金属切削机床说明书.doc

中北大学课程设计说明书

中北大学
课程设计任务书

2014/2015学年 第 1 学期

学 院： 机械与动力工程学院
专 业： 机械设计制造及其自动化
学 生 姓 名： 张森 学 号：1102014241
课程设计题目： 金属切削机床课程设计
——车床主轴箱设计
起 迄 日 期： 14年12月29日～15年1月14日
课程设计地点： 教学2号楼
指 导 教 师： 庞俊忠（教授） 马维金（教授）
学 科 副主任： 曾志强

下达任务书日期: 2014年12月 28 日

课 程 设 计 任 务 书
1．设计目的：
通过本课程设计的训练，使学生初步掌握机床的运动设计（包括主轴箱、变速箱传动链），动力计算（包括确定电机型号，主轴、传动轴、齿轮的计算转速），以及关键零部件的强度校核，获得工程师必备设计能力的初步训练。同时巩固《金属切削机床》课程的基本理论和基本知识。
1．运用所学的理论及实践知识，进行机床设计的初步训练，培养学生的综合设计能力；
2．掌握机床设计（主轴箱或变速箱）的方法和步骤；
3．掌握设计的基本技能，具备查阅和运用标准、手册、图册等有关技术资料的能力；
4．基本掌握绘图和编写技术文件的能力
2．设计内容和要求（包括原始数据、技术参数、条件、设计要求等）：
1．机床的类型、用途及主要参数
车床，工作时间：二班制，电动机功率：，主轴最高、最低转速如下：
，
变速级数：z=12。
2．工件材料：45号钢 刀具材料：YT15
3．设计部件名称：主轴箱

3．设计工作任务及工作量的要求〔包括课程设计计算说明书(论文)、图纸、实物样品等〕：
设计任务
1．运动设计：根据所给定的转速范围及变速级数，，确定公比，绘制结构网、转速图、计算齿轮齿数。
2．动力计算：选择电动机型号及转速，确定传动件的计算转速、对主要零件（如皮带、齿轮、主轴、轴承等）进行计算（初算和验算）。
设计工作量要求：
1．主轴箱展开图、剖面图各一张；
2、主轴零件图一张；
3．机床传动系统图一张；
4．编写课程设计说明书一份。（A4>15页）

课 程 设 计 任 务 书
4．主要参考文献：
1 陈易新.金属切削机床课程设计指导书. 北京: 机械工业出版社, 1987.7
2 范云涨.金属切削机床设计简明手册. 北京: 机械工业出版社,1994.7
5．设计成果形式及要求：
图纸和说明书

6．工作计划及进度：

14年12月29日～14年12月29日 调查阶段
14年12月30日～15年 1 月 7 日 设计阶段
15年 1 月 8 日～15年 1 月 12 日 考核阶段
15年 1 月 13 日～15年 1 月14 日 最终答辩
答辩或成绩考核
学科副主任审查意见：

签字：
2014年12月26日

目 录
1. 机床总体设计……………………………………………………………………………2
2. 主传动系统运动设计……………………………………………………………………2
2.1拟定结构式……………………………………………………………………………2
2.2结构网或结构式各种方案的选择……………………………………………………3
2.2.1 传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围…………………………………3
2.2.2 基本组和扩大组的排列顺序 ……………………………………………………3
2.3绘制转速图……………………………………………………………………………4
2.4确定齿轮齿数…………………………………………………………………………5
2.5确定带轮直径…………………………………………………………………………5
2.6验算主轴转速误差……………………………………………………………………5
2.7 绘制传动系统图………………………………………………………………………6
3．估算传动件参数 确定其结构尺寸………………………………………………………6
3.1确定传动见件计算转速………………………………………………………………6
3.2确定主轴支承轴颈尺寸………………………………………………………………6
3.3估算传动轴直径………………………………………………………………………6
3.4估算传动齿轮模数……………………………………………………………………7
3.5普通V带的选择和计算………………………………………………………………8
4．结构设计…………………………………………………………………………………9
4.1带轮设计………………………………………………………………………………9
4.2齿轮块设计……………………………………………………………………………9
4.3轴承的选择……………………………………………………………………………9
4.4主轴主件………………………………………………………………………………9
4.5操纵机构、滑系统设计、封装置设计………………………………………………9
4.6主轴箱体设计…………………………………………………………………………10
4.7主轴换向与制动结构设计……………………………………………………………10
5.传动件验算…………………………………………………………………………………10
5.1齿轮的验算……………………………………………………………………………10
5.2传动轴的验算…………………………………………………………………………12
5.3花键键侧压溃应力验算………………………………………………………………13
5.4滚动轴承的验算………………………………………………………………………16
5.5主轴组件验算…………………………………………………………………………17
6.参考文献……………………………………………………………………………………18

1.机床总体设计
轻型车床是根据机械加工业发展需要而设计的一种适应性强，工艺范围广，结构简单，制造成本低的万能型车床。它被广泛地应用在各种机械加工车间，维修车间。它能完成多种加工工序；车削内圆柱面，圆锥面，成形回转面，环形槽，端面及内外螺纹，它可以用来钻孔，扩孔，铰孔等加工。
机床结构布局：
（1）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）主轴换向，制动采用双向片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
采用卧式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。
2．主传动系统运动设计
2．1拟定结构式
确定变速组传动副数目
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=3 2）12=43
3）12=3 4）12=2
5）12=2
在上述的方案中1和2有时可以省掉一根轴。缺点是有一个传动组内有四个传动副。如果用一个四联滑移齿轮的话则会增加轴向尺寸；如果用两个滑移双联齿轮，则操纵机构必须互梭以防止两个滑移齿轮同时啮合。所以一般少用。
3、4、5方案可根据下面原则比较：从电动机到主轴，一般为降速传动。接近电动机处的零件，转速较高从而转矩较小，尺寸也较小。如使传动副较多的传动组放在接近电动机处，则可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件就可少些，就省材料了。这就是“前多后少”的原则。从这个角度考虑，以取12=3的方案为好。
设计的机床的最高转速 最低转速
变速范围 Z=12
公比为Φ=1.26
主轴转速共12级分别为：
160 200 250 315 400 500 630 800 1000 1250 1600 2000
则最大相对转速损失率:
选用5.5kw的电动机 型号为Y132S-2 转速为2900r/min
2.2结构网或结构式各种方案的选择
在12=2中，又因基本组和扩大组排列顺序的不同而有不同的方案。可能的六种方案，其结构网和结构式见下面的图。在这些方案中可根据下列原则选择最佳方案。
2.2.1 传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围
在降速传动时，为防止被动齿轮的直径过大而使径向尺寸太大，常限制最小传动比1/4。在升速时，为防止产生过大的震动和噪声，常限制最大传动比。因此主传动链任一传动组的最大变速范围一般为。
方案a、b、c、d是可行的。方案d、f是不可行的。
2.2.2 基本组和扩大组的排列顺序
a： 12=3 b: 12=3 c: 12=3
d： 12=3 e: 12=3 f: 12=3
在可行的四种方案 a、b、c、d中，还要进行比较以选择最佳的方案。原则是中间传动轴变速范围最小的方案 。因为如果各方案同号传动轴的最高转速相同，则变速 范围小的，最低转速较高，转矩较小，传动件的尺寸也就可以小些。比较图中的方案 a b c e，方案 a的中间轴变速范围最小，鼓方案 a最佳。如果没有别的要求，则计量使扩大顺序和传动顺序一致。

图1-12级结构网的务种方案
2.3绘制转速图
图2-转速图

2.4确定齿轮齿数
利用查表法求出各传动组齿轮齿数。
表1-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
72
84
90
齿轮

齿数
36 36 32 40 28 44
28 56 42 42
26 66 57 35
2.5确定带轮直径
确定计算功率
K-工作情况系数 工作时间为二班制 查表的k=1.2
N-主动带轮传动的功率
计算功率为N=1.2×5.5KW
根据计算功率和小带轮的转速选用三角带型号为A 型。查表的小带轮直径推荐植为100
取为120mm 大带轮直径
2.6验算主轴转速误差
主轴各级实际转速值的计算公式为:

式中：、、分别为第一、第二、第三变速组齿轮传动比.
转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示:

表2-转速误差表
主轴转速

标准转速r/min
2000
1600
1250
1000
800
630
500
400
315
250
200
160
实际转速r/min
2038
1631．8
1278.5
1019.
797.3
639.2
493.2
394
314.1
246.3
197.4
157.0
转速误差%
1．9
2.0
2.3
1．9
0.3
1.4
1.4
1.3
0.3
1.2
1.3
1.8
转速误差用实际转速和标准转速相对误差应2.6%
由计算结果可知满足要求。
2.7 绘制传动系统图：

3．估算传动件参数 确定其结构尺寸
3．1确定传动见件计算转速

表3-传动件计算转速
传

动

件
轴
齿轮
I
II
III
IV

计算转速

1250

800

400

315

1250

1250

1250

500

1000

800

1250

1250

800

400

400

630

800

315
3.2确定主轴支承轴颈尺寸
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：。
后支承轴颈直径： 取：
3．3估算传动轴直径
表4-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

I
1250
0.98
2.94
1.5
400
20

II
800
0.98*0.995
2.87
1.5
400
22.3

III
400
0.9*0.995*0.99
2.77
1.5
500
26.3

3.4估算传动齿轮模数
根据计算公式计算各传动组最小齿轮的模数
估算公式为：
按齿轮接触疲劳强度：
按齿轮弯曲疲劳强度：
表5-估算齿轮摸数
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
第一变速组

28

1.6

7

2.94

1

61

1

1100

518

1250

4.36

1.35

1.24

2
第二变速组

28

1.9

9

2.87

1

61

1

1100

518

800

4.47

1.37

1.31

2
第三变速组

26

2.5

7

2.77

1

61

1

1100

518

400

4.7

1.94

1.87

2

3.5普通V带的选择和计算
设计功率 Pd=Ka×P，Pd=1.2× 5.5=6.6
皮带选择的型号为A型
两带轮的中心距。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。
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
实际中心距 A=

A=mm
为了张紧和装拆胶带的需要，中心距的最小调整范围为：A，0．02L=20.5是为了张紧调节量为,( h+0.01L)是为装拆调节量,h为胶带厚度.
定小带轮包角
求得合格
带速
对于A型带 ,所以合格.
带的挠曲次数:
合格
带的根数
其中：单根三角带能传递的功率
小带轮的包角系数
取4根三角带。
4．结构设计
4．1带轮设计
根据V带计算，选用4根A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。
4．2齿轮块设计
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。
4．3轴承的选择
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II III IV轴均采用了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。
4．4主轴主件
本车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3182000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
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。
滑系统设计
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。
封装置设计
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。
4．6主轴箱体设计
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。
主轴箱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。
4．7主轴换向与制动结构设计
本机床属于万能性的轻型车床，适用于机械加工车间和维修车间。主轴换向比较频繁，采用了结构简单的双向片式摩擦离合器。其工作原理是，移动滑套，钢球沿斜面向中心移动并使滑块、螺母左移，压紧摩擦片，实现离合器啮合。摩擦片间间隙可通过放松销，螺母来进行调整。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。
5． 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。
5 .1齿轮的验算
验算变速箱中齿轮强度时，应选择相同模数承受载荷最大齿数最小的齿轮进行接触和弯曲疲劳强度计算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触疲劳强度，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲疲劳强度。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：

第一传动组
第二传动组
第三传动组
齿轮传递功率N
2.94
2.87
2.77
齿轮计算转速
1250
800
400
齿轮的模数m
2
2
2
齿宽B
14
16
24
小齿轮数Z
28
28
26
大齿轮与小齿轮齿数比u
1.6
1.9
2.5
寿命系数
1
1
1
速度转化系数(接触载荷)
弯曲载荷
0.74
0.78
0.98
0.9
0.92
0.88
功率利用系数（接触载荷）
弯曲载荷
0.58
0.58
0.58
0.78
0.78
0.78
材料利用系数（接触载荷）
弯曲载荷
0.76
0.73
0.73
0.77
0.75
0.75
工作情况系数
1.5
1.5
1.5
动载荷系数
1
1
1
齿向载荷分布系数
1.05
1.05
1.05
齿形系数Y
0.438
0.440
0.430
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
，大载低速传动件可能存在
时取计算值。

5．2传动轴的刚度验算
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。

表8 齿轮的受力计算

传递功率P
kw
转
速
n
r/min
传动
转矩
T
N·mm
齿轮压力角
α°
齿面摩擦角
γ
°
齿轮35
齿轮40
切向力
Ft1
N
合力
F1
N
F1
在
X
轴投影Fz1
N
F1
在
Z
轴投影Fz1
N
分度圆直径d1
mm
切向力
Ft2
N
合力
F2
N
F1
在
X
轴投影Fz2
N
F1
在
Z
轴投影Fz2
N
分度圆直径d2
mm
2.87
800
34261
20
6
778.6
866.34
117.6
858.32
88
815.7
907.6
756
756
84
5.3计算挠度、倾角
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:
m=69 e=201 c=102.5 f=167.5 l=270
E=2.1×105MPa n=l-x=151.25

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

查表得其许用应力为0.0003×270=0.081，即0.0048〈0.081，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。
5．4花键键侧压溃应力验算
花键键侧工作表面的挤压应力为：

式中：

经过验算合格。
5．5滚动轴承的验算
机床的一般传动轴用的轴承，主要是因为疲劳破坏而失效，故应进行疲劳寿命验算。
滚动轴承的疲劳寿命验算：
轴承寿命

经过计算F=418.5N
合格。
5.6主轴组件验算
前轴承轴径，后轴承轴径。求轴承刚度
主轴最大输出转矩：

根据主电动机功率为5.5。则床身上最大回转直径D=320mm刀架上最大回转直径主轴通孔直径d,最大工件长度1000mm。床身上最大加工直径为最大回转直径的60%也就是192mm故半径为0.096m。
切削力（沿y轴）
背向力（沿x轴）
故总的作用力
此力作用于顶尖间的工件上，主轴和尾架各承受一半，故主轴端受力为F/2=529.6N
主轴孔径初选为40 根据结构选悬伸长度a=120mm
在计算时，先假定初值l/a=3 l=3
前后支承的支反力

轴承的刚度：iz=52, La=9, Fr=C/10=9.42KN

初步计算时，可假定主轴的当量外径为前后轴承的轴径的平均值。
故惯性矩为：I=
前轴承为轴承代号为3182116
后轴承为轴承代号为46211和型号为8212

最佳跨距

6.参考文献
1.戴曙主编.金属切削机床.北京：机械工业出版社，1993.5
2.陈易新.金属切削机床课程设计指导书. 北京: 机械工业出版社, 1987.7
3.范云涨.金属切削机床设计简明手册. 北京: 机械工业出版社,1994.7

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