8級最大加工直徑400mm車床主軸箱設計【含CAD圖紙、說明書】

寧XX大學 課程設計(論文) 8級最大加工直徑400mm車床主軸箱設計 所在學院 專 業(yè) 班 級 姓 名 學 號 指導老師 年 月 日 5 摘 要 設計機床得主軸箱變速系統(tǒng)時首先利用傳動系統(tǒng)設計方法求出理想解和多個合理解。根據數控機床主軸箱系統(tǒng)及主軸功率與轉矩特性要求，分析了機電關聯分級調速主軸箱系統(tǒng)的設計原理和方法。從主軸箱系統(tǒng)結構網入手，確定最佳機床主軸功率與轉矩特性匹配方案，計算和校核相關運動參數和動力參數。本說明書著重研究機床主軸箱系統(tǒng)的設計步驟和設計方法，根據已確定的運動參數以變速箱展開圖的總中心距最小為目標，擬定變速系統(tǒng)的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設計效率。在機床主軸箱系統(tǒng)中，為減少齒輪數目，簡化結構，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數的設計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設計方案。本文通過對主軸箱系統(tǒng)中三聯滑移齒輪傳動特點的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。 關鍵詞 分級變速；傳動系統(tǒng)設計,傳動副，結構網，結構式，齒輪模數，傳動比 目 錄 摘 要 2 目 錄 4 第1章 緒論 6 1.1 課程設計的目的 6 1.2課程設計的內容 6 1.2.1 理論分析與設計計算 6 1.2.2 圖樣技術設計 6 1.2.3編制技術文件 6 1.3 課程設計題目、主要技術參數和技術要求 7 1.3.1課程設計題目和主要技術參數 7 1.3.2技術要求 7 第2章 運動設計 8 2.1運動參數及轉速圖的確定 8 2.1.1 轉速范圍 8 2.1.2 轉速數列 8 2.1.3確定結構式 8 2.1.4確定結構網 8 2.1.5繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖 9 2.2 確定各變速組此論傳動副齒數 9 2.3 核算主軸轉速誤差 10 第3章 動力計算 12 3.1 帶傳動設計 12 3.2 計算轉速的計算 13 3.3 齒輪模數計算及驗算 14 3.4 傳動軸最小軸徑的初定 17 3.5 主軸合理跨距的計算 17 第4章 主要零部件的選擇 19 4.1電動機的選擇 19 4.2 軸承的選擇 19 4.3 鍵的規(guī)格 19 4.4變速操縱機構的選擇 19 第5章 校核 20 5.1 剛度校核 20 5.2 軸承壽命校核 21 第6章 結構設計及說明 22 6.1 結構設計的內容、技術要求和方案 22 6.2 展開圖及其布置 22 結 論 23 參考文獻 24 致 謝 24 8級最大加工直徑400mm車床主軸箱設計 第1章 緒論 1.1 課程設計的目的 《機械系統(tǒng)設計》課程設計是在學完本課程后，進行一次學習設計的綜合性練習。通過課程設計，使學生能夠運用所學過的基礎課、技術基礎課和專業(yè)課的有關理論知識，及生產實習等實踐技能，達到鞏固、加深和拓展所學知識的目的。通過課程設計，分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型機構，進行選擇和改進；結合結構設計，進行設計計算并編寫技術文件；完成系統(tǒng)主軸箱設計，達到學習設計步驟和方法的目的。通過設計，掌握查閱相關工程設計手冊、設計標準和資料的方法，達到積累設計知識和設計技巧，提高學生設計能力的目的。通過設計，使學生獲得機械系統(tǒng)基本設計技能的訓練，提高分析和解決工程技術問題的能力，并為進行機械系統(tǒng)設計創(chuàng)造一定的條件。 1.2課程設計的內容 《機械系統(tǒng)設計》課程設計內容由理論分析與設計計算、圖樣技術設計和技術文件編制三部分組成。 1.2.1 理論分析與設計計算 （1）機械系統(tǒng)的方案設計。設計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。 （2）根據總體設計參數，進行傳動系統(tǒng)運動設計和計算。 （3）根據設計方案和零部件選擇情況，進行有關動力計算和校核。 1.2.2 圖樣技術設計 （1）選擇系統(tǒng)中的主要機件。 （2）工程技術圖樣的設計與繪制。 1.2.3編制技術文件 （1）對于課程設計內容進行自我經濟技術評價。 （2）編制設計計算說明書。 1.3 課程設計題目、主要技術參數和技術要求 1.3.1課程設計題目和主要技術參數 題目：8級最大加工直徑400mm車床主軸箱設計 技術參數：Nmin=45r/min；Nmax=1000r/min；Z=8級；公比為1.41；電動機功率P=3.5/5KW；電機轉速n=710/1420r/min 1.3.2技術要求 （1）利用電動機完成換向和制動。 （2）各滑移齒輪塊采用單獨操縱機構。 （3）進給傳動系統(tǒng)采用單獨電動機驅動。 25 8級最大加工直徑400mm車床主軸箱設計 第2章 運動設計 2.1運動參數及轉速圖的確定 2.1.1 轉速范圍 Rn===22.22 2.1.2 轉速數列 查[1]表2.12，首先找到45r/min、然后每隔5個數取一個值（1.41=1.066），得出主軸的轉速數列為45 r/min、63 r/min、90 r/min、125/min、180 r/min、250 r/min、355 r/min、500r/min、710r/min、1000 r/min共10級。 2.1.3確定結構式 對于Z=8可分解為：Z=21×22×24。 2.1.4確定結構網 根據“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結構緊湊的原則,選取傳動方案 Z=21×22×24,易知第二擴大組的變速范圍r=φ(P3-1)x=1.414=3.95〈8 滿足要求，其結構網如圖2-1。 圖2-1結構網 Z=21×22×24 2.1.5繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖 （1）選擇電動機：采用Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。 （2）繪制轉速圖： （3）畫主軸箱系統(tǒng)圖。根據系統(tǒng)轉速圖及已知的技術參數，畫主軸箱系統(tǒng)圖如圖2-3： 1-2軸最小中心距：A1_2min>1/2(Zmaxm+2m+D) 軸最小齒數和:Szmin>(Zmax+2+D/m) 定中間軸轉速 b:ib1=1/3,ib2=1/2,ib3=1/ 基本組 a:ia1=1/2.78 2:1 第一擴大組 2.2 確定各變速組此論傳動副齒數 (1)Sz100-120,中型機床Sz=70-100 (2)直齒圓柱齒輪Zmin18-20,m4 圖2-3 主軸箱系統(tǒng)圖 （7）齒輪齒數的確定。變速組內取模數相等，據設計要求Zmin≥18~20,齒數和Sz≤100～120，由表4.1，根據各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數，各齒輪齒數如表2-2。 表2-2 齒輪齒數 傳動比 基本組 第一擴大組 1:1.41 1:2 1:2.78 2：1 1：2.78 代號 Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z 齒數 30 42 24 48 19 53 66 33 20 79 2.3 核算主軸轉速誤差 實際傳動比所造成的主軸轉速誤差，一般不應超過±10(-1)％,即 〈10(-1)％ 對Nmin=710r/min，實際轉速Nmin=1420*90/180*30/42*66/33=734.69r/min 則有 =3.47％〈4.1％ 因此滿足要求。 各級轉速誤差 n 1000 710 500 250 180 125 90 45 n` 1028 734.69 514.28 258.68 182.2 130.7 91.18 46.08 誤差 2.8％ 4.1％ 2.85％ 3.47％ 1.32％ 4.5％ 1.31％ 2.41％ 只有一級轉速誤差大于4.1％，因此不需要修改齒數。 第3章 動力計算 3.1 帶傳動設計 輸出功率P=3.5/5kw,轉速n1=710/1420r/min,n2=355/710r/min （1）確定計算功率: 按最大的情況計算P=5kw ,K為工作情況系數，查[1]表3.5. 取K=1.1 pd=kAP=1.1X5=5.5kw （2）選擇V帶的型號: 根據pd,n1=1420r/min參考[1]圖表3.16及表3.3選小帶輪直徑，查表選擇A型V帶 d1=90mm （3）確定帶輪直徑d1,d2 小帶輪直徑d1=90mm 驗算帶速v=d1n1/(60X1000)=X90X1420/(60X1000)=6.69m/s 從動輪直徑d2=n1d1/n2=1420X90/710=180mm取d2=180mm查[1]表3.3 計算實際傳動比i=d2/d1=180/90=2 （4）定中心矩a和基準帶長Ld [1]初定中心距a0 0.7(d1-d2)a02(d1+d2)) 63a0540取ao=300mm [2]帶的計算基準長度 Ld0≈2a0+/2(d1+d2)+(d2-d1)2/4a0 ≈2x300+/2(90+180)+(132-90)2/4X300 ≈650mm 查[1]表3.2取Ld0=630mm [3]計算實際中心距 a≈a0+(Ld-Ld0)/2=300+(630-650)=290mm [4]確定中心距調整范圍 amax=a+0.03Ld=290+0.03X630=308.9mm amin=a-0.015Ld=290-0.015X630=280.55mm （5）驗算包角:1=1800-（d2-d1）/aX57.30=1800-(180-90)/290X57.30=1720>1200 （6）確定V帶根數： 確定額定功率：P0 由查表并用線性插值得P0=0.15kw 查[1]表37得功率增量P0=0.13kw 查[1]表38得包角系數K=0.99 查[1]表3得長度系數Kl=0.81 確定帶根數：Z=P/｛（P+△P）×K×K｝ =3.85/(1.05+0.13)X0.99X0.81=4.07取Z=5 3.2 計算轉速的計算 （1）主軸的計算轉速nj，由公式n=n得，主軸的計算轉速nj=79.8r/min， 取90 r/min。 (2). 傳動軸的計算轉速 軸2=250 r/min，軸1=355r/min。 （2）確定各傳動軸的計算轉速。Ⅱ軸共有3級轉速：125r/min、250 r/min、355 r/min、500 r/min。。若經傳動副Z/ Z傳動主軸，則只有500r/min傳遞全功率；若經傳動副Z/ Z傳動主軸，全部傳遞全功率，其中125r/min是傳遞全功率的最低轉速， 故其計算轉速nⅡj=125 r/min；Ⅰ 軸有1級轉速，且都傳遞全功率，所以其計算轉速nⅠj=710 r/min。各計算轉速入表3-1。 表3-1 各軸計算轉速 軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸 計算轉速 r/min 710 125 90 （3） 確定齒輪副的計算轉速。齒輪Z裝在主軸上并具有45-500r/min共4級轉速，其中只有90r/min傳遞全功率，故Zj=90 r/min。 齒輪Z裝在Ⅱ軸上，有125-500 r/min共4級轉速，但經齒輪副Z/Z傳動主軸，則只有125r/min傳遞全功率，故Zj=125r/min。依次可以得出其余齒輪的計算轉速，如表3-2。 表3-2 齒輪副計算轉速 序號 Z Z Z Z Z n 710 710 710 125 90 3.3 齒輪模數計算及驗算 （1）模數計算。一般同一變速組內的齒輪取同一模數，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即mj=16338可得各組的模數，如表3-3所示。 表3-3 模數 組號 基本組 第一擴大組 模數 mm 3.5 3.5 （2）基本組齒輪計算。 基本組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2` Z3 Z3` 齒數 30 42 24 48 19 53 分度圓直徑 105 147 84 168 66.5 185.5 齒頂圓直徑 108.5 150.5 87.5 171.5 70 189 齒根圓直徑 100.6 142.6 79.6 163.6 62.12 181.1 齒寬 24.5 24.5 24.5 24.5 24.5 24.5 按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調質處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。計算如下： ① 齒面接觸疲勞強度計算： 接觸應力驗算公式為 彎曲應力驗算公式為： 式中 N----傳遞的額定功率（kW），這里取N為電動機功率，N=5kW; -----計算轉速（r/min）. =500（r/min）; m-----初算的齒輪模數（mm）, m=3.5（mm）; B----齒寬（mm）;B=25（mm）; z----小齒輪齒數；z=19; u----小齒輪齒數與大齒輪齒數之比,u=2.78; -----壽命系數； = ----工作期限系數； T------齒輪工作期限，這里取T=15000h.; -----齒輪的最低轉速（r/min）, =500（r/min） ----基準循環(huán)次數，接觸載荷取=，彎曲載荷取= m----疲勞曲線指數，接觸載荷取m=3；彎曲載荷取m=6; ----轉速變化系數，查【5】2上，取=0.60 ----功率利用系數，查【5】2上，取=0.78 -----材料強化系數，查【5】2上， =0.60 -----工作狀況系數，取=1.1 -----動載荷系數，查【5】2上，取=1 ------齒向載荷分布系數，查【5】2上，=1 Y------齒形系數，查【5】2上，Y=0.386； ----許用接觸應力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa； ---許用彎曲應力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa； 根據上述公式，可求得及查取值可求得： =635 Mpa =78 Mpa （3）擴大組齒輪計算。 擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z4 Z4` Z5 Z5` 齒數 66 33 20 79 分度圓直徑 231 115.5 70 276.5 齒頂圓直徑 234.5 119 73.5 280 齒根圓直徑 226.6 111.12 65.6 272.12 齒寬 28 28 28 28 按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調質處理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。 同理根據基本組的計算， 查文獻【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1， =1，=1，m=3.5，=355； 可求得： =619 Mpa =135Mpa 3.4 傳動軸最小軸徑的初定 由【5】式6，傳動軸直徑按扭轉剛度用下式計算： d=1.64（mm） 或 d=91（mm） 式中 d---傳動軸直徑（mm） Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000； N----該軸傳遞的功率（KW） ----該軸的計算轉速 ---該軸每米長度的允許扭轉角，==。 各軸最小軸徑如表3-3。 表3-3 最小軸徑 軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 最小軸徑mm 35 40 3.5 主軸合理跨距的計算 由于電動機功率P=3.5/5kw，根據【1】表3.20，前軸徑應為60~90mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的d2=（0.7~0.9）d1，取d2=60mm。根據設計方案，前軸承為NN3016K型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量a=120mm，主軸孔徑為30mm。 軸承剛度，主軸最大輸出轉矩T=9550=9550×=424.44N.m 設該機床為車床的最大加工直徑為300mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經濟加工直徑約為最大回轉直徑的50%，這里取60%，即180mm，故半徑為0.09m； 切削力（沿y軸） Fc==4716N 背向力（沿x軸） Fp=0.5 Fc=2358N 總作用力 F==5272.65N 此力作用于工件上，主軸端受力為F=5272.65N。 先假設l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分別為 RA=F×=5272.65×=7908.97N RB=F×=5272.65×=2636.325N 根據 文獻【1】式3.7 得：Kr=3.39得前支承的剛度：KA= 1689.69 N/ ；KB= 785.57 N/；==2.15 主軸的當量外徑de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為 I==113.8×10-8m4 η===0.14 查【1】圖3-38 得 =2.0，與原假設接近，所以最佳跨距=120×2.0=240mm 合理跨距為（0.75-1.5），取合理跨距l(xiāng)=360mm。 根據結構的需要，主軸的實際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施 增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑D=100mm，后軸徑d=80mm。前軸承 采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。 第4章 主要零部件的選擇 4.1電動機的選擇 轉速n＝710/1420r/min，功率P＝3.5/5kW 選用Y系列三相異步雙速電動機 4.2 軸承的選擇 I軸：與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007C 另一安裝深溝球軸承6012 II軸：對稱布置深溝球軸承6009 III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號7010C 中間布置角接觸球軸承代號7012C 4.3 鍵的規(guī)格 I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格： BXL=10X56 II軸選擇花鍵規(guī)格： N× d×D×B =8X36X40X7 III軸選擇鍵規(guī)格： BXL=14X90 4.4變速操縱機構的選擇 選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推力來控制II軸上的三聯滑移齒輪和二聯滑移齒輪。 第5章 校核 5.1 剛度校核 （1）П軸撓度校核 單一載荷下，軸中心處的撓度采用文獻【5】中的公式計算：: L-----兩支承的跨距； D-----軸的平均直徑； X=/L；-----齒輪工作位置處距較近支承點的距離； N-----軸傳遞的全功率； 校核合成撓度 -----輸入扭距齒輪撓度； -------輸出扭距齒輪撓度 ； ---被演算軸與前后軸連心線夾角；=144° 嚙合角=20°，齒面摩擦角=5.72°。 代入數據計算得：=0.026；=0.084；=0.160； =0.205；=0.088；=0.025。 合成撓度 =0.238 查文獻【6】，帶齒輪軸的許用撓度=5/10000*L 即=0.268。 因合成撓度小于許用撓度，故軸的撓度滿足要求。 （2）П軸扭轉角的校核 傳動軸在支承點A，B處的傾角可按下式近似計算： 將上式計算的結果代入得： 由文獻【6】，查得支承處的=0.001 因〈0.001，故軸的轉角也滿足要求。 5.2 軸承壽命校核 由П軸最小軸徑可取軸承為7008c角接觸球軸承,ε=3；P=XFr+YFa X=1，Y=0。 對Ⅱ軸受力分析 得：前支承的徑向力Fr=2642.32N。 由軸承壽命的計算公式：預期的使用壽命 [L10h]=15000h L10h=×=×=h≥[L10h]=15000h 軸承壽命滿足要求。 第6章 結構設計及說明 6.1 結構設計的內容、技術要求和方案 設計主軸變速箱的結構包括傳動件（傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動器等）、主軸組件、操縱機構、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯結件的結構設計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設計由于時間的限制，一0般只畫展開圖。 主軸變速箱是機床的重要部件。設計時除考慮一般機械傳動的有關要求外，著重考慮以下幾個方面的問題。 精度方面的要求，剛度和抗震性的要求，傳動效率要求，主軸前軸承處溫度和溫升的控制，結構工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標準化和通用化的原則。 主軸變速箱結構設計時整個機床設計的重點，由于結構復雜，設計中不可避免要經過反復思考和多次修改。在正式畫圖前應該先畫草圖。目的是： 1 布置傳動件及選擇結構方案。 2 檢驗傳動設計的結果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時改正。 3 確定傳動軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置，以確 定各軸的受力點和受力方向，為軸和軸承的驗算提供必要的數據。 6.2 展開圖及其布置 展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序，假想將各軸沿其軸線剖開并將這些剖切面平整展開在同一個平面上。 I軸上裝的摩擦離合器和變速齒輪。有兩種布置方案，一是將兩級變速齒輪和離合器做成一體。齒輪的直徑受到離合器內徑的約束，齒根圓的直徑必須大于離合器的外徑，負責齒輪無法加工。這樣軸的間距加大。另一種布置方案是離合器的左右部分分別裝在同軸線的軸上，左邊部分接通，得到一級反向轉動，右邊接通得到三級反向轉動。這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大。我們采用第一種方案，通過空心軸中的拉桿來操縱離合器的結構。 總布置時需要考慮制動器的位置。制動器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸上。制動器不要放在轉速太低軸上，以免制動扭矩太大，是制動尺寸增大。 齒輪在軸上布置很重要，關系到變速箱的軸向尺寸，減少軸向尺寸有利于提高剛度和減小體積。 結 論 8級最大加工直徑400mm車床主軸箱設計的結構及部分計算，到這里基本結束了，由于筆者水平有限，加之時間倉促，僅對分級變速主軸箱系統(tǒng)主要部分進行設計和校核，定有許多地方處理不夠妥當，有些部分甚至可能存在錯誤，望老師多提寶貴意見。 經過這次課程設計，使我對機械系統(tǒng)設計這門課當中許多原理公式有了進一步的了解，并且對設計工作有了更深入的認識。在設計過程中，得到XX老師的精心指導和幫助，在此表示衷心的感謝。 參考文獻 【1】候珍秀.《機械系統(tǒng)設計》.哈爾濱工業(yè)大學出版社，修訂版； 【2】、于惠力 主編 《機械設計》 科學出版社 第一版 【3】、戴 曙 主編 《金屬切削機床設計》 機械工業(yè)出版社 【4】、戴 曙 主編 《金屬切削機床》 機械工業(yè)出版社 第一版 【4】、趙九江 主編 《材料力學》 哈爾濱工業(yè)大學出版社 第一版 【6】、鄭文經 主編 《機械原理》 高等教育出版社 第七版 【7】、于惠力 主編 《機械設計課程設計》 科學出版社 致 謝 在設計成過程中，感謝很多人的幫助和指點，首先我要感謝我的母校的辛勤培育，感謝院系各位老師四年來的諄諄教誨，感謝他們默默的栽培我。 本次設計是在我的導師XX教授的親切關懷和悉心指導下完成的。他嚴肅的科學態(tài)度，嚴謹的治學精神，精益求精的工作作風，深深地感染和激勵著我。從課題的選擇到項目的最終完成，老師都始終給予我細心的指導和不懈的支持，在此，謹向教師表示衷心的感謝和崇高的敬意！。 此外，在畢業(yè)設計過程中，也得到了其他老師和同學的幫助，設計任務一直在很好的氛圍中進行，在這里，也向他們表示真誠的感謝！ 再次向設計中所有提供過幫助的人表示感謝！