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主轴箱设计说明书

主轴箱设计说明书
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1.概述

1.1机床课程设计的目的

机床课程设计,是在金属切削机床课程之后进行的实践性教学环节。其目的在于通过机床运动机械变速传动系统的结构设计,使学生在拟定传动和变速的结构的结构方案过程中,得到设计构思,方案分析,结构工艺性,机械制图,零件计算,编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练,树立正确的设计思想,掌握基本的设计方法,并培养学生具有初步的结构分析,结构设计和计算能力。

1.2车床的规格系列和用处

普通机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的基础。因此,对这些基本知识和资料作些简要介绍。本次设计的是普通型车床主轴变速箱。主要用于加工回转体。

车床的主参数(规格尺寸)和基本参数(GB1582-79,JB/Z143-79) 分组

工件最大回转

直径

D max (mm )

正转最高转速 n max

(r/min)

电机功率 N(kW)

公比

? 转

速级数Z

反 转

7

400

1400

5.5

1.41 12

级数反Z =2正Z ;max n 反≈1.1max n 正

1.3 操作性能要求

1)具有皮带轮卸荷装置;

2)手动操纵双向摩擦片离合器实现主轴的正、反转及停止运动要求; 3)主轴的变速由变速手柄完成;

4)床头箱的外型尺寸、与床头床身的联接要求与C618K-I 车床的床头箱相同。

2.参数的拟定

2.1 确定极限转速

n R n n =min

max

1-=Z n R ? 又?=1.41 Z=12 得n R =43.79 取n R =45; n m az R n n =min =1400/45=31.1r/min

2.2 主电机选择

合理的确定电机功率N ,使机床既能充分发挥其使用性能,满足生产需要,又不致使电机经常轻载而降低功率因素。

已知电动机的功率是5.5kW ,根据《机械设计课程设计》表20-1选取Y132S-4型电动机,同步转速1500 r/min,额定功率5.5kW,满载转速1440 r/min ,额定转距2.2。

3.传动设计

3.1 主传动方案拟定

拟定传动方案,包括传动型式的选择以及开停、幻想、制动、操纵等整个传动系统的确定。传动型式则指传动和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的传动型式、变速类型。

传动方案和型式与结构的复杂程度密切相关,和工作性能也有关系。因此,确定传动方案和型式,要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。

传动方案有多种,传动型式更是众多,比如:传动型式上有集中传动,分离传动;扩大变速范围可用增加传动组数,也可用背轮结构、分支传动等型式;变速箱上既可用多速电机,也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。

显然,可能的方案有很多,优化的方案也因条件而异。此次设计中,我们采用集中传动型式的主轴变速箱。

3.2 传动结构式、结构网的选择

结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的传动不失为有用的方法,但对于分析复杂的传动并想由此导出实际的方案,就并非十分有效。 3.2.1 确定传动组及各传动组中传动副的数目

级数为Z 的传动系统由若干个顺序的传动组组成,各传动组分别有1Z 、2Z 、……个传动副。即

321Z Z Z Z =

传动副中由于结构的限制以2或3为合适,即变速级数Z 应为2和3的因子:b

a

Z 3?2= ,可以有三种方案:

12=3×2×2;12=2×3×2;12=2×2×3; 3.2.2 传动式的拟定

12级转速传动系统的传动组,选择传动组安排方式时,考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。

在Ⅰ轴如果安置换向摩擦离合器时,为减少轴向尺寸,第一传动组的传动副数不能多,以2为宜。 主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大,因此主轴上齿轮少些为好。最后一个传动组的传动副常选用2。

综上所述,传动式为12=2×3×2。

3.2.3 结构式的拟定

对于12=2×3×2传动式,有6种结构式和对应的结构网。分别为:

6212?3?2=12 6132?3?2=12 1422?3?2=12 2412?3?2=12 3162?3?2=12 1262?3?2=12

由于本次设计的机床Ⅰ轴装有摩擦离合器,在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合器的直径。初选12612232=??的方案。

最后扩大组的变速范围2R =)12(641.1-=8,等于max 主R 值,符合要求,其它变速组的变速范围也肯定

符合要求。

3.3转速图的拟定

606.141.1=,min /1.31min r n =,由《机械制造装备设计》表3-6选择标准数列

分别为:31.5 45 63 90 125 180

250 355 500 710 1000 1400

正转转速图

反转可以在Ⅰ轴和Ⅱ轴之间加入一个空套齿轮来实现 反转级数反Z =62/122/==正Z

反转转速min /154014001.11.1n n max max r =?=≈正反 选取标准数列1600 r/min;

反转转速图

传动系统简图

4. 传动件的估算

4.1 V 带传动的计算

V 带传动中,中心距a 可以加大。由于是摩擦传递,带与轮槽间会有打滑,可缓和冲击及隔离振动,

使传动平稳。带轮结构简单,但尺寸大,机床中常用作电机输出轴的定比传动。

(1)确定计算功率 根据公式

P K P A ca ==1.2?5.5=6.6 kW

式中ca P --计算功率,P --电动机额定功率,A K --工作情况系数(《机械设计》表8-7) (2)选择V 带的带型

根据由ca P 、1n 由《机械设计》表8-8和图8-11,选择A 型带 (3)确定带轮的基准直径d d 并验算带速v 1)初选小带轮的基准直径1d d

根据V 带的带型,参考《机械设计》表8-6和表8-8,选1d d =125 2)验算带速v

根据《机械设计》式(8-13) 1000

601

11?=

n d v d π=

1000

601440

125???π=4.9

因为s m v s m /30/51<<,故带速合适。 3)计算大带轮的基准直径

根据《机械设计》式(8-15a )12d d id d =,传动比i 选择为3,则2d d =3?125=375mm 根据表8-8圆整为2d d =400mm (4)确定中心距a 和基准长度d L

1)根据带传动总体尺寸的限制条件或要求的中心距,结合式《机械设计》(8-20)

)(2)(7.021021d d d d d d a d d +≤≤+ 即10505.3670≤≤a

初定中心距0a =700mm

2)由式(8-22)计算所需的基准长度

021221004)()(22a d d d d a L d d d d d -+++≈π

=???

??

??-++?+?7004)125375()375125(270022π≈2200mm 由《机械设计》表(8-2)选带的基准长度d L =2240mm 3)按式(8-23)计算实际中心距a 2

0d d L L a a -+

≈=??

?

??-+

222002240700=720mm

(5)验算小带轮上的包角1α

小带轮的包角1α小于大带轮上的包角2α,小带轮上的总摩擦力相应地小于大带轮上的总摩擦力,因此,打滑只可能在小带轮上发生,为了提高带传动的能力,应使

901≥α

90158720

3.57)125400(1803.57)(180121≥≈--=--≈a d d d d α (6)计算带的根数z

1)计算单根V 带的额定功率r P

由mm d d 1251=和min 14401r n =,查《机械设计》表8-4a 得kW P 92.10=

根据3min,/1440

1==i r n 和A 型带,查《机械设计》表8-4b 得0.17kW 0=?P 查《机械设计》表8-5得948.0=αK ,表8-2得06.1=L K ,于是

kW K K P P P L r 1.206.1948.0)17.092.1()(00=??+=???+=α 2)计算V 带的根数z

14.31

.26.6===r ca P P z 取4根。

(7)计算单根V 带的初拉力的最小值min 0)(F

由《机械设计》表8-3得A 型带的单位长度质量m kg q /1.0=,所以

N qv zv K P K F ca 1534.91.04.94948.06.6)948.05.2(500)5.2(500

)(22min 0=??

?

????+???-?=+-=αα

应使带的实际初拉力min 00)(F F > (8)计算压轴力P F 压轴力的最小值为 N F z F P 12022

158sin 153422sin )(2)(1

min 0min

=???==

α

4.2 齿轮齿数的确定和模数的计算

4.2.1 齿轮齿数的确定

当各变速组的传动比确定以后,可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可依据《机械设计手册》推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数,如传动比是标准公比的整数次方时,变速组内每对齿轮的齿数和z S 及小齿轮的齿数可以从表3-9(机械制造装备设计)中选取。一般在主传动中,最小齿轮齿数≥min z 18~20。采用三联滑移齿轮时,应检查滑移齿轮之间的齿数关系:三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于4,以保证滑移时,齿轮外圆不相碰。中型机床一般取S z =70~100,S Zmax =120

第一组变速组:

传动比:11

1==

?a u ,41

.111

1

2=

=

?a u 查《机械制造装备设计》表3-9,齿数和z S 取84

11-a Z =42,21-a Z =42; 12-a Z =35,22-a Z =49;

第二组变速组:

传动比:41.11

1

1==

?b u ,41.111

1

2=

=

?b u ,3

3341

.111==?b u 齿数和z S 取92

11-b Z =54,21-b Z =38; 12-b Z =38,22-b Z =54; 13-b Z =24,23-b Z =68;

第三组变速组:

传动比: 2141.1122

1===?c u ,4

141.111442===?c u 齿数和z S 取108:

11-c Z =72,21-c Z =36; 12-c Z =22,22-c Z =86

反转齿轮:

传动比:

4.2.2核算主轴转速误差

实际传动比所造成的主轴转速误差,一般不应超过±10(?-1)%,即

|

n

n

n 标准转速标准转速实际转速-'|≤10(?-1)% = 4.1%

min n =31.5r/min

min /2.328622

68244935500min r n =???='

|

min

min min

n n n -'|=|5.315.312.32-|=2.4% < 4.1%

因此主轴转速误差符合要求。

4.3 传动轴的估算

机床各传动轴在工作时必须保证具有足够的弯曲刚度和扭转刚度。轴在弯曲刚度作用下,如产生过大的弯曲变形,则装在轴上在齿轮会因倾角过大而使齿面在压强分布不均,产生不均匀磨损和加大噪声;也会使滚动轴承内、外圈产生相对倾斜,影响轴承使用寿命。如果轴的扭转刚度不够,则会引起传动轴的扭振。所以在设计开始时,要先按扭转刚度估算传动轴的直径。

4.3.1 各轴的计算转速

由《机械制造装备设计》表3-10可知,主轴的计算转速度是低速第一个三分之一变速范围的最高一级转速,即min /90r n j =

轴III 有6级转速,其最低转速125 r/min ,通过双联齿轮使主轴获得两级转速:31.5 r/min 和250 r/min 。250 r/min 比主轴的计算转速高,需传递全部功率,故轴III 的125r/min 转速也能传递全部功率,即n jIII =125 r/min ,

同理可得:n jII =355 r/min ,

n jI =500 r/min

4.3.2 各齿轮的计算转速

各变速组内一般只计算组内最小的,也是强度最薄弱的齿轮,故也只需要确定最小齿轮的计算转速。 轴III —IV 间变速组的最小齿轮是Z=22,该齿轮使主轴获得6级转速31.5 r/min ,45r/min ,63r/min ,90r/min ,125r/min ,180 r/min ,主轴计算转速是90r/min ,故该齿轮在355r/min 时应传递功率,是计算转速;

同理可得:轴II —III 间Z=24的计算转速为355 r/min ;

轴I —II 间Z=35的计算转速为500r/min 。

4.3.3 传动轴直径的估算

按扭转刚度估算轴的直径 4

j

n P KA d η

≥ 其中:P-电动机额定功率(kW )

K-键槽系数 A-系数

η-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积;

j n -该传动轴的计算转速(r/min )

一般传动轴的每米长允许扭转角取[φ]=(0.5°~1.0°)/m ,要求高的轴取[φ]=(0.25°~0.5°)/m ,要求较低的轴取[φ]=(1°~2°)/m

估算轴径时系数A 、K 值 [φ]/ (°)m -1 0.25 0.5 1.0

1.5

2.0 A 130 110 92

83 77 K

无键 单键

双键 花键 1.0 1.04~1.05

1.07~1.1

1.05~1.09

I 轴为单键轴 由上表查 取[φ]= 1°/m ,A=92 ,K=1.04。II 、III 轴是花键轴,取K=1.06,A=77。

4.3.4 齿轮模数的计算

由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径有关,因此,选择用齿根弯曲疲劳强度进行计算

[]

3

2112F Sa

Fa d Y Y z KT m σφ?≥ 式中 K —载荷系数

1T --小齿轮传递的转矩 d φ--齿宽系数

4.3.2 齿轮模数的计算

(1)Ⅰ-Ⅱ 齿轮弯曲疲劳的计算:

1d N N 5.50.96kw 5.28kw η==?=

33

5.283232 1.8549560

j N m mm zn ω≥==? (机床主轴变速箱设计指导P36,j n 为大齿轮的计算转速,可根据转速图确定)

齿面点蚀的计算:3

3

5.28

37037078.17560

j

N

A mm n

≥== 取A=79,由中心距A 及齿数计算出模数: 122279

1.9084

j A m Z Z ?=

==+

根据计算选取两个中的较大值,选取相近的标准模数。 取j 1.90m = 所以取3m = (2) Ⅱ-Ⅲ齿轮弯曲疲劳的计算:

2N 5.50.960.990.980.99kw 5.12kw =????=

33

5.12

3232 2.5572140

j N m mm zn ω≥==? 齿面点蚀的计算:3

35.12

370370122.81140

N A mm n ≥== 取A=123,由中心距A 及齿数计算出模数: 1222123

2.7390

j A m Z Z ?=

==+

根据计算选取两个中的较大值,选取相近的标准模数。 取j 2.73m = 所以取3m = (3)Ⅲ-Ⅳ 齿轮弯曲疲劳的计算:

3N 5.50.960.990.980.990.980.99kw 4.92kw =??????=

33

4.923232 2.6488100

j N m mm zn ω≥==? 齿面点蚀的计算:3

34.92

370370135.58100

N A mm n ≥==, 取A=136,由中心距A 及齿数计算出模数: 1222136

2.47110

j A m Z Z ?=

==+

根据计算选取两个中的较大值,选取相近的标准模数。 取 2.64m ω= 所以取3m =

(4)标准齿轮:**20h 1c 0.25αα===度,,

从机械原理 表10-2查得以下公式 齿顶圆 m h z d a a )2+(=*1 齿根圆 *

*

1(22)f a d z h c m =++ 分度圆 mz d = 齿顶高 m h h a a *=

齿根高 m c h h a f )+(=** 齿轮的具体值见表 齿轮尺寸表 齿轮

齿数 z

模数 m

分度圆 d 齿顶圆a d 齿根圆

f d 齿顶高 a h

齿根高 f h 1

42

3

126

132

118.5

3

3.75

2 42

3 126 132 118.5 3 3.75

3 35 3 105 111 97.5 3 3.75

4 49 3 147 153 139.

5 3 3.75

5 18 3 54 60 46.5 3 3.75

6 72 3 216 222 198.5 3 3.75 7

45

3

135

141

127.5

3

3.75

8 45 3 135 141 127.5 3 3.75 9 30 3 90 96 82.5 3 3.75 10 60 3 180 186 172.5 3 3.75 11 73 3 219 225 211.5 3 3.75 12 37 3 111 117 103.5 3 3.75 13 22 3 66 72 58.5 3 3.75 14 88 3 264 270 256.5 3 3.75 15 35 3 105 111 97.5 3 3.75 16 23 3 69 75 61.5 3 3.75 17

32

3

96

102

88.5

3

3.75

4.3.4齿宽确定

由公式()610,m m

B m

m ??

== 为模数得:

第一套啮合齿轮()61031830I B mm =?= 第二套啮合齿轮()61031830II B mm =?= 第三套啮合齿轮()61031830III B mm =?= 反转啮合齿轮()V 61031830I B mm =?=

一对啮合齿轮,为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷,设计上,应主动轮比小齿轮齿宽大

所以1218,18B mm B mm ==,318B mm =,418B mm =,

567891025,20,25,18,25,20B mm B mm B mm B mm B mm B mm ======, 1112131418,20,20,18B mm B mm B mm B mm ==== 15161718,20,18B mm B mm B mm ===

4.3.5 齿轮结构设计

当160500a mm d mm ≤≤时,可做成腹板式结构,再考虑到加工问题,现敲定把齿轮14做成腹

板式结构。其余做成实心结构。齿轮14计算如下:

()01014270124222a n D d M mm =-=-?= ,4486D d mm ==,

331.6 1.686138D d mm ==?=,()()()2030.250.350.322213825D D D mm =-=?-=

()103/2180,12D D D mm C mm =+==

4.4 带轮结构设计

查《机械设计》P156页,当300d d mm ≤时,采用腹板式。D 是轴承外径,查《机械零件手册》确定选用深沟球轴承6211,d=55mm,D=100mm 。带轮内孔尺寸是轴承外径尺寸100mm 。齿《机械设计》表8-10确定参数得:

min 8.5, 2.0,9.0,12,8, 5.5,38d a f b h h e f δ?=======

带轮宽度:()()125182764B z e f mm =-+=-?+?= 分度圆直径:280d d mm =,

'1 1.9 1.8100180,5/2811.412d D mm mm C B mm ==?==?=≈,

64,L B mm ==

4.5 片式摩擦离合器的选择和计算

片式摩擦离合器目前在机床中应用广泛,因为它可以在运转中接通或脱开,具有结合平稳、没有冲击、结构紧凑的特点,部分零件已经标准化,多用于机床主传动。

(1)按扭矩选择

一般应使选用和设计的离合器的额定静扭矩j M 和额定动扭矩d M 满足工作要求,由于普通机床是在空载下启动反向的,故只需按离合器结合后的静负载扭矩来计算。即:

m N n N

K KM M j n j ??9550?=≥η

5.50.969550

1.395500.960.9877.08800

j n j N M KM K N m N m n η?≥=???=???=? (2)摩擦片盘接合面的直径

()()1211.524864, 1.5290120D d mm D D mm =?=== 查JB/T9190-1999取1D =60mm,2110D mm =

(3)计算摩擦面对数

[]2

021*******.5100093.140.06757530 1.0

n M K Z fD b p π???=

==????? 摩擦片总数为()19110.710Z +=+=≈

根据JB/T9190-1999选用机械式多片双联离合器,因为安装在箱内,所以采取湿式。查表可得离合器参数H=2.5,模数m=2.5。查《离合器手册》表1.2.6选用编号为2的离合器。

5. 动力设计

5.1主轴刚度验算

5.1.1 选定前端悬伸量C ,参考《机械装备设计》P121,根据主轴端部的结构,前支承轴承配置和密封装置的型式和尺寸,这里选定C=120mm. 5.1.2 主轴支承跨距L 的确定

一般最佳跨距()023240420L C mm == ,考虑到结构以及支承刚度因磨损会不断降低,应取跨距L 比最佳支承跨距0L 大一些,再考虑到结构需要,这里取L=600mm 。

5.1.3 计算C 点挠度 1)周向切削力t P 的计算

4295510d

t j j

N p D n η??=

其中75.5,0.960.98d N KW η==?,

()()max 0.50.60.50.6400200240,240,31.5/min

j j j D D mm D n r ==?=?== 取

故442955100.82 5.5 1.151024035.5

t p N ????==??,故4

1.12 1.73610t P P N ==?。

330.45 6.9810,0.35 5.4310

N

r t f t P P N P P ==?==? 1) 驱动力Q 的计算

参考《车床主轴箱指导书》, 7

2.1210N

Q nzn

=? 其中

75.50.960.98 4.58,72,3,35.5/min d N N KW z m n r η==??====

所以

744.58

2.1210 1.131047235.5

Q N =??

=???

3)轴承刚度的计算

这里选用4382900系列双列圆柱子滚子轴承 根据0.103

0.822.222 1.5

C d =??求得:

0.1030.850.103

0.8

5

22.222 1.5708.4810/22.222 1.5

100

9.22410/A B C N mm C N mm

=??=?=??=?

4)确定弹性模量,惯性距I ;c I ;和长度,,a b s 。 ①轴的材产选用40Cr ,查《简明机械设计手册》P6,有

52.110E MPa =?

②主轴的惯性距I 为:

()

44644.271064

D D I mm π-=

=?外内

主轴C 段的惯性距Ic 可近似地算: ()

444640.6 6.251064

c D D I mm π-=

=?11

③切削力P 的作用点到主轴前支承支承的距离S=C+W ,对于普通车床,W=0.4H ,(H 是车床中心高,设H=200mm)。

则:1200.4200200S mm =+?= ④根据齿轮、轴承宽度以及结构需要,取b=60mm ⑤计算切削力P 作用在S 点引起主轴前端C 点的挠度

()()2322363csp

c A A L S L C sc c Lsc sc y P mm EI EI C L C L ++??-=+++????

代入数据并计算得csp y =0.1299mm 。

⑥计算驱动力Q 作用在两支承之间时,主轴前端C 点子的挠度cmq y ()()()()2226cmq B A bc L b L b L C L b bc y Q mm EIL C L C L ---+-??

=++?

???

计算得:cmq y =-0.0026mm

⑦求主轴前端C 点的终合挠度c y

水平坐标Y 轴上的分量代数和为cos cos cos ,cy csp p cmq q cm m y y y y θθθ=++

66,270,180p q m θθθ=== 其中,计算得:cy y =0.0297mm.0.0928cz y mm =。综合挠度

220.118c cy cz y y y mm =

+=。综合挠度方向角a r c

72.2

5cz

yc cy

y tg y α== ,又[]0

.0002

0.00026000.12

y L m m ==?=。因为[]c y y <,所以此轴满足要求。 5.2 齿轮校验

在验算算速箱中的齿轮应力时,选相同模数中承受载荷最大,齿数最小的齿轮进接触应力和弯曲应

力的验算。这里要验算的是齿轮2,齿轮7,齿轮12这三个齿轮。 齿轮12的齿数为18,模数为4,齿轮的应力:

1)接触应力: ()4

1208810v a s f j

u k k k k N

Q zm

uBn β+?=

u----大齿轮齿数与小齿轮齿数之比;

k β---齿向载荷分布系数;v k ----动载荷系数;A k ----工况系数;s k ----寿命系数

查《机械装备设计》表10-4及图10-8及表10-2分布得 1.15, 1.20; 1.05, 1.25HB FB v A k k k k ==== 假定齿轮工作寿命是48000h ,故应力循环次数为

96060500148000 1.4410h N njL ==???=?次

查《机械装备设计》图10-18得0.9,0.9FN HN K K ==,所以:

23

3721 1.15 1.05 1.250.97.50.960.9820881018 1.0241072

184

2150018

f MPa σ??+??????? ????=

=????

2) 弯曲应力:

52

19110v a s w j

k k k k N

Q zm BYn β?=

查《金属切削手册》有Y=0.378,代入公式求得:w Q =158.5Mpa

查《机械设计》图10-21e,齿轮的材产选()

40Cr 渗碳,大齿轮、小齿轮的硬度为60HRC ,故有

1650f MPa σ??=??,从图10-21e 读出[]920w MPa σ=。因为:

[],f f w w σσσσ??<

5.3轴承的校验

Ⅰ轴选用的是角接触轴承7206 其基本额定负荷为30.5KN

由于该轴的转速是定值710/min n r =所以齿轮越小越靠近轴承,对轴承的要求越高。根据设计要求,应该对Ⅰ轴未端的滚子轴承进行校核。

齿轮的直径 24 2.560d mm =?=

Ⅰ轴传递的转矩 n

P

T 9550

= 7.50.96

955059.3710

T ?=?

= Nm

齿轮受力 32259.314126010

r T F d ?=

==? N 根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为 10602

11

1=+=

l l l F R r v N

352106014122=-=v R N

因轴承在运转中有中等冲击载荷,又由于不受轴向力,按《机械设计》表10-5查得p f 为1.2到1.8,取3.1=p f ,则有:

137810623.1111=?==R X f P p N 6.4573523.1222=?==R X f P p N

轴承的寿命 因为21P P >,所以按轴承1的受力大小计算:

1.38309)137817200(8506010)(60103

61

6=?==εP C n L h h

故该轴承能满足要求。

6.结构设计及说明

6.1 结构设计的内容、技术要求和方案

设计主轴变速箱的结构包括传动件(传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器和制动器等)、主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其联结件的结构设计与布置,用一张展开图和若干张横截面图表示。课程设计由于时间的限制,一般只画展开图。

主轴变速箱是机床的重要部件。设计时除考虑一般机械传动的有关要求外,着重考虑以下几个方面的问题。

精度方面的要求,刚度和抗震性的要求,传动效率要求,主轴前轴承处温度和温升的控制,结构工艺性,操作方便、安全、可靠原则,遵循标准化和通用化的原则。

主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点,由于结构复杂,设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在正式画图前应该先画草图。目的是:

1) 布置传动件及选择结构方案。

2) 检验传动设计的结果中有无干涉、碰撞或其他不合理的情况,以便及时 改正。

3) 确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置,以确 定各轴的受力点和受力方向,为轴和轴承的验算提供必要的数据。

6.2 展开图及其布置

展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序,假想将各轴沿其轴线剖开并将这些剖切面平整展开在同一个平面上。

Ⅰ轴上装的摩擦离合器和变速齿轮。有两种布置方案,一是将两级变速齿轮和离合器做成一体。齿轮的直径受到离合器内径的约束,齿根圆的直径必须大于离合器的外径,负责齿轮无法加工。这样轴

的间距加大。另一种布置方案是离合器的左右部分分别装在同轴线的轴上,左边部分接通,得到一级反向转动,右边接通得到三级反向转动。这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。我们采用第一种方案,通过空心轴中的拉杆来操纵离合器的结构。

总布置时需要考虑制动器的位置。制动器可以布置在背轮轴上也可以放在其他轴上。制动器不要放在转速太低轴上,以免制动扭矩太大,是制动尺寸增大。

齿轮在轴上布置很重要,关系到变速箱的轴向尺寸,减少轴向尺寸有利于提高刚度和减小体积。

6.3 Ⅰ轴(输入轴)的设计

将运动带入变速箱的带轮一般都安装在轴端,轴变形较大,结构上应注意加强轴的刚度或使轴部受带的拉力(采用卸荷装置)。Ⅰ轴上装有摩擦离合器,由于组成离合器的零件很多,装配很不方便,一般都是在箱外组装好Ⅰ轴在整体装入箱内。我们采用的卸荷装置一般是把轴承装载法兰盘上,通过法兰盘将带轮的拉力传递到箱壁上。

车床上的反转一般用于加工螺纹时退刀。车螺纹时,换向频率较高。实现政反转的变换方案很多,我们采用正反向离合器。正反向的转换在不停车的状态下进行,常采用片式摩擦离合器。由于装在箱内,一般采用湿式。

在确定轴向尺寸时,摩擦片不压紧时,应留有0.2~0.4mm的间隙,间隙应能调整。

离合器及其压紧装置中有三点值得注意:

1)摩擦片的轴向定位:由两个带花键孔的圆盘实现。其中一个圆盘装

在花键上,另一个装在花键轴上的一个环形沟槽里,并转过一个花键齿,和轴上的花键对正,然后用螺钉把错开的两个圆盘连接在一起。这样就限制了轴向和周向德两个自由度,起了定位作用。

2)摩擦片的压紧由加力环的轴向移动实现,在轴系上形成了弹性力的封闭

系统,不增加轴承轴向复合。

3)结构设计时应使加力环推动摆杆和钢球的运动是不可逆的,即操纵力撤

消后,有自锁作用。

Ⅰ轴上装有摩擦离合器,两端的齿轮是空套在轴上,当离合器接通时才和轴一起转动。但脱开的另一端齿轮,与轴回转方向是相反的,二者的相对转速很高(约为两倍左右)。结构设计时应考虑这点。

齿轮与轴之间的轴承可以用滚动轴承也可以用滑动轴承。滑动轴承在一些性能和维修上不如滚动轴承,但它的径向尺寸小。

空套齿轮需要有轴向定位,轴承需要润滑。

6.4 齿轮块设计

齿轮是变速箱中的重要元件。齿轮同时啮合的齿数是周期性变化的。也就是说,作用在一个齿轮上的载荷是变化的。同时由于齿轮制造及安装误差等,不可避免要产生动载荷而引起振动和噪音,常成为变速箱的主要噪声源,并影响主轴回转均匀性。在齿轮块设计时,应充分考虑这些问题。

齿轮块的结构形式很多,取决于下列有关因素:

1)是固定齿轮还是滑移齿轮;

2)移动滑移齿轮的方法;

3)齿轮精度和加工方法;

变速箱中齿轮用于传递动力和运动。它的精度选择主要取决于圆周速度。采用同一精度时,圆周速度越高,振动和噪声越大,根据实际结果得知,圆周速度会增加一倍,噪声约增大6dB。

工作平稳性和接触误差对振动和噪声的影响比运动误差要大,所以这两项精度应选高一级。

为了控制噪声,机床上主传动齿轮都要选用较高的精度。大都是用7—6—6,圆周速度很低的,才选8—7—7。如果噪声要求很严,或一些关键齿轮,就应选6—5—5。当精度从7—6—6提高到6—5—5时,制造费用将显著提高。

不同精度等级的齿轮,要采用不同的加工方法,对结构要求也有所不同。

8级精度齿轮,一般滚齿或插齿就可以达到。

7级精度齿轮,用较高精度滚齿机或插齿机可以达到。但淬火后,由于变形,精度将下降。因此,

需要淬火的7级齿轮一般滚(插)后要剃齿,使精度高于7,或者淬火后在衍齿。

6级精度的齿轮,用精密滚齿机可以达到。淬火齿轮,必须磨齿才能达到6级。

机床主轴变速箱中齿轮齿部一般都需要淬火。

6.4.1其他问题

滑移齿轮进出啮合的一端要圆齿,有规定的形状和尺寸。圆齿和倒角性质不同,加工方法和画法也不一样,应予注意。

选择齿轮块的结构要考虑毛坯形式(棒料、自由锻或模锻)和机械加工时的安装和定位基面。尽可能做到省工、省料又易于保证精度。

齿轮磨齿时,要求有较大的空刀(砂轮)距离,因此多联齿轮不便于做成整体的,一般都做成组合的齿轮块。有时为了缩短轴向尺寸,也有用组合齿轮的。

要保证正确啮合,齿轮在轴上的位置应该可靠。滑移齿轮在轴向位置由操纵机构中的定位槽、定位孔或其他方式保证,一般在装配时最后调整确定。

6.5 传动轴的设计

机床传动轴,广泛采用滚动轴承作支撑。轴上要安装齿轮、离合器和制动器等。传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作。

首先传动轴应有足够的强度、刚度。如挠度和倾角过大,将使齿轮啮合不良,轴承工作条件恶化,使振动、噪声、空载功率、磨损和发热增大;两轴中心距误差和轴芯线间的平行度等装配及加工误差也会引起上述问题。

传动轴可以是光轴也可以是花键轴。成批生产中,有专门加工花键的铣床和磨床,工艺上并无困难。所以装滑移齿轮的轴都采用花键轴,不装滑移齿轮的轴也常采用花键轴。

花键轴承载能力高,加工和装配也比带单键的光轴方便。

轴的部分长度上的花键,在终端有一段不是全高,不能和花键空配合。这是加工时的过滤部分。

D为65~85mm。

一般尺寸花键的滚刀直径

机床传动轴常采用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升、空载功率和噪声等方面,球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支撑孔的加工精度要求都比较高。因此球轴承用的更多。但是滚锥轴承内外圈可以分开,装配方便,间隙容易调整。所以有时在没有轴向力时,也常采用这种轴承。选择轴承的型号和尺寸,首先取决于承载能力,但也要考虑其他结构条件。

同一轴心线的箱体支撑直径安排要充分考虑镗孔工艺。成批生产中,广泛采用定径镗刀和可调镗刀头。在箱外调整好镗刀尺寸,可以提高生产率和加工精度。还常采用同一镗刀杆安装多刀同时加工几个同心孔的工艺。下面分析几种镗孔方式:对于支撑跨距长的箱体孔,要从两边同时进行加工;支撑跨距比较短的,可以从一边(丛大孔方面进刀)伸进镗杆,同时加工各孔;对中间孔径比两端大的箱体,镗中间孔必须在箱内调刀,设计时应尽可能避免。

既要满足承载能力的要求,又要符合孔加工工艺,可以用轻、中或重系列轴承来达到支撑孔直径的安排要求。

两孔间的最小壁厚,不得小于5~10mm,以免加工时孔变形。

花键轴两端装轴承的轴颈尺寸至少有一个应小于花键的内径。

一般传动轴上轴承选用G级精度。

传动轴必须在箱体内保持准确位置,才能保证装在轴上各传动件的位置正确性,不论轴是否转动,是否受轴向力,都必须有轴向定位。对受轴向力的轴,其轴向定位就更重要。

回转的轴向定位(包括轴承在轴上定位和在箱体孔中定位)在选择定位方式时应注意:

1)轴的长度。长轴要考虑热伸长的问题,宜由一端定位。

2)轴承的间隙是否需要调整。

3)整个轴的轴向位置是否需要调整。

4)在有轴向载荷的情况下不宜采用弹簧卡圈。

5)加工和装配的工艺性等。

6.6 主轴组件设计

主轴组件结构复杂,技术要求高。安装工件(车床)或者刀具(铣床、钻床等)的主轴参予切削成形运动,因此它的精度和性能直接影响加工质量(加工精度和表面粗糙度),设计时主要围绕着保证精度、刚度和抗振性,减少温升和热变形等几个方面考虑。

6.6.1 各部分尺寸的选择

主轴形状与各部分尺寸不仅和强度、刚度有关,而且涉及多方面的因素。

1)内孔直径

车床主轴由于要通过棒料,安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶杆,必须是空心轴。为了扩大使用范围,加大可加工棒料直径,车床主轴内孔直径有增大的趋势。

2)轴颈直径

前支撑的直径是主轴上一主要的尺寸,设计时,一般先估算或拟定一个尺寸,结构确定后再进行核算。

3)前锥孔直径

前锥孔用来装顶尖或其他工具锥柄,要求能自锁,目前采用莫氏锥孔。

4)支撑跨距及悬伸长度

L =3~为了提高刚度,应尽量缩短主轴的外伸长度a。选择适当的支撑跨距L,一般推荐取:a

L应选大值,轴刚度差时,5,跨距L小时,轴承变形对轴端变形的影响大。所以,轴承刚度小时,a

则取小值。

跨距L的大小,很大程度上受其他结构的限制,常常不能满足以上要求。安排结构时力求接近上述要求。

6.6.2 主轴轴承

1)轴承类型选择

主轴前轴承有两种常用的类型:

双列短圆柱滚子轴承。承载能力大,可同时承受径向力和轴向力,结构比较简单,但允许的极限转速低一些。

与双列短圆柱滚子轴承配套使用承受轴向力的轴承有三种:

600角双向推力向心球轴承。是一种新型轴承,在近年生产的机床上广泛采用。具有承载能力大,允许极限转速高的特点。外径比同规格的双列圆柱滚子轴承小一些。在使用中,这种轴承不承受径向力。

推力球轴承。承受轴向力的能力最高,但允许的极限转速低,容易发热。

向心推力球轴承。允许的极限转速高,但承载能力低,主要用于高速轻载的机床。

2)轴承的配置

大多数机床主轴采用两个支撑,结构简单,制造方便,但为了提高主轴刚度也有用三个支撑的了。三支撑结构要求箱体上三支撑孔具有良好的同心度,否则温升和空载功率增大,效果不一定好。三孔同心在工艺上难度较大,可以用两个支撑的主要支撑,第三个为辅助支撑。辅助支撑轴承(中间支撑或后支撑)保持比较大的游隙(约0.03~0.07mm),只有在载荷比较大、轴产生弯曲变形时,辅助支撑轴承才起作用。

轴承配置时,除选择轴承的类型不同外,推力轴承的布置是主要差别。推力轴承布置在前轴承、后轴承还是分别布置在前、后轴承,影响着温升后轴的伸长方向以及结构的负责程度,应根据机床的实际要求确定。

在配置轴承时,应注意以下几点:

①每个支撑点都要能承受经向力。

②两个方向的轴向力应分别有相应的轴承承受。

③径向力和两个方向的轴向力都应传递到箱体上,即负荷都由机床支撑件承受。

3)轴承的精度和配合

主轴轴承精度要求比一般传动轴高。前轴承的误差对主轴前端的影响最大,所以前轴承的精度一般比后轴承选择高一级。

普通精度级机床的主轴,前轴承的选C或D级,后轴承选D或E级。选择轴承的精度时,既要考虑机床精度要求,也要考虑经济性。

轴承与轴和轴承与箱体孔之间,一般都采用过渡配合。另外轴承的内外环都是薄壁件,轴和孔德形状误差都会反映到轴承滚道上去。如果配合精度选的太低,会降低轴承的回转精度,所以轴和孔的精度应与轴承精度相匹配。

1)轴承间隙的调整

为了提高主轴的回转精度和刚度,主轴轴承的间隙应能调整。把轴承调到合适的负间隙,形成一定的预负载,回转精度和刚度都能提高,寿命、噪声和抗震性也有改善。预负载使轴承内产生接触变形,过大的预负载对提高刚度没有明显的小果,而磨损发热量和噪声都会增大,轴承寿命将因此而降低。

轴承间隙的调整量,应该能方便而且能准确地控制,但调整机构的结构不能太复杂。双列短圆柱滚子轴承内圈相对外圈可以移动,当内圈向大端轴向移动时,由于1:12的内錐孔,内圈将胀大消除间隙。

其他轴承调整也有与主轴轴承相似的问题。特别要注意:调整落幕的端面与螺纹中心线的垂直度,隔套两个端面的平行度都由较高要求,否则,调整时可能将轴承压偏而破坏精度。隔套越长,误差的影响越小。

螺母端面对螺纹中心线垂直度、轴上和孔上套简两端平行度等均有严格的精度要求。

6.6.3 主轴与齿轮的连接

齿轮与主轴的连接可以用花键或者平键;轴做成圆柱体,或者锥面(锥度一般取1:15左右)。锥面配合对中性好,但加工较难。平键一般用一个或者两个(相隔180度布置),两国特键不但平衡较好,而且平键高度较低,避免因齿轮键槽太深导致小齿轮轮毂厚度不够的问题。

6.6.4 润滑与密封

主轴转速高,必须保证充分润滑,一般常用单独的油管将油引到轴承处。

主轴是两端外伸的轴,防止漏油更为重要而困难。防漏的措施有两种:

1)堵——加密封装置防止油外流。

主轴转速高,多采用非接触式的密封装置,形式很多,一种轴与轴承盖之间留0.1~0.3mm的间隙(间隙越小,密封效果越好,但工艺困难)。还有一种是在轴承盖的孔内开一个或几个并列的沟槽(圆弧形或v形),效果比上一种好些。在轴上增开了沟槽(矩形或锯齿形),效果又比前两种好。

在有大量切屑、灰尘和冷却液的环境中工作时,可采用曲路密封,曲路可做成轴向或径向。径向式的轴承盖要做成剖分式,较为复杂。

2)疏导——在适当的地方做出回油路,使油能顺利地流回到油箱。

6.6.5 其他问题

主轴上齿轮应尽可能靠近前轴承,大齿轮更应靠前,这样可以减小主轴的扭转变形。

当后支承采用推力轴承时,推力轴承承受着前向后的轴向力,推力轴承紧靠在孔的内端面,所以,内端面需要加工,端面和孔有较高的垂直度要求,否则将影响主轴的回转精度。支承孔如果直接开在箱体上,内端面加工有一定难度。为此,可以加一个杯形套孔解决,套孔单独在车床上加工,保证高的端面与孔德垂直度。

主轴的直径主要取决于主轴需要的刚度、结构等。各种牌号钢材的弹性模量基本一样,对刚度影响

40或不大。主轴一般选优质中碳钢即可。精度较高的机床主轴考虑到热处理变形的影响,可以选用Cr

其他合金钢。主轴头部需要淬火,硬度为RC50~55。其他部分处理后,调整硬度为HB220~250。

7.总结

车床主轴箱设计说明书

中北大学 课程设计任务书 15/16 学年第一学期 学院:机械工程与自动化学院 专业:机械设计制造及其自动化 学生姓名:王前学号:1202014233 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:12 月21 日~12 月27 日课程设计地点:机械工程与自动化学院 指导教师:马维金讲师 系主任:王彪 下达任务书日期: 2012年12月21日

课程设计任务书

课程设计任务书

目录 1.机床总体设计 (5) 2. 主传动系统运动设计 (5) 2.1拟定结构式 (5) 2.2结构网或结构式各种方案的选择 (6) 2.2.1 传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围 (6) 2.2.2 基本组和扩大组的排列顺序 (6) 2.3绘制转速图 (7)

2.5确定带轮直径 (8) 2.6验算主轴转速误差 (8) 2.7 绘制传动系统图 (8) 3.估算传动件参数确定其结构尺寸 (10) 3.1确定传动见件计算转速 (10) 3.2确定主轴支承轴颈尺寸 (10) 3.3估算传动轴直径 (10) 3.4估算传动齿轮模数 (10) 3.5普通V带的选择和计算 (11) 4.结构设计 (12) 4.1带轮设计 (12) 4.2齿轮块设计 (12) 4.3轴承的选择 (13) 4.4主轴主件 (13) 4.5操纵机构、滑系统设计、封装置设计 (13) 4.6主轴箱体设计 (13) 4.7主轴换向与制动结构设计 (13) 5.传动件验算 (14) 5.1齿轮的验算 (14) 5.2传动轴的验算 (16) 5.3花键键侧压溃应力验算 (19)

车床主轴箱课程设计12级转速

目录 一、机床总体设计---------------------------------------------------------------------2 1、机床布局--------------------------------------------------------------------------------------------2 2、绘制转速图-----------------------------------------------------------------------------------------4 3、防止各种碰撞和干涉-----------------------------------------------------------------------------5 4、确定带轮直径--------------------------------------------------------------------------------------5 5、验算主轴转速误差--------------------------------------------------------------------------------5 6、绘制传动系统图-----------------------------------------------------------------------------------6 二、估算传动件参数确定其结构尺寸-------------------------------------------7 1、确定传动见件计算转速--------------------------------------------------------------------------7 2、确定主轴支承轴颈尺寸--------------------------------------------------------------------------7 3、估算传动轴直径-----------------------------------------------------------------------------------7 4、估算传动齿轮模数--------------------------------------------------------------------------------8 5、普通V带的选择和计算-------------------------------------------------------------------------8 三、机构设计--------------------------------------------------------------------------10 1、带轮设计-------------------------------------------------------------------------------------------10 2、齿轮块设计----------------------------------------------------------------------------------------10 3、轴承的选择----------------------------------------------------------------------------------------10 4、主轴主件-------------------------------------------------------------------------------------------10 5、操纵机构-------------------------------------------------------------------------------------------10 6、滑系统设计----------------------------------------------------------------------------------------10 7、封装置设计----------------------------------------------------------------------------------------10 8、主轴箱体设计-------------------------------------------------------------------------------------11 9、主轴换向与制动结构设计----------------------------------------------------------------------11 四、传动件验算-----------------------------------------------------------------------11 1、齿轮的验算----------------------------------------------------------------------------------------11 2、传动轴的验算-------------------------------------------------------------------------------------13 五、设计感想--------------------------------------------------------------------------15 六、参考文献--------------------------------------------------------------------------16

X6132型万能升降台铣床主轴箱设计(课程设计)

X6132型万能升降台铣床主轴箱设计 说明书

一、概述 (3) 1.1 金属切削机床在国民经济中的地位 (3) 1.2机床课程设计的目的 (3) 1.3车床的规格系列和用处 (3) 1.4 操作性能要求 (4) 二、传动设计 (4) 2.1 主传动方案拟定 (4) 2.2 传动结构式、结构网的选择 (5) 2.2.1 确定传动组及各传动组中传动副的数目 (5) 2.2.2确定传动顺序 (5) 2.2.3确定扩大顺序 (5) 2.2.4确定变速组中的极限传动比及变速范围 (6) 2.2.5确定最小传动比 (6) 三、传动件的估算 (8) 3.1 带轮设计 (8) 3.2 齿轮齿数以及计算转速的确定 (10) 3.2.1齿轮齿数的确定 (10) 3.3轴及传动轴的计算转速 (14) 3.4齿数模数的确定 (14) 3.5传动轴直径的计算 (15) 4.1齿轮模数验算 (16) 4.2传动轴刚度验算(轴) (17) 4.3、轴承寿命的验算 (18) 五、结构设计及说明 (20) 5.1 结构设计的内容、技术要求和方案 (20) 六、总结 (20) 七、参考文献 (21)

一、概述 1.1 金属切削机床在国民经济中的地位 金属切削机床是用切削的方法将金属毛坯加工成机器零件的机器,它是制造机器的机器,又称为“工作母机”或“工具机”。 在现代机械制造工业中,金属切学机床是加工机器零件的主要设备,它所担负的工作量,约占机器总制造工作量的40%~60%。机床的技术水平直接影响机械制造工业的产品质量和劳动生产率。 1.2机床课程设计的目的 专业课程设计是在学生学完相应课程及先行课程之后进行的实习性教学环节,是大学生的必修环节,其目的在于通过机床运动机械变速传动系统的结构设计,使学生在拟定传动和变速的结构的结构方案过程中,得到设计构思,方案分析,结构工艺性,机械制图,零件计算,编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练,树立正确的设计思想,掌握基本的设计方法,并培养学生具有初步的结构分析,结构设计和计算能力。 1.3车床的规格系列和用处 规格系列: 表1 X6132万能升降台铣床的主参数(规格尺寸)和基本参数 最低转速 Nmin 最低转速 Nmax 主电机转 速 主电机 功率 N(kw) 公比 转速级 数Z

数控铣床主轴箱课程设计说明书(完整)

目录 第一章机床的用途及主要技术参数 (2) 第二章方案设计 (2) 第三章主传动设计 (2) 3.1 驱动源的选择 (2) 3.2 转速图的拟定 (3) 3.3传动轴的估算 (5) 3.4齿轮模数的估算 (6) 第四章主轴箱展开图的设计 (7) 4.1设计的容和步骤 (7) 4.2 有关零部件结构和尺寸的确定 (7) 4.3 各轴结构的设计 (9) 4.4 主轴组件的刚度和刚度损失的计算: (10) 第五章零件的校核 (11) 5.1齿轮强度校核 (11) 5.2传动轴挠度的验算: (12) 第六章心得体会 (13) 参考文献 (14)

数控机床课程设计 第一章机床的用途及主要技术参数 常用数控铣床可分为线轨数控铣床、硬轨数控铣床等。 数控铣床(线轨)具有精度高、刚性好、噪音小,操作简单、维修方便等优点。工件一次装夹可以完成平面、槽、斜面及各种复杂三维曲面的铣削,及钻孔,扩孔、铰孔和镗孔等。是复杂型腔、模具、箱体类零件加工的理想设备。 数控铣床(硬轨) 具有精度高、刚性好、噪音小,操作简单、维修方便等优点。工件一次装夹可以完成平面、槽、斜面及各种复杂三维曲面的铣削,及钻孔,扩孔、铰孔和镗孔等。是复杂型腔、模具、箱体类零件加工的理想设备。 表1-1 第二章方案设计 本次设计的数控铣床主轴箱是串联在交流调频主轴电机后的无级变速箱,属于机械无级变速装置。它是利用摩擦力来传递转矩,通过连续改变摩擦传动副工作半径来实现无级变速。由于它的变速围小,是恒转矩传动,适合铣床的传动。 第三章主传动设计 3.1 驱动源的选择 机床上常用的无级变速机构是直流或交流调速电动机,直流电动机从额定转速nd向上至最高转速nmax是调节磁场电流的方法来调速的,属于恒功率,从额定转速nd向下至最低转速nmin是调节电枢电压的方法来调速的,属于恒转矩;交流调速电动机是靠调节供电频率的方法调速。由于交流调速电动机的体积小,转动惯量小,动态响应快,没有电刷,能达到

机床主轴箱设计说明书

机床主轴箱设计说明书 一、机床的型号及用途 1、规格 选用型号 CA6140、规格 Φ320×1000 2、用途 CA6140型卧式车床万能性大,适用于加工各种轴类、套筒类、轮盘类零件上的回转表面。可车削外圆柱面、车削端面、切槽和切断、钻中心孔、钻孔、镗孔、铰孔、车削各种螺纹、车削外圆锥面、车削特型面、滚花和盘绕弹簧等。加工围广、结构复杂、自动化程度不高,所以一般用于单件、小批生产。 二、 机床的主参数和其他主要技术要求 1、主参数和基本参数 1) 主参数 机床主参数系列通常是等比数列。普通车床和升降台铣床的主参数均采用公比为1.41的数列,该系列符合国际ISO 标准中的优先系列。 普通车床的主参数D 的系列是:250、320、400、500、630、800、1000、1250mm 。 2) 基本参数 除主参数外,机床的基本是指与被加工工件主要尺寸有关的及与工、夹、量具标准有关的一些参数,这些主参数列入机床的参数标准,作为设计时依据。 3)普通车床的基本参数 普通车床的基本参数应符合《普通车床参数国家标准》见参考文献 【一】中表2的规定,有下列几项数; 刀架上最大工件回转直径1D (mm ) 由于刀架组件刚性一般较弱,为了提高生产效率,国外车床刀架溜板厚度有所增加,在不增加中心高时,1D 值减少的趋势。我国作为参数标准的1D 值,基本上取12D D >/,这样给设计留一定的余地,设计时,在刀架刚度允许的条件下能保证使用要求,可以取较大的1D 值。所以查参考文献【一】(表2)得1D =160mm 。 主轴通孔直径d ﹙mm ﹚

普通车床主轴通孔径主要用于棒料加工。在机床结构允许的条件下,通孔直径尽量取大些。参数标准规定了通孔直径d的最小值。所以由参考文献 【一】(表二)d=36mm。 主轴头号 普通车床采用短锥法兰式主轴头,这种形式的主轴头精度高,装卸方便。 主轴端部及其结构合面得型式和基本尺寸要符合《法兰式车床主轴端部尺寸部标注》的规定。根据机床主参数值大小采用不同号数的主轴头(4~15号),号值数等于法兰直径的1/25.4而取其整数值。所以由参考文献【一】(表2)可知主轴头号取4.5 装刀基面至主轴中心距离h(mm) 为了使用户,提高刀具的标准化程度,根据机械工业部工具研究所的刀 具杆标准,规定了h=22mm。 最大工件长度L (mm) 最大工件长度L是指尾座在床身处于最后位置,尾座顶尖套退入尾座孔时容纳的工件长度。为了有利组织生产,采用分段等差的长度数列。所以由参考文献【一】(表2)得L=1000mm。 2、主传动的设计 1)主轴极限的确定 由课程设计任务书中给出的条件可知: Z=40 r/min min Z=1800 r/min max 2)公比的确定 主轴极限转速的确定后,根据机床的使用性能和结构要求,选择主轴转速数列的公比值,因为中型通用机床,常用的公比为1.26或是1.41,再根据极限转速,按参考文献【一】中表2—1选出标准转速数列公比 =1.41。 3)主轴转速级数的确定 按任务书要求Z=12 按标准转速数列为40、56、80、115、160、225、315、445、625、880、1250、1800r/min 4)主传动电动机功率的确定 电动机的额定功率为: N =4kW 额

#C6136机床主轴箱设计说明书14896

C6136型机床主轴箱课程设计说明书系别:交通和机械工程学院 专业:机械设计制造及其自动化 班级:机械10-4班 姓名:富连宇 学号:1008470434 吗 指导老师:赵民 目录 一、设计目的 (1) 二、机床主要技术要求 (1) 三、确定结构方案 (1) 四、运动设计 (1) 4.1确定极限转速 (1) 4.2拟订结构式 (1) 4.3绘制转速图 (2) 4.4 确定齿轮齿数 (2) 4.5 验算主轴转速误差: (3) 4.6 绘制传动系统图 (3) 五、动力设计 (3) 5.1 V带的传动计算 (3) 5.2各传动轴的估算 (4) 5.3齿轮模数确定和结构设计: (5) 5.4摩擦离合器的选择和计算: (6) 5.5结构设计 (7) 六、齿轮强度校核 (8) 6.1、各齿轮的计算转速 (8) 6.2、齿轮校核 (9) 七、主轴刚度校核 (9) 八、主轴最佳跨度确定 (10) 8.1计算最佳跨度 (10) 8.2校核主轴挠度 (10) 8.2主轴图:(略)见附图2 (10) 九、各传动轴支持处轴承选用 (10) 十、键的选择和校核 (10) 1)、轴IV的传递最大转矩 (10) 十一、润滑和密封 (11) 十二、总结 (11) 十三、参考文献 (11) 十四、附 (12)

一、设计目的 通过机床主运动机械变速传动系统得结构设计,在拟定传动和变速的结构方案过程中,得到设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练,树立正确的设计思想,掌握基本的设计方法,并具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。可使我们学会理论联系实际的工作方法,培养独立工作的能力;学会基本的设计的方法;熟悉手册、标准、资料的运用;加强机械制图、零件计算、编写技术文件的能力,学会设计说明书的编写。为接下去的毕业设计、毕业论文积累经验。 二、机床主要技术要求 [1]车床类型为C6136型车床主轴变速箱(采用机械传动结构)。 [2]加工工件最大直径:360mm [3]加工工件最大长度:1500mm [4] 主轴通孔直径:40-50mm [5]主轴前锥孔:莫式5号 [6]主轴采用三相异步电机 [7]主电动机功率为n电额:4kw [8]转速nmin:33.5r/min mmax:1700 r/min n额:1000r/min [9]主轴变速系统实现正传12级变速,反转6级变速(采用摩擦离合器) 三、确定结构方案 [1] 主轴传动系统采用V带、齿轮传动; [2]传动形式采用集中式传动; [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]变速系统采用多联滑移齿轮变速。 四、传动方案 4.1确定极限转速 转速n min:33.5r/min n max:1700 r/min n额:1000r/min 4.2拟订结构式 1)确定变速组传动副数目: 传动副中由于结构的限制以2或3为合适,即变速级数Z应为2和3的因子,为实现12级主轴转速变化的传动系统可以以下多种传动副组合: ①12=3x2x2 ②12=2x2x3 ③12=2ⅹ3ⅹ2等 18级转速传动系统的传动组,选择传动组安排方式时,考虑到机床主轴箱的具体结构、装置性能,主轴上的传动副数主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大,因此主轴上的齿轮少些为好。按照1 符合变速级数、级比规律 2 传动件前多后少3 结构网前密后疏4 第二扩大组变速范围r=8满足变速范围要求

后桥壳体双面钻组合机床总体及左主轴箱设计-任务书1

11111 毕业设计任务书课题:后桥壳体双面钻组合机床总体及左主轴设计 专业 学生姓名 班级 学号 指导教师 专业系主任 发放日期

设计一台加工后桥壳体的双面钻组合机床,具体进行总体设计和左主轴箱 设计。主要内容有: 1.总体设计 1)制定工艺方案,确定机床配置型式及结构方案。 2)三图一卡设计,包括: (a) 被加工零件工序图, (b) 加工示意图,(c) 机床联系尺寸图, (d) 生产率计算卡,(e) 有关设计计算、校核。 2.主轴箱设计 (a) 主轴箱装配图,(b) 主轴箱零件图, (d) 有关计算、校核等。 二、设计依据 1.课题来源:盐城市超越组合机床有限公司 2.产品名称:后桥壳体 3.被加工零件:机体(附零件图) 4.工件材料:HT200 5.加工内容:左面锪平4×φ25深3mm,15×φ10.2深23,7×φ10.2深23,2×φ8.5深18,右面锪平5×φ25深3mm,6×φ8.5深15,22×φ10.2深23。表面粗糙度均。 为3.2微米; 6. 生产纲领:大批大量。 7. 批量:本机床设计、制造一台。

1.机床应能满足加工要求,保证加工精度; 2.机床应运转平稳,工作可靠,结构简单,装卸方便,便于维修、调整; 3.机床尽量能用通用件(中间底座可自行设计)以便降低制造成本; 4.机床各动力部件用电气控制。 5.设计图样总量:折合成A0幅面在3张以上;工具要求:应用计算机软件绘图。过程要求:装配图需提供手工草图。 6.毕业设计说明书相关要求 7.查阅文献资料10篇以上,并有不少于3000汉字的外文资料翻译; 8.到相关单位进行毕业实习,撰写不少于3000字实习报告; 9.撰写开题报告 四、毕业设计物化成果的具体内容及要求 1、毕业设计说明书要求: 按教务处毕业设计(论文)格式规范统一编排、打印,字数不少于2万字。 1)毕业设计说明书 1 份 2)被加工零件工序图 1 张 3)加工示意图 1 张 4)机床联系尺寸图 1 张 5)生产率计算卡 1 张 6)主轴箱装配图 1 张 7)主轴箱部分零件图若干张(待指定) 2、外文资料翻译(英译中)要求 1)外文翻译材料中文字不少于3000字。 2)内容必须与毕业论文课题相关; 3)所选外文资料应是近10年的文章,并标明文章出处。 五、毕业设计(论文)进度计划

ZH1105柴油机气缸体三面攻螺纹组合机床(左主轴箱)设计-任务书

一、设计(论文)内容 课题名称:ZH1105柴油机气缸体三面攻螺纹组合机床(右主轴箱)设计 课题来源:江淮动力股份有限公司 设计内容: 1.绘制组合机床的“三图一卡”; 2.部件设计,设计右侧面主轴箱传动系统; 3.绘制右主轴箱装配图以及主轴箱非标零件图; 二、设计(论文)依据 1.被加工零件:ZH1105柴油机气缸体,材质HT250; 2.本工序加工内容:攻螺纹,其中左侧面加工14xM8-6H深14, M14x1.5-6H深31.5;右侧面加工9xM8-7H深16,M10-7H深15;后面加工 6xM14x1.5-5H深32。气缸体三面各孔的位置要求见图纸。 3.生产类型:大量生产 4.本专机生产批量:设计制造一台 三、技术要求 1.机床尽可能满足加工要求,保证加工精度; 2.机床应尽可能运转平稳,工作可靠,结构简单,装卸方便,便于维修、调整; 3.机床设计应尽可能用通用件,以降低成本,故仅生产一台; 4.机床各动力部件用电气控制,液压与压动。

四.毕业设计(论文)物化成果的具体内容及要求 (具体内容参照机械工程系毕业设计<论文>大纲及实施细则的有关要求填写) 1.图纸工作量 图纸一列用计算机绘图,设计绘图量折合达3A0以上,具体绘制的图是: (1)组合机床尺寸联系图1张 (2)被加工零件的工序图1张 (3)加工示意图1张 (4)右主轴箱装配图1张 (5)输出、输入轴装配图2张 (6)攻丝靠模装配图1张 (7)零件图(输出轴、齿轮)各1张 2.设计说明书 设计说明书格式要符合规范,内容要完整,计算要正确,字数达一万字以上。

五. 毕业设计(论文)进度计划

最新CA6140普通车床主轴变速箱设计及主轴箱设计说明书汇总

C A6140普通车床主轴变速箱设计及主轴箱 设计说明书

目录 1 绪论 (1) 1.1 课题研究背景及选题意义 (1) 1.1.1课题的背景 (1) 1.1.2课题的目的 (5) 1.2 完成的内容 (5) 2 参数拟定 (6) 2.1 主电机动力参数的确定 (6) 2.2 运动设计 (7) 2.2.1确定主轴极限转速 (7) 2.2.2确定转速范围n R定公比 确定主轴转速数例: (8) 3 传动设计 (8) 3.1 传动方案拟定 (8) 3.1.1传动组和传动副数的确定 (9) 3.2 传动结构式的选择 (10) 3.2.1基本组和扩大组的确定 (10) 3.2.2分配总降速比 (11) 3.3 带轮直径和齿轮齿数的确定及转速图拟定 (12) 3.3.1确定皮带轮动直径 (12) 3.3.2确定齿轮齿数 (13) 3.3.3画出转速图如下[1]: (15) 3.3.4验算转速误差 (15) 3.4 齿轮的计算转速的确定及传动系统的拟定的计算转速 (17) 3.4.1确定各轴和齿轮 (17) 3.4.2由转速图拟定传动系统图 (18)

4 传动件的估算和验算 (19) 4.1齿轮模数的估算和设计 (19) 4.1.1 计算各轴传动的功率 (19) 4.1.2 计算传动轴齿轮模数 (20) 4.1.3 计算各轴之间的中心距 (22) 4.2 三角带传动的计算 (22) 4.2.1计算皮带尺寸[6] (22) 4.3 传动轴的估算和齿轮尺寸的计算 (24) 4.3.1确定各轴的直径 (24) 4.3.2 计算各齿轮的尺寸[6] (25) 5 各部件结构设计 (27) 5.1 皮带轮及齿轮块设计 (27) 5.1.1 皮带及皮带轮的设计 (27) 5.1.2 齿轮及齿轮块设计 (28) 5.2 轴承的选择及箱体设计 (28) 5.2.1各轴承的选择 (28) 5.2.2 主轴及箱体设计 (28) 5.3 密封结构及润滑 (29) 6 主轴组件的验算 (30) 6.1验算主轴轴端的位移a y (30) 6.2 前轴承的转角及寿命的验算 (32) 6.2.1 验算前轴承处的转角Q (32) 6.2.2 验算前支系寿命 (33) 6.3 箱体设计 (34) 总结 (34) 致谢 (36)

X7132立式铣床主轴箱课程设计说明书

XXXX机械学院 机械设计课程任务说明书题目:设计X7132立式铣床的主轴箱部分 班级:机自0803 指导老师:XXX 2011 年9 月22 日

目录 数控机床课程设计 (4) 第一章X7132铣床的用途及主要技术参数 (4) 1.1、用途 (4) 1.2、结构 (4) 1.3、特点 (4) 第二章方案设计 (5) 第三章主传动设计 (5) 3.1 驱动源的选择 (5) 3.2 转速图的拟定 (5) 3.3传动轴的估算 (7) 3.4齿轮模数的估算 (8) 第四章主轴箱展开图的设计 (8) 4.1设计的内容和步骤 (9) 4.2有关零部件结构和尺寸的确定 (9) 4.3 各轴结构的设计 (11) 4.4主轴组件的刚度和刚度损失的计算 (12)

第五章零件的校核 (13) 5.1齿轮强度校核 (13) 5.2传动轴挠度的验算 (14) 第六章心得体会 (15) 参考文献 (15)

数控机床课程设计 第一章X7132铣床的用途及主要技术参数 1.1、用途 卧式升降台铣床是一种中、小型通用金属切削机床。 本机床的主轴锥孔可直接或者通过附件安装各种圆柱铣刀、圆片铣刀、成型铣刀、端面铣刀等刀具,适于加工各种中小零件的平面、斜面、沟槽、孔、齿轮等,是机械制造、模具、仪器、仪表、汽车、摩托车等行业的理想加工设备。 1.2、结构 本机床的机身、升降台、工作台、主传动、悬梁、冷却、润滑及电气等各部分组成。机身由底座、床身组成,床身固定在底座上、升降台位于床身前方,沿床身导轨垂直升降;升降台与滑座由矩形导轨联接。工作台与滑座用燕尾导轨联接,通过丝杠、丝母带动工作台纵、横向移动;主传动安装在床身内,通过床身右侧盖板上的三个变速手柄调节主轴转速;悬梁部分由固定座、滑枕、挂架组成,床身上面安装固定座,与滑枕通过燕尾导轨联结,挂架悬挂在滑枕的一端;冷却液存放在底座内腔中,电器箱安装在床身左侧。 1.3、特点 本机床工作台可纵、横向手动进给和垂直升降,工作台又可纵、横向实现机动进给。主传动采用齿轮变速结构,通过三级齿轮变速,使主轴得到40-1300转/分12级不同转速,调整范围广。主轴采用支撑结构,提高了主轴的刚性。 主轴孔锥度 7:24 卧轴中心至工作台距离(mm)0-450 主轴转速范围() (12级)40-1300 工作台尺寸(mm)1500*320 工作台行程(mm)340*870 工作台纵、横向机动进给速度(mm/min) 8级30-740 工作台垂直升降速度(mm/min) 560 主传动电机功率(kw)2.2 工作台机动进给电机功率(kw) 1.1 机床外型尺寸(mm)1600*1800*1800/1600*2000*1800 机床重量(kg)1600/1700

ZH1105柴油机气缸体三面粗镗组合机床设计(后主轴箱设计)-任务书

毕业设计任务书 课题:ZH1105柴油机气缸体三面粗镗组合机床设计(后主轴箱设计) 专业 学生姓名 班级 学号 指导教师 专业系主任 发放日期

一、设计(论文)内容 课题来源于江苏江淮动力集团。为保证ZH1105柴油机气缸体三面相应粗镗孔的尺寸精度及位置精度的要求,需设计一台满足三面粗镗要求的卧式组合机床。在完成“三图一卡”的基础上,主要完成夹具装配图和零件图设计任务。 二、设计(论文)依据 ZH1105柴油机气缸体材料为HT250,其硬度是HB190-240,生产按两班制执行,年产量15万件。各粗镗孔的尺寸精度和位置精度及具体要求详见ZH1105气缸体的零件图。具体加工内容: 左侧: 1、粗镗曲轴孔Φ194.4±0.1,,Φ124.4±0.1,;曲轴孔公共轴线到水箱面130±0.1, 与缸头面距离300±0.1,与轴承底面垂直度要求为0.06,坐标:X=0,Y=0; 2、粗镗凸轮轴孔Φ36.4±0.1,;孔口倒角1X45,;坐标:X=85.22+0.1,Y=99.48; 3、粗镗上下平衡轴孔2-Φ61.4±0.10,;坐标:X=127.07±0.10,Y=87±0.10 右侧: 1、粗镗凸轮轴孔Φ56.6±0.1,;孔口倒角1X45°,;坐标:X=85.22±0.10;Y=99.48; 2、粗镗上、下平衡轴孔2-Φ61.4±0.10,,坐标:X=127.07±0.10,Y=87±0.10; 3、加工调速轴孔Φ24.4±0.10,,孔口倒角1X45°,,坐标:X=34.07±0.10, Y=86.53±0.10; 4、加工起动轴孔Ф36.4±0.10,,孔口倒角1X45°,,坐标:X=107.45±0.10, Y=8.42±0.10; 后侧: 粗镗缸套孔Ф114.4±0.10,,粗镗Ф115±0.1,,粗镗Ф122.4±0.10,,止口深8,缸套孔轴线离水箱面130±0.10。 三、技术要求 1、机床应能满足加工要求,保证加工精度; 2、机床应运转平稳,工作可靠,结构简单,装卸方便,便于维修、调整; 3、机床应尽量使用通用件(中间底座可自行设计)以便降低制造成本; 4、机床各动力部件用电气控制,液压驱动。

车床主轴箱设计_说明书[1]概论

蚌埠学院 课程设计任务书 学院:机械工程与自动化学院 专业:机械设计制造及其自动化 学生姓名:孟清泉学号:51201012025 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:2015.12.7——2015.12.20 课程设计地点: 指导教师: 系主任:

蚌埠学院机械制造装备设计课程设计任务书 层次:本科专业:2012级机械设计制造与自动化 学生姓名孟清泉学号51201012025 指导教师甘瑞霞 课题类别车床主传动系统设计设计时间2015年12月7日至2015年12月20日月20日课题名称最大加工直径为400mm的普通车床的主轴箱部件设计 一、机械制造装备设计课程设计的主要内容与要求 机械制造专业学生的机械制造装备设计课程设计是其在校学习阶段的一个重要教学环节。通过课程设计的实践,综合地运用装备设计课程和其他先修课程的理论和实际知识,进一步培养与提高学生分析和解决工程实际问题的机械设计能力,使学生掌握机床主轴箱设计的一般方法和步骤,也能够培养学生的计算能力、绘图能力、文字表述能力、文献检索能力以及综合分析能力,能够使学生的工程意识和技术素质得到显著提高。 (一)原始数据: 主电动机功率3kW,最高转速,最低转速,公比 工件材料:钢铁材料;刀具材料:硬质合金 (二)设计内容 1、运动设计:根据给定的转速范围及公比确定变速级数,绘制结构网、转速图、传动系统图、计算齿轮齿数等参数。 2、动力计算:根据电机功率及转速,确定各传动件的计算转速,对主要零件(如带、齿轮、主轴、传动轴、轴承等)进行计算(初算和验算)。 3、绘制下列图纸: (1)机床主传动系统图(画在说明书上) (2)主轴箱部件展开图及主要剖面图(A0) (3)主轴零件图(A1或A0) 4、编写设计说明书一份(不少于20页)。 二、应收集的资料及主要参考文献 关慧贞,徐文骥编著.机械制造装备设计课程设计指导书.机械工业出版社.2013 陈立德主编.机械制造装备设计课程设计指导书.机械工业出版社.2007 三、进度计划及指导安排 第1周:熟悉课题,收集资料,运动设计、动力设计、绘制主轴箱部件图草图 第2周:主要零件验算、绘制主轴箱部件图、绘制主轴零件图 整理资料,编写设计说明书,准备答辩 任务书审定日期年月日指导教师(签字) 任务书下达日期年月日学生(签字)

X6130卧式万能升降台铣床总体布局及主轴箱设计任务书

任务书 学生姓名系部专业、班级 指导教师姓名职称从事 专业 机械工程是否外聘□是■否 题目名称X6130卧式万能升降台铣床总体布局及主轴箱设计 一、设计(论文)目的、意义 铣床(milling machine)系指主要用铣刀在工件上加工各种表面的机床。通常铣 刀旋转运动为主运动,工件(和)铣刀的移动为进给运动。它可以加工平面、垂直面、斜面、各种沟槽或成型面,如果配一些附件(如分度头)也可以加工螺旋槽,凸轮、成型面等。 卧式万能升降台有纵、横、垂三个进给方向,机床操纵方便,灵活可靠,机床精度保持性好,符合国际标准。铣床除能铣削平面、沟槽、轮齿、螺纹和花键轴外,还能加工比较复杂的型面,效率较刨床高,在机械制造和修理部门得到广泛应用,适用于各类机械加工部门。 通过铣床运动机械变速传动系统的结构设计,使学生在拟定传动和变速的结构的结构方案过程中,得到设计构思,方案分析,结构工艺性,机械制图,零件计算,编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练,树立正确的设计思想,掌握基本的设计方法,并培养学生具有初步的结构分析,结构设计和计算能力 二、设计(论文)内容、技术要求 (一)设计内容 1、X6130主轴变速及传动机构设计; 2、X6130外观总体布局设计; 3、主轴、齿轮及零件部件设计和验算。 (二)技术要求 X6130主要规格及技术参数:工作台台面面积(宽×长):300mm×1150mm 主轴转速35-1600r/min 工作台最大行程(机动): 纵向680mm 横向235mm 垂向400mm

三、设计(论文)完成后应提交的成果 (一)计算说明部分 设计说明书2份。 (二)图纸部分 1.A0图纸2张; 2.A1图纸1张; 3.A3图纸5张 四、设计(论文)进度安排 3月01日~3月07日查阅资料; 3月08日~3月14日消化资料; 3月15日~3月21日撰写开题报告; 3月22日~4月11日方案设计、写说明书草稿; 4月12日~4月25日画草图、写说明书草稿; 4月26日~5月23日画CAD图、整理说明书; 5月24日~5月30日打印说明书 5月31日~6月20日准备答辩。 五、主要参考资料 [1]徐澋.机械设计手册[M].北京:机械工业出版社,2002.03 [2]王世刚,张秀亲,苗淑杰.机械设计实践[M].哈尔滨:哈尔滨工程大学出版社,2003.08 [3]周湛学.铣工[M].北京:化学工业出版社,2005.09 [4]李沪曾,G.Spur徐柄楠.升降台铣床动态实验分析[D].同济大学学报,2006.05 [5]周宗明.金属切削机床[M].北京:机械工业出版社,2004.09 [6]王三民,诸文俊.机械原理与设计[M].北京:机械工业出版社,2001.04 [7]侯珍秀.机械系统设计[M].哈尔滨:哈尔滨工业大学出版社,2004.11 [8]陈易新.金属切削机床课程设计指导书[M].北京:机械工业出版社,2004.07 [9]刘品,徐晓希.机械精度设计与检测基础[M].哈尔滨:哈尔滨工业大学出版社,2004.04 [10]Creamer R H. Machine Design[M]. Addison-Wesley Pub.Co.,1996.06 六、备注 指导教师签字: 年月日教研室主任签字: 年月日

主轴箱设计说明书(张廷雄)

目录 1.概述 (2) 1.1机床课程设计的目的 (2) 1.2车床的规格系列和用处 (2) 1.3 操作性能要求 (2) 2.参数的拟定 (2) 2.1 确定极限转速 (2) 2.2 主电机选择 (3) 3.传动设计 (3) 3.1 主传动方案拟定 (3) 3.2 传动结构式的选择 (3) 3.3转速图的拟定 (4) 4. 传动件的估算 (5) 4.1 V带传动的计算 (5) 4.2 传动轴的估算 (7) 4.3 齿轮齿数的确定和模数的计算 (8) 4.4 带轮结构设计................................................................................. 错误!未定义书签。 4.5 片式摩擦离合器的选择和计算 (12) 5. 动力设计 (13) 5.1主轴刚度验算 (13) 5.2 齿轮校验 (15) 5.3轴承的校验 (16) 6.结构设计及说明 (17) 6.1 结构设计的内容、技术要求和方案 (17) 6.2 展开图及其布置 (17) 6.3 I轴(输入轴)的设计 (17) 6.4 齿轮块设计 (18) 6.5 传动轴的设计 (19) 6.6 主轴组件设计 (20) 7.总结 (22) 8.参考文献 (22)

1.概述 1.1机床课程设计的目的 机床课程设计,是在金属切削机床课程之后进行的实践性教学环节。其目的在于通过机床运动机械变速传动系统的结构设计,使学生在拟定传动和变速的结构的结构方案过程中,得到设计构思,方案分析,结构工艺性,机械制图,零件计算,编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练,树立正确的设计思想,掌握基本的设计方法,并培养学生具有初步的结构分析,结构设计和计算能力。 1.2车床的规格系列和用处 普通机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的基础。因此,对这些基本知识和资料作些简要介绍。本次设计的是普通型车床主轴变速箱。主要用于加工回转体零件。 1.3 操作性能要求 1)具有皮带轮卸荷装置; 2)手动操纵双向摩擦片离合器实现主轴的正反转及停止运动要求; 3)主轴的变速由变速手柄完成(只画出操纵手柄在床头箱外部的位置及操纵手柄在床头箱上连接固定方式); 4)床头箱的外型尺寸、与床头床身的联接要求参照C618K-I 车床的床头箱。 2.参数的拟定 2.1 确定极限转速 n R n n =min max ,1-=z n R ? 又∵?=1.41∴ 得n R =43.79 取 n R =44; m in n =max n /n R =1800/43.79r/min=40r/min , 根据《金属切削机床》表7-1,

龙门铣床主轴箱设计

课程设计任务书 1.设计目的 本次课程设计是毕业课程设计前一次对我们大学四年期间机械专业基础知识的考核和检验。它囊括了理论力学,材料力学,机械原理,机械设计,机械制造装备设计等许多机械学科的专业基础知识。它不仅仅是对我们专业知识掌握情况的考核和检验,也是一次对我们所学的知识去分析,去解决生产实践问题的运用。 通过本专业课程设计的训练,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,从而提高分析问题、解决问题尽快适应工程实践的能力。 2.设计内容和要求 1.运动设计:根据所给定的转速范围及变速级数,拟定机床主运动传动结构方案(包括传动结构式、转速分布图)和传动系统图,确定各传动副的传动比,计算齿轮的齿数,主轴实际转速及与标准转速的相对误差。 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(如齿轮、主轴、轴承等)进行计算(初算和验算)。 3.结构设计 进行主传动系统的轴系、变速机构、主轴组件等的布置和设计并绘制展开图、剖面图、主要零件工作图。 4.编写设计说明书 1)机床的类型、用途及主要参数 主轴转速范围:.m in /630m in,/50max min r n r n == 变速级数:z=12, 主电动机:P=13KW ,n=1460r/min 。 工作台尺寸:1000x3000mm 。 主轴孔径:29mm 。 主轴套筒:直径250mm ,手动调整距离200mm 。 主轴箱进给范围:18级,10——500mm/min ,快速移动速度1.5m/min ,回转角度±30°。 推荐最大刀盘直径:350mm 。 2)设计部件名称:X2010型龙门铣床主轴箱。 3.设计工作任务要求 1.专业课程设计设计说明书一份 2.主轴箱展开图一张 3.主轴箱剖面图一张 4.机床传动系统图一张 5.一个零件工作图(主轴)一张

机床设计说明书.

《机械制造技术基础》 课程设计说明书(机械制造及其自动化专业) (机床部分) 设计题目:车床主轴箱设计 设计者:刘阳 学号: 200900162103 指导教师:邹斌 山东大学机械制造及其自动研究所 二O一三年一月

1、设计目的 通过机床主运动机械变速传动系统得结构设计,在拟定传动和变速的结构方案过程中,得到设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练,树立正确的设计思想,掌握基本的设计方法,并具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。 2、各运动参数的确定 2.1确定传动方案 2.1.1已知条件 【1】确定转速范围:主轴最小转速nmin=40 r/min 【2】确定公比: 1.41φ= 【3】转速级数:9z = 2.1.2结构分析式 ⑴ 13933=? 从电动机到主轴主要为降速传动,若使传动副较多的传动组放在较接近电动机处可使小尺寸零件多些,大尺寸零件少些,节省材料,也就是满足传动副前多后少的原则,因该机床级数较小,在无重复级数出现的情况下采用13933=?方案。在降速传动中,防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比4 1 min ≥ i ;在升速时为防止产生过大的噪音和震动常限制最大转速比2max ≤i 。在主传动链任一传动组的最大变速范围()10~8min max max ≤=i i R 。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小,根据中间传动轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下:

检查传动组的变速范围时,只检查最后一个扩大组: ()1222-??=P X R ? 其中 1.41φ=,23X =,32=P 所以 2R 1.41328.648~10=??=≤,合适。 2.1.3绘制转速图 【1】确定传动轴轴数 传动轴轴数 = 变速组数 + 定比传动副数 + 1 = 2 + 1 + 1 = 4。 【2】确定各级转速并绘制转速图 由nmin=40, ?=1.41,z=9确定各级转速,分别为632、446、316、228、 158、114、80、56、40min r 。 在四根轴中,除去电动机轴,其余三轴按传动顺序依次设为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ。Ⅰ与Ⅱ、Ⅱ与Ⅲ轴之间的传动组分别设为a 、b 。 (1) 先确定轴Ⅱ的转速 传动组b 的级比指数为2,希望中间轴转速较小,因而为了避免升速,又不致传动比太小,可取 212i b φ==,21/1/1.4i b φ==4 31/1/4i b φ== 轴Ⅱ的转速确定为: 316、228、158r/min 。 (2) 确定轴Ⅰ的转速 对于轴Ⅰ,其级比指数为1,可取 11/1/1.4i a φ==,221/1/2i a φ==,0 31/1i a φ==

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