車床主軸箱課程設(shè)計(jì)

1、目錄1主傳動(dòng)設(shè)計(jì)1.1結(jié)構(gòu)網(wǎng)或結(jié)構(gòu)式各種方案的選擇1.2繪制轉(zhuǎn)速圖1.3確定帶輪直徑1.4驗(yàn)算主軸轉(zhuǎn)速誤差1.5繪制傳動(dòng)系統(tǒng)圖2估算傳動(dòng)齒輪模數(shù)2.1普通v帶的選擇和計(jì)算3結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)3.1帶輪設(shè)計(jì)3.2齒輪塊設(shè)計(jì)3.3軸承的選擇3.4主軸主件3.5操縱機(jī)構(gòu)3.6滑系統(tǒng)設(shè)計(jì)3.7封裝置設(shè)計(jì)3.8主軸箱體設(shè)計(jì)4傳動(dòng)件驗(yàn)算4 .1齒輪的驗(yàn)算4.2 片式摩擦離合器的選擇和計(jì)算4. 3傳動(dòng)軸直徑的估算5.傳動(dòng)軸剛度的驗(yàn)算6.花鍵鍵側(cè)壓潰應(yīng)力驗(yàn)算7.滾動(dòng)軸承的驗(yàn)算8.主軸組件驗(yàn)算9.設(shè)計(jì)感想10.參考文獻(xiàn)1主傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)確定變速組傳動(dòng)副數(shù)目實(shí)現(xiàn)12級(jí)主軸轉(zhuǎn)速變化的傳動(dòng)系統(tǒng)可以寫(xiě)成多種傳動(dòng)副組合：a）12

2、=3 b）12=43 c）12=3 d）12=2 e）12=2在上述的方案中a和b有時(shí)可以省掉一根軸。缺點(diǎn)是有一個(gè)傳動(dòng)組內(nèi)有四個(gè)傳動(dòng)副。如果用一個(gè)四聯(lián)滑移齒輪的話則會(huì)增加軸向尺寸；如果用兩個(gè)滑移雙聯(lián)齒輪，則操縱機(jī)構(gòu)必須互梭以防止兩個(gè)滑移齒輪同時(shí)嚙合。所以一般少用。 根據(jù)傳動(dòng)副數(shù)目分配應(yīng)“前多后少”的原則。方案c是可取的。但是由于主軸換向采用雙用離合器結(jié)構(gòu)，致使i軸尺寸加大，此方案不宜采用，從這個(gè)角度考慮，以取12=2方案為好。設(shè)計(jì)的機(jī)床的最高轉(zhuǎn)速 最低轉(zhuǎn)速變速范圍 z=12 公比為=1.414主軸轉(zhuǎn)速共12級(jí)分別為31.5 45 63 90 125 180 250 355 500 710 10

3、00 1400則最大相對(duì)轉(zhuǎn)速損失率: 選用5.5kw的電動(dòng)機(jī) 型號(hào)為y132s-4 轉(zhuǎn)速為1440r/min1.1結(jié)構(gòu)網(wǎng)或結(jié)構(gòu)式各種方案的選擇在12=2中，又因基本組和擴(kuò)大組排列順序的不同而有不同的方案?？赡艿牧N方案，其結(jié)構(gòu)網(wǎng)和結(jié)構(gòu)式見(jiàn)下面的圖。在這些方案中可根據(jù)下列原則選擇最佳方案。1） 傳動(dòng)副的極限傳動(dòng)比和傳動(dòng)組的極限變速范圍 在降速傳動(dòng)時(shí)，為防止被動(dòng)齒輪的直徑過(guò)大而使徑向尺寸太大，常限制最小傳動(dòng)比1/4。在升速時(shí)，為防止產(chǎn)生過(guò)大的震動(dòng)和噪聲，常限制最大傳動(dòng)比。因此主傳動(dòng)鏈任一傳動(dòng)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(kuò)大組的排列順序 a

4、 12= b 12= c 12=d 12= e 12= f 12=在可行的四種方案 a b c d中，還要進(jìn)行比較以選擇最佳的方案。原則是中間傳動(dòng)軸變速范圍最小的方案 。因?yàn)槿绻鞣桨竿?hào)傳動(dòng)軸的最高轉(zhuǎn)速相同，則變速 范圍小的，最低轉(zhuǎn)速較高，轉(zhuǎn)矩較小，傳動(dòng)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(méi)有別的要求則計(jì)量使擴(kuò)大順序和傳動(dòng)順序一致 1.2繪制轉(zhuǎn)速圖 圖2 轉(zhuǎn)速圖利用查表法求出各傳動(dòng)粗齒輪齒數(shù)表1 齒輪齒數(shù)變速組第一變速組 第二變速組第三變速組齒數(shù)和5570105齒輪齒數(shù)32 23 18 3535 35 29 41 23 473

5、3 721.3確定帶輪直徑確定計(jì)算功率 -工作情況系數(shù) 若工作時(shí)間為二班制 查表的k=1.2-主動(dòng)帶輪傳動(dòng)的功率計(jì)算功率為根據(jù)計(jì)算功率和小帶輪的轉(zhuǎn)速選用的三角帶型號(hào)為b 查表的小帶輪直徑推薦植為140mm，136mm大帶輪直徑 -小帶輪轉(zhuǎn)速-大帶輪轉(zhuǎn)速初定中心距mm取6001.4驗(yàn)算主軸轉(zhuǎn)速誤差主軸各級(jí)實(shí)際轉(zhuǎn)速值用下列公式計(jì)算:式中分別為第一,第二 第三變速組齒輪傳動(dòng)比. 轉(zhuǎn)速誤差用主軸實(shí)際轉(zhuǎn)速與標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速相對(duì)誤差的絕對(duì)值表示:主軸轉(zhuǎn)速標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速r/min1400100071050035525018012590634531.5實(shí)際轉(zhuǎn)速r/min14201014710503.8359.87251.9

6、177.5126.788.762.9844.9831.49轉(zhuǎn)速誤差%1.431.400.761.370.761.391.361.440.00.040.0137 表2 轉(zhuǎn)速誤差表轉(zhuǎn)速誤差用實(shí)際轉(zhuǎn)速和標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速相對(duì)誤差應(yīng)小于等于4.1%轉(zhuǎn)速誤差滿足要求。1.5繪制傳動(dòng)系統(tǒng)圖2估算傳動(dòng)齒輪模數(shù)根據(jù)計(jì)算公式計(jì)算各傳動(dòng)組最小齒輪的模數(shù) 齒輪彎曲疲勞的估算 mm （1）齒面點(diǎn)蝕的估算-主軸第一節(jié)三分之一范圍內(nèi)最高轉(zhuǎn)速為90，a為齒輪中心距。由中心距a及齒數(shù)和求出模數(shù)。 （2）n-計(jì)算齒輪傳遞的額定功率等于三角帶的效率取0.96（機(jī)床主傳動(dòng)設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)p32）各軸的傳遞功率為=0.96*5.5=5.28kw=5

7、.28kw5.28*0.96=5.07kw主軸箱內(nèi)共有24個(gè)齒輪，同一變速組中的齒輪取同一模數(shù)，故取（）最小的齒輪進(jìn)行計(jì)算，然后取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)值作為該變速組齒輪的模數(shù)。 傳動(dòng)組c中：m = 2.9 mm ,取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=3 mm； 傳動(dòng)組b中：m = 2.4 mm，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=2.5 mm； 傳動(dòng)組a中：m = 2.1mm，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=2.5 mm。2.1普通v帶的選擇和計(jì)算設(shè)計(jì)功率 （kw） 皮帶選擇的型號(hào)為b型兩帶輪的中心距范圍內(nèi)選擇。中心距過(guò)小時(shí)，膠帶短因而增加膠帶的單位時(shí)間彎曲次數(shù)降低膠帶壽命；反之，中心距過(guò)大，在帶速較高時(shí)易引起震動(dòng)。取600mm計(jì)算帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度：2007.86 圓整

8、2033按上式計(jì)算所得的值查表選取計(jì)算長(zhǎng)度l及作為標(biāo)記的三角帶的內(nèi)圓長(zhǎng)度標(biāo)準(zhǔn)的計(jì)算長(zhǎng)度為實(shí)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(diào)整范圍為a0.02l是為了張緊調(diào)節(jié)量為40.66mm( h+0.01l) 是為裝拆調(diào)節(jié)量為膠帶厚度.定小帶輪包角求得合格帶速 對(duì)于b型帶 選用合格.帶的撓曲次數(shù): 合格帶的根數(shù) 單根三角帶能傳遞的功率小帶輪的包角系數(shù) 2.13， 取3根三角帶。3結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)3.1帶輪設(shè)計(jì)根據(jù)v帶計(jì)算，選用3根b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(jié)構(gòu)。3.2齒輪塊設(shè)計(jì)機(jī)床的變速系統(tǒng)采用了滑移齒輪變速機(jī)構(gòu)。根據(jù)各傳動(dòng)組的

9、工作特點(diǎn)，基本組的齒輪采用了銷釘聯(lián)結(jié)裝配式結(jié)構(gòu)。第二擴(kuò)大組，由于傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，則采用了整體式齒輪。所有滑移出論與傳動(dòng)軸間均采用了花鍵聯(lián)結(jié)。從工藝的角度考慮，其他固定齒輪也采用花鍵聯(lián)結(jié)。由于主軸直徑較大，為了降低加工成本而采用了單鍵聯(lián)結(jié)。3.3軸承的選擇為了安裝方便i軸上傳動(dòng)件的外徑均小于箱體左側(cè)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(lè)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(dòng)軸承。滾動(dòng)軸承均采用e級(jí)精度。3.4主軸主件本車床為普通精度級(jí)的輕型機(jī)床，為了簡(jiǎn)化結(jié)構(gòu)，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318

10、000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(zhuǎn)精度，主軸前后軸承均用壓塊式防松螺母調(diào)整軸承的間隙。主軸前端采用了圓錐定心結(jié)構(gòu)型式。前軸承為c級(jí)精度，后軸承為d級(jí)精度。3.5操縱機(jī)構(gòu)為了適應(yīng)不同的加工狀態(tài)，主軸的轉(zhuǎn)速經(jīng)常需要調(diào)整。根據(jù)各滑依齒輪變速傳動(dòng)組的特點(diǎn)，分別采用了集中變速操縱機(jī)構(gòu)和單獨(dú)操縱機(jī)構(gòu)。3.6滑系統(tǒng)設(shè)計(jì)主軸箱采用飛濺式潤(rùn)滑。油面高度為65mm左右，甩油輪浸油深度為10mm左右。潤(rùn)滑油型號(hào)為：hj30。3.7封裝置設(shè)計(jì)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

11、觸式 密封。卸荷皮帶輪的潤(rùn)滑采用毛氈式密封，以防止外界雜物進(jìn)入。3.8主軸箱體設(shè)計(jì)箱體外形采取了各面間直角連接方式，使箱體線條簡(jiǎn)單，明快。并采用了箱體底面和兩個(gè)導(dǎo)向塊為定位安裝面，并用螺釘和壓板固定。安裝簡(jiǎn)單，定位可靠。4傳動(dòng)件驗(yàn)算以ii軸為例，驗(yàn)算軸的彎曲剛度，花鍵的擠壓應(yīng)力，齒輪模數(shù)及軸承壽命。4 .1齒輪的驗(yàn)算在驗(yàn)算主軸箱中的齒輪強(qiáng)度時(shí)，選擇相同模數(shù)中承受載荷最大的、齒數(shù)最小的齒輪進(jìn)行接觸和彎曲疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算。一般對(duì)高速傳動(dòng)齒輪主要驗(yàn)算接觸疲勞強(qiáng)度，對(duì)低速傳動(dòng)齒輪主要驗(yàn)算彎曲疲勞強(qiáng)度。根據(jù)以上分析，現(xiàn)在對(duì)軸上齒數(shù)為18模數(shù)為2.5的齒輪驗(yàn)算接觸疲勞強(qiáng)度，對(duì)vi軸上齒數(shù)為18模數(shù)為3的齒輪驗(yàn)

12、算彎曲疲勞強(qiáng)度。接觸壓力的驗(yàn)算公式： 彎曲應(yīng)力的驗(yàn)算公式： 式中：n 傳遞的額定功率kw（此處忽略齒輪的傳遞效率）； 計(jì)算轉(zhuǎn)速； 齒寬系數(shù) =，此處值為6 ； z1 為齒輪齒數(shù)； i 大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，“+”用于外嚙合，“”用于內(nèi)嚙合，此處為外嚙合，故取“+”; 壽命系數(shù)： = 由表7得=0.27 kt 工作期限系數(shù)： kt = t 預(yù)定的齒輪工作時(shí)間，取2000h； n 齒輪的最低轉(zhuǎn)速，此處為1000r/min； k n 轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，由表4得k n = 0.71； kn 功率利用系數(shù)，由表5得kn = 0.58； kq 材料強(qiáng)化系數(shù)，由表6得kq = 0.64； 工作狀況系數(shù)，考慮載

13、荷沖擊的影響，取 = 1.2； 動(dòng)載荷系數(shù)，由表8得 = 1.4； 齒向載荷分布系數(shù)，由表9得 = 1 ； y-齒形系數(shù)，由表10得y=0.378； 許用接觸應(yīng)力，由表11得 = 1100mpa； 代入以上各數(shù)據(jù)計(jì)算得 mj = 2.0mm ,故所選模數(shù)2.5 mm 滿足設(shè)計(jì)要求。 其余各參數(shù)意義同上，代入數(shù)據(jù)計(jì)算得 mw =2.79，所選模數(shù)為3，符合設(shè)計(jì)要求。用相同方法驗(yàn)算其他齒輪均符合設(shè)計(jì)要求。320三組傳動(dòng)齒輪是經(jīng)過(guò)淬火的許用接觸應(yīng)力為1100mpa，許用彎曲應(yīng)力為320 mpa。4.1 片式摩擦離合器的選擇和計(jì)算片式摩擦離合器目前在機(jī)床中應(yīng)用廣泛，因?yàn)樗梢栽谶\(yùn)轉(zhuǎn)中接通或脫開(kāi)，具有結(jié)

14、合平穩(wěn)、沒(méi)有沖擊、結(jié)構(gòu)緊湊的特點(diǎn)，部分零件已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，多用于機(jī)床主傳動(dòng)。4.2傳動(dòng)軸直徑的估算傳動(dòng)軸直徑估算直徑用公式n-該傳動(dòng)軸的輸入功率n= kw-電機(jī)額定功率-從電動(dòng)機(jī)到該傳動(dòng)軸之間傳動(dòng)件的傳動(dòng)效率的乘積；-該傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（90,300,250,250,500,1000,1000,）30mm30mm=35mm42mm=40mm=40mm=53mm5.傳動(dòng)軸剛度的驗(yàn)算軸ii的圖3剪力圖和彎矩圖經(jīng)過(guò)驗(yàn)算軸合格。對(duì)軸i傾角進(jìn)行驗(yàn)算 左軸承 右軸承傾角允許值=0.0016.花鍵鍵側(cè)壓潰應(yīng)力驗(yàn)算花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)力為： 式中：經(jīng)過(guò)驗(yàn)算合格。7.滾動(dòng)軸承的驗(yàn)算機(jī)床的一般傳動(dòng)軸用的軸承，主要

15、是因?yàn)槠谄茐亩?，故?yīng)進(jìn)行疲勞壽命驗(yàn)算。滾動(dòng)軸承的疲勞壽命驗(yàn)算： 經(jīng)過(guò)計(jì)算p=745.356 合格。8.主軸組件驗(yàn)算前軸承軸徑，后軸承軸徑求軸承剛度 主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩： 根據(jù)主電動(dòng)機(jī)功利為2.2，在1.5-2.2kw范圍內(nèi)。則床身上最大回轉(zhuǎn)直徑d=320mm刀架上最大回轉(zhuǎn)直徑主軸通孔直徑d,最大工件長(zhǎng)度1000mm。床身上最大加工直徑為最大回轉(zhuǎn)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(jù)結(jié)構(gòu)選懸伸長(zhǎng)度a=100mm在計(jì)算時(shí)，先假定

16、初值l/a=3 l=3前后支承的支反力軸承的剛度初步計(jì)算時(shí)，可假定主軸的當(dāng)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(hào)為nn3014后軸承為軸承代號(hào)為7011ac和型號(hào)為51211最佳跨距9.設(shè)計(jì)感想 經(jīng)過(guò)一星期的努力,我終于將機(jī)床課程設(shè)計(jì)做完了.在這次作業(yè)過(guò)程中,我遇到了許多困難,一遍又一遍的計(jì)算,一次又一次的設(shè)計(jì)方案修改這都暴露出了前期我在這方面的知識(shí)欠缺和經(jīng)驗(yàn)不足.至于畫(huà)裝配圖和零件圖,由于前期計(jì)算比較充分,整個(gè)過(guò)程用時(shí)不到一周,在此期間,我還得到了許多同學(xué)和老師的幫助.在此我要向他們表示最誠(chéng)摯的謝意.我的收獲還是很大的.也不僅僅對(duì)制圖有了更進(jìn)一步的掌握auto cad和 ,word這些僅僅是工具軟件,熟練掌握也是必需的.對(duì)我來(lái)說(shuō),收獲最大的是方法和能力.那些分析和解決問(wèn)題的方法與能力.在整個(gè)過(guò)程中,我發(fā)現(xiàn)像我們這些學(xué)生最最缺少的是經(jīng)驗(yàn),沒(méi)有感性的認(rèn)識(shí),空