg/ m传动 轴长 度mm估计轴的 直径mm花键轴尺寸N x dx Dx B:Pd =914 -=Vj 判I7100.983.921.5576366 汉 32 汉 36 汉6II3550.98 汉 0.9953.91.5437.75406 乂 36 汇 40乂 7III1800.987.99 滅 0.9953.861.567046

11、6 乂 42 汉 46疋 83.43.4 估算传动齿轮模数根据计算公式计算各传动组最小齿轮的模数表 6 估算齿轮模数估算公式传动组小齿轮齿 数比U 兰1齿宽系数屮m传 递功 率P载荷系数K系数AH系数AF许 用接 触应 力口HP许 用齿 根应 力OFP计算转速nc系 数YFS模数mH模数mF选取模数m按齿轮接触疲劳强度第Z51.871.4161111051714.31.2 1.12.m-267AJ KP(u二一24708065mH 26/ AH2Mm ncZ池2变u速按齿轮弯曲疲劳强度组/ KPYFS第Z9391.4161111051354.41.5 1.43mF=267 咕- Fm OcZF

12、P变286085724速组第Z13471.4161111051354.72.8 2.54-三185085变速组3.53.5 普通 V V 带的选择和计算皮带选择的型号为 A 型设计功率Pd二 gP (kw)Pd= 1.1 4 = 4.4kw两带轮的中心距A。= (0.6 _2)(DJ D2)mm范围内选择。中心距过小时，胶带短因而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，在带速较咼时易引起震动。计算胶带速度兀 Dm3.14 汉 80 x1440 小“,v6.03m / s60000 60000初定中心距AO= 139.8mm 466mm3计算带的基准长度：兀22L0=2Ao(D

13、1D2)1231.5mm024Ao按上式计算所得的值查表选取计算长度L 及作为标记的三角带的内圆长度LN-1250标准的计算长度为L = LNY = 1275mmA.；a - 8( D2_D1)4实际中心距A=21-8a=2L-：(D1D2)=2 1269-二(80 162.25) = 1777,31777.3、1777.32-8 73.528A=442.8mm为了张紧和装拆胶带的需要，中心距的最小调整范围为0.02L-(h 0.01L)0. 02L 是为了张紧调节量为 22.78( h+0.01L)是为装拆调节量为胶带厚度5定小带轮包角=180。-2_D1=196.35一120o求得：=16

14、7.34 合格.A兀6带的挠曲次n-单根三角带能传递的功率Ci一小带轮的包角系数14 4Z一4.9取 5 根三角胶带。0.9 0.984 4 结构设计4.14.1 带轮设计根据 V 带计算，选用 3 根 0 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。4.24.2 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

15、了降 低加工成本而采用了单键联结。4.34.3 轴承的选择为了安装方便 I 轴上传动件的外径均小于箱体左侧支承孔直径并采用0000型向心球轴承为了便于装配和轴承间隙 II III IV 轴均采用乐 2700E 型圆锥滚子轴 承。V 轴上的齿轮受力小线速度较低采用了衬套式滚动轴承。滚动轴承均采用 E 级精度。4.44.4 主轴组件本铣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。前轴承米用了 318000 型双列圆柱滚子轴承，后支承米用了 46000 型角接触球轴承和 8000 型单向推力球轴承。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

16、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。1000mvu 二1000 2 6.031275=9.46 乞 40 合格7带的根ncG4.54.5 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

17、密封，以防止外界杂物进入。4.64.6 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。4.74.7 制动结构设计本机床属于卧式铣床，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。5.5.传动件验算以 II 轴为例，验算轴的弯曲刚度，花键的挤压应力，齿轮模数及轴承寿命。5.15.1 齿轮的验算验算变速箱中齿轮强度应选择相同模数承受载荷最大齿数最小的齿轮进行接

18、触压力和弯曲压力计算，一般对高速传动的齿轮验算齿面接触压力，对低速传动 的齿轮验算齿根弯曲压力对硬齿面软齿心渗碳淬火的齿轮要验算齿根弯曲压力。接触压力的验算公式：2081 03(u士“心心心幺“小1FZmuB nj弯曲应力的验算公式:表 7 齿轮验算参数第一传动组第二传动组第三传动组齿轮传递功率 N3.903.843.8208kgKsN 十円Zm2B Ynj齿轮计算转速 nj75037547.5齿轮的模数 m2.534齿宽 B141624小齿轮数 Z242218大齿轮与小齿轮齿数比 u224寿命系数Ks111速度转化系数Kn（接触载荷）0.740.780.95弯曲载何0.90.920.88功率

19、利用系数KN（接触载荷）0.580.580.58弯曲载何0.780.780.78材料利用系数 KQ（接触载荷）0.760.730.73弯曲载何0.770.750.75工作情况系数心1.51.51.5动载荷系数K2111齿向载荷分布系数K31.051.051.05齿形系数 Y0.450.4250.378其中寿命系数KsKs二KTKNK.KQKT-工作期限系数KT6?T-齿轮在机床工作期限（Ts）的总工作时间 hT = 15000 -2000h,同一变速 组内的齿轮总工作时间可近似地认为T二卫，P 为该变速组的传动副数。n1一齿轮的最低转速（rpm）Co基准循环次数 m 一疲劳曲线指数Kn一转速变

20、化系数KP材料强化系数稳定工作用量载荷下Ks的极限值Ks=1。高速传动件可能存在Ks_ Ksmax的情况，此时取Ks二max，载 荷 低 速 传 动 件 可 能 存 在Ks乞 Ksm的情况，此时取心二 Ksm；当 Ksm n6 Ksnm时取计算值。5208 105 M51皿=仃 2.2 2755.25.2 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。2081 10328105147占 2.46002 322 14 710208 1 055侮1斗7.7 2204 32 14 0.45 71020

21、81 10455 146562.1 6502 253 16 355cj2081 105C.5-1.05丁皿=1168.2 13703 184 24 355208 1 055竺乞226.9 2839 18 0.378 3554 25 16 0.425 355以U轴为例，验算轴的弯曲刚度、花键的挤压应力图 5 轴 n 受力分析图图 5 中 Fi为齿轮乙（齿数为 35）上所受的切向力 Fti，径向力 Fri的合力。F2为齿轮 Z9（齿数40）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。3302TdFtCOS -：6十9.55汉10

22、汇P_L_=_Z_Z_传转传齿齿 齿轮 35齿轮 40表 8 齿轮的受力计算nFt递 功率Pkw速nr/min动转矩TN mm轮压力角a0面摩擦角Y0切 向力Ft1N合力F1NF在X轴 投影NF1在Z轴投影N分度圆直径dimm切 向力F2N合力F2NF1在X轴 投影FZ2N在Z轴投影N分度圆直径 dmm1.46100062063070348.60从表 8 计算结果看出，U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2.4-15 计算结果如下：a=100 b=230 c=130f=200(1)xoy 平面内挠度机械

23、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-1- 1- -析l=330E=2.1x105MPan=l-x=1501_J45.7 10 6EIL图 7 轴n挠度、倾角分64644二9541.7yxnFx1a(l$ _ n2一 a2) - Fx2c(l2- n2一 c2)yx6EILx214222= 150 5.7 10 60.3 100 (330 -150 -100 )214.6 130 (330 -1502-1002)-0.00033(2)zoy 平面内挠度yxn Fz1a(l2-n2-a2)-Fz2C(l2- n2-c2)6EIL= 150 5.7 10J4439.

24、2 100 (330 1502-1002)-323 130 (3302-1502-1002)=0.0048(3)挠度合成: 22y-yxyx=0.0003320.00482-0.0048查表得其许用应力为 0.0003X330=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1亠 -Fx1ab(l b) -Fx2cf(l f)6EIL= 5.7 10460.3 100 230 (330 230)-214.6 130 200 (330 200)二 0.0000677b. zoy平面力作用下的倾角1汙“直Fz1ab(lb)-Fz2cf(

25、l f)= 5.7 1044439.2 100 230 (330 230)-323 130 200 (330 200)= 0.00016c.倾角合成玉Lx2二Ax2=.(0.0000677)2(0.00016)2= 1.75 10，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均Fxiab(l a-F/fd c)6EIL-5.7 10 60.3 100 230 (330 100)214.6 130 200 (330 130)= 4.8 10 上b. zoy 平面力作用下的倾角护BFZ1ab(l a) - FZ2cf (l c)6E

26、IL=-5.7 104439.2 100 230 (330 100)323 130 200 (330 200)= 1.27 10c.倾角合成=(4.8 10 冷2(1.27 10 冷2= 2.5 10*查表得其许用倾角值为 0.0006，则右支承倾角合格。5.35.3 花键键侧压溃应力验算花键键侧工作表面的挤压应力为：8Tmax(D2-d2)lz-汀 fMpaTmax二花键传递的最大扭矩N * mmD,d 花键的外径和内径mml -花键的工作长度mm z -花键齿数 -载荷分布不均匀系数， 通常* =0.75二jv-许用压溃应力Mpa_8 汇 39276_(25 -212) 270 6 0.7

27、5花键热处理j=100140MPa= 1.41 十门经过验算合格。5.45.4 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U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:在 zoy 平面内:左、端支反力为：RA二、.RAx2 RAx2=88.0266.32= 155.5=128.2212.12= 67.4两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Lh= 500(CfnKAKHPKIF)fh2ThRAFx2ftb 纱6 200一6.3 230= 8

28、8.0N330RFeFxia =214.6 130-6.3100= 66.3N330RFZ2f - Fzib323 200-439.2 230=i28.2N330323 130-他2 10=i2.iN3302x:-寿命指数，滚子轴承；=3Kl-齿轮轮换工作系数 0.75 KA一使用系数，KA=1.1 KHP-功率利用系数（0.8）KHn-转速变化系数（0.96）-轴承的计算转速（355rpm）fn-速度系数，fnF =XFrYFaF -当量动载荷 斤-径向载荷X -径向系数C -滚动轴承尺寸所表示的额定动 负荷（20800N）经过计算 F=155.510-二500（1 仁匸0；55.5尸曲108T5.55.5 主轴组件验算前轴承轴径D1=80m m,后轴承轴径D2=60mm，求主轴最大输出转矩：P1.5T =95509550159.17N *mn90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D1=160主轴通孔直径 d_36mm,最大工件长度 1000mm。床身上最大加 工直径为最大回转直径的 60%也就是192mm 故半径为 0.096mm。15917切削力（沿 y 轴）Fc = -1658.0N0.096背向力（沿 x 轴）Fp=0.5Fc=829.0故总的作用力F = $Fc2* Fp2-1853.7此力作用于顶尖间的工