C616主轴箱课程设计说明书

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：机床展开图主轴零件图课程设计任务书课程设计说明书原始资料：机床转速图一张;班级机自112210H学生高鹏指导教师贾育秦2015年4月3日目录1.摘要和机床参数确定………………1…………………1…………………11.3机床布局………………12.主传动系统运动设计……………………2确定变速组传动副数目………………22.2确定变速组的扩大顺序………………2……………3…………3…………3……………………4………………………43．估算传动件参数确定其结构尺寸………5…………5………………6………………………6……………………6………………74．结构设计…………………8………………8……………8……………9………………94.5操纵机构、滑系统设计、封装置设计………………9…………9……………9………………10…………10…………………12……………16……………………165.5主轴组件验算.......................................................176.主轴位置及传动示意图..............................................20……………20………………211.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φ及Rn已知最低转速nmin=45rpm，最高转速nmax=1980rpm，变速级数Z=12，则公比： φ=（nmax/nmin）1/（Z－1）=（1980rpm/45rpm）1/（12－1）≈ 转速调整范围：Rn=nmax/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φ=1.41，按表选出标准转速数列：200014001000710500355250180125906345已知电动机功率为N=4kw，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Y112M-4，其主要技术数据见下表1：表1Y90L-4技术参数额定功率（kw）满载时级数电流（A）效率（%）功率因数1440415004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主传动系统运动设计实现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=32）12=433）12=34）12=25)12=2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。12=2×3×2的传动副组合，其传动组的顺序又可有以下六种形式：1）12=31×23×262）12=31×26×233）12=32×21×264）12=34×21×225）12=32×26×216）12=34×22×21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。所以选择方案1）较为合理。结构网图如下：图2变速组扩大顺序 图3转速图利用查表法由《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Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14齿数3636304224484935285662311872确定计算功率N-主动带轮传动的功率计算功率为Nj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，大带轮直径图4传动系统图估算传动件参数确定其结构尺寸 表4计算转速图传动件轴齿轮ⅠⅡⅢⅣZ1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14算转速根据《机床课程设计指导书》主轴的驱动功率为4kw选取前支承轴颈直径为D=70-90，后支承轴颈直径：，选取。表5估算传动轴直径计算公式轴号计算转速电机至该轴传动效率输入功率允许扭转角传动轴长度mm估计轴的直径mm花键轴尺寸I71057636II35540III18067046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齿宽系数传递功率P载荷系数K系数系数许用接触应力许用齿根应力计算转速系数模数模数选取模数m按齿轮接触疲劳强度按齿轮弯曲疲劳强度第一变速组24716111100518710第二变速组2839161111005183553第三变速组1847161111005183554设计功率（kw）皮带选择的型号为A型两带轮的中心距范围内选择。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，在带速较高时易引起震动。①计算胶带速度②初定中心距③计算带的基准长度：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标准的计算长度为④实际中心距A=A=为了张紧和装拆胶带的需要，中心距的最小调整范围为A0．02L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定小带轮包角求得合格.⑥带的挠曲次数:合格⑦带的根数单根三角带能传递的功率小带轮的包角系数取5根三角胶带。4．结构设计根据V带计算，选用3根O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。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，为了降低加工成本而采用了单键联结。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IIIIIIV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。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。前轴承采用了318000型双列圆柱滚子轴承，后支承采用了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。4.5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密封，以防止外界杂物进入。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。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。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。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：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N齿轮计算转速750375齿轮的模数m34齿宽B141624小齿轮数Z242218大齿轮与小齿轮齿数比u224寿命系数111速度转化系数(接触载荷)弯曲载荷功率利用系数（接触载荷）弯曲载荷材料利用系数（接触载荷）弯曲载荷工作情况系数动载荷系数111齿向载荷分布系数齿形系数Y其中寿命系数工作期限系数T-齿轮在机床工作期限（的总工作时间h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为，P为该变速组的传动副数。稳定工作用量载荷下的极限值=1。高速传动件可能存在情况，此时取，载荷低速传动件可能存在时取计算值。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。以Ⅱ轴为例，验算轴的弯曲刚度、花键的挤压应力图5轴Ⅱ受力分析图图5中F1为齿轮Z4（齿数为35）上所受的切向力Ft1，径向力Fr1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。图6轴Ⅱ空间受力分析表8齿轮的受力计算传递功率Pkw转速n传动转矩T齿轮压力角α°齿面摩擦角γ°齿轮35齿轮4010001394620632380从表8计算结果看出，Ⅱ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《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:a=100b=230c=130f=200l=330×105MPan=l-x=150图7轴Ⅱ挠度、倾角分析图（1）xoy平面内挠度（2）zoy平面内挠度（3）挠度合成×330=0.099，即0.0048〈0.099，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.倾角合成查表得其许用倾角值为0.0006，则右支承倾角合格。花键键侧工作表面的挤压应力为：经过验算合格。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Ⅱ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：