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)

2.4确定齿轮齿数 (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)

5.4滚动轴承的验算 (20)

5.5主轴组件验算 (20)

5.6主轴组件验算 (13)

6.参考文献 (14)

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=34? 2）12=4?3 3）12=322?? 4）12=223?? 5）12=232??

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=322??的方案为好。

设计的机床的最高转速max 2000n rpm = 最低转速min 160n rpm = 变速范围max

min

12.5n n R n =

= Z=12

111800

4540

n R ?=

== 公比为Φ=1.41 主轴转速共12级分别为40 56.4 79.5 112.1 158.1 222.9 314.3 443.2 624.9 881.1 1242.4 1800则最大相对转速损失率:

max 1.411

100%29%1.41

A -=

?= 选用3kw 的电动机 型号为Y100L2-4 转速为1420r/min 2.2结构网或结构式各种方案的选择

在12=232??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

≥min i 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2≤i 。因此主传动链任一传动组的最大变速范围一般为108min

max

max -≤=

u u R 。 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=363122?? b: 12=361222?? c: 12=316222?? d ： 12=336122?? e: 12=321422?? f: 12=312422??

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。

a)

c)

e)

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b)

d)

f)

a)

c)

e)

图1-12级结构网的务种方案

2.3绘制转速图

图2-转速图

电动机I II

III

IV

2000

160012501000800630500400315

2502001601420(r/min)

(r/min)

120:

136

36:3642:42

28:44

32:4028

:5657:

3526:66

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

2.5确定带轮直径

确定计算功率 kN N j =

K-工作情况系数 工作时间为两班制 查表的k=1.1 N-主动带轮传动的功率

计算功率为 1.03 3.0j N kw kw =?=

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1D 为120mm 大带轮直径 1

212

136n D D mm n =?= 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:

c b a

d d E u u u d d n n ???-??

=)1(2

1ε

式中：a u 、a u 、a u 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:

)%1(10-≤-=

??实际

标准

实际n n n n

表2-转速误差表

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

图3-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

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：180D mm =。

后支承轴颈直径：21(0.70.85)56~68D D =-= 取： 260D mm = 3．3估算传动轴直径

表4-估算传动轴直径

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：3

2

2

1)

1(267u

z n u KP A m HP c m H H σψ±=

按齿轮弯曲疲劳强度：3

1267FP

c m FS

F Z n KPY m σψ=

表5-估算齿轮摸数

3.5普通V 带的选择和计算

设计功率 P K P A d =（kw ） 即： 1.033d P kw =?= 皮带选择的型号为A 型

两带轮的中心距12(0.62)()330O A D D mm mm =-+=。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：

22122

()2()1062.12

4o

d d o d d d o

d d L A d d mm A π

-=+

++

=

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1000N L = 标准的计算长度为1025N L L Y mm =+=

实际中心距 A=

122()20502561246a L D D ππ=-+=-?= A=311.4mm

为了张紧和装拆胶带的需要，中心距的最小调整范围为：A L

L h 02.0)01.0(++-，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

o o

o

A D D 120180180120

1

≥?--=π

α求得01177o α=合格

带速 11

1201420

8.29/60000

60000

D n v m s ππ??=

=

=

对于A 型带s m v /255 ,所以合格. 带的挠曲次数:

1

111000100028.2917.4401025

mv u s s s L ---????????=

==≤?????? 合格 带的根数 1

c n n Z c j =

其中：-o n 单根三角带能传递的功率

-1c 小带轮的包角系数

3

31.41

Z =

=? 取3根三角带。 4．结构设计 4．1带轮设计

根据V 带计算，选用3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主轴组件

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：

][)1(1020813213

j j

s j uBn N

K K K K u Zm

σσ≤±?=

弯曲应力的验算公式：

][102082

3215w j

s w BYn Zm N

K K K K σσ≤?=

其中：寿命系数s K Q n N T s K K K K K =

-T K 工作期限系数 o

T c T

n m

K 160= T-齿轮在机床工作期限（)s T 的总工作时间h h T 200015000-= ，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为p

T T s

=

，P 为该变速组的传动副数。 10)n P n rpm c m K K -----齿轮的最低转速（基准循环次数

疲劳曲线指数

转速变化系数材料强化系数

稳定工作用量载荷下s K 的极限值s K =1。高速传动件可能存在的max s s K K ≥情况，此时取

max s s K K =，大载低速传动件可能存在;min min s s s s K K K K =≤的情况，此时取K K K s s <

55702.951100

20810 1.5 1.051 2.94110.4320

428140.4381250272.8650

20810 1.5 1.051 2.87428160.440j w j w σσσσ==??????==?????==??????=??

?5149.05275

800816.491370

20810 1.5 1.05 2.77209.5280

4260.438400

j w σσ=??==?????==????

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F 1为齿轮Z 4（齿数为35）上所受的切向力F t1，径向力F r1的合力。F 2为齿轮Z 9（齿

数40）上所受的切向力F t2，径向力F r2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

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

14107.561

-?=EIL 4

4

2211493.18564

64

d I ππ?=

=

=

图7轴Ⅱ挠度、倾角分析图

（1）xoy 平面内挠度 22222212'[()()]6x x x n

y F m l n m F c l n c EIL

=

----- 14222222151.259.810[117.669(270151.2569)756102.5(270151.25102.5)]

0.00066

-=????---

??--=-

（2）zoy 平面内挠度

22222212''[()()]6x z z n

y F m l n m F c l n c EIL

=

----- 14222222151.259.810[858.369(270151.2569)756102.5(270151.25102.5)]

0.0096-=????---??--=

（3）挠度合成

2

2

'''x x y y y +=

0.0096

== 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 121

'[()()]6A x x F me l e F cf l f EIL

θ=

+-+ 149.810[117.669201(270201)756102.5167.5(270167.5)]0.0000922-=?????+-

???+=

b. zoy 平面力作用下的倾角 121

''[()()]6A z z F me l e F cf l f EIL

θ=

+-+ 149.810[858.369201(270201)756102.5167.5(270167.5)]0.00033

-=?????+-

???+=

c. 倾角合成 2

2

'''x A x A A θθθ+=

4

3.410

-==?

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 121

'[()()]6B x x F me l e F cf l c EIL

θ-=

+-+ 145

5.710[117.669201(27069)756102.5167.5(270102.5)]9.810--=-?????+-

???+=?

b. zoy 平面力作用下的倾角

121

''[()()]6B z z F me l m F cf l c EIL

θ-=

+-+

145

5.710[858.3269201(27069)756102.5167.5(270102.5)]2.610--=-?????+-

???+=?

c. 倾角合成 2

2

'''x B x B B θθθ+=

4

1.110

-==?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： ]][[)(822max

Mpa lz d D T jv jv σψ

σ≤-=

式中：

max [],[]

[]0.75[]

jv T N mm D d mm l mm z Mpa ψψσ=?----=-花键传递的最大扭矩花键的外径和内径花键的工作长度花键齿数

载荷分布不均匀系数，通常许用压溃应力

22834261

1.67[]

(2623)25060.75[]100140jv jv jv MPa σσσ?=

=≤-???=-花键热处理

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]][[][)(

500h T h F

K K K Cf L l HP A n

h ≤=ε

103

0.751.10.8)0.96)

)20800l A A HP Hn j n n r a r a K K K K K n rpm f f F XF YF F F F X Y C N εε-=

--=----===+------寿命指数，滚子轴承齿轮轮换工作系数使用系数，功率利用系数（转速变化系数（轴承的计算转速（800速度系数，当量动载荷径向载荷轴向载荷径向系数轴向系数

滚动轴承尺寸所表示的额定动负荷（）

经过计算F=418.5N

10

83208000.38

500() 1.29101.10.960.8418.5

h L T ?=?=????? 合格。

5.6主轴组件验算

前轴承轴径180D mm =，后轴承轴径260D mm =。求轴承刚度 主轴最大输出转矩： 39550955090.95315

P T N mm n =?

=?=? 根据主电动机功率为3kw 。则床身上最大回转直径D=320mm 刀架上最大回转直径1160D =主轴通孔直径d 32mm ≥,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）90.95

947.40.096c F N =

= 背向力（沿x 轴） 0.5437.7p c F F N ==

故总的作用力1059F N =

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=3120360mm ?=