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普通車床主軸箱設計 第 1 頁 共 29 頁 課程設計 課程名稱 金屬切削機床 學 院 機械工程學院 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 姓 名 學 號 年 級 任課教師 2011 年 1 月 15 日 貴州大學機械工程學院 普通車床主軸箱設計 第 2 頁 共 29 頁 目錄 目錄 2 一 緒論 4 二 設計計算 5 1 機床課程設計的目的 5 2 機床主參數(shù)和基本參數(shù) 5 3 操作性能要求 5 三 主動參數(shù)的擬定 6 1 確定傳動公比 6 2 主電動機的選擇 6 四 變速結構的設計 6 1 主變速方案擬定 6 2 變速結構式 結構網(wǎng)的選擇 7 1 確定變速組及各變速組中變速副的數(shù)目 7 2 變速式的擬定 7 3 結構式的擬定 7 4 結構網(wǎng)的擬定 8 5 結構式的擬定 8 6 結構式的擬定 9 7 確定各變速組變速副齒數(shù) 10 8 繪制變速系統(tǒng)圖 11 五 結構設計 12 1 結構設計的內容 技術要求和方案 12 2 展開圖及其布置 12 3 I 軸 輸入軸 的設計 12 4 傳動軸的設計 13 5 主軸組件設計 14 1 內孔直徑 d 14 2 軸徑直徑 15 3 前錐孔直徑 15 4 主軸懸伸量 a 和跨距 15 5 主軸軸承 15 6 主軸和齒輪的聯(lián)接 16 7 潤滑和密封 16 8 其它問題 16 六 傳動件的設計 17 1 帶輪的設計 17 2 傳動軸直徑的估算 20 普通車床主軸箱設計 第 3 頁 共 29 頁 1 確定各軸計算轉速 20 2 傳動軸直徑的估算 21 3 各變速組齒輪模數(shù)的確定 22 4 片式摩擦離合器的選擇和計算 25 七 本文工作總結 27 參考文獻 28 致 謝 29 普通車床主軸箱設計 第 4 頁 共 29 頁 一 緒論 機床技術參數(shù)有主參數(shù)和基本參數(shù) 他們是運動傳動和結構設計的依據(jù) 影響到機床是否滿足所需要的基本功能要求 參數(shù)擬定就是機床性能設計 主 參數(shù)是直接反映機床的加工能力 決定和影響其他基本參數(shù)的依據(jù) 如車床的 最大加工直徑 一般在設計題目中給定 基本參數(shù)是一些加工件尺寸 機床結 構 運動和動力特性有關的參數(shù) 可歸納為尺寸參數(shù) 運動參數(shù)和動力參數(shù) 通用車床工藝范圍廣 所加工的工件形狀 尺寸和材料各不相同 有粗加 工又有精加工 用硬質合金刀具又用高速鋼刀具 因此 必須對所設計的機床 工藝范圍和使用情況做全面的調研和統(tǒng)計 依據(jù)某些典型工藝和加工對象 兼 顧其他的可能工藝加工的要求 擬定機床技術參數(shù) 擬定參數(shù)時 要考慮機床 發(fā)展趨勢和同國內外同類機床的對比 使擬定的參數(shù)最大限度地適應各種不同 的工藝要求和達到機床加工能力下經(jīng)濟合理 機床主傳動系因機床的類型 性能 規(guī)格和尺寸等因素的不同 應滿足的 要求也不一樣 設計機床主傳動系時最基本的原則就是以最經(jīng)濟 合理的方式 滿足既定的要求 在設計時應結合具體機床進行具體分析 一般應滿足的基本 要求有 滿足機床使用性能要求 首先應滿足機床的運動特性 如機床主軸油 足夠的轉速范圍和轉速級數(shù) 滿足機床傳遞動力的要求 主電動機和傳動機構 能提供足夠的功率和轉矩 具有較高的傳動效率 滿足機床工作性能要求 主 傳動中所有零部件有足夠的剛度 精度和抗震性 熱變形特性穩(wěn)定 滿足產品 的經(jīng)濟性要求 傳動鏈盡可能簡短 零件數(shù)目要少 以便節(jié)約材料 降低成本 普通車床主軸箱設計 第 5 頁 共 29 頁 二 設計計算 1 機床課程設計的目的 課程設計是在學生學完相應課程及先行課程之后進行的實習性 教學環(huán)節(jié) 是大學生的必修環(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 使學生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)學生具有初步的結構 分析 結構設計和計算能力 2 機床主參數(shù)和基本參數(shù) 根據(jù) 機床主軸變速箱設計指導 查得車床主參數(shù)和基本參數(shù)為 3 操作性能要求 1 具有皮帶輪卸荷裝置 2 手動操作縱雙向摩擦片離合器實現(xiàn)主軸的正反轉及停止運 工件最大回 轉直徑 D max mm 主軸最高 轉速 Nmax inr 電機功率 N kw 主軸最低 轉速 Nmin minr 系列 主軸轉速 級數(shù) 最大工件 長度 400 1320 5 5 30 輕型 12 750 2000 普通車床主軸箱設計 第 6 頁 共 29 頁 動要求 3 主軸的變速由變速手柄完成 三 主動參數(shù)參數(shù)的擬定 1 確定傳動公比 根據(jù) 1 公式 3 2 因為已知 78P 43012minax R znR Z 1 lgnR 1 41 1 Zn4 根據(jù) 1 表 3 5 標準公比 這里我們取標準公比系列 1 41 7P 因為 1 41 1 06 根據(jù) 1 表 3 6 標準數(shù)列 首先找到最小極限轉速 67P 30 再每跳過 5 個數(shù) 1 26 1 06 取一個轉速 即可得到公比為 1 41 的數(shù)6 列 30 42 5 60 85 118 170 236 335 475 670 950 1320 2 主電動機的選擇 給定主電機的功率是 5 5kw 查 機床主軸變速箱設計指導 選取電動機型號為 Y132S 4 額定功率 5 5KW 滿載轉速 1440r min 同步轉速 1500r min 四 變速結構的設計 1 主變速方案擬定 擬定變速方案 包括變速型式的選擇以及開停 換向 制動 操縱等整個 變速系統(tǒng)的確定 變速型式則指變速和變速的元件 機構以及組成 安排不同 特點的變速型式 變速類型 變速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 確定變速方案和型式 要從結構 工藝 性能及經(jīng)濟等多方面統(tǒng)一考慮 普通車床主軸箱設計 第 7 頁 共 29 頁 變速方案有多種 變速型式更是眾多 比如 變速型式上有集中變速 分 離變速 擴大變速范圍可用增加變速組數(shù) 也可采用背輪結構 分支變速等型 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 采用集中變速型式的主軸變速箱 2 變速結構式 結構網(wǎng)的選擇 結構式 結構網(wǎng)對于分析和選擇簡單的串聯(lián)式的變速不失為有用的方法 但對于分析復雜的變速并想由此導出實際的方案 就并非十分有效 1 確定變速組及各變速組中變速副的數(shù)目 數(shù)為 Z 的變速系統(tǒng)由若干個順序的變速組組成 各變速組分別有 Z 個變速副 即 321Z 變速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 可以有三種方案 baZ 1 32 31 2 變速式的擬定 12 級轉速變速系統(tǒng)的變速組 選擇變速組安排方式時 考慮到機床主軸變 速箱的具體結構 裝置和性能 在 軸如果安置換向摩擦離合器時 為減少軸向尺寸 第一變速組的變速 副數(shù)不能多 以 2 為宜 主軸對加工精度 表面粗糙度的影響很大 因此主軸上齒輪少些為好 最 后一個變速組的變速副數(shù)常選用 2 綜上所述 變速式為 12 2 3 2 3 結構式的擬定 對于 12 2 3 2 傳動式 有 6 種結構式和對應的結構網(wǎng) 分別為 由于本次設計的機床 I 軸裝有摩擦離合器 在結構上要求有一齒輪的齒根 圓大于離合器的直徑 初選 的方案 1263 普通車床主軸箱設計 第 8 頁 共 29 頁 從電動機到主軸主要為降速變速 若使變速副較多的變速組放在較接近電 動機處可使小尺寸零件多些 大尺寸零件少些 節(jié)省材料 也就是滿足變速副 前多后少的原則 因此取 12 2 3 2 方案為好 設計車床主變速傳動系時 為避免從動齒輪尺寸過大而增加箱體的徑向尺 寸 在降速變速中 一般限制限制最小變速比 為避免擴大傳動誤41min u 差 減少震動噪聲 在升速時一般限制最大轉速比 斜齒圓柱齒輪傳動2ax 較平穩(wěn) 可取 因此在主變速鏈任一變速組的最大變速范圍5 2max u 在設計時必須保證中間變速軸的變 10 8 inamax R 速范圍最小 4 結構網(wǎng)的擬定 根據(jù)中間變速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 5 結構式的擬定 主軸的變速范圍應等于住變速傳動系中各個變速組變速范圍的乘積 即 inR 210 檢查變速組的變速范圍是否超過極限值時 只需檢查最后一個擴大組 因為其 他變速組的變速范圍都比最后擴大組的小 只要最后擴大組的變速范圍不超過 極限值 其他變速組就不會超過極限值 122 PXR 普通車床主軸箱設計 第 9 頁 共 29 頁 其中 41 62X2 P 符合要求 10 8 62 R 6 結構式的擬定 繪制轉速圖 選擇 Y132S 4 型 Y 系列籠式三相異步電動機 分配總降速變速比 總降速變速比 028 14 3 min d 確定變速軸軸數(shù) 變速軸軸數(shù) 變速組數(shù) 定比變速副數(shù) 1 3 1 1 5 確定各級轉速 由 z 12 確定各級轉速 in 0rnmi 4 1320 950 670 475 335 236 170 118 85 60 42 5 30r min 繪制轉速圖 在五根軸中 除去電動機軸 其余四軸按變速順序依次設為 主軸 與 與 與 軸之間的變速組分別設為 a b c 現(xiàn)由 主軸 開始 確定 軸的轉速 先來確定 軸的轉速 變速組 c 的變速范圍為 結合結構式 10 8 41 max66 R 軸的轉速只有一種可能 118 170 236 335 475 670r min 確定軸 的轉速 變速組 b 的級比指數(shù)為 2 希望中間軸轉速較小 因而為了避免升速 又 不致變速比太小 可取 4 1 1 i 2 14 2 ib1 3 ib 軸 的轉速確定為 400 560r min 確定軸 的轉速 對于軸 其級比指數(shù)為 1 可取 12 ia57 1 ia 確定軸 轉速為 750r min 由此也可確定加在電動機與主軸之間的定變速比 下面92 1750 4 i 畫出轉速圖 電動機轉速與主軸最高轉速相近 普通車床主軸箱設計 第 10 頁 共 29 頁 傳 動 系 統(tǒng) 的 轉 速 圖電 動 機 7 確定各變速組變速副齒數(shù) 齒輪齒數(shù)的確定 當各變速組的傳動比確定以后 可確定齒輪齒數(shù) 對于 定比傳動的齒輪齒數(shù)可依據(jù)機械設計手冊推薦的方法確定 對于變速組內齒輪 的齒數(shù) 如傳動比是標準公比的整數(shù)次方時 變速組內每對齒輪的齒數(shù)和 及zS 小齒輪的齒數(shù)可以從 機械加工設備 表 8 1 各種常用傳動比的適用齒數(shù)中選 取 一般在主傳動中 最小齒數(shù)應大于 18 采用三聯(lián)滑移齒輪時 應檢查滑移 齒輪之間的齒數(shù)關系 三聯(lián)滑移齒輪的最大齒輪之間的齒數(shù)差應大于或等于 4 以保證滑移是齒輪外圓不相碰 根據(jù) 1 查表 3 9 各種常用變速比的使用齒數(shù) 94P 變速組 a 12 ia57 ia 可取 84 于是可得軸 齒輪齒數(shù)分別為 43 35 zS 于是 48 31ai 6 32ai 可得軸 上的三聯(lián)齒輪齒數(shù)分別為 48 57 變速組 b 根據(jù) 1 查表 3 9 各種常用變速比的使用齒數(shù) 94P 1 1 ib2 ib1 3 i 普通車床主軸箱設計 第 11 頁 共 29 頁 可取 90 于是可得軸 上兩聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別為 18 30 45 zS 于是 得軸 上兩齒輪的齒數(shù)分別為 72 18ib60 3 ib45 2 ib 72 60 45 變速組 c 根據(jù) 1 查表 3 9 各種常用變速比的使用齒數(shù) 94P 可取 99 zS 為降速變速 取軸 齒輪齒數(shù)為 20 1ic 為升速變速 取軸 齒輪齒數(shù)為 66 2i 于是得 86 1 ic36 72ic 得軸 兩聯(lián)動齒輪的齒數(shù)分別為 20 66 得軸 兩齒輪齒數(shù)分別為 79 33 8 繪制變速系統(tǒng)圖 根據(jù)軸數(shù) 齒輪副 電動機等已知條件可有如下系統(tǒng)圖 普通車床主軸箱設計 第 12 頁 共 29 頁 五 結構設計 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(lián)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 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(jīng)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(shù)據(jù) 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 否則齒輪無法加工 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 右邊接通得到三級正向轉動 這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大 我們采用第 二種方案 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 使制動器尺寸 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 3 I 軸 輸入軸 的設計 將運動帶入變速箱的帶輪一般都安裝在軸端 軸變形較大 結構上應注意 加強軸的剛度或使軸部受帶輪的拉力 采用卸荷裝置 I 軸上裝有摩擦離合器 普通車床主軸箱設計 第 13 頁 共 29 頁 由于組成離合器的零件很多 裝配很不方便 一般都是在箱外組裝好 I 軸在整 體裝入箱內 我們采用的卸荷裝置一般是把軸承裝載法蘭盤上 通過法蘭盤將 帶輪的拉力傳遞到箱壁上 車床上的反轉一般用于加工螺紋時退刀 車螺紋時 換向頻率較高 實現(xiàn) 正反轉的變換方案很多 我們采用正反向離合器 正反向的轉換在不停車的狀 態(tài)下進行 常采用片式摩擦離合器 由于裝在箱內 一般采用濕式 在確定軸向尺寸時 摩擦片不壓緊時 應留有 0 2 0 4 的間隙 間隙m 應能調整 離合器及其壓緊裝置中有三點值得注意 1 摩擦片的軸向定位 由兩個帶花鍵孔的圓盤實現(xiàn) 其中一個圓盤裝 在花鍵上 另一個裝在花鍵軸上的一個環(huán)形溝槽里 并轉過一個花鍵齒 和軸上的花鍵對正 然后用螺釘把錯開的兩個圓盤連接在一起 這樣就 限制了軸向和周向的兩個自由度 起了定位作用 2 摩擦片的壓緊由加力環(huán)的軸向移動實現(xiàn) 在軸系上形成了彈性力的 封閉系統(tǒng) 不增加軸承軸向復合 3 結構設計時應使加力環(huán)推動擺桿和鋼球的運動是不可逆的 即操縱 力撤消后 有自鎖作用 I 軸上裝有摩擦離合器 兩端的齒輪是空套在軸上 當離合器接通時才和 軸一起轉動 但脫開的另一端齒輪 與軸回轉方向是相反的 二者的相對轉速 很高 約為兩倍左右 結構設計時應考慮這點 齒輪與軸之間的軸承可以用滾動軸承也可以用滑動軸承 滑動軸承在一些 性能和維修上不如滾動軸承 但它的徑向尺寸小 空套齒輪需要有軸向定位 軸承需要潤滑 裝配時最后調整確定 4 傳動軸的設計 機床傳動軸 廣泛采用滾動軸承作支撐 軸上要安裝齒輪 離合器和制動 器等 傳動軸應保證這些傳動件或機構能正常工作 首先傳動軸應有足夠的強度 剛度 如撓度和傾角過大 將使齒輪嚙合不 良 軸承工作條件惡化 使振動 噪聲 空載功率 磨損和發(fā)熱增大 兩軸中 心距誤差和軸芯線間的平行度等裝配及加工誤差也會引起上述問題 傳動軸可以是光軸也可以是花鍵軸 成批生產中 有專門加工花鍵的銑床 和磨床 工藝上并無困難 所以裝滑移齒輪的軸都采用花鍵軸 不裝滑移齒輪 的軸也常采用花鍵軸 花鍵軸承載能力高 加工和裝配也比帶單鍵的光軸方便 軸的部分長度上的花鍵 在終端有一段不是全高 不能和花鍵空配合 這 是加工時的過濾部分 一般尺寸花鍵的滾刀直徑 為 65 85 刀Dm 機床傳動軸常采用的滾動軸承有球軸承和滾錐軸承 在溫升 空載功率和 噪聲等方面 球軸承都比滾錐軸承優(yōu)越 而且滾錐軸承對軸的剛度 支撐孔的 加工精度要求都比較高 因此球軸承用的更多 但是滾錐軸承內外圈可以分開 裝配方便 間隙容易調整 所以有時在沒有軸向力時 也常采用這種軸承 選 擇軸承的型號和尺寸 首先取決于承載能力 但也要考慮其他結構條件 普通車床主軸箱設計 第 14 頁 共 29 頁 同一軸心線的箱體支撐直徑安排要充分考慮鏜孔工藝 成批生產中 廣泛 采用定徑鏜刀和可調鏜刀頭 在箱外調整好鏜刀尺寸 可以提高生產率和加工 精度 還常采用同一鏜刀桿安裝多刀同時加工幾個同心孔的工藝 下面分析幾 種鏜孔方式 對于支撐跨距長的箱體孔 要從兩邊同時進行加工 支撐跨距比 較短的 可以從一邊 叢大孔方面進刀 伸進鏜桿 同時加工各孔 對中間孔 徑比兩端大的箱體 鏜中間孔必須在箱內調刀 設計時應盡可能避免 既要滿足承載能力的要求 又要符合孔加工工藝 可以用輕 中或重系列 軸承來達到支撐孔直徑的安排要求 兩孔間的最小壁厚 不得小于 5 10 以免加工時孔變形 m 花鍵軸兩端裝軸承的軸頸尺寸至少有一個應小于花鍵的內徑 一般傳動軸上軸承選用 級精度 G 傳動軸必須在箱體內保持準確位置 才能保證裝在軸上各傳動件的位置正 確性 不論軸是否轉動 是否受軸向力 都必須有軸向定位 對受軸向力的軸 其軸向定位就更重要 回轉的軸向定位 包括軸承在軸上定位和在箱體孔中定位 在選擇定位方 式時應注意 1 軸的長度 長軸要考慮熱伸長的問題 宜由一端定位 2 軸承的間隙是否需要調整 3 整個軸的軸向位置是否需要調整 4 在有軸向載荷的情況下不宜采用彈簧卡圈 5 加工和裝配的工藝性等 5 主軸組件設計 主軸組件結構復雜 技術要求高 安裝工件 車床 或者刀具 銑床 鉆 床等 的主軸參予切削成形運動 因此它的精度和性能直接影響加工質量 加 工精度和表面粗糙度 設計時主要圍繞著保證精度 剛度和抗振性 減少溫升 和熱變形等幾個方面考慮 主軸的結構儲存應滿足使用要求和結構要求 并能保證主軸組件具有較好 的工作性能 主軸結構尺寸的影響因素比較復雜 目前尚難于用計算法準確定 出 通常 根據(jù)使用要求和結構要求 進行同型號筒規(guī)格機床的類比分析 先 初步選定尺寸 然后通過結構設計確定下來 最后在進行必要的驗算或試驗 如不能滿足要求可重新修改尺寸 直到滿意為直 1 內孔直徑 d 車床主軸由于要通過棒料 安裝自動卡盤的操縱機構及通過卸頂尖的頂桿 必須是空心軸 為了擴大使用范圍 加大可加工棒料結構 床主軸內孔直徑由 增大的趨勢 我國已有了標準可循 見 2 1 md50 取 md50 普通車床主軸箱設計 第 15 頁 共 29 頁 2 軸徑直徑 前支承的直徑是主軸上一主要尺寸 設計時 一般先估算或擬定一個尺寸 見 2 1 結構確定后在進行核算 查 機床主軸變速箱設計指導 得外徑 mD95 3 前錐孔尺寸 前錐孔用來裝頂尖或其它工具錐柄 要求能自鎖 目前采用莫式錐孔 參 考 機床主軸變速箱設計指導 5 6 采用 6 號莫式錐度 4 主軸懸伸量 a 和跨距 主軸懸伸量的大小往往收結構限制 主要取決于主軸端部的結構形式及尺 寸 刀具或夾具的安裝方式 前軸承的類型及配置 潤滑與密封裝置的結構尺 寸等 主軸設計時 在滿足結構的前提下 應最大限度的縮短主軸懸伸量 a 根據(jù)結構 定懸伸長度 ma591 為了提高剛度 應盡量縮短主軸的外徑長度 a 選擇適當?shù)闹慰缇?L 一 般推薦取 L a 3 5 跨距 L 取 240 5mm 5 主軸軸承 1 軸承類型選擇 根據(jù)設計機床的功率和轉速 選擇裝圓錐滾子軸承的主軸組件 這種主軸 轉速較低 為 25 1600r min 電動機功率為 5 5kw 故可用圓錐滾子軸承以簡化 支撐部的構造 這種構造仍可歸入推力支承在前支承的一類后支承 6216 的 輔助支承 采用三支承主軸 前 中為主支承 后為輔助支承 三支承中主支承應預 緊 使軸承的滾道和滾動體之間處于過盈狀態(tài) 輔 支承常用深溝球軸承 保留游隙以至選用游隙增大的軸承 由于三個軸徑和三個殼體不可能完全同軸 因此絕不能三個軸承都預緊 都預緊是要發(fā)生干涉的 會使軸承溫度升高 空 載功率大幅度上升 如果輔支承保持間隙 則當主軸不受載或載荷較小時 輔 支承不起作用 當主軸載荷較大 輔 支承處于繞度較大 超過了游隙 輔 支承才參加工作 2 軸承的精度和配合 主軸軸承精度要求比一般傳動軸高 前軸承的誤差對主軸前端的影響最大 所以前軸承的精度一般比后軸承選擇高一級 普通車床主軸箱設計 第 16 頁 共 29 頁 普通精度級機床的主軸 前軸承的選 或 級 后軸承選 或 級 選擇CDE 軸承的精度時 既要考慮機床精度要求 也要考慮經(jīng)濟性 軸承與軸和軸承與箱體孔之間 一般都采用過渡配合 另外軸承的內外環(huán) 都是薄壁件 軸和孔德形狀誤差都會反映到軸承滾道上去 如果配合精度選的 太低 會降低軸承的回轉精度 所以軸和孔的精度應與軸承精度相匹配 3 軸承間隙的調整 為了提高主軸的回轉精度和剛度 主軸軸承的間隙應能調整 把軸承調到 合適的負間隙 形成一定的預負載 回轉精度和剛度都能提高 壽命 噪聲和 抗震性也有改善 預負載使軸承內產生接觸變形 過大的預負載對提高剛度沒 有明顯的小果 而磨損發(fā)熱量和噪聲都會增大 軸承壽命將因此而降低 軸承間隙的調整量 應該能方便而且能準確地控制 但調整機構的結構不 能太復雜 雙列短圓柱滾子軸承內圈相對外圈可以移動 當內圈向大端軸向移 動時 由于 1 12 的內錐孔 內圈將脹大消除間隙 其他軸承調整也有與主軸軸承相似的問題 特別要注意 調整落幕的端面 與螺紋中心線的垂直度 隔套兩個端面的平行度都由較高要求 否則 調整時 可能將軸承壓偏而破壞精度 隔套越長 誤差的影響越小 螺母端面對螺紋中心線垂直度 軸上和孔上套簡兩端平行度等均有嚴格的 精度要求 6 主軸與齒輪的連接 齒輪與主軸的連接可以用花鍵或者平鍵 軸做成圓柱體 或者錐面 錐度 一般取 1 15 左右 錐面配合對中性好 但加工較難 平鍵一般用一個或者兩 個 相隔 180 度布置 兩國特鍵不但平衡較好 而且平鍵高度較低 避免因齒 輪鍵槽太深導致小齒輪輪轂厚度不夠的問題 7 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 1 0 3 的間隙 間隙越小 密封效果越好 但工藝困難 還有一種m 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v 些 在軸上增開了溝槽 矩形或鋸齒形 效果又比前兩種好 在有大量切屑 灰塵和冷卻液的環(huán)境中工作時 可采用曲路密封 曲路可 做成軸向或徑向 徑向式的軸承蓋要做成剖分式 較為復雜 2 疏導 在適當?shù)牡胤阶龀龌赜吐?使油能順利地流回到油箱 8 其他問題 主軸上齒輪應盡可能靠近前軸承 大齒輪更應靠前 這樣可以減小主軸的 扭轉變形 普通車床主軸箱設計 第 17 頁 共 29 頁 當后支承采用推力軸承時 推力軸承承受著前向后的軸向力 推力軸承緊 靠在孔的內端面 所以 內端面需要加工 端面和孔有較高的垂直度要求 否 則將影響主軸的回轉精度 支承孔如果直接開在箱體上 內端面加工有一定難 度 為此 可以加一個杯形套孔解決 套孔單獨在車床上加工 保證高的端面 與孔德垂直度 主軸的直徑主要取決于主軸需要的剛度 結構等 各種牌號鋼材的彈性模 量基本一樣 對剛度影響不大 主軸一般選優(yōu)質中碳鋼即可 精度較高的機床 主軸考慮到熱處理變形的影響 可以選用 或其他合金鋼 主軸頭部需要淬Cr40 火 硬度為 50 55 其他部分處理后 調整硬度為 220 250 HRCHBS 六 傳動件的設計 1 帶輪的設計 三角帶傳動中 軸間距 A 可以加大 由于是摩擦傳遞 帶與輪槽間會有打 滑 宜可緩和沖擊及隔離振動 使傳動平穩(wěn) 帶輪結構簡單 但尺寸大 機 床中常用作電機輸出軸的定比傳動 電動機轉速 n 1440r min 傳遞功率 P 7 5kW 傳動比 i 1 8 兩班制 一天運轉 16 小時 工作年數(shù) 10 年 1 選擇三角帶的型號 由 4 表 8 7 工作情況系數(shù) 查的共況系數(shù) 1 2 156PAKAK 故根據(jù) 4 公式 8 21 652 kWKAca 式中 P 電動機額定功率 工作情況系數(shù) AK 因此根據(jù) 由 4 圖 8 11 普通 V 帶輪型圖選用 A 型 caP1n157P 2 確定帶輪的基準直徑 D 帶輪的直徑越小帶的彎曲應力就越大 為提高帶的壽命 小帶輪的直徑 不宜過小 即 機械設計 表 8 8 取主動小帶輪基準直徑 106 Dmin D m 由 4 公式 8 15a 150P 12Dn 式中 普通車床主軸箱設計 第 18 頁 共 29 頁 小帶輪轉速 大帶輪轉速 帶的滑動系數(shù) 一般取 0 02 n n 由 4 表 8 8 取圓整為mD4 19 02 1675042 157P 200mm 3 驗算帶速度 V 按 4 式 8 13 驗算帶的速度150P smv 98 7 故帶速合適 s3 4 初定中心距 帶輪的中心距 通常根據(jù)機床的總體布局初步選定 一般可在下列范圍內 選取 根據(jù) 4 經(jīng)驗公式 8 20 152P 7 0210DaD 取 取64A40 5 三角帶的計算基準長度 L 由 4 公式 8 22 計算帶輪的基準長度158P 0 2121042ADAL m1860 由 4 表 8 2 圓整到標準的計算長度 4P140 L 6 確定實際中心距 A 按 4 公式 8 23 計算實際中心距158 457218640200 dLa 8 驗算小帶輪包角 1 根據(jù) 4 公式 8 25 158P 故主動輪上包角合適 OOoaD120 683 570121 9 確定三角帶根數(shù) Z 根據(jù) 4 式 8 26 得158P 普通車床主軸箱設計 第 19 頁 共 29 頁 0calpzk 算得 根Z5 10 計算預緊力 查 4 表 8 3 q 0 1kg m 由 4 式 8 27 20 5 2 qvkvZpFca 其中 帶的變速功率 KW ca v 帶速 m s q 每米帶的質量 kg m 取 q 0 1kg m v 1440r min 9 42m s NF 6 10742 90 98 52 4 9650 計算作用在軸上的壓軸力 ZQ 8 2 16sin 072sin10 2 傳動軸的直徑估算 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 確定各軸轉速 確定主軸計算轉速 計算轉速 是傳動件能傳遞全部功率的最低轉速 各jn 傳動件的計算轉速可以從轉速圖上 按主軸的計算轉速和相應的傳動關系確定 根據(jù) 1 表 3 10 主軸的計算轉速為 min r5841 03n321zmi j 各變速軸的計算轉速 軸 的計算轉速 為 118r min 3j 軸 的計算轉速 為 475r min 2jn 普通車床主軸箱設計 第 20 頁 共 29 頁 軸 的計算轉速 為 750r min 1jn 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 變速組 c 中 20 79 只需計算 z 20 的齒輪 計算轉速為 335r min 變速組 b 計算 z 18 的齒輪 計算轉速為 475r min 變速組 a 應計算 z 35 的齒輪 計算轉速為 800r min 核算主軸轉速誤差 min 4 1367 45 8 320 164 rn 實 mi 320r標 5 31032 7 1 標 標實 n 所以合適 2 傳動軸直徑的估算 確定各軸最小直徑 根據(jù) 5 公式 7 1 并查 5 表 7 13 得到 取 1 mnPdj491 軸的直徑 取 i 7501rnj dj 4 2 9 44 軸的直徑 取 min 752rnj dj 5 28 149 514 軸的直徑 取 in 3rnj mdj 9 362 17085915 44 其中 P 電動機額定功率 kW 從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積 該傳動軸的計算轉速 jninr 普通車床主軸箱設計 第 21 頁 共 29 頁 傳動軸允許的扭轉角 mo 當軸上有鍵槽時 d 值應相應增大 4 5 當軸為花鍵軸時 可將估算的 d 值減小 7 為花鍵軸的小徑 空心軸時 d 需乘以計算系數(shù) b b 值見 5 表 7 12 和 為由鍵槽并且軸 為空心軸 和 為花鍵軸 根據(jù)以上原則各軸 的直徑取值 和 在后文給定 軸采用光軸 軸和 軸m28 d 因為要安裝滑移齒輪所以都采用花鍵軸 因為矩形花鍵定心精度高 定心穩(wěn)定 性好 能用磨削的方法消除熱處理變形 定心直徑尺寸公差和位置公差都能獲 得較高的精度 故我采用矩形花鍵連接 按 規(guī)定 矩形花鍵的19874 TGB 定心方式為小徑定心 查 15 表 5 3 30 的矩形花鍵的基本尺寸系列 軸花 鍵軸的規(guī)格 軸花鍵軸的規(guī)格72836 為BDdN 1054 為 各軸間的中心距的確定 75 132 83 2 1 mmzd 1578 32 63 dV 3 各變速組齒輪模數(shù)的確定 齒輪模數(shù)的確定 齒輪模數(shù)的估算 按接觸疲勞和彎曲疲勞強度計算齒輪模數(shù)比較復雜 而且有些系數(shù)只有在齒輪每個參 數(shù)都已知道后方能確定 所以只在草圖畫完后校核用 在畫草圖之前 先估算 再選用標 準齒輪模數(shù) 齒輪彎曲疲勞的估算 mZNfw32 齒面點蝕的估算 nAf370 其中 n 為大齒輪的計算轉速 A 為齒輪中心距 普通車床主軸箱設計 第 22 頁 共 29 頁 由中心距 A 及齒數(shù) 求出模數(shù) 21 Z 21mf a 變組 齒數(shù)為 56 的齒輪 齒輪彎曲疲勞的估算 89 14756 323 fwZNm 齒面點蝕的估算 3 07033 nAf 8 19721 Zmf 因為 1 軸上裝有摩擦離合器 必有一齒輪的齒根圓應大于摩擦片外徑 所以齒輪的直徑應 大些 模數(shù) m 暫取 2 5 b 變組 齒數(shù)為 72 的齒輪 齒輪彎曲疲勞的估算 7 2185 323 fwZN 齒面點蝕的估算 6 3 707033 mnAf 9 21 21 Zf 暫取 m 為 3 c 變組 齒數(shù)為 79 的齒輪 齒輪彎曲疲勞的估算 9 2857 323 fwZN 普通車床主軸箱設計 第 23 頁 共 29 頁 齒面點蝕的估算 54 18 370370 mnNAf 9 421 Zf 暫取 m 為 3 5 表 5 1 齒輪尺寸表 單位 mm 齒輪 齒數(shù) z 模數(shù) nm分度圓 直徑 d 齒頂圓 直徑 a 齒根圓 直徑 fd 齒頂高 ah齒根高 f 35 2 5 87 5 92 5 81 25 2 5 3 125 43 2 5 107 5 112 5 101 25 2 5 3 125 56 2 5 140 145 133 75 2 5 3 125 48 2 5 120 125 113 75 2 5 3 125 18 3 54 60 46 5 3 3 75 30 3 90 96 82 5 3 3 75 45 3 135 141 127 5 3 3 75 72 3 216 222 208 5 3 3 75 60 3 180 186 172 5 3 3 75 45 3 135 141 127 5 3 3 75 20 3 5 70 77 61 25 3 5 4 375 66 3 5 231 238 223 25 3 5 4 375 普通車床主軸箱設計 第 24 頁 共 29 頁 79 3 5 276 5 283 5 267 75 3 5 4 375 33 3 5 115 5 122 5 106 75 3 5 4 375 齒輪齒寬 10 5 mb 4 帶輪結構設計 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 帶輪結構形式 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 4 圖 8 14a 腹板式 4 圖 8 14b 孔板式 4 圖 8 14c 橢圓 輪輻式 4 圖 8 14d 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 可以采用實心式 當d5 2 可以采用腹板式 時可以采用孔m30 mdDmd10 301 同 時 板式 當 時 可以采用腹板式 d 帶輪寬度 fezB652 1 分度圓直徑 md0 D 72mm 是深溝球軸承 6210 軸承外徑 其他尺寸見帶輪零件圖 V 帶輪的輪槽 V 帶輪的輪槽與所選的 V 帶型號向對應 見 4 表 8 10 mmd 與 相對應得 槽 型 dbminahinf eminfo32 o4o36 o8 A 11 0 2 75 8 7 3 015 9 18 1 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 o40 普通車床主軸箱設計 第 25 頁 共 29 頁 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 minifah和 輪槽工作表面的粗糙度為 2 36 1R或 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 921 357 TGB 5 片式摩擦離合器的選擇和計算 片式摩擦離合器目前在機床中應用廣泛 因為它可以在運轉中接通或脫開 具有結合平穩(wěn) 沒有沖擊 結構緊湊的特點 部分零件已經(jīng)標準化 多用于機 床主傳動 按扭矩選擇 即 根據(jù) 15 和 14 表 6 3 20 靜扭矩 mNTt 03 75 9 1 決定外摩擦片內徑 d 根據(jù)結構需要 摩擦片的內徑 d 應比安裝軸的軸徑大 mm 62 故取 d 32mm 2 選擇摩擦片尺寸 目前摩擦片尺寸尚未制定系列標準 但也有一些通用型摩擦片系列尺寸 圖 4 2 可供設計機床時選用和參考 根據(jù)圖 4 2 靜轉矩在 60 100 之間 d D B b1 30 98 90 30 10 過大 不合適 對其尺寸進行自行設計 981 D 3 暫定摩擦片對數(shù) Z 14 公式 mvnZkdDpfKM 1023 33 fvZn 查機床主軸變速箱設計指導表 12 表 13 得 d 32 k 1 4 f 0 06 p 1 1 86 0 vk97 zk1 mk 摩擦片的最終參數(shù) d D B b1 普通車床主軸箱設計 第 26 頁 共 29 頁 32 87 1 80 30 10 七 本文工作總結 機床產品設計是設計人員根據(jù)市場 社會和人們對機床的需要所進行的構思 計算 試驗 選擇方案 確定尺寸 繪制圖紙以及編制技術文件等一系列創(chuàng)造 普通車床主軸箱設計 第 27 頁 共 29 頁 性活動的總稱 是機床產品實現(xiàn)的必要前提 是產品開發(fā)過程中至關重要的環(huán) 節(jié) 機床產品設計的好壞 直接影響其成本 質量 研制周期及市場的競爭能 力 本文的設計主要是從車床主軸箱的角度入手 使設計產品在給定的數(shù)值要 求下達到最合理的經(jīng)濟和性能 6 月 2 日 為期三個月的設計任務圓滿完成了 雖然設計的過程比較繁瑣 而且剛開始還有些不知所措 甚至是害怕與退縮 盡管 雄關漫道真如鐵 但 是在我 而今邁步從頭越 再加上老師的悉心指導 我終于順利地完成了這次 設計任務 我們專業(yè)課已經(jīng)學過車床相關的知識 尤其是 金屬切削機床 這科中詳 盡的講述了機床主傳動系的設計 并且在大二的時候我們還做過二級減速器的 課程設計 所以剛開始我對自己的課題滿腹信心 但是當我仔細的審題后發(fā)現(xiàn) 并不是我想象的那么容易 一開始的主電動機的選擇就讓我吃盡了苦頭 本來 想直接參照 CA6140 車床的電動機型號 但是資料上并沒有給出 CA6140 車床主 電動機選用 Y 132M 4 的理由 所以我并沒有隨意參照選用 而是查閱了相關金 屬切削用量的相關資料 在車床最大切削用量的情況下 最大輸出功率 選用 了 Y 112M 4 電動機 另外 在主變速傳動系設計中 我一味的追求主變速傳動 系設計的一般原則 采用了典型的結構式 但是當我涉及到離合6312 器的選擇時 才發(fā)現(xiàn) 先前設計的 軸縱向尺寸過大 而且齒輪 1 齒輪 3 的分 度圓直徑小于離合器的橫向尺寸 這有迫使我不得不重新考慮結構式的設計 經(jīng)過考慮才最終敲定了結構式 6213 本次的設計是在反復的修改中完成的 鞏固和深化了課堂理論教學的內容 鍛煉和培養(yǎng)了我綜合運用所學過的知識和理論的能力 是我獨立分析 解決問 題的能力得到了強化 在設計當中 我也遇到了一些問題 除了上述的以外比如 在有些設計部分并沒有完全嚴格計算 參考的一些普遍車床的數(shù)據(jù)在保證安全 可靠的基礎上做到了盡量滿足工藝要求 在此過程中不斷地發(fā)現(xiàn)問題和解決問 題 使我加深了對大學所學課程理解 綜合應用并得到進一步的鞏固 設計過 程培養(yǎng)了我認真細心的態(tài)度 這對以后的學習和工作都有積極的意義 也會是 我大學積累的一筆非常寶貴的財富 參考文獻 1 馮辛安主編 機械制造裝備設計 第 2 版 大連理工大學 北京 機械工業(yè)出版社 2007 12 2 黃如林主編 切削加工簡明實用手冊 北京 化學工業(yè)出版社 2004 7 3 吳宗澤主編 機械設計課程設計手冊 第三版 清華大學 北京 普通車床主軸箱設計 第 28 頁 共 29 頁 高等教育出版社 2006 12 4 濮良貴主編 機械設計 第八版 北京 高等教育出版社 2007 8 5 金屬切削機床設計 4 6 范思沖主編 畫法幾何及機械制圖 東南大學 北京 機械工業(yè) 出版社 2005 7 7 鄭文緯 吳克堅主編 機械原理 第七版 東南大學機械學學科組 北京 高等教育出版社 2006 1 8 減速器實用技術手冊編輯委員會編 減速器實用技術手冊 北京 機械工業(yè)出版社 1992 9 戴曙主編 金屬切削機床 北京 機械工業(yè)出版社 2005 1 10 機床設計手冊編寫組主編 機床設計手冊 北京 機械工業(yè)出版 社 1980 8 11 華東紡織工學院 哈爾濱工業(yè)大學 天津大學主編 上海 上?？?學技術出版社 1979 6 12 哈爾濱工業(yè)大學理論力學教研室編 理論力學 第六版 北 京 高等教育出版社 2006 12 13 劉鴻文主編 材料力學 第四版 北京 高等教育出版社 2006 11 14 機械設計手冊編委會主編 機械設計手冊 單行本聯(lián)軸器 離合 器與制動器 北京 機械工業(yè)出版社 2007 3 15 成大先主編 機械設計手冊 第四版第二卷 北京 化學工業(yè)出 版社 2003 9 16 方鍵主編 結構設計 北京 化學工業(yè)出版社 2006 普通車床主軸箱設計 第 29 頁 共 29 頁 致 謝 在這里我要感謝那些所有曾經(jīng)寄予我關心和幫助的人 這篇論文的完成和 他們中的任何一位都是分不開的 首先 我要向我的指導老師黃勤老師致以由衷的感謝和誠摯的敬意 他 的指導為我們提供了設計的主題思想 在設計過程中 他在自己的繁忙工作之 余指導我們 檢查并排除了我們設計過程中的諸多漏洞 無論是理論的運用 還是零部件的設計計算 都給我們解惑答疑 我都有很大的收獲 在論文的編 寫過程中 他給我提出寶貴的意見 并且給與細致的指導 不斷地完善和改進 最重要的是魏老師教會我們許多分析 解決問題的方法 這在書本中無法學到 的 他的教誨培養(yǎng)了我科學的思維方法和一絲不茍的工作態(tài)度 淵博的學識更 使我受益匪淺 其次 我要感謝的是我的同伴們 同設計組的所有同學 在整個設計 過程中 我們配合的非常默契 遇到不清楚地地方一起討論 翻閱資料 共同 克服困難 出謀劃策尋求最簡潔最佳的解決方案 正是由于我們的努力 整個 設計才能進行的那么順利 再次 我要感謝大學四年所有教過我的老師和我們的輔導員 感謝他們 四年來對我的諄諄教誨和無私幫助 還要感謝我們班所有的同學 正是可愛的 你們 我的大學生活才如此的豐富多彩 最后要感謝的 是我的家人 是他們養(yǎng)育我 教我做人做事的道理 同時 將這篇論文獻給他們 感謝他們在生活上給我的支持和照顧 在學習上給我的 關心和鼓勵 我才能安心 順利的完成大學學業(yè)