級機床主軸箱設計.doc

1、C6136型機床主軸箱課程設計說明書系 別: 機 械 系 專 業(yè): 機械設計制造及其自動化 班 級： 機自081 姓 名： 方志微 學 號： 08 指導老師： 季曉明 目錄一、設計目的2二、機床主要技術要求2三、確定結構方案2四、運動設計24。1確定極限轉速24。2擬訂結構式34.3繪制轉速圖34.4 確定齒輪齒數(shù)44.5 驗算主軸轉速誤差：54。6 繪制傳動系統(tǒng)圖5五、動力設計65。1 V帶的傳動計算65。2各傳動軸的估算75。3齒輪模數(shù)確定和結構設計：85.4摩擦離合器的選擇與計算：95.5結構設計10六、齒輪強度校核126。1、各齒輪的計算轉速126。2、齒輪校核12七、主軸剛度校核14

2、八、主軸最佳跨度確定158。1計算最佳跨度158.2校核主軸撓度158.2主軸圖:（略）見附圖215九、各傳動軸支持處軸承選用15十、鍵的選擇和校核161)、軸IV的傳遞最大轉矩16十一、潤滑與密封16十二、總結16十三、參考文獻17十四、附17一、設計目的 通過機床主運動機械變速傳動系統(tǒng)得結構設計，在擬定傳動和變速的結構方案過程中，得到設計構思、方案分析、結構工藝性、機械制圖、零件計算、編寫技術文件和查閱技術資料等方面的綜合訓練，樹立正確的設計思想，掌握基本的設計方法，并具有初步的結構分析、結構設計和計算能力.可使我們學會理論聯(lián)系實際的工作方法,培養(yǎng)獨立工作的能力;學會基本的設計的方法;熟悉

3、手冊、標準、資料的運用;加強機械制圖、零件計算、編寫技術文件的能力，學會設計說明書的編寫。為接下去的畢業(yè)設計、畢業(yè)論文積累經(jīng)驗。二、機床主要技術要求1車床類型為C6136型臥式車床。2床身上最大工件回轉直徑:360mm3刀架上的最大回轉直徑:190mm4 主軸通孔直徑:40mm5主軸前錐孔：莫式5號6最大加工工件長度：900mm7主電動機功率為5。5kw 改48確定公比：=1.269轉數(shù)級數(shù):Z=18三、確定結構方案1 主軸傳動系統(tǒng)采用V帶、齒輪傳動；2傳動形式采用集中式傳動;3主軸換向制動采用雙向片式摩擦離合器和帶式制動器；4變速系統(tǒng)采用多聯(lián)滑移齒輪變速。四、運動設計4.1確定極限

4、轉速根據(jù)工況，確定主軸最高轉速有采用YT15硬質合金刀車削碳鋼工件獲得，主軸最低轉速有采用W16Cr4V高速鋼刀車削鑄鐵件獲得。 =根據(jù)標準數(shù)列數(shù)值表，選擇機床的最高轉速為1600r/min，最低轉速為31.5r/min電動機選用Y132S-4型電動機額定功率為5。5KW，額定轉速為1440r/min。4。2擬訂結構式1）確定變速組傳動副數(shù)目：傳動副中由于結構的限制以2或3為合適，即變速級數(shù)Z應為2和3的因子,為實現(xiàn)18級主軸轉速變化的傳動系統(tǒng)可以以下多種傳動副組合： 18=332 18=323 18=233等18級轉速傳動系統(tǒng)的傳動組,選擇傳動組安排方式時，考慮到機床主軸箱的具體結

5、構、裝置性能，應滿足前多后少的原則,主軸上的傳動副數(shù)主軸對加工精度、表面粗糙度的影響很大，因此主軸上的齒輪少些為好。綜上所述，傳動式為18=3322）確定變速組擴大順序：18=332的傳動副組合，在降速傳動中，為防止齒輪直徑過大而徑向尺寸,常限制最小傳動比在升速時為防止產(chǎn)生過大的噪聲和震動常限制最大轉速比。在主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍。根據(jù)前密后疏的原則，初選結構式如下： 在設計時必須保證中間傳動軸的變速范圍最小，根據(jù)中間傳動軸變速范圍小的原則選擇結構網(wǎng)。從而確定結構網(wǎng)如下：檢查傳動組的變速范圍時,只需檢查最后一個擴大組，第二擴大組的變速范圍是：，其中所以，符合要求4。3繪制轉速圖選擇電

6、動機 一般車床若無特殊要求，多采用Y系列封閉式三相異步電動機,根據(jù)條件電動機選用Y132S4型籠式三相異步電動機，其滿載轉速1440 r/min。分配總降速傳動比 總降速傳動比 不符合轉速數(shù)列標準，因而需增加一定傳 動副確定傳動軸軸數(shù) 傳動軸軸數(shù)=變速組數(shù)+定比傳動副數(shù)+1=3+1+1=5確定各級轉速并繪制轉速圖由 z = 18確定各級轉速:1600、1250、1000、800、630、500、400、315、250、200、160、125、100、80、63、50、40、31.5r/min。4.4 確定齒輪齒數(shù)在保證輸出的轉速準確的前提下，應盡量減少齒輪齒數(shù)，是齒輪結構尺寸緊湊.齒輪齒數(shù)的確

7、定原則:實際轉速與標準轉速n的相對轉速誤差為：齒輪副的齒數(shù)和；滿足結構安裝要求,相鄰軸承孔德壁厚不小于3mm。當變速組內各齒輪副的齒數(shù)和不相等時，齒數(shù)和的差不能大于3。利用查表法求出各傳動組齒輪齒數(shù)如下表：變速組第一變速組第二變速組第三變速組齒數(shù)和729095齒輪齒數(shù)363632402844454530601872633219764.5 驗算主軸轉速誤差：主軸各級實際轉速值用下式計算：式子中u1、u2、u3分別為第一、第二、第三變速組齒輪傳動比，取0.05。轉速誤差用主軸實際轉速與標準轉速相對誤差的絕對值表示：其中n為主軸標準轉速.轉速誤差表主軸轉速n1n2n3n4n5n6n7n8n9標準轉速

8、31.540506380100125160200實際轉速31。8405063。680100127.3160200轉速誤差%0.95000。95001.8400主軸轉速n10n11n12n13n14n15n16n17n18標準轉速250315400500630800100012501600實際轉速250。6315393.8501.1630787.51002.312601575轉速誤差0.2401。550.201。60.230.81。56轉速誤差滿足要求。4。6 繪制傳動系統(tǒng)圖五、動力設計5.1 V帶的傳動計算電動機轉速n=1440r/min,傳遞功率P=5.5kw，傳動比i=1.8，兩班制，一天

9、運轉16.1小時,工作年數(shù)10年。1）、選擇V帶型號 ，(P電動機額定功率，工作情況系數(shù))查機械設計,得應選擇B型帶確定帶輪的計算直徑,為了避免彎曲應力過大,小帶輪的基準直徑不能過小，即,查機械設計表8-6和表8-8得:小帶輪基準直徑=150mm，大帶輪基準直徑，由表8-8取=270mm2）、確定V帶速度 按公式 , 5m/min<V25m/min，故合適3）、初步確定中心距 根據(jù)經(jīng)驗公式，即294mm<840mm 初步確定中心距=6004）、V帶的計算基準長度 由機械設計表82選帶的基準長度L=2000mm。5)、確定實際中心距a 6)、驗算小帶輪包角 ,主動輪上的包角合適。7）

10、、確定V帶條數(shù) 傳動比:查機械設計表84a和表84b得: , 查表8-5得:,查表82得： 則： 所以取Z=3根8）、計算預緊力 查機械設計表83得：q=0。18kg/m 9）、計算壓軸力 5。2各傳動軸的估算傳動軸除應滿足強度要求外,還應滿足剛度的要求，強度要求保證軸在反復載荷和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)精度要求較高,不允許有較大變形。因此疲勞強度一般不失是主要矛盾，除了載荷很大的情況外，可以不必驗算軸的強度。剛度要求保證軸在載荷下不至發(fā)生過大的變形。因此,必須保證傳動軸有足夠的剛度。1）、主軸計算轉速 主軸計算轉速是第一個三分之一轉速范圍內的最高一級轉速,即: 2)、其余各

11、軸的計算轉速 n=125r/min， n=500r/min, n=800r/min3）、各軸最小直徑的確定: 實心軸 : 空心軸:其中： P-電動機額定功率 -系數(shù)，可查表得到 -該傳動軸的計算轉速 軸：，K=1.06，A=120 ?。?22 軸：， ?。?5軸: ?。?6軸: 取:405。3齒輪模數(shù)確定和結構設計：參考金屬切削機床課程設計指導書中齒輪模數(shù)的初步計算公式初定齒輪的模數(shù): m = 32 式中 N - 該齒輪傳遞的功率（KW）； Z 所算齒輪的齒數(shù)； 該齒輪的計算轉速(r/min）.同一變速組中的齒輪取同一模數(shù)，故取(）最小的齒輪進行計算,然后取標準模數(shù)值作為該變速組齒輪的模數(shù).第

12、一變速組中：，齒輪齒數(shù)為36的值最小,其計算轉速為500r/min。計算得：m =2.13mm，取標準模數(shù)m=2.5 mm。第二變速組中：,齒輪齒數(shù)為45的值最小，其計算轉速為125r/min。計算得:m = 3.09 mm，取標準模數(shù)m=3。5 mm;第三變速組中：，齒輪齒數(shù)為19的值最小,其計算轉速為125r/min計算得：m = 3。96mm ,取標準模數(shù)m=4 mm；標準齒輪：齒輪具體參數(shù)見下表：齒輪齒數(shù)Z模數(shù)m分度圓齒頂圓齒根圓齒寬b1362.59095。583。75252362。59095.583.75203322.58085.573。75254402.5100105。593。75

13、205282。57075.563.75256442。5110115.5103。75207453。5157.5164。5148。75358453。5157。5164.5148.75309303.510511296。253510603.5210217201.253011183.5637054。253512723.5252259243.253013634252260242351432412813611840151947684664016764304312294355。4摩擦離合器的選擇與計算：1）、確定摩擦片的徑向尺寸：摩擦片的外徑尺寸受到外形輪廓的限制，內徑又由安裝它的軸徑d來決定,而內外徑的尺寸

14、決定著內外摩擦片的環(huán)形接觸面積的大小,直接影響離合器的結構與性能。表示這一特性系數(shù)是外片內徑D1與內片外徑D2之比，即一般外摩擦片的內徑可取:D1=d+（26）=30+4=34mm；機床上采用的摩擦片值可在0.570。77范圍內，此處取=0。6,則內摩擦片外徑D2=57mm。按扭矩確定摩擦離合面的數(shù)目Z：其中T為離合器的扭矩 =9550=9550=84.9N·mm; K安全系數(shù)，此處取為1。3； P-摩擦片許用比壓，取為1。2MPa； f摩擦系數(shù)，查得f=0.06;KV-速度修正系數(shù)，根據(jù)平均圓周速度查表取為1。35；-結合次數(shù)修正系數(shù)，查表為1；將以上數(shù)據(jù)代入公式計算得=9。38圓

15、整為整偶數(shù)12，離合器內外摩擦片總數(shù)i=Z+1=13。2）、計算摩擦離合器的軸向壓力Q： Q=SPKV =12561。21。3 =1959.36（N)摩擦片厚度b = 1,1。5，1.75，2毫米，一般隨摩擦面中徑增大而加大。內外片分離時的最小間隙為（0。20。4）mm.3）、反轉時摩擦片數(shù)的確定：普通車床主軸反轉時一般不切削,故反向離合器所傳遞的扭矩可按空載功率損耗確定.普通車床主軸高速空轉功率Pk一般為額定功率Pd的2040%，取Pk = 0.4Pd,計算反轉靜扭矩為Pk = 2.2KW，代入公式計算出Z5。7，圓整為整偶數(shù)6，離合器內外摩擦片總數(shù)為7。5。5結構設計1）、帶輪結構設計：、

16、帶輪的材料常用的V帶輪材料為HT150或HT200,轉速較高時可以采用鑄鋼或鋼板沖壓焊接而成，小功略時采用鑄鋁或塑料,本機床選用材料為HT200.、帶輪結構形式根據(jù)V帶計算，選用3根A型V帶。由于軸安裝摩擦離合器及傳動齒輪，為了改善它們的工作條件，保證加工精度，采用卸荷式帶輪結構.V帶輪由輪緣、輪輻和輪轂組成,根據(jù)輪輻結構的不同可以分為實心式、腹板式、孔板式、橢圓輪輻式。V帶輪的結構形式與基準直徑有關,當帶輪基準直徑（d為安裝帶輪的軸的直徑，mm）時?？梢圆捎脤嵭氖?當可以采用腹板式,時可以采用孔板式，當時，可以采用輪輻式. 帶輪寬度:。 分度圓直徑: 。D=90mm是深溝球軸承6210軸承外

17、徑，其他尺寸見帶輪零件圖。、V帶輪的論槽V帶輪的輪槽與所選的V帶型號向對應，見【4】表810 mm槽型與相對應得A11。02.758.79 V帶繞在帶輪上以后發(fā)生彎曲變形,使V帶工作面夾角發(fā)生變化.為了使V帶的工作面與大論的輪槽工作面緊密貼合，將V帶輪輪槽的工作面得夾角做成小于.V帶安裝到輪槽中以后,一般不應該超出帶輪外圓，也不應該與輪槽底部接觸。為此規(guī)定了輪槽基準直徑到帶輪外圓和底部的最小高度。輪槽工作表面的粗糙度為。、V帶輪的技術要求鑄造、焊接或燒結的帶輪在輪緣、腹板、輪輻及輪轂上不允許有傻眼、裂縫、縮孔及氣泡；鑄造帶輪在不提高內部應力的前提下，允許對輪緣、凸臺、腹板及輪轂的表面缺陷進行修

18、補；轉速高于極限轉速的帶輪要做靜平衡,反之做動平衡。其他條件參見中的規(guī)定。2）、主軸換向與制動機構設計：本機床是適用于機械加工車間和維修車間的普通車床。主軸換向比較頻繁，才用雙向片式摩擦離合器。這種離合器由內摩擦片、外摩擦片、止推片、壓塊和空套齒輪組成。離合器左右兩部門結構是相同的。左離合器傳動主軸正轉，用于切削加工.需要傳遞的轉矩較大,片數(shù)較多。右離合器用來傳動主軸反轉，主要用于退回,片數(shù)較少.這種離合器的工作原理是，內摩擦片的花鍵孔裝在軸的花鍵上，隨軸旋轉。外摩擦片的孔為圓孔，直徑略大于花鍵外徑。外圓上有4個凸起，嵌在空套齒輪的缺口之中。內外摩擦片相間安裝。用桿通過銷向左推動壓塊時，將內片

19、與外片相互壓緊。軸的轉矩便通過摩擦片間的摩擦力矩傳遞給齒輪，使主軸正傳。同理，當壓塊向右時，使主軸反轉。壓塊處于中間位置時，左、右離合器都脫開，軸以后的各軸停轉。制動器安裝在軸,在離合器脫開時制動主軸，以縮短輔助時間。此次設計采用帶式制動器。該制動器制動盤是一個鋼制圓盤,與軸用花鍵聯(lián)接，周邊圍著制動帶。制動帶是一條剛帶，內側有一層酚醛石棉以增加摩擦。制動帶的一端與杠桿連接.另一端與箱體連接.為了操縱方便并保證離合器與制動器的聯(lián)鎖運動，采用一個操縱手柄控制.當離合器脫開時，齒條處于中間位置，將制動帶拉緊.齒條軸凸起的左、右邊都是凹槽.左、右離合器中任一個結合時，杠桿都按順時針方向擺動,使制動帶放

20、松。3）、齒輪塊設計：機床的變速系統(tǒng)采用了滑移齒輪變速機構。根據(jù)各傳動軸的工作特點，基本組、第一擴大組以及第二擴大組的滑移齒輪均采用了整體式滑移齒輪.所有滑移齒輪與傳動軸間均采用花鍵聯(lián)接。從工藝角度考慮，其他固定齒輪（主軸上的齒輪除外）也采用花鍵聯(lián)接.由于主軸直徑較大，為了降低加工成本而采用了單鍵聯(lián)接。軸采用的花鍵分別為:軸：6×26×30×6軸間傳動齒輪精度為8778b,軸間齒輪精度為766-7b.軸承的選擇:為了方便安裝，軸上傳動件的外徑均小于箱體左側支承孔直徑，均采用深溝球軸承。為了便于裝配和軸承間隙調整，、軸均采用圓錐滾子軸承。滾動軸承均采用E級精度。4)

21、、主軸組件:本車床為普通精度級的輕型機床，為了簡化結構、主軸采用了軸向后端定位的兩支承主軸組件。前支承采用雙列圓柱滾子軸承,后支承采用角接觸球軸承和單向推力球軸承。為了保證主軸的回轉精度，主軸前后軸承均采用壓塊式防松螺母調整軸承的間隙.主軸前端采用短圓錐定心結構型式。前軸承為C級精度，后軸承為D級精度5)、潤滑系統(tǒng)設計：主軸箱內采用飛濺式潤滑，油面高度為65mm左右，甩油環(huán)浸油深度為10mm左右.潤滑油型號為：IIJ30。卸荷皮帶輪軸承采用脂潤滑方式.潤滑脂型號為：鈣質潤滑脂。6）、密封裝置設計: 軸軸頸較小，線速度較低,為了保證密封效果,采用皮碗式接觸密封。而主軸直徑大、線速度較高，則采用了

22、非接觸式密封。卸荷皮帶輪的潤滑采用毛氈式密封，以防止外界雜物進入.六、齒輪強度校核6.1、各齒輪的計算轉速各變速組內一般只計算組內最小齒輪，也是最薄弱的齒輪，故也只需確定最小齒輪的計算轉速。1）、第一變速組中，32/40只需計算z = 28 的齒輪，計算轉速為800r/min;2）、第二變速組計算z = 18的齒輪，計算轉速為400r/min;3）、第三變速組應計算z = 19的齒輪，計算轉速為125r/min。6。2、齒輪校核 校核a傳動組齒輪,只需校核齒數(shù)28的強度.由機械設計查得：動載系數(shù)：查表105得：齒輪彎曲疲勞強度極限取安全系數(shù)s=1.3校核b傳動組齒輪:只需校核齒數(shù)18的強度由機

23、械設計查得:查表105得齒輪彎曲疲勞強度極限取安全系數(shù)s=1.3校核c傳動組齒輪:只需校核齒數(shù)19的強度由機械設計查得：查表105得齒輪彎曲疲勞強度極限取安全系數(shù)s=1。3七、主軸剛度校核由于機床主軸箱中各軸的應力都比較小，驗算時，通常采用復合應力公式進行計算.軸材料選用45鋼，調質處理,由表查得:軸許用應力，軸的校核:軸、軸的校核如上，經(jīng)校核符合要求。八、主軸最佳跨度確定8。1計算最佳跨度前支撐為圓錐孔雙列圓柱滾子軸承和推力球軸承，后支撐為圓錐孔雙列圓柱滾子軸承.L=7808.2校核主軸撓度對于機床剛度要求，取阻尼比當v=50m/min，s=0。1mm/r時，8。2主軸圖：（略)見附圖2九、

24、各傳動軸支持處軸承選用 軸：30205圓錐滾子軸承30000型 25、6205-深溝球軸承60000型 25 軸：30205圓錐滾子軸承30000型 25 軸：30207-圓錐滾子軸承30000型 35 軸：前端：NN 3017 K圓錐孔雙列圓柱滾子軸承 85 51117-推力球軸承51000型 85 后端:NN 3011 K-圓錐孔雙列圓柱滾子軸承 55十、鍵的選擇和校核1）、軸IV的傳遞最大轉矩由擠壓強度條件： 式中：T-轉矩；d-軸徑；h鍵的高度；l-鍵的工作長度查表取許用擠壓應力為，采用B型鍵軸徑鍵處d=63mm查表得 b=18mm h=10mm 取鍵長L=45mm 。十一、潤滑與密封主軸轉速高,必須保證充分潤滑，一般常用單獨的油管將油引到軸承處。主軸是兩端外伸的軸，防止漏油更為重要而困難。防漏的措施有兩種： 1）堵加密封裝置防止油外流。主軸轉速高，多采用非接觸式的密封裝置，形式很多，一種軸與軸承蓋之間留0。10。3的間隙（間隙越小，密封效果越好，但工藝困難).還有一種是在軸承蓋的孔內開一個或幾個并列的溝槽（圓弧形或形），效果比上一種好些。在軸上增開了溝槽（矩形或鋸