车床床等头箱设计说明书.doc

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1、机械制造装备设计课程设计计算说明书题 目 车床床头箱设计 指导教师 院 系 丽水学院 班 级 机自081班 学 号 姓 名 完成时间 2011年12月1日 目录1.1已知条件.31.2 结构式31.3 绘制转速图31.3.1 选定电动机31.3.2 确定各级转速31.3.3 确定各轴转速41.3.4 确定各变速组传动副齿数42.1 V带传动的计算62.2 传动轴的估算82.2.1 确定各轴转速82.2.2 初算传动轴直径92.2.3 主轴直径选取 92.2.4 各传动组齿轮模数的确定102.2.5 验算小齿轮的模数123.1 齿轮校验133.2 传动轴的校核163.2.1 传动轴的弯曲刚度16

2、3.2.2 传动轴疲劳强度校核173.2.3 传动轴的最大挠度计算193.2.4 传动轴的在支承处的倾角计算213.3 主轴组件的静刚度验算223.3.1 计算条件的确定223.4 两支承主轴组件的静刚度验算223.5 主轴疲劳强度校核264. 箱体的结构设计27 4.1箱体材料 27 4.2箱体结构 275.润滑与密封29 5.1润滑性能分析29 5.2润滑油的选择296. 参考文献30 计算及说明结果1.1 已知条件 车床的主参数和基本参数如表1-1所示。表1-1工件最大回转直径正转最高转速电机功率公比转速级数Z32014203.01.41121.2结构式 根据要求，转速级数为12级。根据

3、结构式的确定原则：前多后少、前疏后密、前快后慢，及在降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比；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。可初步确定结构式为。1.3绘制转速图1.3.1选定电动机 一般车床若无特殊要求，多采用Y系列封闭式三相异步电动机，根据原则条件选择Y100L2-4型Y系列笼式三相异步电动机，额定功率3.0，满载转速1420 。1.3.2确定各级转速由、z = 12，查机械制造装备设计表10.1标准数列确定各级转速：1400、1000、710、500、355、250、180、125、90、63、45、31.5r/min。1.3.3确定各轴转速在五根轴中

4、，除去电动机轴，其余四轴按传动顺序依次设为、。与、与、与轴之间的传动组分别设为a、b、c。现由（主轴）开始，确定、轴的转速：先来确定轴的转速（1）传动组c 的变速范围为，结合结构式，轴的转速只有一种可能：125、180、250、355、500、710r/min。（2）确定轴的转速传动组b的级比指数为3，希望中间轴转速较小，又不致传动比太小，可取 ，轴的转速确定为：250、355、500r/min。（3）确定轴的转速对于轴，其级比指数为1,可取 ，确定轴转速为710r/min。由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比。1.3.4确定各变速组传动副齿数齿轮数可通过用计算法、图解法或从表查法确定，

5、必须注意以下几点：1） 齿轮的齿数和不能太大，以免齿轮尺寸过大而引起机床结构增大。一般推荐齿数和，常选在100之内。2） 同一变速组中的各对齿轮，其中心距必须保证相等。3） 最小齿轮的齿数应保证不产生根切现象。对于标准齿轮，其最小齿数（变位齿轮除外）。受结构限制的最小齿数的各齿轮（尤其是最小齿轮），必须能可靠地装到轴上或进行套装。4） 齿轮齿根圆到键槽的壁厚。（为模数）一般，以保证足够强度，防止破裂和热处理变形过大。5） 放有操纵机构滑块的滑移齿轮的最小齿轮的确定，不宜过小，要保证与小齿轮侧面有较好的接触。6） 确定齿轮齿数时，要考虑选用标准模数大小。同一变速组尽可能选用同一模数。7） 两轮间

6、中心距应取得适当不应过小，否则将导致两轴轴承间孔壁过薄或镗穿， 以及其他结构之间距离过近或相碰。第一变速组中各个齿轮齿数的确定: 的最小公倍数为12,即,则（传动副中的齿数和）,最小齿轮齿数发生在中,取k=6,则;, 所以第一变速组中的三对齿轮齿数分别为:24/48、30/42、36/36。 第二变速组中各个齿轮齿数的确定： 则 ，取k=1，； ，则所以第二变速组中的两对齿轮齿数分别为：22/62,42/42. 第三变速组中各个齿轮齿数的确定： 则,所以第三变速组中的两对齿轮齿数分别为:18/72,60/30.得轴两齿轮齿数分别为72，30。如图1-1所示 图1-1传动系统转速图图1-2主传动

7、系图2.1 V带传动的计算V带传动中，轴间距A可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜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) 选择V带的型号根据公式式中P-电动机额定功率，-工作情况系数(此处取为1.2)。 选择A型带(2)确定带轮的计算直径，带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径不宜过小。查机械设计取主动轮基准直径=80。则被动轮直径mm 。 一般允许误差5%，显然所选大带轮直径可选。(3)确定三角带速度按公式 在525m/s之间，满足带速要求。(4)初定中心距带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步

8、选定，一般可在下列范围内选取： 根据经验公式 即 ，中心距过小，将降低带的寿命，过大时，会引起振动。取=400mm.(5)V带的计算基准长度 由机械设计表8-2，选取带轮的基准长度为。(6)确定实际中心距(7)验算小带轮包角，主动轮上包角合适。(8)确定V带根数由式 查表8-4，得= 0.17KW,= 0.86KW查表8-5，=1；查表8-2，=0.93 所以取根.5、计算V带的预拉力和轴向压力 （1）单根V带的初拉力 由机械设计中表8-3查得，由式（8-27）得 （2）计算V带作用在轴上的压力由式（8-28）得 2.2传动轴的估算 传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴

9、在反复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大变形。因此疲劳强度一般不失是主要矛盾，除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变形。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。 2.2.1 确定各轴转速 (1) 确定主轴计算转速：主轴的计算转速为取 (2) 各传动轴的计算转速： 轴可从主轴90r/min按72/18的传动副找上去，轴的计算转速125r/min；轴的计算转速为250r/min；轴的计算转速为710r/min。（3）各齿轮的计算转速 传动组c中，18/72只需计算z = 18 的齿轮，计算转速为125r/min；传动组b

10、只需计算z = 22的齿轮，计算转速为355r/min；传动组a计算z = 24的齿轮，计算转速为710r/min。（4）核算主轴转速误差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：主轴转速标准转速31.5456390125180实际转速31.444.962.988.75126.8177.5转速误差%0.0030.020.0010.0140.0150.013主轴转速n7n8n9n10n11n12标准转速25035550071010001400实际转速251.9359.9503.97101014.31410转速误差%0.0070.0130.07800.0140.02经过验算转速，均在允

11、许范围内。2.2.2 初算传动轴直径其中 d-传动轴直径（mm），N-该轴传递的功率（kW），为3.0kW，-该轴的计算转速（r/min），-该轴每米长度允许的扭转角（deg/m），取为轴上，计算得d=23.9mm，根据轴的布置情况，初取为28mm轴上，计算得d=30.9mm，根据轴的布置情况，初取为40mm轴上，计算得d=36.8mm，根据轴的布置情况，初取为46mm2.2.3 主轴直径选取 根据功率为3.0kW，查相关手册，确定主轴大端直径D1取7090mm，选取为90mm。小端的直径D2=（0.70.85）D1，取为65mm。2.2.4 各传动组齿轮模数的确定根据齿轮弯曲疲劳的估算：mm

12、齿面点蚀的估算：mm其中为大齿轮的计算转速，A为齿轮中心距。由中心距A及齿数、求出模数：mm根据估算所得和中较大的值，选取相近的标准模数。 1）- 齿轮弯曲疲劳的计算 mm（为大齿轮的计算转速，可根据转速图确定） = mm 取A=75，由中心距A及齿数计算出模数： mm根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数取=2.5 (2) -齿轮弯曲疲劳的计算： (两对轴承)齿面点蚀的计算:取A=105，由中心距A及齿数计算出模数： 根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。取 (3)- 齿轮弯曲疲劳的计算：(两队轴承) 齿面点蚀的计算：取A=166，由中心距A及齿数计算出模数： 根据计算选取

13、两个中的较大值，选取相近的标准模数。取模数。 确定齿轮的主要参数: 标准齿轮：从机械原理 表10-2查得以下公式：齿顶圆 齿根圆 分度圆 齿顶高 齿根高 中心距 求得:齿轮尺寸表2.2.5验算小齿轮的齿数 套装在轴上的小齿轮还应考虑到齿根圆到它的键槽深处的最小尺寸应大于基圆齿厚，以防止断裂，则其最小齿数应为 ；其中 -齿轮花键孔外径（mm），单键槽取其孔中心至键槽槽底的尺寸两倍；m-齿轮模数（mm）。 轴上，经计算得，实际选出的小齿轮的齿数为22，符合要求。轴上，经计算得，实际选出的小齿轮的齿数为18，符合要求。3.1齿轮校验齿轮强度校核:只需校核各个变速组中相对较弱的齿轮组，如强度足够则同组

14、变速组中的其他齿轮对强度必定足够。 1、 按齿根弯曲疲劳强度校核。 第一变速组：此处校验(24/48)齿轮组 大齿轮选用45号钢，调质处理，硬度为240HBS；小齿轮选用40Cr(调质)，硬度为280HBS，硬质差40,在规定的3050范围内. 若则校核合格1)查机械设计图10-20c得，小齿轮弯曲疲劳强度极限；大齿轮弯曲疲劳强度极限2)查机械设计图10-18得，弯曲疲劳寿命系数；查机械设计表10-5齿形系数和应力校正系数 得,3) 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得 由公式:计算转矩：计算载荷系数K （其中：动载荷系数.使用系数,直齿轮由非对称齿轮布置时,查机械设计图10

15、-13得）求得：所以齿轮疲劳强度校核合格。第二变速组：此处校验(22/62)齿轮组大齿轮选用45号钢，调质处理，硬度为240HBS；小齿轮选用40Cr(调质)，硬度为280HBS，硬质差40,在规定的3050范围内. 若则校核合格1)查机械设计图10-20c得，小齿轮弯曲疲劳强度极限；大齿轮弯曲疲劳强度极限2)查机械设计图10-18得，弯曲疲劳寿命系数；查机械设计表10-5齿形系数和应力校正系数 得,4) 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得 由公式:计算转矩:计算载荷系数K （其中：动载荷系数.使用系数,直齿轮由非对称齿轮布置时,查机械设计图10-13得）求得：所以齿轮疲劳

16、强度校核合格。第三变速组:此处校核(18/72)齿轮组查机械设计表10-5齿形系数和应力校正系数 得,计算转矩:所以齿轮疲劳强度校核合格。3.2 传动轴的校核对轴进行校核3.2.1传动轴的弯曲刚度 齿轮传动轴同时受输入扭矩驱动力和输出扭矩驱动力的作用而产生弯曲变形。当齿轮为直齿圆柱齿轮，其啮合角，齿面摩擦角为时，则 （2.13）式中：该齿轮传递的全功率(),如前述原因,此处均取。该齿轮的模数,齿数；该传动轴的计算工况转速(),(或)该轴输入扭矩的齿轮计算转速()该轴输出扭矩的齿轮计算转速()；其中是变速组1的驱动力,且3个驱动力不能同时作用,是变速组2的驱动阻力,且2个驱动阻力不能同时作用。将

17、五种驱动力/驱动阻力分别带入式(2.13),可得到各驱动力为： 对于输出驱动阻力,由于各种情况转速不定,故应在选定校核用轴II速度以后计算。3.2.2 传动轴II的疲劳强度校核选用45号钢，调质处理，硬度， ，。段：，； II段：此处较长的轴段要安装滑移此轮，所以要使用花键轴， ，； III段：，； 画出轴的受力简图（a）已知齿轮， 求圆周力，径向力 a) 画水平面的弯矩图（b） 由B点的力矩和为零,得 代入数据,得 由A点的力矩和为零,得 代入数据,得b) 画垂直平面弯矩图（C） 由B点的力矩和为零,得 由B点的力矩和为零,得 A点总支反力 B点总支反力c) 画合成弯矩图（d） 垂直面内弯矩

18、 C处弯矩: D处弯矩: 水平面内弯矩 C处弯矩: D处弯矩:所以合成弯矩如下 C处弯矩: D处弯矩:d) 画转矩图（e） e) 画当量弯矩图（f） 转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取， C处的当量弯矩: D处的当量弯矩:进行校核时,通常只校核该轴上承受最大弯矩和转矩的截面(即截面D)的强度. 故强度足够3.2.3 传动轴II的最大挠度计算 为了计算上的简便,可以近似地以该轴的中点挠度代替最大挠度,其最大误差不超过3%.若两支承的齿轮传动轴为实心的圆形钢轴,忽略其支承变形,在单在弯曲载荷作用下,其中点挠度为： (4. 4)式中：两支承间的跨距(mm),对于轴II,。该轴的平均直径(mm),本轴

19、的平均直径。,齿轮的工作位置至较近支承点的距离(mm)。输入扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度()。输出扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度()。对于输入的三个驱动力,计算其分别作用时对于轴中点的挠度值，其余各符号定义与之前一致。对于,其输入位置,故对于,其输入位置,故对于,其输入位置,故故引起的中点挠度最大,在计算合成挠度时使用,进行计算.此时轴II转速为此时对之前计算的输出驱动阻力进行计算,各力为带入式(4. 4), 对于输出的两个驱动阻力,计算其分别作用时对于轴中点的挠度值。 对于,其输入位置,故 对于,其输入位置,故 故引起的中点挠度最大,在计算合成挠度时使用,进行计算。中点的合成挠度可按余弦定

20、理计算,即： (4.5)式中：被验算轴的中点合成挠度(mm)；驱动力和阻力在横剖面上,两向量合成时的夹角(deg),；在横剖面上,被验算的轴与其前、后传动轴连心线的夹角(deg),按被验算的轴的旋转方向计量,由剖面图上可得值.啮合角,齿面磨擦角,得代入计算,得：满足要求。3.2.4传动轴II的在支承处的倾角计算传动轴在支承点A,B处的倾角时,可按下式进行近似计算： (4.6) 代入,得 满足要求,故不用计算其在齿轮处的倾角。3.3主轴组件的静刚度验算3.3.1 计算条件的确定1. 变形量的允许值（1）验算主轴轴端的挠度,目前广泛采用的经验数据为:(4.7)式中：两支承间的距离,在本主轴中,.故

21、取；（2）对于最大加工直径为的普通车床,其主轴前端静刚度为。（3）根据不产生切削自激振动的条件来确定主轴组件的刚度。 选用验算主轴轴端的挠度。2. 切削力的确定最大圆周切削力须按主轴输出全功率和最大扭矩确定,其计算公式为： (4.8)式中： 电动机额定功率(kW),此处；主传动系统的总效率,为各传动副、轴承的效率.由参考文献3,对于普通机床的主变速系统,总效率,此处,为方便起见,起；主轴的计算转速),由前知,主轴的计算转速为；计算直径,对于车床为溜板上的最大加工直径，为最大加工直径；将参数值带入(4.8)式,得验算主轴组件刚度时,须求出作用在垂直于主轴轴线的平面内的最大切削合力。对于普通车床切

22、削合力，总切削力。如果按通常采用未磨钝的、主偏角为的车刀，切削钢材时进给量较大，各切削分力的比例关系大致为：；进给力，则，带入数据由式（4.8）得： 3. 切削力的作用点设切削力的作用点到主轴前支承的距离为,则 (4.9)式中：主轴前端的悬伸长度,此处对于普通车床，（为车床的中心高，当）代入,切削力的作用点到主轴前支承的距离为3.4两支承主轴组件的静刚度验算由于主轴上的大齿轮比小齿轮对主轴的刚度影响较大,故仅对大齿轮进行计算。图 Error! No text of specified style in document.1主轴部件横向视图力的分布为了计算上的简便,主轴部件前端挠度可将各载荷单独

23、作用下所引起的变形值按线性进行向量迭加,由参考文献1其计算公式为：(1) 计算切削力作用在点引起主轴前端占的挠度 (4.10)式中：抗拉弹性模量,钢的为段惯性矩,对于主轴前端,有为AB段惯性矩,有其余各参数定义与之前保持一致.代入计算,得其方向如图4-3所示,沿方向,.（2）计算力偶矩作用在主轴前端点产生的挠度 (4.11)式中各参数定义与之前保持一致.力偶矩代入,得：其方向在H平面内,如图4-3所示,。(3)计算驱动力作用在两支承之间时,主轴前端点的挠度 (4.12)式中各参数定义与之前保持一致.驱动力代入得,其方向如图4-3所示,角度(1) 求主轴前端点的综合挠度H轴上的分量代数和为： (

24、4.13)代入,得：V轴上的分量代数和为： (4.14)代入,得：综合挠度为：故满足对主轴的刚度要求。3.5主轴疲劳强度校核验算轴的疲劳强度 由轴承的结构得,当轴的中间小齿轮工作时弯矩最大,所以校核根据小齿轮.a) 画出轴的受力简图（a）已知小齿轮， 求圆周力，径向力 b) 画水平面的弯矩图（b） 轴承支反力, 水平面弯矩c) 画垂直平面弯矩图（C） 轴承支反力, 垂直面弯矩d) 画合成弯矩图（d） e) 画转矩图（e） f) 画当量弯矩图（f） 转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取，截面C处的当量弯矩 校核危险截面C的强度 所以该轴的强度足够。4、箱体的结构设计4.1箱体材料 箱体多采用铸造方

25、法获得，也有用钢板焊接而成。铸造箱体常用材料为HT15-33,强度要求较高的箱体用HT20-40，只有热变形要求小的情况下才采用合金铸铁，采用HT20-40。与床身做成一体的箱体材料应根据床身或导轨的要求而定。箱体要进行时效处理。4.2箱体结构 1、箱体结构设计要点根据齿轮传动的中心距、齿顶圆直径、齿宽 等几何尺寸，确定减速器的箱体的内部大小。由中心距确定箱体的长度，由齿顶圆直径确定箱体的高度。由齿宽来确定箱体的宽度。 1)依据铸造（或焊接）箱体的结构尺寸、工艺要求，确定箱体的结构尺寸，绘 制箱体。 2)根据齿轮的转速确定轴承润滑的方法与装置，选择轴承端盖的类型。 3)附件设计与选择。 2、铸

26、造工艺性要求 为了便于铸造以及防止铸件冷却时产生缩孔或裂纹，箱体的结构应有良好的 铸造工艺性。3、加工工艺性对结构的要求 由于生产批量和加工方法不同，对零件结构有不同要求，因此设计时要充分 注意加工工艺对结构的要求。4、装配工艺对结构的要求 为了更快更省力地装配机器，必须充分注意装配工艺对接否设计的要求。 五、润滑与密封5.1润滑性能分析 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 0.3的间隙（间隙越小

27、，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。5.2润滑油的选择 润滑油的选择与轴承的类型、尺寸、运转条件有关，速度高选粘度低的，反之选粘度高的。润滑油粘度通常根据主轴前颈和主轴最高转速选。6、参考文献1. 哈尔滨工业大学 . 金属切削机床课程设计指导书 2. 殷玉枫主编 .机械设计课程设计 机械工业出版社 2008 . 63. 李洪主编 . 实用机床设计手册 辽宁科学技术出版社 1999 . 14. 濮良贵主编 . 机械设计 高等教育出版社 2010.105. 陈立德主编 .机械制造装备设计课程设计 高等教育出版社 2011.76. 李庆宇主编。机械制造装备设计 机械工业出版 2010.1结构式为电机Y100L2-4，额定功率3.0，满载转速1420 选择A型带=80z=4传动轴疲劳强度满足要求传动轴最大挠度满足要求传动轴II在支撑处满足要求两支承满足对主轴的刚度要求主轴满足疲劳强度要求32