《機械制造裝備設計》課程設計 X6132升降臺銑床主軸軸箱設計

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1、全套圖紙加153893706 長 春 工 業(yè) 大 學 課 程 設 計 說 明 書 課程設計名稱 《機械制造裝備設計》課程設計 專 業(yè) 機械工程及自動化 班 級 學 生 姓 名 指 導 教 師 年 月 日 目錄 1. 設計題目概述 3 1.1 機床課程設計的目的 3 1.2 銑床的規(guī)格系列和用處 3 1.3 操作性能要求 3 2. 運動

2、參數和動力參數的確定及其依據 4 2.1 確定極限轉速與轉速范圍 4 2.2 電機的選擇 4 2.3 確定公比 4 3. 傳動設計 4 3.1 傳動方案的擬定 4 3.2 傳動結構式、結構網的選擇 5 3.3 轉速圖的擬定 5 3.4 傳動零件參數的確定、計算 6 3.5 傳動系統(tǒng)圖的繪制 7 4. 主要零件的估算和校核驗算 7 5. 零件明細表 22 6. 設計的體會及總結 22 7. 參考文獻 23 1.設計題目概述 課程設計是機械制造及自動化專業(yè)完成學習任務所需要的重要環(huán)節(jié)

3、，也是我們所學課程的綜和應用，更是培養(yǎng)學生獨立思考和科學工作方法的重要過程。在指導教師的幫助下和組員的共同努力下完成了這次課程設計。 課程設計的目的： 我這次設計的題目是《X6132銑床主軸軸箱設計》。 主要技術參數及要求如下： X6132型萬能升降臺主軸箱,變速級數：Z=12, 主軸最高轉速：nmax=1450r/min, 最低轉速：nmin=80r/min,電機功率：N=4KW，電機轉速n= 1450r/min，公比 ψ=1.41。 根據以上要求，我們設計了X6132主軸箱。 1.1機床課程設計的目的 機床課程設計，是在金屬切削機床課程之后進行的

4、實踐性教學環(huán)節(jié)。其目的在于通過機床運動機械變速傳動系統(tǒng)的結構設計，使我們在擬定傳動和變速的結構的結構方案過程中，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，并培養(yǎng)我們具有初步的結構分析，結構設計和計算能力。 培養(yǎng)我們綜合運用本專業(yè)知識的能力并加以鞏固，深化和擴大了我們所學過的理論知識，培養(yǎng)了我們獨立完成工作的能力。 培養(yǎng)我們輸理工技術工作所必須的全局觀點、生產觀點和技術觀點，樹立正確的設計思想和嚴肅認真的工作作風。 培養(yǎng)我們調查、研究和查閱技術文獻、資料、手冊，用于進行工程計算、圖

5、樣繪制級編寫技術文件的能力。 1.2銑床的規(guī)格系列和用處 普通機床的規(guī)格和類型有系列型譜作為設計時應該遵照的基礎。因此，對這些基本知識和資料作些簡要介紹。本次設計的是普通銑床主軸變速箱。 1.3 操作性能要求 1）具有皮帶輪卸荷裝置 2）主軸的變速由滑移齒輪完成 2.運動參數和動力參數的確定及其依據 2.1確定極限轉速與轉速范圍 主軸的計算轉速： , ， , , , 單位：r/min （2）由=1.41 , , z=12級 , 查《金屬切學機床》P123表7-1 ，得： 分別為 80r/min

6、 112r/min 160r/min 224r/min 280r/min 315r/min 450r/min 545r/min 630r/min 900r/min 1250r/min 1400r/min 檢驗最后擴大組的變速范圍 根據機械設計手冊3表（18.2-5）齒輪變速組的傳動比和變速范圍極限值知：（直齒）， 故可用。 2.2 電機的選擇 合理的確定電機功率N，使機床既能充分發(fā)揮其使用性能，滿足生產需要，又不致使電機經常輕載而降低功率因素。 已知電動機的

7、功率是4KW，根據《機床設計手冊》[3]選Y132S1-2，額定功率4，滿載轉速1450，最大額定轉距2.2。 2.3 確定公比 公比 ψ=1.41。 3. 傳動設計 3.1傳動方案的擬定 擬定傳動方案，包括傳動型式的選擇以及開停、換向、制動、操縱等整個傳動系統(tǒng)的確定。傳動型式則指傳動和變速的元件、機構以及組成、安排不同特點的傳動型式、變速類型。 傳動方案和型式與結構的復雜程度密切相關，和工作性能也有關系。因此，確定傳動方案和型式，要從結構、工藝、性能及經濟等多方面統(tǒng)一考慮。 傳動方案有多種，傳動型式更是眾多，比如：傳動型式上有集中傳動，分離傳動；擴大變速

8、范圍可用增加傳動組數，也可用背輪結構、分支傳動等型式；變速箱上既可用多速電機，也可用交換齒輪、滑移齒輪、公用齒輪等。 顯然，可能的方案有很多，優(yōu)化的方案也因條件而異。此次設計中，我們采用集中傳動型式的主軸變速箱。 傳動組和傳動副數可能的方案有： 12=4×3 12=3×4 12=3×2×2 12=2×2×3 12=2×3×2 在上列各方案中，前兩個有時可以省掉一根軸。缺點是有一個傳動組內有四個傳動副。如果用一個四聯(lián)滑移齒輪，則會增加軸向尺寸；如果用兩個雙聯(lián)滑移齒輪，則操縱機構必須互鎖以防止兩個滑移齒輪同時嚙合。所

9、以一般少用。后三個方案中可根據下述原則比較：從電動機到主軸，一般為降速傳動。接近電動機處的零件，轉速較高，從而轉矩較小，尺寸也就較小。如使傳動副較多 的傳動組放在接近電動機處，則可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件就可以少些，就省材料了。這就是“前多后少”的原則?？蛇x用三個變速箱組和兩個雙級變速組，一般應按“前多后少”地安排變速組的傳動順序“前密后疏”地安排其擴大順序，擴大順序與傳動順序一致，即為最佳機構式方案12=。 3.2 傳動結構式、結構網的選擇 結構式、結構網對于分析和選擇簡單的串聯(lián)式的傳動不失為有用的方法，但對于分析復雜的傳動并想由此導出實際的方案，就并非十分有效。 3

10、.3 轉速圖的擬定 根據轉速圖的擬定原則，由下轉速圖并標注傳動比，如下圖： 3.4 傳動零件參數的確定、計算 齒輪齒數的確定： 根據變速組齒輪吃數的確定原則： a、 齒輪結構尺寸緊湊、輸出軸轉速誤差小及齒輪和S70~100， 最小齒輪齒數。 b、 小齒輪齒根和孔壁或鍵槽外的壁厚 ( m—為齒輪模數,T—軸線到鍵槽的高度.) c、 保證兩軸承孔之間有一定的壁厚( D1,D2—分別為相鄰兩軸承外徑) d、 保證軸間有足夠的中心距，使銑床不碰電磁制動器。 e、 在三

11、聯(lián)滑移齒輪塊中最大齒輪齒數與其相鄰大齒輪齒數之差應以保證滑動時順利通過，不碰撞。 f、 選齒數較大的一個作公用齒輪 由， 選擇：3、、 滿足、互為質數的原則 變速組a： =70、 72、 74、 76、 78、80、82、84、86、88… =70、 72、 75、 77、 79、 80、82… =72、75、78、81、84、86、87… 取=72 變速組b： = 80、82、84、86、88、90…

12、 =80、81、84、86、87、88… 取=84 變速組c： =81、84、86、87、89、90、92、93、95、96、98… =80、81、84、85、86、89、90、91、94、95、96、99、100… 取=90 由此可以確定齒數： 3.5 傳動系統(tǒng)圖的繪制 4.主要零件的估

13、算和校核驗算 齒輪齒數確定后，主軸的各級實際轉速即確定，它與主軸的標準轉速總會產生一次的誤差，應進行核算，誤差一般不應該超過 現(xiàn)將轉速誤差的核算列成如下的表格形式： 序號 誤差 誤差允許值 結論 1 78.8 80 1.49% 4.1% 合格 2 111.85 112 1.32% 4.1% 合格 3 159.141 160 1.33% 4.1% 合格 4 223.7 224 1.33% 4.1% 合格 5 279.5 280 1.34% 4.1% 合格 6 315.218

14、 315 0.069% 4.1% 合格 7 476.67 450 0.59% 4.1% 合格 8 560.71 545 0.59% 4.1% 合格 9 630.435 630 0.069% 4.1% 合格 10 953.34 900 0.59% 4.1% 合格 11 1260.87 1250 0.87% 4.1% 合格 12 1411.34 1400 0.83% 4.1% 合格 主軸計算轉速 查《金屬切學機床》P123表7-1，得：=78r/min 各軸計算轉速

15、 軸序號 電動機 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 主軸 計算轉速 1450r/min 630r/min 315r/min 112r/min 80r/min 各齒輪計算轉速 齒輪序號 計算裝束 630 630 630 315 630 450 315 315 315 112 112 96 112 80 主要零件的計算與初算： 初步計算主要零件的目的，是為了大致確定傳動件零件的主要尺寸，如皮帶輪直徑、齒輪模數、傳動軸直徑和主軸軸徑等，以便繪制主軸箱的軸系展開圖。 1）

16、皮帶設計： 1、確定計算功率 查表8-6 知 = 2、選擇帶型 根據計算功率 和小帶輪轉速由圖8-9知選擇V帶A型。 3、確定帶輪的基準直徑和 初選小帶輪的基準直徑 根據機械設計8-11圖，取主動輪基準直徑=100mm 根據式（8-15）從動輪基準直徑 ==2.15100（1-0.02）=210.7mm 根據表8-8取=200mm 按式（8-13）驗算帶的速度

17、 帶的速度合適 4、確定A型V帶的基準長度和傳動中心距 根據初步確定中心距：初定中心距 根據式（8-22）計算帶所需的基準長度 由表8-2選帶的基本長度Lc=1000mm 按式（8-21）計算實際中心距 5、驗算主動輪上的包角 由（8-6）得： 主動輪的包角合適 經查表得：單根膠帶所能傳遞的功率Po=1.37Kw(根據v和，Po是當=，在特定長度下三角形膠帶所能傳遞的功率。) 單根膠

18、帶傳遞功率的增量： ， （其中：彎曲影響系數KB=0.7725，傳動比系數Ki=1.12） 6、計算V型帶的根數Z 由式（8-22） 由 查表8-4a和表8-4b 得 查表8-8得： 查表8-2得 7、計算預緊力 由式8-27知 查表8-3得q=0.1kg/m 故： 8、計算作用在軸上的壓軸力式（8-28） =2Z 2）齒輪模數的初算 1、確定主軸的計算轉速，再根據主軸的計算轉速，由轉速圖上查出各傳動軸和各齒輪的計算轉速。

19、 2、各軸和齒輪的轉速功率 由電機到該傳動件各傳動副的效率相乘，但不乘入該軸承的傳遞功率 由 一般同一變速組中的齒輪取同一模數，選擇負荷最重的小齒輪按簡化的接觸疲勞強度公式進行初算： 取45#高頻淬火（#54） 基本組 第一擴大組 按標準模數表取m=3 核算高速傳動齒輪的線速度 齒輪允許的線速度為 核算： 所以 合格 3）傳動軸直徑的初算 傳動軸的直徑可按下列扭轉剛度公式進行計算 取 取 由機械設計手冊3.19-3~

20、17表知 取花鍵軸尺寸為 取 由機械設計手冊表取花鍵軸尺寸為 取 由機械設計手冊表3.19-3~17 取花鍵軸尺寸為 將計算結果列成表格形式， 如： 軸號 花鍵軸尺寸 備注 Ⅰ 7.2 630 32 35 平鍵 Ⅱ 6.77 315 37.4 40 6-454012 花鍵 Ⅲ 6.374 112 47.4 42 6-484212 花鍵 Ⅳ 6 80 51.2 50 6-555014 花鍵 4）主軸軸頸的確定 根據功率N=7.5kw 在5.5~7.5之間

21、知 主軸軸頸選75~100 取d=75mm 5）驗算主要零件 1、齒輪模數驗算 一般按接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度驗算，選取某軸上承受載荷最大的齒輪和同材料同模數齒輪中齒輪最少齒寬最小的齒輪進行驗算。驗算對象主軸前軸的小齒輪 即第IV軸。驗算的已知條件為一對嚙合的齒輪齒數Z1、Z2,模數m,齒輪傳遞的功率N,齒輪的精度等級(如8—8— 7 GB/T10095.1－2001),齒輪材料為45或40Cr,進行高頻淬火G52,轉速圖。 其驗算公式為[1]P258表5.4—82,表5.4—83; (1)按接觸疲勞強度驗算

22、 由258頁5.4-84材料彈性系數 由表5.4-85齒輪材料性能系數 （取6~10） 由表5.4-80查得 --嚙合角影響系數 非變位齒輪 (2)按彎曲疲勞強度驗算（防止齒根折斷） --齒形系數 非變位外嚙合直齒輪圓柱齒輪 =1 =1.29 =0.85 【1】259頁表5.4-85查得 =1.04 =1 =0.85 =30.65 所以 所以 合格 式中 ，[]、[]0－分別為按接觸

23、疲勞強度和按彎曲疲勞強度計算所允許傳遞的最大功率，Kw； []、[]0分別為在基本條件下，按接觸疲勞強度和按彎曲疲勞強度計算的Z1、、m所允許傳遞的功率，Kw； []0－由[1]P254表5.4－80查?。? []0－由[1]P254表5.4－81查取。 這里基本條件是指：（1）齒輪材料為45＃鋼，調質T235; (2) 非變位直齒圓柱齒輪； （3）齒數之比i=1; (4) 10 （5）小齒輪的計算轉數n=1000rpm;

24、 (6) 加工裝配精確； （7） 壽命系數 。凡不符合上述基本條件者，在實際使用時 ，就要按上述兩公式，通過相應的系數進行折算。 i－大齒輪與小齒輪齒數之比， －尺寬系數 nj－該齒輪的計算轉數，rpm; K－材料的彈性模量，由[1]P259表5.4－84； Kcj、Kcw－分別為材料的接觸和彎曲性能系數，由[1]P259表5.4－84。 K1－載荷集中系數，由[1]P259表5.4－87。

25、 K2－動載荷系數，由[1]P260表5.4－87。 Ksj、Ksw－壽命系數，決定因素較多，計算比較復雜，詳見[1]P259(7)。經計算，在此給定： （車床） （銑床） －嚙合角影響系數，非變位齒輪 Ksw＝0.85 嚙合角影響系數，非變位齒輪； －齒形系數，非變位外嚙合直齒圓柱齒輪； N－齒輪實際傳遞的功率，Kw。 2、傳動軸剛度驗算（軸） 機床上等徑軸較

26、少，當軸的直徑相差不大時，可把軸看作等徑軸，采用平均直徑（各直徑之和除以直徑數）來進行計算，即 階梯軸 d平 花鍵軸 d平＝（d外＋d內）/2 一般常將軸簡化為集中載荷下的簡支梁，選擇該軸上轉速最低，受力最大的大齒輪（被動）傳入該軸，選擇該軸上最小的齒輪（主動）傳出，這兩個齒輪處的受力為載荷點進行計算。 (1)計算軸的平均直徑，畫出計算簡圖。 花鍵軸： (2)計算該周傳遞的扭矩 式中 Ni—該軸傳遞的功率，Kw; nj—該軸的計算轉速，rpm;6.374kw 315r/min =mm (3)、求作用在

27、齒輪處B點的力 式中，d—齒輪的分度圓直徑，d=mZ; —壓力角，標準齒輪＝200 ； —摩擦角， 切向力： 徑向力： (4)、求作用在齒輪處C點的力（若傳入軸、該軸、傳出軸三根軸在空間位置的軸心連線夾角小于150 ，可以認為三軸心在同一直線上（如銑床），按照上面求B點力的方法，求出C點力即可。） 切向力： 徑向力： (5)、計算撓度應用552頁表5.8公式 應用[1]P255表5.8－16公式，由表5.8－17中查取軸的慣性矩I，E=2.1×100kgf/cm2 ＝2.1×103N/mm2,在計算中要注意單位的統(tǒng)一

28、，以防出現(xiàn)差錯，力的單位用N，長度單位用mm。另外在應用表5.8－16中公式進行計算時一定要注意計算簡圖中a、b、x值的相應改變。一般將計算結果列成表格形式（表中給出所有公式）： 第（ ）軸裝齒輪B、C處撓度計算 位置 坐標方向 由作用在B點的力產生的撓度 由作用在C點的力產生的撓度 各坐標迭加 合成撓度y 允許值[y] 結論 B X 載荷點公式 XBB 任意點a段內公式 XBC XB= XBB ＋XBC yB=(XB2＋YB2)0.5 表5.8－14 合格 Y YBB YBC YB= YBB ＋YBC C X 任意點b段內公式 XCB

29、載荷點公式 XCC XC= XCB ＋XCC yC=(XC2＋YC2)0.5 表5.8－14 否 Y YCB YCC YC= YCB ＋YCC 第（ ）軸裝軸承處(A、D)的傾角計算 位置 坐標方向 由作用在B點的力產生的傾角 由作用在C點的力產生的傾角 各坐標迭加 合成傾角θ 允許值[θ] 結論 A X 左支承公式 θXB 左支承公式 θXC θXA =θXB ＋θXC θA=(θXA2＋θYA2)0.5 表5.8－14 合格 Y θYB θYC θYA =θYB ＋θYC D X 右支承公式 θXB 右支承公式

30、 θXC θXD =θXB ＋θYC θD=(θXD2＋θYD2)0.5 表5.8－14 否 Y θYB θYC θYD =θYB ＋θYC E=2.1N/mm I=81844mm 輸出 輸入 校： = =0.5=1.665mm = =0.5=2.69mm = =0.5=3.34mm (6)、計算傾角，應用【1】552頁表5.8-16公式 應用表5.8-16公式進行計算，在計算中同樣應注意計算簡圖中a、b值相應改變。

31、 一般將計算結果列成表格形式（表中給出所用公式見P18表格）。 A: =rad =0.5=0.00028 rad =rad =0.5=0.00034 rad D: =rad =0.5=-0.00021 rad =rad =0.5=-0.00034 rad =+=7.71 =+=4.335 =+=12.06 =+=6.03 =+=0.00126 rad =+=0.00006 rad =+=-0.00101 rad =+=-0.00009 ra

32、d =rad =rad 由551頁表5.8-14查得【Y】=（0.0003~0.0005）l=0.1032mm 故【Q】=0.0025 rad 所以 合格 3、軸承壽命的驗算 軸承受循環(huán)接觸應力后產生疲勞剝落（龜裂），多長時間才能剝落，即壽命。壽命是指軸承的內圈、外圈、滾動體三者中。其一出現(xiàn)疲勞剝落即為到壽命，壽命以小時（h）數表示之。 軸承的壽命應滿足 --額定壽命 T的確定機床大修期為8年，每年工作300天，按每天2班制，每班8小時，則總時數為 8×310×2×8＝38000h 實際機動時間為10～50％，則 T＝30000

33、×（0.4～0.5）＝15000～20000h 通常為設計方便，更換不難，取T=10000h即可 額定壽命的計算公式：= 式中：n--軸承（即軸）的計算轉速； --壽命指數，球軸承=3， 滾子軸承=10/3 C--額定動負荷 （N） P--當量動負荷 --47.8(6212型) --71.5 P=x --徑向負荷（由支反力解出） --軸向負荷（該系統(tǒng)的軸向負荷為0） 由機械設計手冊584頁表5.9-18查得： X=1 y=0 （X—徑向系數，由[1]P584表5.9－1

34、8；Y—軸向系數，由[1]P584表5.9－18；） 所以 ：== == A端：6212型軸承： D端：6216型軸承： 校核合格 齒輪參數設計 分度圓直徑：d=mz 齒頂圓直徑：da=(z+2ha*)m 齒根圓直徑：df=(z-2ha*-2c*)m(其中ha*=1，c*=0.25) Z3 d=mz=3*36=108 da=(z+2ha*)m=(36+2*1)*3=114 df=(z-2ha*-2c*)m=(36-2*1-

35、2*0.25)*3=100.5 Z4 d=mz=3*36=108 da=(z+2ha*)m=(36+2*1)*3=114 df=(z-2ha*-2c*)m=(36-2*1-2*0.25)*3=100.5 Z5 d=mz=3*24=72 da=(z+2ha*)m=(24+2*1)*3=78 df=(z-2ha*-2c*)m=(24-2*1-2*0.25)*3=64.5 Z6 d=mz=3*48=144 da=(z+2ha*)m=(48+2*1)*3=150 df=(z-2ha*-2c*)m

36、=(48-2*1-2*0.25)*3=136.5 Z7 d=mz=3*31=93 da=(z+2ha*)m=(31+2*1)*3=99 df=(z-2ha*-2c*)m=(31-2*1-2*0.25)*3=85.5 Z8 d=mz=3*41=123 da=(z+2ha*)m=(41+2*1)*3=129 df=(z-2ha*-2c*)m=(41-2*1-2*0.25)*3=115.5 Z9 d=mz=3*42=126 da=(z+2ha*)m=(42+2*1)*3=132 df=(z-2ha

37、*-2c*)m=(42-2*1-2*0.25)*3=118.5 Z10 d=mz=3*42=126 da=(z+2ha*)m=(42+2*1)*3=132 df=(z-2ha*-2c*)m=(42-2*1-2*0.25)*3=118.5 Z11 d=mz=3*22=66 da=(z+2ha*)m=(22+2*1)*3=72 df=(z-2ha*-2c*)m=(24-2*1-2*0.25)*3=64.5 Z12 d=mz=3*62=186 da=(z+2ha*)m=(62+2*1)*3=192 df=

38、(z-2ha*-2c*)m=(62-2*1-2*0.25)*3=178.5 Z13 d=mz=3*60=180 da=(z+2ha*)m=(60+2*1)*3=186 df=(z-2ha*-2c*)m=(60-2*1-2*0.25)*3=172.5 Z14 d=mz=3*30=90 da=(z+2ha*)m=(30+2*1)*3=96 df=(z-2ha*-2c*)m=(30-2*1-2*0.25)*3=82.5 Z15 d=mz=3*18=54 da=(z+2ha*)m=(18+2*1)*3=60

39、 df=(z-2ha*-2c*)m=(18-2*1-2*0.25)*3=46.5 Z16 d=mz=3*72=288 da=(z+2ha*)m=(72+2*1)*3=222 df=(z-2ha*-2c*)m=(72-2*1-2*0.25)*3=208.5 確定齒寬 B=m =6—10 Z1-Z14 B=m =3*6=18 Z15—Z18 B=m=3*8=24 5.零件明細表 序 號 名 稱 數 量 材 料 備 注 1 箱體 1 鑄鐵 2 軸承端蓋 5 45 3 圓錐滾子軸

40、承 1 Q235 GB/T276-1994 3000型 4 墊圈 5 毛氈 5 螺釘 20 GB70-89 M8X20 6 花鍵軸 2 7 V帶輪 1 8 法蘭 1 45 9 輸入軸 1 10 螺母 1 11 圓柱銷 8 10×50 12 深溝球軸承 8 Q235 GB/T276-1994 13 平鍵 7 45 鍵8×100GB1096-79 14 彈性擋圈 9 Q235 15 套筒 4 16 多聯(lián)齒輪 3 17 主軸

41、1 18 雙列圓錐滾子軸承 1 19 齒輪 7 6. 設計的體會及總結 在課程設計當中，對銑床主軸箱的內部結構有了相當的理解。設計的過程中遇到很多問題，認識到自己對《金屬切削機床》以及其他相關課程的學習還不夠深入，在同學們的幫助和老師的指導下學會了這門課設計的要點和方法。通過大量的翻閱參考資料和機械設計手冊，掌握了不少知識。雖然完成了設計但是在知識方面還有很多欠缺。我會繼續(xù)努力再接再厲。 由于時間比較緊迫，設計中可能存在不少問題，望老師能給予指出和指正。通過這次設計更加鞏固了我對《金屬切削機床》的認識和了解，對以后的課程設計或工作以后的設計提供了寶貴的經驗。 7、主要參考資料 『1』 機床設計手冊（2上） 『2』 金屬切削機床設計 『3』 金屬切削機床概論 『4』 機械零件設計手冊 『5』 機床設計圖冊 『6』 CA6140主軸箱裝配圖 X62W主傳動系統(tǒng)裝配圖 24