机床主轴箱课程设计

项目

内容 结果 6.6.4 润滑与密封 ................................................................................................................................ 43 6.6.5 其他问题 .................................................................................................................................... 44 7.总结 ..................................................................................................................................................... 45 8.明细表 ................................................................................................................................................. 49

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项目 内容 结果 1.概述 第 2 页 共 48 页

概述 1.1机床主轴箱课程设计的目的 机床课程设计，是在学习过课程《机械制造装备设计》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机床主轴箱课程设计的目的 1.2设计任务和主要技术要求 1.2设计任务和主要技术要求 普通机床的规格和类型有系列型谱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。 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数： 1、加工工件直径为：?60㎜时，机床达到的最高切削速度Vmax=150m/min; 2、变速范围Rn=43～51； 3、V=100 m/min时，切削45号钢时，机床功率允许的最大切削用量为：ap=5㎜，f=0.3㎜/r； 4、抗振性：一般。 项目 内容 结果 1.3 操作性能要求 1.3 操作性1）具有皮带轮卸荷装置 能要求 2）手动操纵双向摩擦片离合器实现主轴的正反转及停止运动要求 3）主轴的变速由变速手柄完成 4）床头箱的外型尺寸、与床头床身的联接要求与C618K-I车床的床头箱相同 2.参数的拟定 2.参数的拟定 2.1 确定极限转速 nmax?Rn nminz?? Rn?? 因为K=0.5，Rd=0.2～0.25 ∴dmax=KD=0.5×500=250mm ·dmax=50～62.5 dmin=Rd×dmax=（0.2～0.25） 又∵ Rn=43～51 ∴ nmin?nmax/Rn?18.73~22.2r/min nmax?1000Vmax/?dmin?955.4r/min nmin?18.73~22.2r/minnmax?955.4r/min 2.2 主电机选择 合理的确定电机功率，使机床既能充分发挥其使用性能，满第 3 页 共 48 页 项目 内容 结果 电机： Y132M-足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。 已知异步电动机的转速有3000 r/min 、1500r/min 、1000r/min、750 r/min，已知P额是7.1KW，根据《车床设计手册》附录表2选Y132M-4，额定功率7.5kw，满载转速1440 r2.2 主电机选择 min，4，额定功率7.5kw，满载??0.87。 3.传动设计 3.传动设计 3.1 主传动方案拟定 转速1440 ，rmin??0.87。 3.1 主传拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停、幻想、制动、 动方案拟操纵等整个传动系统的确定。传动型式则指传动和变速的元件、机 定 构以及组成、安排不同特点的传动型式、变速类型。 传动方案和型式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此，确定传动方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。 传动方案有多种，传动型式更是众多，比如：传动型式上有集中传动，分离传动；扩大变速范围可用增加传动组数，也可用背轮结构、分支传动等型式；变速箱上既可用多速电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。 显然，可能的方案有很多，优化的方案也因条件而异。此次设计中，我们采用集中传动型式的主轴变速箱。 3.2 传动结构式、结3.2 传动结构式、结构网的选择 构网的选结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的传动不失为有用的方法，但对于分析复杂的传动并想由此导出实际的方案，就并第 4 页 共 48 页 项目 内容 结果 择 非十分有效。 3.2.1 确定传动组及各传动组中传动副的数目 级数为Z的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各传动组3.2.1 确定传动组及各传动组中传动副的数目 分别有Z?、Z?、……个传动副。即Z?Z1Z2Z3?? 传动副中由于结构的限制以2或3为合适，即变速级数Z应为2和3的因子：Z???? ，可以有多种方案，例： 18=3×3×2；18=2×3×2×2； 18=2×3×[1+2×1×1]；18=2×3×[1×2×1] ab 3.2.2 传动式的拟定 18级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。 在Ⅰ轴如果安置换向摩擦离合器时，为减少轴向尺寸，第一传动组的传动副数不能多，以2为宜。 主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴上齿轮少些为好。最后一个传动组的传动副常选用2。 综上所述，传动式为18=2×3×2×2。 3.2.2 传动式的拟定 3.2.3 结构式的拟定 3.2.3 结构式的拟定 对于18=2×3×2×2传动式，有2种结构式和对应的结构网。分别为： 18?21?32?26?212?6 (26：内轮+背轮，212?6：重复6级) 18?21?32?26?212?6 (212?6：重复6级) 第 5 页 共 48 页

项目 内容 结果 初选 由于本次设计的机床I轴装有摩擦离合器，在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合器的直径。初选18?21?32?26?212?6 18?21?32?26 (26：内轮+背轮，212?6：重复6级)的方案。 ?212?6 第 6 页 共 48 页 3.3 转速图的拟定 正转转速图： 3.3 转速图的拟定 项目 内容 结果 4. 传动件的估算 主传动系图为： 4. 传动件的估算 4.1 三角带传动的4.1 三角带传动的计算 计算 三角带传动中，轴间距A可以加大。由于是摩擦传递，带与轮第 7 页 共 48 页

项目 式中： 内容 结果 选择B型带 槽间会有打滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定比传动。 (1)选择三角带的型号 根据公式 Pca?KaP?1.1?7.5?7.18KW 式中P---电动机额定功率，Ka--工作情况系数 查《机械设计》图8-8因此选择B型带。 (2)确定带轮的计算直径D?，D? 带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径D?不宜过小，即D??Dmin。查《机械设计》表8-3， 8-7取主动轮基准直径D?=125mm。 由公式D2?D?=125mm n1D1 n2D2?250mm n?-小带轮转速，n?-大带轮转速，所以D2?1440?125?225mm，由《机械设计A》表8-7取园整为 800 250mm。 (3)确定三角带速度 按公式V??D1n160?1000?3.14?125?1440?9.95m s60?1000 第 8 页 共 48 页 因为5m/min

项目 内容 结果 件数 4 40# 1 40# 1 40# 1 HT200 1 45# 1 35# 1 40Cr 1 1 轴承钢 1 轴承钢 1 45# 1 轴承钢 1 30# 1 40# 1 40# 1 40 1 40Cr 1 35# 1 40 1 40Cr 1 40Cr 1 35 1 40# 1 40# 1 HT200 1 40 2 30# 1 40# 1 轴承钢 1 HT15-33 1 40Cr 1 40Cr 1 30# ####8.明细表 8.明细表 序号 1 螺钉 2 螺杆 3 螺母 4 端盖 5 轴 6 拨叉 7 齿轮 8 离合器 9 深沟球轴承 10 角接触轴承 11 轴 12 深沟球轴承 13 弹簧挡圈 14 螺钉 15 圆柱销 16 螺钉 17 齿轮 18 拨叉 19 圆锥销 20 齿轮 21 齿轮 22 拨叉 23 螺钉 24 挂板 25 端盖 26 挡板 27 弹簧挡圈 28 螺钉 29 角接触轴承 30 端盖 31 齿轮 32 齿轮 33 套筒 名称 材料 第 46 页 共 48 页

项目 34 端盖 35 螺钉 36 角接触轴承 37 径向推力力轴承 38 端盖 39 圆柱滚子轴承 40 挡油垫圈 41 压块 42 螺钉 43 螺钉 44 销钉 45 销钉 46 螺钉 47 套筒 48 弹簧挡圈 49 螺钉 50 套筒 51 弹簧挡圈 52 弹簧挡圈 53 弹簧挡圈 54 圆柱滚子轴承 55 平键 56 齿轮 57 齿轮 58 圆柱滚子轴承 59 销钉 60 销钉 61 螺钉 62 螺钉 63 螺钉 64 端盖 65 角接触轴承 66 齿轮 67 螺钉 68 齿轮 69 深沟球轴承 内容 结果 1 HT200 1 40# 2 轴承钢 1 轴承钢 1 HT200 1 轴承钢 1 羊毛 1 40# 1 40 1 40# 1 40# 1 40 1 40# 1 30# 1 30# 1 40 1 30# 1 30# 1 30 1 30# 1 轴承钢 1 45# 1 40Cr 1 40Cr 1 轴承钢 1 40# 1 40# 1 40# 4 40 1 40# 1 HT200 2 轴承钢 1 40Cr 4 40# 1 40Cr 2 轴承钢 ##### 第 47 页 共 48 页

项目 内容 结果 1 35# 1 HT200 1 40# 1 羊毛 1 40# 1 轴承钢 1 轴承钢 1 轴承钢 70 挡环 71 端盖 72 螺钉 73 挡油垫圈 74 螺钉 75 深沟球轴承 76 深沟球轴承 77 深沟球轴承

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项目 内容 结果 D2??0.25~0.35??D0?D3??0.3??222?138??25mm B18?24mmB19?30mmB20?29mm 4.4 带轮结构设计 4.5 传动轴间的中心距 D1??D0?D3?/2?180mm,C?12mm 4.4 带轮结构设计 查《机械设计》P156页，当dd?300mm时,采用腹板式。D是轴承外径，查《机械零件手册》确定选用深沟球轴承6211，d=55mm,D=100mm。带轮内孔尺寸是轴承外径尺寸100mm。齿《机械设计》表8-10确定参数得： bd?8.5,ha?2.0,hf?9.0,e?12,f?8,?min?5.5,??38? 带轮宽度：B??z?1?e?2f??5?1??8?2?7?64mm 分度圆直径：dd?280mm， d?????110mmd1?1.9D?1.8?100mm?180mmC'?5/28?B?11.4?12mmL?B?64mm, 4.5 传动轴间的中心距 d???d?d297.5?122.5?1??110mm 22d??III?dIII?IVdIV?V132?132?132mm 2105?168??136.5mm 2212?168??190mm 2 d??III?132mm dIII?IV?136.5mm 第 21 页 共 48 页

项目 内容 结果 dIV?V?190mmdV?IV?机床传动系统图如下： 176?224?200mm 2 dV?IV?200mm 第 22 页 共 48 页

4.6 轴承的选择 4.6 轴承的选择 Ⅰ轴： 6208 D=80 B=18 深沟球轴承 Ⅱ轴： 7207C D=72 B=17 角接触球轴承 Ⅲ轴： 7207C D=72 B=17 角接触球轴承 Ⅳ轴： 7208C D=80 B=18 角接触球轴承 Ⅴ轴： 7210C D=90 B=20 角接触球轴承 Ⅵ轴： 3182115 D=115 B=30 双向推力球轴承 项目 内容 结果 4.7 片式摩擦离合器的选择和计算 片式摩擦离合器目前在机床中应用广泛，因为它可以在运转中4.7 片式摩擦离合接通或脱开，具有结合平稳、没有冲击、结构紧凑的特点，部分零 器的选择件已经标准化，多用于机床主传动。 和计算 4.7.1 摩擦片的径向尺寸 4.7.2 按扭矩选择摩擦片结合面的数目 4.7.1 摩擦片的径向尺寸 摩擦片的外径尺寸受到轮廓空间的限制，且受制于轴径d，而 摩擦片的内外径又决定着内外摩擦片的环形接触面积的大小，直接 影响离合器的结构和性能。 一般外摩擦片的外径可取：D1?d?(2~6)mm d为轴的直径，取d=55，所以 Z=9 第 23 页 共 48 页

D1?55+5=60mm 特性系数?是外片内径D1与内片外径D2之比 60取?=0.7，则内摩擦片外径D2??85.7mm ?0.74.7.2 按扭矩选择摩擦片结合面的数目 一般应使选用和设计的离合器的额定静扭矩Mj和额定动扭矩Md满足工作要求，由于普通机床是在空载下启动反向的，故只需按离合器结合后的静负载扭矩来计算。即： D1Z??2MnK?1000?fD02b?p?7.03?1.4?10000 3.14?0.06?75?75?36.4?1.0?8.89取Z=9 项目 4.7.3 离合器的轴向拉紧力 4.7.4 反转摩擦片数 4.7.3 离合器的轴向拉紧力 由Q?S[p]?K?，得： 内容 结果 Z=4 Q?2939.4?1.1?0.94 ?3315.6N查《机床零件手册》，摩擦片的型号如下： 内片：Dp=72.85，查表取：D=85mm，d=55mm b=1.5mm,B=9.7mm H=23.5mm,?=0.5mm 外片：Dp=72.85，查表取：D=87mm，d=56mm b=1.5mm,B=20mm H=48mm,H1=42mm ?=0.5mm 内外片的最小间隙为：0.2～0.4mm 4.7.4 反转摩擦片数 NMj?KMn?K?9550??N?mnj7.5?0.96?0.96?0.98 800?2.8?104N?m?1.3?9550Z??2MnK?1000?fD02b?p?2.8??10000 3.14?0.06?75?75?36.4?1.0?3.55取Z=4 第 24 页 共 48 页

项目 内容 结果 5. 动力设计 5. 动力设计 5.1 传动轴的验算 由于变速箱各轴的应力都比较小，验算时，通常都是 用复合应力公式进行计算： 5.1 传动轴的验算 ?b?M2?0.572?[?b] （MPa） W——?b为复合应力（MPa） ——[?b]为许用应力（MPa） ——W为轴危险断面的抗弯断面模数 实心轴：W??d332(mm3) d04)](mm3) D 空心轴：W??d332[1?( 第 25 页 共 48 页

?d4Zb(D?d)(D?d)2?(mm3) 花键轴：W?32?D32?——d为空心轴直径，花键轴内径 ——D为空心轴外径，花键轴外径 ——d0为空心轴内径 ——b为花键轴的键宽 ——Z为花键轴的键数 M为在危险断面的最大弯矩 22M?Mx?My N·mm T为在危险断面的最大扭矩

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