《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 1. 機床運動參數的確定 1.1 運動參數 1.1.1 確定公比φ及Rn 已知最低轉速nmin=12.5rpm，最高轉速nmax=2120rpm，變速級數Z=12，則公比： φ= （nmax/nmin）1/（Z－1） =（2120rpm/12.5rpm）1/（12－1） ≈1.59 故取φ=1.58 轉速調整范圍： Rn=nmax/nmin=169.6 1.1.2 求出轉速系列 根據最低轉速nm

2、in=12.5rpm，最高轉速nmax=2120rpm，公比φ=1.59，按《機床課程設計指導書》（陳易新編）表5選出標準轉速數列： 2120 1250 800 500 315 200 125 80 50 31.5 20 12.5 全套圖紙，加153893706 1.2 動力參數 已知電動機功率為N=7.5kw，根據《金屬切削機床簡明手冊》（范云漲 陳兆年編）選擇主電動機為Y132M-

3、4，其主要技術數據見下表1： 表1 Y112M-4技術參數 轉速（r/min） 額定功率 （kw） 滿載時 堵轉電流 堵轉轉矩 最大轉矩 同步轉速 （r/min） 級數 電流 （A） 效率 （%） 功率因數 額定電流 （倍） 額定轉矩 （倍） 額定轉矩 （倍） 1440 7.5 15.4 87 0.85 7.0 2.2 2.2 1500 4 2.運動設計 2.1傳動組、傳動副的確定 實現12級主軸轉速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副組合： 1） 12=34 2） 12=43 3）

4、12=322 4） 12=232 5） 12=223 方案1）2）可節(jié)省一根傳動軸。但是，其中一個傳動組內有四個變速傳動副，增大了該軸的軸向尺寸。這種方案不宜采用。 根據傳動副數目分配應“前多后少”的原則，方案3）是可取的。但是，由于主軸轉停采用片式摩擦離合器結構，致使Ⅰ軸尺寸增大，此方案也不宜采用，而應選用方案4）。 2.2 確定變速組的擴大順序 12=232的傳動副組合，其傳動組的順序又可有以下六種形式： 1） 12=213226 2） 12=213422 3） 12=233126 4） 12=263123 5） 12=22

5、3421 6） 12=263221 根據級比指數分配要“前密后疏”的原則，應選用第一種方案。然而，對于我們所設計的結構會出現以下問題： 圖1 方案比較 ① 若第一變速組采用降速傳動（圖1a），由于摩擦離合器徑向尺寸限制，使得軸上的齒輪直徑不能太小，依次傳動，這樣會使得整個傳動系統(tǒng)結構尺寸增大。所以這種傳動不宜采用。 ② 若第一變速組采用升速傳動（圖1b），則軸至主軸間的降速傳動職能由后兩個變速組承擔，降速傳動比回較大，不宜采用。 如果采用方案3）即可解決上述問題（見圖1c），其結構網見圖2。

6、 圖2 結構網 2.3 繪制轉速圖 2.3.1 驗算傳動組變速范圍 第二擴大組的變速范圍是 符合設計原則要求。 2.3.2 分配降速比 2.3.3 繪制轉速圖 本題目所選定的結構式共有三個傳動組，變速機構共需4軸，加上電動機軸共5軸，故轉速圖需5條豎線；主軸共12種轉速，故需12條橫線。主軸的各級轉速，電動機轉速及傳動比分配都可見轉速圖（圖3）。 圖 3 轉速圖 2.4 確定齒輪齒數 利用查表法由《機床課程設計指導書》（陳易新編）表9

7、，求出各傳動組齒輪齒數（表2）： 表2 各傳動組齒輪齒數 變速組 第一變速組 第二變速組 第三變速組 齒數和 88 99 120 齒輪 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 Z13 Z14 齒數 25 63 54 34 20 79 28 71 38 61 24 96 96 24 2.5 確定帶輪直徑 由《機床課程設計指導書》（陳易新編）表11，查取小帶輪基準直徑： dd1=140mm 大帶輪直徑由公式求得： 與帶輪基準直徑系列

8、相比較，取dd2=408mm。 2.6 驗算主軸轉速誤差 主軸各級實際轉速值用下式計算： 式中，，分別為第一、二、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： 表3 轉速誤差表 主軸轉速 n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9 n10 n11 n12 標準轉速 r/min 12.5 20 31.5 50 80 125 200 315 500 800 1250 1250 實際轉速 r/min 12.48 19.7 31.2

9、 49.2 77.8 122.9 194.2 306.8 484.8 766.0 1210.2 1912.2 轉速誤差 % 0.16 1.5 0.95 1.6 2.75 1.68 2.9 2.6 3.04 1 4.3 4.39 經檢驗（如上表3），轉速誤差滿足要求。 2.7 繪制傳動系統(tǒng)圖 圖4 傳動系統(tǒng)圖 3. 傳動零件的初步計算 3.1 確定傳動件的計算轉速 3.1.1 分析軸的計算轉速 主軸 根據《金屬切削機床》表8-2，中型機床主軸的計算轉速是第

10、一個三分之一轉速范圍內的最高一級轉速，此即為n=200r/min。 各傳動軸 軸Ⅲ可以從主軸為200r/min向上查出，好象是400r/min，但其實軸Ⅲ通過250r/min便可以傳遞全功率，所以軸Ⅲ的計算轉速為250r/min；同樣，軸Ⅱ的計算轉速為400r/min，軸Ⅰ的計算轉速為630r/min。 3.1.2 用表列出各傳動件的計算轉速 表4 傳動件計算轉速 傳動件 軸 齒 輪 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z1

11、1 Z12 Z13 Z14 計算轉速 500 200 50 50 500 200 500 800 200 50 200 80 200 125 200 50 50 200 3.2確定主軸支承軸頸尺寸 參照《機床課程設計指導書》（陳易新編）表3選取前支承軸頸直徑： D1=90mm 后支承軸頸直徑： D2=（0.7～0.85）D1=63～77mm 選取D2=70mm 3.3估算傳動軸直徑 參照《機床課程設計指導書》（陳易新編）計算得： 表5 傳動軸直徑的估算

12、 計算公式 軸 號 計算 轉速 nc r/min 電機至該軸 傳動效率 η 輸入 功率 P kw 允許 扭轉 角 deg/m 傳動 軸的 直徑 mm 傳動軸的 長度 mm 花鍵軸尺寸 NdDB Ⅰ 500 0.96 7.2 1.0 39.6 400 842488 Ⅱ 200 0.960.995 7.16 1.0 49.8 400 8526010 Ⅲ 50 0.960.9950.99 7.1 1.0 70.2 500 10728212 3.4估算傳動齒輪模數 參照《機械設計》(濮良貴 紀

13、名剛主編)中齒輪傳動設計及《機械制造工藝、金屬切削機床設計指導》（李洪主編）表2.4-17計算各傳動組最小齒輪的模數： 表6 齒輪模數的估算 估算公式 傳 動 組 小 齒 輪 齒數 比 u≥1 齒寬系數 Ψm 傳遞功率P 載荷系數K 許用接觸應力σHP 許用齒根應力σFP 計算轉速 nc 系數YFS 模數mH 模數mF 選擇模數m 按齒面接觸疲勞強度 按齒輪彎曲疲勞強度 第一變速組 z1 25 2.5 7 7.2 1 1100 518 500 4.52 2.5 2.39 3 第二變速組 z5 20 4

14、 9 7.16 1 1100 518 200 4.66 3.54 3.24 4 第三變速組 z14 24 4 9 7.1 1 1100 518 200 4.7 3.7 3.2 4 3.5 離合器的選擇與計算 根據車床工作特點，選擇片式摩擦離合器。通過查《機械制造工藝、金屬切削機床設計指導》（李洪主編）表2.4-34、表2.4-35、表2.4-36、表2.4-37和計算得： 表7 離合器計算 計算公式 傳遞轉矩Nm 安全系數k 摩擦系數f 外片內徑d mm 內片外徑D mm 接觸寬度b mm 基本許用壓強 ［P0

15、」 MPa 次數修正系數km 面數修正系數kx 速度修正系數kv 許用壓強［P0」 MPa 片數 外片 內片 58209.5 1.3 0.08 36 72 18 1.1 1 0.79 1.02 0.886 5 6 軸向壓緊力Q=[p]πD0bkv=0.853.1454181.02=2646 3.6 普通V帶的選擇與計算 (1)確定計算功率Nj Nj=KN=1.2N=9KW （2）選擇型號 根據計算功率和小帶輪的轉速n，確定選擇B型。 （3）確定帶輪的直徑D1，D2 D1=140m

16、m，D2=408mm （4）計算膠帶速度v 故合格。 （5）初定中心距A0 A0=（0.6~2）（D1+D2）mm=（32808~1096）mm 故選A0=800mm （6）計算膠帶的長度L0 將上式計算出的L0 查表選標準計算長度L，LN L=2533 LN=2500

17、 Y=33 L=Y+LN （7）計算膠帶的彎曲次數u 合格 （8）計算實際中心距A 式中a=2L-（D1+D2）=22500-（140+408）=3278.4 （9）定小帶輪的包角 合格 （10）確定膠帶的根數z 故取4 （11）求作用在支承軸上的徑向力Q 4. 結構設計 4.1 帶輪設計 根據V帶計算，選用4根A型V 帶。由于Ⅰ軸安裝摩擦離合器

18、及傳動齒輪，為了改善它們的工作條件，保證加工精度，采用了《金屬切削機床》中介紹的卸荷帶輪結構。 4.2 主軸轉停機構設計 本機床屬于普通機床，實用于機械加工車間。采用單向片式離合器,其結構圖見《金屬切削機床》課本。該離合器的工作原理是，移動滑套，鋼球沿斜面向中心移動使滑塊、螺母左移，壓緊摩擦片，實現離合器嚙合。 4.3 齒輪塊設計 機床的變速系統(tǒng)采用了滑移齒輪變速機構。根據各傳動組的工作特點，第一擴大組的滑移齒輪采用了表2.5-4C所示的銷釘連接裝配式結構。基本組采用了表2.5-3所示的整體式滑移齒輪。第二擴大組，由于傳動轉距較大，則采用了表2.5-4a所示的鍵連接裝配式齒輪。

19、從工藝的角度考慮，其它固定齒輪（主軸上的齒輪除外）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單鍵聯結。 Ⅰ--Ⅱ軸傳動齒輪精度為877-8b，Ⅲ--Ⅳ軸間齒輪精度為766-7b。 4.4 軸承的選擇 為了裝配方便，Ⅰ軸上傳動件（齒輪、摩擦離合器等）的外徑均小于箱體左側支承孔直徑，并采用205型向心球軸承。為了便于裝配和軸承間隙調整，Ⅱ軸采用了7206型圓錐滾子軸承，軸Ⅲ采用7207型圓錐滾子軸承。 滾動軸承均采用E級精度。 4.5 主軸組件 本機床功率為中型功率，為了簡化結構，主軸采用了軸向后端定位的兩支承主軸組件。前支承采用3182118型雙列圓柱滾子軸承，后支

20、承采用46214型角接觸球軸承和8215型單向推力球軸承。為了保證主軸回轉精度，主軸前后軸承均用防松螺母調整軸承的間隙。主軸前端采用短圓錐定心結構。 前軸承為C級精度，后軸承為D級精度。 注：以上軸承型號均采用舊國標，從《金屬切削機床設計簡明手冊》（范云漲 陳兆年 主編）中查出；4.中各表、圖均指《機械制造工藝、金屬切削機床設計指導》（李洪主編）書中的表、圖。 4.6 潤滑系統(tǒng)設計 主軸箱內采用飛濺式潤滑。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。 卸荷皮帶輪軸承采用脂潤滑方式。潤滑脂型號為：鈣質潤滑脂。 4.7 密封裝置設計 Ⅰ軸軸頸較小

21、，線速度較低，為了保證密封效果，采用皮碗式接觸密封。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。 4.8 主軸箱箱體設計 箱體外形采用了各面間直角連接方式，使箱提線條簡單、明快。 5. 主要零件的驗算 5.1 齒輪的驗算 此節(jié)參照《機床設計指導》（任殿閣 張佩勤 主編）第三章 機床零件驗算中的齒輪驗算步驟。此節(jié)所查各表均屬此書。 5.1.1 驗算公式 接觸應力的驗算公式為： 彎曲應力的驗算公式為： 5.1.2 列表驗算 根據計算轉速的大小及齒數多少，只需要驗算Z1=25，Z514=20

22、兩齒輪即可，列表： 表9 齒輪驗算 齒輪 齒輪傳遞的功率N kw 齒輪的計算轉速nj r/min 初算齒輪模數m mm 齒寬B mm 齒數Z 大齒輪與小齒輪齒數比 u 壽命系數Ks 工作情況系數K1 動載荷系數 K2 齒向載荷分布系數K3 標準齒輪齒型系數Y 接觸應力σj MPa 彎曲應力σw MPa Z1 7.2 500 3 18 25 2.5 1.75 （1.0） 1.2 1.4 1 0.425 593.4 292.3 Z5 7.16 200 4 21 20 4 1.75 （1.0） 1

23、.2 1.2 1 0.395 712.4 403.9 注： u——“+”號用于外嚙合，“-”號用于內嚙合； K1——中等沖擊的主運動，取1.2～1.6； K2——查表3-6； K3——查表3-7； Y——查表3-8； [σj]——查表3-9，取1100MPa； [σw]——查表3-9，取320MPa； Ks——公式：Ks=KTKnKNKq，其中KT= 用下表計算Ks：（表中（）內為計算彎曲應力時所用系數，（）外為計算接觸應力時所用系數） 表10 Ks計算 齒輪 疲勞曲線指數m 齒輪的最低轉速 n1 r/m

24、in 齒輪總工作時間 T h 基準循環(huán)次數C0 工作期限系數KT 速度轉化系數Kn 功率利用系數KN 材料強化系數Kq 壽命系數Ks Z5 3（6） 400 4000 107 （2106） 2.43 （1.71） 0.74 （0.88） 0.58 （0.78） 0.73 （0.75） 0.76 （0.88） Z14 3（6） 250 9000 107 (2106） 2.38 （1.69） 0.93 （0.92） 0.58 （0.78） 0.73 （0.75） 0.94 （0.9） 經驗算Z5、Z14用45鋼整淬

25、即可滿足要求。 5.2驗算軸的彎曲剛度 5.2.1 受力分析及計算 以Ⅱ軸為例進行分析，Ⅱ軸上的齒輪為滑移齒輪。通常，選擇主軸處于計算轉速時（200r/min）齒輪的嚙合位置為計算時的位置。根據本車床齒輪排列特點，主軸為250r/min時，Ⅱ軸受力變形大于前者，故采用此時的齒輪位置為計算位置。圖5為齒輪軸向位置示圖。 圖5 軸Ⅱ平面受力分析 圖5中F1為齒輪Z4（齒數為34）上所受的切向力Ft1，徑向力Fr1的合力。F2為齒輪Z7（齒數28）上所受的切向力Ft2，徑向力Fr2的合力。 各傳動力空間角度如圖6所示，根據表11的公式計算齒輪的受力。 圖6 軸Ⅱ空間

26、受力分析 表11 齒輪的受力計算 傳遞功率P kw 轉 速 n r/min 傳動 轉矩 T Nmm 齒輪壓力角 α 齒面摩擦角 γ 齒輪Z4 齒輪Z7 切向力 Ft1 N 合力 F1 N F1 在 X 軸投影Fx1 N F1 在 Z 軸投影Fz1 N 分度圓直徑d1 mm 分度圓直徑d2 mm 切向力 Ft2 N 合力 F2 N F2 在 X 軸投影Fx2 N F2 在 Z 軸投影Fz2 N 7.16 800 85472.5 20 6 1675.9 1864.

27、6 259.5 1846.5 102 112 1526.3 1698.2 -949.6 -1407.9 5.2.2計算撓度、傾角 從表11計算結果看出，Ⅱ軸在X、Z兩個平面上均受到兩個方向相反力的作用。根據圖7所示的軸向位置，分別計算出各平面撓度、傾角，然后進行合成。根據《機械制造工藝、金屬切削機床設計指導》（李洪主編）書中的表2.4-14,表2.4-15計算結果如下: p=68 q=202 r=102.5 s=167.5 l=270 E=2.1105MPa n=l-x=1

28、51.25 （1）xoy平面內撓度 （2）zoy平面內撓度 （3）撓度合成 查表得其許用應力為0.03，則撓度合格。 （4）左支承傾角計算和分析 a. xoy平面力作用下的傾角 b. zoy平面力作用下的傾角 c. 傾角合成 查表得其許用傾角值為0.0006，則左支承傾角合格。 （5）右支承傾角計算和分析 a. xoy平面力作用下的

29、傾角 b. zoy平面力作用下的傾角 c. 傾角合成 查表得其許用傾角值為0.0006，則右支承傾角合格。 5.3 驗算花鍵側擠壓力（以Ⅱ軸為例） 5.3.1 計算公式： 5.3.2 確定式中參數 最大轉矩341890Nmm； 花鍵軸小徑d=52mm； 花鍵軸大徑D=60mm； 花鍵數N=8； 載荷系數k=0.8； 工作長度l=70mm； 許用擠壓應力=30MPa； 5.3.3 計算 經過檢驗計算花鍵側

30、擠壓應力合格。 5.4 滾動軸承驗算 5.4.1 支反力計算 根據表11所示的Ⅱ軸受力狀態(tài)，分別計算出左（A端）、右（B端）兩支承端支反力。 在xoy平面內： 在zoy平面內： 左、端支反力為： 兩支承軸承受力狀態(tài)相同，但右端受力大，所以只驗算右端軸承。 5.4.2 列表驗算 表12 軸承驗算 驗算公式 疲勞壽命驗算 （公式一） 靜載荷驗算

31、 （公式二） 序號 計算內容 計算用表或公式 計算過程 結果 名稱 符號 單位 1 額定動載荷 C N 查軸承表 21200 2 速度系數 fn 0.58 3 功率利用系數 KN 表3-3 1.2 4 轉速變化系數 Kn 表3-2 0.86 5 齒輪輪換工作系數 Kl 《機床設計手冊》2上表5.9-13 0.75 6 當量動載荷 P N 已計算求得 512.8 7 許用壽命 T h 10000 8 工作情況系數 fF 1.1

32、 9 壽命指數 ε 3.33 10 額定壽命 Lh h 將上述參數帶入公式 計算得Lh=3.26107＞T 合格 11 額定靜載荷 C0 N 查有關手冊 20200 12 安全系數 K0 表41 1.2 13 當量靜載荷 P0 N P0=P 512.8 14 靜載荷 C0j N C0j=K0P0 C0j=1.2512.8=615.36＜C0 合格 注： 公式一來自《機床設計指導》（任殿閣 張佩勤 主編）； 公式二來自《機床課程設計指導書》（陳易新編）； 其中所涉及表圖及參數計算除特別說明外

33、均采用自這兩本書。 設計感想： 此次課程設計搞得特別緊張主要是因為我第一周對其重視不夠，沒有進行設計工作。等到第二周一上手才知道需要進行的工作很多，有許多新的東西需要學習。設計工作所涉及的知識雖有所不同，但有一個共同的要求：要有一定的查閱資料的能力；同時也都表現出我們這個專業(yè)對于實際經驗的要求特別高。 通過這次課程設計，使我初步掌握了機床主軸箱的運動設計，動力計算（包括確定電機型號，主軸、傳動軸、齒輪的計算轉速），以及關鍵零部件的剛度、強度校核，同時使我進一步提高了使用手冊及圖表資料的能力，鞏固所學《金屬切削機床》課程的基本理論和基本知識，對我的畢業(yè)設計以及今后的工作都有很大

34、的幫助。 當然，通過這次課程設計，不但讓我對自己所學的知識進行了一次深入的鞏固和練習，還很好的鍛煉了我查閱資料的能力。在老師的幫助和同學們的相互交流下我能順利完成課程設計是我最大的收獲。 參考文獻: [1] 金屬切削機床 戴曙 機械工業(yè)出版社 1993年 [2] 金屬切削機床設計簡明手冊 范云漲 陳兆年 機械工業(yè)出版社 1994年 [3] 機床課程設計指導書 陳易新 哈爾濱工業(yè)大學 1981年 [4] 機械制造工藝、金屬切削機床設計指導 李洪 東北工學院出版社 1989年 [5] 機床設計指導 任殿閣 張佩勤 遼寧科學技術出版社 1991年 [6] 機床課程設計指導書 陳易新 哈爾濱工業(yè)大學 1981年 [7] 機械設計課程設計手冊 吳宗澤 羅圣國 高等教育出版社 1992年 [8] 機械設計 濮良貴 紀名剛 高等教育出版社 2001年 - 20 -