《金屬切削機床》課程設計車床主軸箱設計】全套圖紙】

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1、中北大學課程設計說明書 中北大學 課程設計任務書 06/07 學年第 一 學期 全套圖紙，加153893706 學 院： 機械工程與自動化學院 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學 生 姓 名： 學 號： 課程設計題目： 《金屬切削機床》課程設計 （車床主軸箱設計）

2、 起 迄 日 期： 1 月 4 日～ 1 月 17 日 課程設計地點： 機械工程與自動化學院 指 導 教 師： 系 主 任： 下達任務書日期: 2006年1月4日 課 程 設 計 任 務 書 1．設計目的： 通過本課程設計的訓練，使學生初步掌握機床的運動設計（包括主軸箱、變速箱傳動鏈），動力計算（包括確定電機型號，主軸、傳動軸、齒輪的計算轉速），以及關鍵零

3、部件的強度校核，獲得工程師必備設計能力的初步訓練。同時鞏固《金屬切削機床》課程的基本理論和基本知識。 1．運用所學的理論及實踐知識，進行機床設計的初步訓練，培養(yǎng)學生的綜合設計能力； 2．掌握機床設計（主軸箱或變速箱）的方法和步驟； 3．掌握設計的基本技能，具備查閱和運用標準、手冊、圖冊等有關技術資料的能力； 4．基本掌握繪圖和編寫技術文件的能力 2．設計內容和要求（包括原始數據、技術參數、條件、設計要求等）： 1．機床的類型、用途及主要參數 車床，工作時間：一班制，電動機功率：，主軸最高、最低轉速如下

4、： ， 變速級數：z=12。 2．工件材料：45號鋼 刀具材料：YT15 3．設計部件名稱：主軸箱 3．設計工作任務及工作量的要求〔包括課程設計計算說明書(論文)、圖紙、實物樣品等〕： 設計任務 1．運動設計：根據所給定的轉速范圍及變速級數，，確定公比，繪制結構網、轉速圖、計算齒輪齒數。 2．動力計算：選擇電動機型號及轉速，確定傳動件的計算轉速、對主要零件（如皮帶、齒輪、主軸、軸承等）進行計算（初算和驗算）。 設計工作量要求： 1．主軸箱展開圖、剖面圖各一張； 2．齒輪零件圖一張； 3．機床傳動系統圖一張；

5、4．編寫課程設計說明書一份。（A4>15頁） 課 程 設 計 任 務 書 4．主要參考文獻： 1 陳易新.金屬切削機床課程設計指導書.北京:機械工業(yè)出版社,1987.7 2 范云漲.金屬切削機床設計簡明手冊. 北京:機械工業(yè)出版社,1994.7 5．設計成果形式及要求： 圖紙和說明書 6．工作計劃及進度： 2007年 1 月 4 日 ~ 1 月 5 日 調查階段 1 月 6 日 ~ 1 月14日 設計階段 1月15 日 ~ 1 月16日

6、考核階段 1月17日 最終答辯 答辯或成績考核 系主任審查意見： 簽字： 年 月 日 目錄 1．機床總體設計----------------------------------------------------- 5 1.1機床布局------------------------------------------------------------------------5 1.2繪制轉速圖--

7、-------------------------------------------------------------------7 1.3確定帶輪直徑------------------------------------------------------------------7 1.4驗算主軸轉速誤差------------------------------------------------------------8 1.5繪制傳動系統圖---------------------------------------------------------------8 2．

8、估算傳動件參數 確定其結構尺寸----------------------------8 2.1確定傳動見件計算轉速------------------------------------------------------8 2.2確定主軸支承軸頸尺寸------------------------------------------------------8 2.3估算傳動軸直徑---------------------------------------------------------------9. 2.4估算傳動齒輪模數--------------------------

9、----------------------------------9 2.5普通V帶的選擇和計算-----------------------------------------------------10 3．機構設計-----------------------------------------------------------11 3.1帶輪設計------------------------------------------------------------------------11 3.2齒輪塊設計---------------------------------

10、------------------------------------11 3.3軸承的選擇---------------------------------------------------------------------11 3.4主軸主件------------------------------------------------------------------------11 3.5操縱機構------------------------------------------------------------------------11 3.6滑系統設計-----

11、---------------------------------------------------------------12 3.7封裝置設計--------------------------------------------------------------------12 3.8主軸箱體設計-----------------------------------------------------------------12 3.9主軸換向與制動結構設計--------------------------------------------------12 4．傳動件驗算

12、--------------------------------------------------------12 4 .1齒輪的驗算-------------------------------------------------------------------12 4.2傳動軸的驗算-----------------------------------------------------------------14 4.3花鍵鍵側壓潰應力驗算-----------------------------------------------------17 4.4滾動軸承的驗算--

13、------------------------------------------------------------17 4.5主軸組件驗算-----------------------------------------------------------------18 5．設計感想-----------------------------------------------------------19 6． 參考文獻----------------------------------------------------------20 1． 機床總體設計 輕型車床是

14、根據機械加工業(yè)發(fā)展需要而設計的一種適應性強，工藝范圍廣，結構簡單，制造成本低的萬能型車床。它被廣泛地應用在各種機械加工車間，維修車間。它能完成多種加工工序；車削內圓柱面，圓錐面，成形回轉面，環(huán)形槽，端面及內外螺紋，它可以用來鉆孔，擴孔，鉸孔等加工。 1.1機床布局 （1）確定結構方案 1）主軸傳動系統采用V帶，齒輪傳動。2）傳動型采用集中傳動。3）主軸換向，制動采用雙向片式摩擦離合器和帶式制動器。4）變速系統采用多聯劃移齒輪變速。5）潤滑系統采用飛濺油潤滑。 （2）布局 采用臥式車床常規(guī)的布局形式。機床主要由主軸箱，皮鞍，刀架，尾架，進給箱，溜扳箱，車身等6個部件組成。 （3） 主

15、傳動系統運動設計 確定變速組傳動副數目 實現12級主軸轉速變化的傳動系統可以寫成多種傳動副組合： 1）12=3 2）12=43 3）12=3 4）12=2 12=2 在上述的方案中1和2有時可以省掉一根軸。缺點是有一個傳動組內有四個傳動副。如果用一個四聯滑移齒輪的話則會增加軸向尺寸；如果用兩個滑移雙聯齒輪，則操縱機構必須互梭以防止兩個滑移齒輪同時嚙合。所以一般少用。 3，4，5方案可根據下面原則比較：從電動機到主軸，一般為降速傳動。接近電動機處的零件，轉速較高從而轉矩較小，尺寸也較小。如使傳動副較多的傳動組放在接近電動機處，則可使小尺寸

16、的零件多些，大尺寸的零件就可少些，就省材料了。這就是“前多后少”的原則。從這個角度考慮，以取12=3的方案為好。 設計的機床的最高轉速 最低轉速 變速范圍 Z=12 公比為Φ=1.414 主軸轉速共12級分別為31.5 45 63 90 125 180 250 355 500 710 1000 1400則最大相對轉速損失率: 選用2.2kw的電動機 型號為YO-31-1 轉速為1430r/min （4） 結構網或結構式各種方案的選擇 在12=2中，又因基本組和擴大組排列順序的不同而有不同的方案?？赡艿牧N

17、方案，其結構網和結構式見下面的圖。在這些方案中可根據下列原則選擇最佳方案。 1） 傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍 在降速傳動時，為防止被動齒輪的直徑過大而使徑向尺寸太大，常限制最小傳動比1/4。在升速時，為防止產生過大的震動和噪聲，常限制最大傳動比。因此主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍一般為。方案a b c d是可行的。方案d f是不可行的。 2） 基本組和擴大組的排列順序 a 12=3 b 12=3 c 12=3 d 12=3 e 12=3 f 12=3 在可行的四種方案 a b c d中，還要進行比較以選擇最佳的

18、方案。原則是中間傳動軸變速范圍最小的方案 。因為如果各方案同號傳動軸的最高轉速相同，則變速 范圍小的，最低轉速較高，轉矩較小，傳動件的尺寸也就可以小些。比較圖中的方案 a b c e，方案 a的中間軸變速范圍最小故方案 a最佳。如果沒有別的要求則計量使擴大順序和傳動順序一致 圖1 1.2繪制轉速圖 圖2 轉速圖 利用查表法求出各傳動粗齒輪齒數 表1 齒輪齒數 變速組 第一變速組 第二變速組 第三變速組 齒數和 72 84 90 齒輪 齒數 36 36

19、 30 42 24 48 42 42 22 62 60 30 18 72 1.3確定帶輪直徑 確定計算功率 K-工作情況系數 工作時間為一班制 查表的k=1 N-主動帶輪傳動的功率 計算功率為 根據計算功率和小帶輪的轉速選用的三角帶型號為O 查表的小帶輪直徑推薦植為70 大帶輪直徑 1.4驗算主軸轉速誤差 主軸各級實際轉速值用下列公式計算: 式中分別為第一,第二 第三變速組齒輪傳動比. 轉速誤差用主軸實際轉速與標準轉速相對誤差的絕對值表示: 主軸轉速 標準轉速r/min 140

20、0 1000 710 500 355 250 180 125 90 63 45 31.5 實際轉速r/min 1420 1014 710 503.8 359.87 251.9 177.5 126.7 88.7 62.98 44.98 31.49 轉速誤差% 1.43 1.4 0 0.76 1.37 0.76 1.39 1.36 1.44 0..0 0.04 0.0137 表2 轉速誤差表 轉速誤差用實際轉速和標準轉速相對誤差應小于等于4.1% 轉速誤差滿足要求。 1.5繪

21、制傳動系統圖 詳見圖 2．估算傳動件參數 確定其結構尺寸 2.1確定傳動見件計算轉速 表3 傳動件計算轉速 傳動件 軸 齒輪 I II III IV 計算轉速 710 355 125 90 710 710 710 500 710 355 710 710 355 125 125 250 355 90 2.2確定主軸支承軸頸尺寸 根據《機床課程設計指導書》主軸的驅動功率為2.2kw在1.5-2.8 kw范圍內選取前支承軸頸直徑為 D=60-80，選取。 后支承軸頸直徑：

22、 選取 23估算傳動軸直徑. 表4 估算傳動軸直徑 計算公式 軸號 計算轉速 電機至該軸傳動效率 輸入功率 允許扭轉角 傳動軸長度 mm 估計軸的直徑 mm 花鍵軸尺寸 I 710 0.96 2.112 1.5 500 19.2 II 355 0.96 2.1 1.5 500 22.8 III 125 0.96 2.08 1.5 600 19.5 2.4估算傳動齒輪模數 根據計算公式計算各傳動組最小齒輪的模數 表5 估算齒輪摸數 估算公式 傳動組 小齒輪 齒數

23、比 齒寬系數 傳遞功率 P 載荷系數 K 系數 系數 許 用 接 觸 應 力 許用齒 根應力 計算轉速 系數 模數 模數 選取模數 m 按齒輪接觸疲勞強度 按齒輪彎曲疲勞強度 第一變速組 24 2 7 2.112 1 61 1 1100 518 710 4.57 1.6 1.4 2 第二變速組 22 2.82 9 2.1 1 61 1 1100 518 355 4.65 1.9 1.7 2 第三變速組 18 4 7

24、 2.08 1 61 1 1100 518 355 4.9 2.2 2 3 2.5普通V帶的選擇和計算 設計功率 （kw） 皮帶選擇的型號為O型 兩帶輪的中心距范圍內選擇。中心距過小時，膠帶短因而增加膠帶的單位時間彎曲次數降低膠帶壽命；反之，中心距過大，在帶速較高時易引起震動。 計算帶的基準長度： 按上式計算所得的值查表選取計算長度L及作為標記的三角帶的內圓長度 標準的計算長度為 實際中心距 A= A= 為了張緊和裝拆膠帶的需要，中心距的最小調整范圍為A 0．02L是為了張緊調節(jié)量為22.78 (

25、h+0.01L) 是為裝拆調節(jié)量為膠帶厚度. 定小帶輪包角 求得合格 帶速 對于O型帶 選用合格. 帶的撓曲次數: 合格 帶的根數 單根三角帶能傳遞的功率 小帶輪的包角系數 取六根三角帶。 3．結構設計 3.1帶輪設計 根據V帶計算，選用6根O型V帶。由于I軸安裝了摩擦離合器，為了改善它們的工作條件，保證加工精度，采用了卸荷帶輪結構。 3.2齒輪塊設計 機床的變速系統采用了滑移齒輪變速機構。根據各傳動組的工作特點，基本組的齒輪采用了銷釘聯結裝配式結構。第二擴大組，由于傳遞的轉矩較大，則采用了整體式齒輪。所有滑移出論與傳動軸間均采用了花

26、鍵聯結。 從工藝的角度考慮，其他固定齒輪也采用花鍵聯結。由于主軸直徑較大，為了降低加工成本而采用了單鍵聯結。 3.3軸承的選擇 為了安裝方便I軸上傳動件的外徑均小于箱體左側支承孔直徑并采用0000型向心球軸承為了便于裝配和軸承間隙II III IV軸均采用樂2700E型圓錐滾子軸承。V軸上的齒輪受力小線速度較低采用了襯套式滾動軸承。 滾動軸承均采用E級精度。 3.4主軸主件 本車床為普通精度級的輕型機床，為了簡化結構，主軸采用了軸向后端定位的兩支承主軸主件。前軸承采用了318000型雙列圓柱滾子軸承，后支承采用了46000型角接觸球軸承和8000型單向推力球軸承。為了保證主軸的回轉

27、精度，主軸前后軸承均用壓塊式防松螺母調整軸承的間隙。主軸前端采用了圓錐定心結構型式。 前軸承為C級精度，后軸承為D級精度。 3.5操縱機構 為了適應不同的加工狀態(tài)，主軸的轉速經常需要調整。根據各滑依齒輪變速傳動組的特點，分別采用了集中變速操縱機構和單獨操縱機構。 3.6滑系統設計 主軸箱采用飛濺式潤滑。油面高度為65mm左右，甩油輪浸油深度為10mm左右。潤滑油型號為：HJ30。 3.7封裝置設計 I軸軸頸較小，線速度較低，為了保證密封效果，采用了皮碗式接觸密封。而主軸直徑大，線速度較高，則采用了非接觸式 密封。卸荷皮帶輪的潤滑采用毛氈式密封，以防止外界雜物進入。 3.8主軸箱

28、體設計 箱體外形采取了各面間直角連接方式，使箱體線條簡單，明快。 并采用了箱體底面和兩個導向塊為定位安裝面，并用螺釘和壓板固定。安裝簡單，定位可靠。 3.9主軸換向與制動結構設計 本機床屬于萬能性的輕型車床，適用于機械加工車間和維修車間。主軸換向比較頻繁，采用雙向片式摩擦離合器。這種離合器結構簡單。工作原理是，移動滑套，鋼球沿斜面向中心移動并使滑塊，螺母左移，壓緊摩擦片，實現離合器嚙合。摩擦片間間隙可通過放松銷，螺母來進行調整。制動器采用了帶式制動器，并根據制動器設計原則，將其放置在靠近主軸的較高轉速的III軸上。為了保證離合器與制動器的聯鎖運動，采用一個操縱手柄控制。 4．傳動件驗

29、算 以II軸為例，驗算軸的彎曲剛度，花鍵的擠壓應力，齒輪模數及軸承壽命。 4 .1齒輪的驗算 驗算變速箱中齒輪強度應選擇相同模數承受載荷最大齒數最小的齒輪進行接觸壓力和彎曲壓力計算，一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸壓力，對低速傳動的齒輪驗算齒根彎曲壓 力對硬齒面軟齒心滲碳淬火的齒輪要驗算齒根彎曲壓力。 接觸壓力的驗算公式： 彎曲應力的驗算公式： 表6齒輪驗算 第一傳動組 第二傳動組 第三傳動組 齒輪傳遞功率N 2．112 2．1 2．08 齒輪計算轉速 710 355 355

30、 齒輪的模數m 2 2 3 齒寬B 15 18 22 小齒輪數Z 24 22 18 大齒輪與小齒輪齒數比u 2 2．82 4 壽命系數 1 1 1 速度轉化系數(接觸載荷) 彎曲載荷 0.74 0.85 0.98 0.9 0.92 0.92 功率利用系數（接觸載荷） 彎曲載荷 0.58 0.58 0.58 0.78 0.78 0.78 材料利用系數（接觸載荷） 彎曲載荷 0.76 0.76 0.76 0.77 0.77 0.77 工作情況系數 1.5 1.5 1.5 動載荷系數 1 1 1

31、 齒向載荷分布系數 1.05 1.05 1.05 齒形系數Y 0.42 0.408 0.378 其中壽命系數 工作期限系數 T-齒輪在機床工作期限（的總工作時間h ，同一變速組內的齒輪總工作時間可近似地認為，P為該變速組的傳動副數。 穩(wěn)定工作用量載荷下的極限值=1。高速傳動件可能存在情況，此時取，大載荷低速傳動件可能存在時取計算值。 第一傳動組和第三傳動組的齒輪是經過淬火的許用接觸應力為1100mp許用彎曲應力為320mp第二傳動組的齒輪是經過高頻淬火其許用接觸應力為1370mp許用彎曲應力為354mp. 4.2傳動軸的驗算

32、 對于傳動軸要進行強度和剛度的驗算，軸的剛度驗算包括滾動軸承處的傾角驗算和齒輪的齒向交角的驗算。如果是花鍵還要進行鍵側壓潰應力計算。 （1） 軸的強度驗算 由于機床變速箱中各軸的應力都比較小，驗算時，通常采用復合應力公式進行計算： 特性等因素； W-軸的危險斷面的抗彎斷面模數 矩形花鍵軸： 軸II的 經過驗算軸合格。 對軸I傾角進行驗算 圖3剪力圖和彎矩圖 左軸承 右軸承 傾角允許值[=0.001 4.3花鍵鍵側壓潰應力驗算 花鍵鍵側工作表面的擠壓應力為： 式中： 經過驗算合格

33、。 4.4滾動軸承的驗算 機床的一般傳動軸用的軸承，主要是因為疲勞破壞而失效，故應進行疲勞壽命驗算。 滾動軸承的疲勞壽命驗算： 經過計算P=745.356 合格。 4.5主軸組件驗算 前軸承軸徑，后軸承軸徑 求軸承剛度 主軸最大輸出轉矩： 根據主電動機功利為2.2，在1.5-2.2Kw范圍內。則床身上最大回轉直徑D=320mm刀架上最大回轉直徑主軸通孔直徑d,最大工件長度1000mm。床身上最大加工直徑為最大回轉直徑的60%也就是192mm故半徑為0.096mm。 切削力（沿y軸） 背向力（沿x軸） 故

34、總的作用力 此力作用于頂尖間的工件上，主軸和尾架各承受一半，故主軸端受力為F/2=1359.35 主軸孔徑初選為40 根據結構選懸伸長度a=100mm 在計算時，先假定初值l/a=3 l=3 前后支承的支反力 軸承的剛度 初步計算時，可假定主軸的當量外徑為前后軸承的軸徑的平均值。 故慣性矩為： I= 前軸承為軸承代號為NN3014 后軸承為軸承代號為7011AC和型號為51211 最佳跨距 5.設計感想 通過這次機床課程設計使我學到很多東西，使以前從書本上學到的知識具體化，實際

35、化。同時我也嘗試到失敗的滋味，因為課程設計當中遇到很多困難，有的東西在書本上看的很不實際。通過這次設計我認識到很多東西，書上的知識過于理想化，要是完全按照書本上的來設計有時候根本沒辦法做下去，只有按照實際的模型來設計。在設計的過程當中我主要看的是書和圖書館的一些已經有的一些實際車床來設計機構，布局。很多實際的東西我都沒有見過，但是想的話又想不通。在設計過程中由于沒有把時間合理安排好，所以在設計中沒有按時完成設計，可見我們在時間觀念方面還是有待進步，這也是這次課程設計當中所學到的一方面。 6.參考文獻 [1]<<金屬切削機床>> 機械工業(yè)出版社 戴曙主編 [2]<<金屬切削機床設計簡明手冊>> 機械工業(yè)出版社 范云漲主編 [3]<<機械設計課程設計手冊>> 高等教育出版社 吳宗澤主編 [4]<<機床課程設計指導書>> 機床教研室 陳易新編 22