机械制造装备课程设计--普通车床主轴箱部件设计

1、HUNAN UNIVERSITY OFTECHNOLOGV机械制造装备设计课程设计计算说明书课题：普通车床（最大加工直径 250）主轴箱部件设计起止日期：2016年12月26日至2016年12月30 日学生姓名罗俊班级机工1304学绩指导教师（签字）机械工程学院2016年12月28日ii课程设计任务书41. 概述61.1机床课程设计的内容 61.2车床的规格系列和用处 61.3操作性能要求72. 参数的拟定72.1确定级数72.2主电机的选择 73传动设计83.1主变速方案拟定 83.2变速结构式、结构网的选择 83.3确定各级转速并绘制转速图 103.4确定各变速组

2、变速副齿数 113.5绘制变速系统图 124、设计部分的动力计算 134.1带传动设计 134.2、计算转速的计算 1764.3验算主轴的转速误差n 185、 传动件的估算和验算 205.1传动轴设计205.2齿轮模数的计算 215.3齿轮模数的验算 225.4.计算个齿轮的尺寸参数： 266、主轴刚度的校核 286.1.主轴轴颈的计算 286.2前锥孔尺寸286.3主轴前端悬伸量的选择 286.4主轴支撑跨距 L的确定 286.5主轴刚度的校核 286.6轴承的选择286.7支承的刚度296.8主轴刚度校核 307、箱体设计317.1箱体材料的壁厚 317.2箱体的技术要求 318、密封结构

3、及油滑 3210、总结33参考文献 3342湖南工业大学课程设计任务书2016 2017学年第一学期机械工程 学院（系、部）机械工程 专业 机工1304班级课程名称：机械制造装备设计设计题目：普通车床（最大加工直径250）主轴箱部件设计起止日期：自 2016年12月26日至2016年12月30日共1 周一、设计任务：1、车床最大加工直径为 250mm.2、主要技术参数：主电机功率P（kw）主电机转速n电（r min-1）Nmax (r min-1)Nmin (r min-1)公比Y414501320301.41及3、加工工件材料为钢材;任-4、刀具为硬质合金刀具;务二、设计工作量1、运动计算：

4、根据给定的转速确定主传动的机构图、转速图、传统系统图、计算齿轮 齿数；2、动力计算：选择电动机型号，对主要零件（如带、齿轮、主轴、传动轴、轴承等） 进行计算（初算和验算）；3、编写设计计算说明书一份；4、绘制下列图纸： 机床主传动系统图（计算说明书中）； 主轴箱部件展开图及主要剖面图； 主轴零件图。5、设计说明书及图纸必须为计算机输出稿；6、 上交作业应包括电子稿以及打印稿，设计说明书文件格式为word2003版本，平面 图纸文件格式为 autocad2007或以下版本，3D图为step文件格式（图纸要求包括 原始零件模型数据）。*3D图可根据学生个体情况选择。进度安排起止日期工作内容2016

5、.12.26-2016.12.29参考文献，画图2011.12.30-2016.12.4任务书的编写2016.12.05-2016.12.13任务书、图纸的整理排版主要参考资料1. 机械制造装备设计冯辛安等著机械工业出版社2. 机械制造装备设计课程设计陈立德编高等教育出版社3. 机械制造装备设计陈立德编高等教育出版社4. 现代实用机床设计手册（上下册）机械工业出版社5. 金属切削机床设计戴曙者机械工业出版社指导教师（签字）：2016年12月26日系（教研室）主任（签字）： 年 月 日1. 概述1.1机床课程设计的内容普通中型车床主轴箱设计，主要包括三方面的设计，即:根据设计题目所给 定的机床用

6、途、规格、主轴极限转速、转速数列公比或级数，确定其他有关运动 参数，选定主轴各级转速值；通过分析比较，选择传动方案；拟定结构式或结构 网，拟定转速图；确定齿轮齿数及带轮直径；绘制传动系统图。其次，根据机床 类型和电动机功率，确定主轴及各传动件的计算转速， 初定传动轴直径、齿轮模 数，确定传动带型号及根数，摩擦片尺寸及数目；装配草图完成后要验算传动件 （传动轴、主轴、齿轮、滚动轴承）的刚度、强度或寿命。最后，完成运动设计 和动力设计后，要将主传动方案“结构化”，设计主轴变速箱装配图及零件图， 侧重进行传动轴组件、主轴组件、变速机构、箱体、润滑与密封、传动轴及滑移 齿轮零件的设计。【关键词】车床、

7、主轴箱、变速系统、主轴组件。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号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。本次设计的是普通型车床主轴变速箱。主要用 于加工回转体。主电机功率P （kW主电机转速n电NnaxNnin公比32=l42N 0.9218丿4.18计算V带对轴的压力Q由式5-28得V带对轴的压力Q为：a165Q = 2ZF0Si n 1 = 2 3 142 Sin 845N224.2、计算转速的计算4.21主轴的计算转速nj =nmin ;:3=30 1.413 = 85r / m i n4.2.2传动轴的计算转速主轴的计算转速是轴川经18

8、/72的传动副获得，此时轴川的转速335r/min, 但变速组C有两个传动副，轴川的最低转速是 118r/min。通过60/30使主轴获 得转速为236r/min且能传递全部功率。故 nj hi =118r/min烦是经过轴U的最低转速335r/min获得。故山| =335r/min同理 n” 二 670r / min综上得各轴计算转速如下表轴In叭主）计算转速 r/min67033511885表4-1计算转速图4.2.3各传动副的计算转速。变速组C轴川的相应转速335r/min就是主动齿轮Z18的传动副Z18/Z72产生二二,计算转速n向8 =335r/minZ60/Z30产生最低主轴转速2

9、36二二，所以对应的轴川最低118为主动齿轮Z60的计算转速“118r/min变速组b 主动齿轮Z22、Z42的计算转速为njczi8 = 335r/min 变速组a主动齿轮Z24、Z30、Z36的计算转速为njcz24.30.36 二 670/ min64.3验算主轴的转速误差nd（-名）n实际=门电U iU 2U 3d21- ； _ 118 0.99d2250二 0.46731.410.52.82U3 = 2 0.251234567891011123042.56085118170236335475670950132029.842.359.784.1119.3168.2238.6338.54

10、77.2672.9954.51345.8误差率%0.670.470.511.11.11.110.460.430.470.2表4-2转速误差表允许误差：X （申一 1）% = 4.1%，可知转速误差全在允许误差范围内，所以 合格。加上V带尺寸，所以变速传动系图如下:图4-1加上带轮尺寸后的传动简图5、传动件的估算和验算5.1传动轴设计5.1.1各轴计算转速轴In叭主）计算转速 r/min67033511885表5-1各轴计算转速5.1.2各轴的计算功率式中：N从=N主 选取 v带=0.95 齿轮=0.97M =4 0.95=3.8kwN| =4 0.95 0.97 = 3.69kwN川-4 0.

11、95 0.97 0.97=3.58kw5.1.3.传动轴直径的估算I iG- 公式 d =914 . mmY n j护】转动轴的直径式中：N=Mn kWNd电机额定功率，为7.5kw; n从电机到该传动轴之间传动件的传动效 率的乘积，带轮的效率取0.95，齿轮的效率取0.97 , nj该传动轴的计算转 速r/min , 每米长度上的转角（deg/m），可根据传动轴的要求选取。（D取=1.3计算转速nJ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图上，按主轴得计算转速和相应的传动关系而确定；第一根轴：N=40.95=3.8 kwJ n= 9l4n/.dmm 口9143.8kw6

12、70r/min 1.3=23.4mm根据标准选d=25mm第二根轴:d根据标准选d=28mm第三根轴:dmm=36mm根据标准选d=40mm主轴的直径根据书中范围选择 90mm5.2齿轮模数的计算结构确定以后，齿轮的工作条件，空间安排，材料和精度等级等都已确定, 才可能核心齿轮的接触和疲劳强度值是否满走要求。应满足：m _ 323 P zn式中：m-估算的齿轮模数（mmP-齿轮传递的功率（kw）z-一对啮合齿轮中的小齿轮齿数n-小齿轮转数（r/min ）a变速组:m_323 p =3233.8=1.84VznY 30x670b变速组:m _ 323 PX zn= 2.5c变速组:心2瞪=323

13、.5818 118-3.8根据上面计算结果，取a变速组模数为2,取b变速组模数为3,取a变速组 模数为4。5.3齿轮模数的验算选材为40&，调质处理，精度等级为7级，许用应力：公式为5叫罟册mmEj =650Mpa 275Mpa,根据接触疲劳强度验算，公式为：K1K2K3KsN勺zy n 丘 jmm 根据弯曲疲劳强度验算，公式为 mo=2751一 MnwJ式中：N计算齿轮转动递的额定功率N=?N k? ，M二5.28kw，N厂5.23kwN皿=5.17kw W 二 5.12kwnj计算齿轮（小齿轮）的计算转速r/mi nZ 112 Anj 400r / minnj 主二n 理3 =37.5.4

14、13 =105r/mi nn j800r/min nj 皿=140r/minm齿宽系数，?m二b/m , 丫m二8Z i计算齿轮的齿数，一般取各变速组中最小齿轮的齿数:Za1 = 3，厶1 = 21, Zc1 = 22.工作期限系数变速组数值接触a1.97b1.57c1.10弯曲a0.85b0.76c0.64表5-2各变速组工作期限系数KKTKKKq = 0.49n 齿轮的最低转速r/minT 预定的齿轮工作期限，中型机床推 荐:T=1500020000h,取 16000h;m=3 （接触）和m=6（弯曲）；C0= 107 （弯曲）变速组abc数值0.860.930.95表5-3转速变化系数轴

15、数值接触I0.64n0.60川0.60IV0.55弯曲I0.77n0.75川0.75V0.72表5-4材料化系数变速组abc数值1.41.21表5-4材料化系数变速组abc数值1.011.041.03表5-5齿向载荷分布系数变速组abc数值0.4440.4020.408表5-6齿形系变速组数值接触a0.6b0.51c0.36弯曲a0.46b0.46c0.46表5-7寿命系数计算依据变速组m数值(mm接触a2.56b3.58c4.0弯曲a0.12b0.27c0.35表5-8根据接触疲劳强度和弯曲疲劳强度计算各齿轮模数m经计算校核，所选模数均在允许的范围内，合格。故最终确定使用的模数如下:变速组a

16、bcm数值(mm234表5-8齿轮模数54计算个齿轮的尺寸参数:计算公式 d=mz,ha- m,hf ha” c” m ,常取 h c =0.25，大齿轮齿宽bmm, 取8,小齿轮宽度b比大齿轮大5mm,齿顶圆直径 da=(z + 2ha*)m， 齿根圆直径 df = (z -2ha* -c*)m，计算结果如下表：变速组齿轮齿数模数(mm直径d(mm直径df(mrh直径da(mrh齿宽b(mmaa3627267.57616a；3627267.57616a22424843.55221a24829691.510016a33026055.56421a34228279.58816bb423126119

17、.2513224b423126119.2513224b22236659.257229b；623186179.2519224cq60424023124832c；30412011112837c；72428827929632表5-9各齿轮参数表6、主轴刚度的校核在设计主轴组件时，主轴的跨距希望是合理的跨距，但是由于结构的限制， 主轴的实际跨距往往不能等于十分合理的跨距，为此要对主轴组件进行校核。通 常，对一般的机床进行试验，如果能满足刚度要求，也就能满足强度要求。6.1.主轴轴颈的计算查机械装备设计表3-6可以确定前支承轴颈为 D仁93m后支承轴颈为d2=(0.70.9)D

18、1=6381mm取 D2=70mm主轴内径 d/D 小于 0.50.6D，其中 D为主轴的平均直径:D= ( D1+D2 /2=80mm6.2前锥孔尺寸前锥孔用来装顶尖或其他工具椎柄， 要求能自锁，目前用得最多的是莫氏锥 孔。通过查表可以选取为莫氏号为 5号。6.3主轴前端悬伸量的选择主轴前端悬伸量a是指主轴定位基面至前支承径向反力的作用点之间的距离。在满足刚度要求的前提下，应尽量减少 a值，以提高主轴的刚度。初步确定a=D1=90mm 6.4主轴支撑跨距L的确定主轴支撑跨距L是指两支承两支反力作用点之间的距离。确定支承跨距时， 要考虑其对主轴刚度的影响，一般推荐值为L/a=35,，则L=5.

19、0 9450mm6.5主轴刚度的校核机床主轴为空心轴，由力学知识可知，外径为D内径为d的空心轴惯性矩为:二 44人二打 -d ），故192cm45选主轴材料为45号钢，其弹性模量为E=2 10 Mpa 。6.6轴承的选择主轴前端选择双列短圆柱滚子轴承，后端选择圆锥滚子轴承和推理轴承。6.7支承的刚度主轴最大输出扭矩:N5 12Mn =95509550465.7 N.mnj105床身上得最大加工直径为最大回转直径的60% 即 200 x(50%= 120 mm 故半。径 r 为 0.06m,Pz465.70.06= 7762NPy =0.5PZ =3881N故总切削力为：,Pz2 Py，7762

20、2 38812 =8678N，估算时，先取rl/a=5，即I。的初值为450mm前后支承的支反力RA和RB分别为：l0 +a450+90a90R -P-867810413.6NRB = P 86781735.6NI。450；I。4500A-QB间隙为0时，轴承的径向位移为P，根据轴承计算公式:0.8930.0625 FrA0.8930.0625 10473.6d 0.81540。.815= 12.0mm0.8930.0625 FrB0.8930.0625 1735.6d 0.81540。.815=2.4mmg设有5mm的预紧量时的位移。相对过盈量;0g_ -12.0=0.4mmQB52.1mm

21、2.4=0.8, - B = 0.5实际位移量为：1A = Ba “0A = 0.96mm% =九ob =1.2mm由图3-5查得向心滚子轴承和推力轴承的弹性系数为:A轴承刚度:KzAF rA1A10413.69.6= 108.5N / cm、pb 1.2KzAKzB= 0.75El 2 107 1923 =53KzAa31 08.5 1 05 93= 0.49查线图3-32.a（主轴最佳跨距），则确定l(0 为 450mm6.8主轴刚度校核当D/d咗0.5时，孔对刚度的影响可以忽略不计，贝冋按公式:Ks300 D4a2(1 a)4300 992 (459)= 450N由于这种机床属于高效通用

22、机床，主轴的刚度要求可 根据自激震动稳定性决定。查表3-5，取阻尼比 为0.03.查表3-4，当v为90m/s，s为0.35mm/min时,Kab =1.63N /um.mm取 blim 0.02Dmax0.02 200 = 4mm。根据KyKabbim.COS2 (1 )1.63y2 0.03 (1 0.03)cos78.2=21.57N根据式KA =21.57Ka=Kb-0.62a B2a a(1 罕)20.4J，有-0.6汉23029020.4=98.20 N / um98.2,Ks =163.67 N / um v Ks = 450N / um根据式 0.6，合格7、箱体设计在箱体内要

23、装有各种机构，并保证其较准确的箱体位置，以便能够正确运转。 同时也要保证箱体的密封防己润滑的外流和灰尘的侵入，箱体应用足够的强度和 刚度说明。7.1箱体材料的壁厚（放轴承处的壁厚和其它位置的壁厚）箱体材料一般工程用铸造碳刚碑号 ZG200-400壁厚。a. 放轴承处壁厚30mmb. 起它地方壁厚15mm7.2箱体的技术要求保证传动件经常运转和机床加工精度，基准面平直，主轴平基准面应保持平行，同轴线的孔要同心另处应保证安装在箱体内零件与箱壁不加工面之间有足够 间隙，以防相碰。8、密封结构及油滑所有密封标准件，有调整式法兰盘端盖，垫圈毛毡等。主轴箱润滑方式是飞溅润滑适用润滑点比较集中的地方，这种润滑比较方 便，为了获的良好的，润滑效果，溅油齿轮浸入油面深度以1225mm为宜，溅油齿轮浸入深度不应大于23倍齿高溅油件外缘至也深度 H 3060mm.主轴转速高，必须保证充分润滑，一般常用单独的油管将油引到轴承处。主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要而困难。防漏的措施有两种：1）堵加密封装置防止油外流。主轴转速高，多采用非接触式的密封装置，形式很多，一种轴与轴承盖之间 留0.10.3 mm的间隙（间隙越小，密封效果越好，但工艺困难）。还有一种是 在轴承盖的孔内开一个或几个并列的沟槽 （圆弧形或v形），效果比上一种好些。 在轴上增开了沟槽（矩形或锯齿形），效果又比前两