《金属切削机床》课程设计车床主轴箱设计【全套图纸】

1、1. 机床运动参数的确定1.1 运动参数1.1.1 确定公比及rn已知最低转速nmin=12.5rpm，最高转速nmax=2120rpm，变速级数z=12，则公比：= （nmax/nmin）1/（z1） =（2120rpm/12.5rpm）1/（121） 1.59 故取=1.58 转速调整范围： rn=nmax/nmin=169.61.1.2 求出转速系列根据最低转速nmin=12.5rpm，最高转速nmax=2120rpm，公比=1.59，按机床课程设计指导书（陈易新编）表5选出标准转速数列： 2120 1250 800 500 315 200 125 80 50 31.5 20 12.5全

2、套图纸，加1538937061.2 动力参数已知电动机功率为n=7.5kw，根据金属切削机床简明手册（范云涨 陈兆年编）选择主电动机为y132m-4，其主要技术数据见下表1：表1 y112m-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）14407.515.4 870.857.02.22.2150042.运动设计2.1传动组、传动副的确定实现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=34 2） 12=433） 12=322 4） 12=2325） 1

3、2=223方案1）2）可节省一根传动轴。但是，其中一个传动组内有四个变速传动副，增大了该轴的轴向尺寸。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。但是，由于主轴转停采用片式摩擦离合器结构，致使轴尺寸增大，此方案也不宜采用，而应选用方案4）。2.2 确定变速组的扩大顺序12=232的传动副组合，其传动组的顺序又可有以下六种形式：1） 12=213226 2） 12=2134223） 12=233126 4） 12=2631235） 12=223421 6） 12=263221根据级比指数分配要“前密后疏”的原则，应选用第一种方案。然而，对于我们所设计的结构会出现以

4、下问题：图1 方案比较 若第一变速组采用降速传动（图1a），由于摩擦离合器径向尺寸限制，使得轴上的齿轮直径不能太小，依次传动，这样会使得整个传动系统结构尺寸增大。所以这种传动不宜采用。 若第一变速组采用升速传动（图1b），则轴至主轴间的降速传动职能由后两个变速组承担，降速传动比回较大，不宜采用。如果采用方案3）即可解决上述问题（见图1c），其结构网见图2。 图2 结构网2.3 绘制转速图2.3.1 验算传动组变速范围第二扩大组的变速范围是符合设计原则要求。2.3.2 分配降速比 2.3.3 绘制转速图本题目所选定的结构式共有三个传动组，变速机构共需4轴，加上电动机轴共5轴，故转速图需5条竖线；

5、主轴共12种转速，故需12条横线。主轴的各级转速，电动机转速及传动比分配都可见转速图（图3）。 图 3 转速图2.4 确定齿轮齿数利用查表法由机床课程设计指导书（陈易新编）表9，求出各传动组齿轮齿数（表2）：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8899120齿轮z1z2z3z4z5z6z7z8z9z10z11z12z13z14齿数25635434207928713861249696242.5 确定带轮直径由机床课程设计指导书（陈易新编）表11，查取小带轮基准直径： dd1=140mm大带轮直径由公式求得： 与带轮基准直径系列相比较，取dd2=408mm。2.6 验算

6、主轴转速误差主轴各级实际转速值用下式计算： 式中，分别为第一、二、三变速组齿轮传动比。转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示： 表3 转速误差表主轴转速n1n2n3n4n5n6n7n8n9n10n11n12标准转速r/min12.52031.5508012520031550080012501250实际转速r/min12.4819.731.249.277.8122.9194.2306.8484.8766.01210.21912.2转速误差 %0.161.50.951.62.751.682.92.63.0414.34.39经检验（如上表3），转速误差满足要求。2.7 绘制传动系统图

7、图4 传动系统图3. 传动零件的初步计算3.1 确定传动件的计算转速3.1.1 分析轴的计算转速主轴 根据金属切削机床表8-2，中型机床主轴的计算转速是第一个三分之一转速范围内的最高一级转速，此即为n=200r/min。各传动轴 轴可以从主轴为200r/min向上查出，好象是400r/min，但其实轴通过250r/min便可以传递全功率，所以轴的计算转速为250r/min；同样，轴的计算转速为400r/min，轴的计算转速为630r/min。3.1.2 用表列出各传动件的计算转速表4 传动件计算转速传动件 轴 齿 轮z1z2z3z4z5z6z7z8z9z10z11z12z13z14计算转速50

8、02005050500200500800200502008020012520050502003.2确定主轴支承轴颈尺寸参照机床课程设计指导书（陈易新编）表3选取前支承轴颈直径： d1=90mm后支承轴颈直径： d2=（0.70.85）d1=6377mm选取d2=70mm3.3估算传动轴直径 参照机床课程设计指导书（陈易新编）计算得：表5 传动轴直径的估算计算公式轴号计算转速ncr/min电机至该轴传动效率输入功率p kw允许扭转角deg/m传动轴的直径mm传动轴的长度mm花键轴尺寸nddb5000.967.21.039.64008424882000.960.9957.161.049.84008

9、526010500.960.9950.997.11.070.2500107282123.4估算传动齿轮模数参照机械设计(濮良贵 纪名刚主编)中齿轮传动设计及机械制造工艺、金属切削机床设计指导（李洪主编）表2.4-17计算各传动组最小齿轮的模数：表6 齿轮模数的估算估算公式传动组小齿轮齿数比u1齿宽系数m传递功率p载荷系数k许用接触应力hp许用齿根应力fp计算转速nc系数yfs模数mh模数mf选择模数m按齿面接触疲劳强度按齿轮弯曲疲劳强度第一变速组z1252.577.2111005185004.522.52.393第二变速组z520497.16111005182004.663.543.244第三

10、变速组z1424497.1111005182004.73.73.243.5 离合器的选择与计算根据车床工作特点，选择片式摩擦离合器。通过查机械制造工艺、金属切削机床设计指导（李洪主编）表2.4-34、表2.4-35、表2.4-36、表2.4-37和计算得：表7 离合器计算计算公式传递转矩nm安全系数k摩擦系数f外片内径dmm内片外径dmm接触宽度bmm基本许用压强p0mpa次数修正系数km面数修正系数kx速度修正系数kv许用压强p0mpa片数外片内片58209.51.30.083672181.110.791.020.88656轴向压紧力q=pd0bkv=0.853.1454181.02=264

11、63.6 普通v带的选择与计算 (1)确定计算功率nj nj=kn=1.2n=9kw （2）选择型号 根据计算功率和小带轮的转速n，确定选择b型。 （3）确定带轮的直径d1，d2 d1=140mm，d2=408mm （4）计算胶带速度v 故合格。 （5）初定中心距a0 a0=（0.62）（d1+d2）mm=（328081096）mm 故选a0=800mm （6）计算胶带的长度l0 将上式计算出的l0 查表选标准计算长度l，ln l=2533 ln=2500 y=33 l=y+ln （7）计算胶带的弯曲次数u 合格 （8）计算实际中心距a 式中a=2l-（d1+d2）=22500-（140+40

12、8）=3278.4 （9）定小带轮的包角 合格 （10）确定胶带的根数z 故取4 （11）求作用在支承轴上的径向力q 4. 结构设计4.1 带轮设计 根据v带计算，选用4根a型v 带。由于轴安装摩擦离合器及传动齿轮，为了改善它们的工作条件，保证加工精度，采用了金属切削机床中介绍的卸荷带轮结构。4.2 主轴转停机构设计本机床属于普通机床，实用于机械加工车间。采用单向片式离合器,其结构图见金属切削机床课本。该离合器的工作原理是，移动滑套，钢球沿斜面向中心移动使滑块、螺母左移，压紧摩擦片，实现离合器啮合。4.3 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，第一扩大组的滑移

13、齿轮采用了表2.5-4c所示的销钉连接装配式结构。基本组采用了表2.5-3所示的整体式滑移齿轮。第二扩大组，由于传动转距较大，则采用了表2.5-4a所示的键连接装配式齿轮。从工艺的角度考虑，其它固定齿轮（主轴上的齿轮除外）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单键联结。-轴传动齿轮精度为877-8b，-轴间齿轮精度为766-7b。4.4 轴承的选择为了装配方便，轴上传动件（齿轮、摩擦离合器等）的外径均小于箱体左侧支承孔直径，并采用205型向心球轴承。为了便于装配和轴承间隙调整，轴采用了7206型圆锥滚子轴承，轴采用7207型圆锥滚子轴承。滚动轴承均采用e级精度。4.5 主轴组

14、件本机床功率为中型功率，为了简化结构，主轴采用了轴向后端定位的两支承主轴组件。前支承采用3182118型双列圆柱滚子轴承，后支承采用46214型角接触球轴承和8215型单向推力球轴承。为了保证主轴回转精度，主轴前后轴承均用防松螺母调整轴承的间隙。主轴前端采用短圆锥定心结构。前轴承为c级精度，后轴承为d级精度。注：以上轴承型号均采用旧国标，从金属切削机床设计简明手册（范云涨 陈兆年 主编）中查出；4.中各表、图均指机械制造工艺、金属切削机床设计指导（李洪主编）书中的表、图。4.6 润滑系统设计主轴箱内采用飞溅式润滑。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。卸

15、荷皮带轮轴承采用脂润滑方式。润滑脂型号为：钙质润滑脂。4.7 密封装置设计轴轴颈较小，线速度较低，为了保证密封效果，采用皮碗式接触密封。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。4.8 主轴箱箱体设计箱体外形采用了各面间直角连接方式，使箱提线条简单、明快。5. 主要零件的验算5.1 齿轮的验算此节参照机床设计指导（任殿阁 张佩勤 主编）第三章 机床零件验算中的齿轮验算步骤。此节所查各表均属此书。5.1.1 验算公式接触应力的验算公式为： 弯曲应力的验算公式为： 5.1.2 列表验算根据计算转速的大小及齿数多少，只需要验算z1=25，z5

16、14=20两齿轮即可，列表：表9 齿轮验算齿轮齿轮传递的功率nkw齿轮的计算转速njr/min初算齿轮模数mmm齿宽bmm齿数z大齿轮与小齿轮齿数比u寿命系数ks工作情况系数k1动载荷系数k2齿向载荷分布系数k3标准齿轮齿型系数y接触应力jmpa弯曲应力wmpaz17.2500318252.51.75（1.0）1.21.410.425593.4292.3z57.1620042120 41.75（1.0）1.21.210.395712.4403.9注： u“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合； k1中等冲击的主运动，取1.21.6； k2查表3-6； k3查表3-7； y查表3-8； j查表3

17、-9，取1100mpa； w查表3-9，取320mpa； ks公式：ks=ktknknkq，其中kt=用下表计算ks：（表中（）内为计算弯曲应力时所用系数，（）外为计算接触应力时所用系数）表10 ks计算齿轮疲劳曲线指数m齿轮的最低转速 n1r/min齿轮总工作时间 t h基准循环次数c0工作期限系数kt速度转化系数kn功率利用系数kn材料强化系数kq寿命系数ksz53（6）4004000107（2106）2.43（1.71）0.74（0.88）0.58（0.78）0.73（0.75）0.76（0.88）z143（6）2509000107(2106）2.38（1.69）0.93（0.92）0.

18、58（0.78）0.73（0.75）0.94（0.9）经验算z5、z14用45钢整淬即可满足要求。5.2验算轴的弯曲刚度5.2.1 受力分析及计算以轴为例进行分析，轴上的齿轮为滑移齿轮。通常，选择主轴处于计算转速时（200r/min）齿轮的啮合位置为计算时的位置。根据本车床齿轮排列特点，主轴为250r/min时，轴受力变形大于前者，故采用此时的齿轮位置为计算位置。图5为齿轮轴向位置示图。图5 轴平面受力分析图5中f1为齿轮z4（齿数为34）上所受的切向力ft1，径向力fr1的合力。f2为齿轮z7（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

19、算齿轮的受力。图6 轴空间受力分析表11 齿轮的受力计算传递功率pkw转速nr/min传动转矩tnmm齿轮压力角齿面摩擦角齿轮z4齿轮z7切向力ft1n合力f1nf1在x轴投影fx1nf1在z轴投影fz1n分度圆直径d1mm分度圆直径d2mm切向力ft2n合力f2nf2在x轴投影fx2nf2在z轴投影fz2n7.16800 85472.52061675.91864.6259.51846.51021121526.31698.2-949.6-1407.95.2.2计算挠度、倾角从表11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，

20、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计算结果如下: p=68 q=202 r=102.5 s=167.5 l=270 e=2.1105mpa n=l-x=151.25 （1）xoy平面内挠度 （2）zoy平面内挠度 （3）挠度合成 查表得其许用应力为0.03，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 b. zoy平面力作用下的倾角 c. 倾角合成 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 b. zoy平面力作用下的倾角 c. 倾角合

21、成 查表得其许用倾角值为0.0006，则右支承倾角合格。5.3 验算花键侧挤压力（以轴为例）5.3.1 计算公式： 5.3.2 确定式中参数最大转矩341890nmm；花键轴小径d=52mm；花键轴大径d=60mm；花键数n=8；载荷系数k=0.8；工作长度l=70mm；许用挤压应力=30mpa； 5.3.3 计算经过检验计算花键侧挤压应力合格。5.4 滚动轴承验算5.4.1 支反力计算根据表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： 在zoy平面内： 左、端支反力为： 两支承轴承受力状态相同，但右端受力大，所以只验算右端轴承。5.4.2 列表验算表12 轴承验算验算公式疲劳寿命验算 （公式一）静载荷验算 （公式二）序号计算内容计算用表或公式计算过程结果名称符号单位1额定动载荷cn查轴承表212002速度系数fn0.583功率利用系数kn表3-31.24转速变化系数kn表3-20.865齿轮轮换工作系数kl机床设计手册2上表5.9-130.756当量动载荷pn已计算求得512.87许用寿命th100008工作情况系数ff1.19寿命指数3.3310额定寿命lhh将上述参数带入公式计算得lh=3.26107t合格11额定静载荷c0n查有关手册2020012安全系数k0表411.213当量静载荷p0np0=p512.814静载荷c0jnc