最大加工直径_φ250普通车床主轴箱部件设计课程设计任务书(编辑修改稿)

最大加工直径_φ250普通车床主轴箱部件设计课程设计任务书(编辑修改稿)内容摘要：

上下册） 机械工业出版社 5. 《金属切削机床设计》 戴曙著 机械工业出版社 5 摘要 普通中型车床主轴箱设计 普通中型车床主轴箱设计，主要包括三方面的设计，即：根据设计题目所给定的机床用途、规格、主轴极限转速、转速数列公比或级数，确定其他有关运动参数，选定主轴各级转速值；通过分析比较，选择传动方案；拟定结构式或结构网，拟定转速图；确定齿轮齿数及带轮直径；绘制传动系统图。 其次，根据机床类型和电动机 功率，确定主轴及各传动件的计算转速，初定传动轴直径、齿轮模数，确定传动带型号及根数，摩擦片尺寸及数目；装配草图完成后要验算传动件（传动轴、主轴、齿轮、滚动轴承）的刚度、强度或寿命。 最后，完成运动设计和动力设计后，要将主传动方案“结构化”，设计主轴变速箱装配图及零件图，侧重进行传动轴组件、主轴组件、变速机构、箱体、润滑与密封、传动轴及滑移齿轮零件的设计。 【关键词】车床、主轴箱、变速系统、主轴组件。 机床技术参数有主参数和基本参数，他们是运动传动和结构设计的依据，影响到机床是否满足所需要的基本功能要 求，参数拟定就是机床性能设计。 主参数是直接反映机床的加工能力、决定和影响其他基本参数的依据，如车床的最大加工直径，一般在设计题目中给定，基本参数是一些加工件尺寸、机床结构、运动和动力特性有关的参数，可归纳为尺寸参数、运动参数和动力参数。 通用车床工艺范围广，所加工的工件形状、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬质合金刀具又用高速钢刀具。 因此，必须对所设计的机床工艺范围和使用情况做全面的调研和统计，依据某些典型工艺和加工对象，兼顾其他的可能工艺加工的要求，拟定机床技术参数，拟定参数时，要考虑机床发展趋 势和同国内外同类机床的对比，使拟定的参数最大限度地适应各种不同的工艺要求和达到机床加工能力下经济合理。 机床主传动系因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同，应满足的要求也不一样。 设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。 在设计时应结合具体机床进行具体分析，一般应满足的基本要求有：满足机床使用性能要求。 首先应满足机床的运动特性，如机床主轴油足够的转速范围和转速级数；满足机床传递动力的要求。 主电动机和传动机构能提供足够的功率和转矩，具有较高的传动效率；满足机床工作性能要求。 主传动 中所有零部件有足够的刚度、精度和抗震性，热变形特性稳定；满足产品的经济性要求。 传动链尽可能简短，零件数目要少，以便节约材料，降低成本。 普通机床的规格和类型有系列型号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。 表 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数表 6 工件最大回转直径 maxD (mm) 最高转速 maxn ( minr ) 最低转速 minn ( minr ) 电机功率 P（ kW） 公比 转速级数Z 320 1120 25 12 操作性能要求 1）具有皮带轮卸荷装置 2）手动操纵双向片式摩擦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 确定传动公比  根据【 1】 78P 公式（ 32）因为已知 251 1 20m inm a x  nnR n ，  znR  ∴ Z=lglgnR+1 ∴  = )1( Z nR =11 = 根据【 1】 77P 表 35 标准公比 。 这里我们取标准公比系列  =. 因为  == ，根据【 1】 77P 表 36 标准数列。 首先找到最小极限转速 25，再每跳过5 个数（ ～ ）取一个转速，即可得到公比为 的数列： 25， ， 50， 71， 100，140， 200， 280， 400， 560， 800， 1120. 主电动机的选择 合理的确定电机功率 P，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。 现在以常见的中碳钢为工件材料，取 45 号钢，正火处理，车削外圆，表面粗糙度 aR =。 采用车刀具，可转位外圆车刀，刀杆尺寸： 16mm25mm。 刀具几何参数： 0 =15o ， 0 =6o ， r =75o ， r =15o ，  =0o ， 01 =10o ， b1r =，re =1mm。 现以确定粗车是的切削用量为设计： ① 确定背吃刀量 pa 和进给量 f，根据【 2】 444P 表 850， pa 取 4mm， f取 rmm。 ② 确定切削速度，参【 2】 448P 表 857，取 Vc = sm。 ③ 机床功率的计算， 7 主切削力的计算 根据【 2】 449P 450P 表 859 和表 860，主切削力的计算公式及有关参数： FZ = F60  FcC  FcZa  FcZf  FcZv  FcK =  2704    =3242（ N） 切削功率的计算 cP = cF  cv  310 =3242 310 =（ kW） 依照一般情况 ，取机床变速效率  =. ZP = =(kW) 根据【 3】 167P 表 121 Y 系列（ IP44）电动机的技术数据 ,Y 系列（ IP44）电动机为一般用途全封闭自扇冷式笼型异步电动机，具有防尘埃、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点， B级绝缘，工业环境温度不超过 +40℃，相对湿度不超过 95%，海拔高度不超过 1000m，额定电压 380V，频 率 50Hz。 适用于无特殊要求的机械上，如机床，泵，风机，搅拌机，运输机，农业机械等。 根据以上要求，我们选取 Y132M4 型三相异步电动机，额定功率 ,满载转速1440 minr ，额定转矩 ，质量 81kg。 至此，可得到上表。 主变速方案拟定 拟定变速方案，包括变速型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个变速系统的确定。 变速型式则指变速和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的变速型式、变速类型。 变速 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，确定变速方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。 变速方案有多种，变速型式更是众多，比如：变速型式上有集中变速，分离变速；扩大变速范围可用增加变速组数，也可采用背轮结构、分支变速等型式；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，我们采用集中变速型式的主轴变速箱。 变速结构式、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变速不失为有 用的方法，但对于分析复杂的变速并想由此导出实际的方案，就并非十分有效。 确定变速组及各变速组中变速副的数目 数为 Z的变速系统由若干个顺序的变速组组成，各变速组分别有 Z 、 Z „„个变速 8 副。 即 321 ZZZZ  变速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：baZ  ，可以有三种方案： 32212,23212,22312  变速式的拟定 12 级转速变速系统的变速组，选择变速组安排方式时，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，第一变速组的变速副数不能多，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。 最后一个变速组的变速副数常选用 2。 综上所述，变速式为 12=2 3 2。 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：   ，   ，   ，       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 1 2 612 2 3 2   的方案。 从电动机到主轴主要为降速变速，若使变速副较多的变速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，也就是满足变速副前多后少的原则，因此取12=2 3 2方案为好。 设计车床主变速传动系时，为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，在降速变速中，一般限制限制最小变速比 41min u ；为避免扩大传动误差，减少震动噪声，在升速时一般限制最大转速比 2maxu。 斜齿圆柱齿轮传动较平稳，可取 u。 因此在主变速链任一变速组的最大变速范围   )10~8()~2(m i nm a xm a x  uuR。 在设计时必须保证中间变速轴的变速范围最小。 结构网的拟定 根据中间变速轴变速范围小的原则选择结构网。 从而确定结构网如下： 9 结构式的拟定 主轴的变速范围应等于住变速传动系中各个变速组变速范围的乘积，即： in RRRRR 210 检查变速组的变速范围是否超过极限值时，只需检查最后一个扩大组。 因为其他变速组的变速范围都比最 后扩大组的小，只要最后扩大组的变速范围不超过极限值，其他变速组就不会超过极限值。  1222  PXR  其中  ， 62X ， 22P ∴ )10~8( R ，符合要求。 结构式的拟定 绘制转速图 ⑪、选择 Y132M4型 Y系列笼式三相异步电动机。 ⑫、分配总降速变速比 总降速变速比 4 4 0/25/m in  dnni 又电动机转速 min/1440 rnd  不符合转速数列标准，因而增加一定比变速副。 ⑬、确定变速轴轴数 变速轴轴数 = 变速组数 + 定比变速副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。 ⑭、确定各级转速 由 min/25 rnmim  、  、 z = 12确定各级转速： 11 800、 560、 400、 280、 10 200、 1 100、 7 50、 、 25r/min。 ⑮、绘制转速图 在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按变速顺序依次设为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ（主轴）。 Ⅰ与Ⅱ、Ⅱ与Ⅲ、Ⅲ与Ⅳ轴之间的变速组分别设为 a、 b、 c。 现由Ⅳ（主轴）开始，确定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速： ① 先来确定Ⅲ轴的转速 变速组 c 的变速范围为 ]10,8[ m a x66  R ，结合结构式， Ⅲ轴的转速只有一种可能： 100、 1 200、 280、 400、 560r/min。 ② 确定轴Ⅱ的转速 变速组 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，又不致变速比太小，可取 4/1/1 41  ib ， 2/ib ， 11/13 ib 轴Ⅱ的转速确定为： 400、 560r/min。 ③确定轴Ⅰ的转速 对于轴Ⅰ，其级比指数为 1,可取 2/1/1 21  ia ，  ia 确定轴Ⅰ转速为 800r/min。 由此也可确定加在电动机与主轴之间的定变速比 i。 下面画出转速图 （电动机转速与主轴最高转速相近） 传动系统的转速图电动机Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅵ 确定各变速组变速副齿数 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 zS 及小齿轮的齿数可以从【 1】表 39中选取。 一般在主传动中，最小齿数应大于 18～ 20。 采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的 11 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，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。 根据【 1】 94P ,查表 39各种常用变速比的使用齿数。 ⑪、变速组 a: ∵ 2/1/1 21  ia ，  ia ； 2/1/1 21  ia 时： zS „„ 5 60、 6 6 6 7 7 78„„  ia 时： zS „„ 5 60、 6 6 6 6 70、 7 7 77„„ 可取 zS 84,于是可得轴Ⅰ齿轮齿数分别为： 2 35。 于是 56/281 ai ， 49/352 ai ， 可得轴Ⅱ上的三联齿轮齿数分别为： 5 49。 ⑫、变速组 b: 根据【 1】 94P ,查表 39各种常用变速比的使用齿数 , ∵ 4/1/1 41  ib ， 2/12 ib , 11/13 ib 4/1/1 41  ib 时： zS „„ 8 8 90、 9 92„„ 2/12 ib 时： zS „„ 8 8 90、 91„„ 11/12 ib 时： zS „„ 8 8 90、 91„„ 可取 zS 90，于是可得轴Ⅱ上两联齿轮的齿数分别为： 1 45。 于是 72/181 ib ， 60/302 ib ， 45/452 ib ，得轴Ⅲ上两齿轮的齿数分别为： 72， 60、45。 ⑬、变速组 c: 根据【 1】 94P ,查表 39各种常用变速比的使用齿数 , 4/11 ic , 22ci 4/11 ic 时： zS „„、 8 8 90、 9 9 108„„ 22ci 时： zS „„ 8 8 8 90、 108„„ 可取 zS 108. 4/11 ic 为降速变速，取轴Ⅲ齿轮齿数为 22； 12 22ic 为升速变速，取轴Ⅳ齿轮齿数为 36。 于是得 86/221 ic , 36/722 ic 得轴Ⅲ两联动齿轮的齿数分别为 22， 72； 得轴Ⅳ两齿轮齿数分别为 86， 36。 绘制变速系统图 根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图： 变速系统图 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。 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。 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。 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。 13 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，否则齿轮无法加工。 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，右边接通得到三级正向转动。 这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。 我们采用第二种方案，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，使制动器尺寸增大。 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。 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轮的拉力（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。 实现正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 ～ 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： 6） 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的两个自由度，起了定位作用。 7） 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。 8） 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。