畢業(yè)設計金屬切削機床主軸箱設計

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1、畢業(yè)設計(論文) 摘要 金屬切削機床主軸箱設計 Metal-cutting Machine Tool Spindle Box Design 摘要 作為主要的車削加工機床，CA6140機床廣泛的應用于機械加工行業(yè)中，本設計主要針對CA6140機床的主軸箱入行設計，設計的內容主要有機床主要參數的確定，傳動方案和傳動系統(tǒng)圖的擬定，對主要零件進行了計算和驗算，利用三位畫圖軟件入行了零件的設計和處理。 關鍵詞 機床主軸；傳動系統(tǒng)；傳動組齒輪；軸承 畢業(yè)設計（論文）

2、 Abstract Abstract As a major turning machine tool, CA6140 machine tool widely used in mechanical processing industry, the design of the main spindle of machine tools for the CA6140 entry box design, design the contents of the main tools to determine the main parameters, transmission prog

3、rams and drive system diagram of the formulation, the main components were calculated and checking, using drawing software, entry of the three parts of the design and processing. Keywords Machine tool spindle；Transmission；Drive Unit Gear；bearing 畢業(yè)設計（論文）

4、 緒論 目錄 緒論 1 1.運動設計 4 1.1已知條件 4 1.2結構分析式 4 1.3 繪制轉速圖 5 1.4 繪制傳動系統(tǒng)圖 8 2.動力設計 9 2.1 確定各軸轉速 9 2.2 帶傳動設計 9 2.3 各傳動組齒輪模數的確定和校核 11 3. 齒輪強度校核： 14 3.1校核a傳動組齒輪 14 3.2 校核b傳動組齒輪 15 3.3校核c傳動組齒輪 16 4. 主軸撓度的校核 18 4.1 確定各軸最小直徑 18 4.2軸的校核 18 5. 主軸最佳跨距的確定 20 5.1 選擇軸頸直徑,軸承型號和最佳跨距 20 5.

5、2 求軸承剛度 20 6. 各傳動軸支撐處軸承的選擇 22 7. 主軸剛度的校核 23 7.1 主軸圖: 23 7.2 計算跨距 23 結束語 25 參考文獻 26 緒論 造的發(fā)展速度是很快的。由原先的只為滿足加工成形而要求刀具與工件間的某些相對運動關系和零件的一定強度和剛度，發(fā)展至今日的高度科學技術成果綜合應用的現代機床的設計，也包括計算機輔助設計（CAD）的應用。但目前機床主軸變速箱的設計還是以經驗或類比為基礎的傳統(tǒng)（經驗）設計方法。因此，探索科學理論的應用，科學地分析的處理經驗，數據和資料，既能提高機床設計和制造水平，也將促進設計方法的現代化。 隨著科

6、學技術的不斷發(fā)展，機械產品日趨精密、復雜，改型也日益頻繁，對機床的性能、精度、自動化程度等提出了越來越高的要求。機械加工工藝過程自動化是實現上述要求的重要技術措施之一，不僅能提高產品質量和生產率，降低生產成本，還能改善工人的勞動條件。為此，許多企采用自動機床、組合機床和專用機床組成自動或半自動生產線。但是，采用這種自動、高效的設備，需要很大的初期投資以及較長的生產準備周期，只有在大批量的生產條件（如汽車、拖拉機、家用電器等工業(yè)主要零件的生產）下、才會有顯著的經濟效益。 在機械制造工業(yè)中，單件、小批量生產的零件約占機械、加工的70%～80%?？茖W技術的進步和機械產品市場競爭的日益激烈，

7、致使機械產品不改型、更新?lián)Q代、批量相對減少，質量要求越來越高。采用專用的自動化機床加工這類零件就顯得橫不合理，而且調整或改裝專用的“剛性”自動化生產線投資大、周期長，有時從技術上甚至是不可能實現的。采用各類仿型機床，雖然可以部分地解決小批量復雜的加工，但在更新零件時需制造靠模和調整機床，生產準備周期長，而且由于靠模誤差的影響，加工零件的精度很難達到較高的要求。 為了解決上述問題，滿足多品種、小批量，特別是結構復雜、精度要求高的零件的自動化生產，迫切需要一種靈活的、通用的、能夠適于產品頻繁變化“柔性”自動化機床。隨著計算機科學技術的發(fā)展，1952年，美國帕森斯公司（Parsons）和麻省理工學

8、院（MIT）合作，研制成功里世界上第一臺以數字計算機為基礎的數字控制（numerical control，簡稱NC）3坐標直線插補銑床，從而機械制造業(yè)進入了一個新階段。 同時，在設計中處處實際出發(fā)，分析和處理問題是至關重要的。從大處講，聯(lián)系實際是指在進行機床工藝可能性的分析。參數擬定和方案確定中，既要了解當今的先進生產水平和可能趨勢。更應了解我國實際生產水平，使設計的機床，機器在四化建設中發(fā)揮最佳的效蓋。從小處講，指對設計的機床零部件的制造，裝配和維修要進行認真的，切實的考慮和分析，綜合思考的設計方法。 1.計算機數控的概念 (1)數字控制的概念 1.GB 8129-1997中對

9、NC的定義為：用數值數據的控制裝置，在運行過程中不斷地引入數值數據，從而對某一生產過程實現自控制， (2)數控機床（NC machine tools） 若機床的操作命令以數值數據的形式描述，工作過程按照規(guī)定的程序自動地進行，則這種機床稱為數控機床。 (3)數控系統(tǒng) 在數控機床行業(yè)中，數控系統(tǒng)是指計算機數字控制裝置、可編程序控制器、進給驅動與主軸驅動裝置等相關設備的總稱。有時則指其中的計算機數字控制裝置。為區(qū)別起見將其中的計算機數字控制裝置稱數控裝置。 2.計算機數控的發(fā)展 從第一臺數控機床問世至今的40多年中，隨著微電子技術的不斷發(fā)展，數控裝置也在不斷地更新?lián)Q代，先后經歷里電子管（

10、1952年）、小規(guī)模集成電路（1965年）、大規(guī)模集成電路及小型計算機（1970年）和微處理計算機（1974年）等五代數控系統(tǒng)。 前三代數控裝置屬于采用專用控制計算機的硬接線（硬件）數控裝置，一般稱為NC數控裝置。20世紀70年代初，隨著計算機技術的發(fā)展，小型計算機的價格急劇下降，出現了采用小型計算機代替專用硬件控制計算機的第四代數控系統(tǒng)。這種數控系統(tǒng)不僅在經濟上更為合算，而且許多功能可用編制的專用程序實現，并可將專用程序存儲在小型計算機的存儲器中，構成控制軟件。這種數控系統(tǒng)稱為計算機數控系統(tǒng)（computerized numerical control，即CNC）。自1974年開始，以微處

11、理機為核心的數控裝置（microcomputerized numerical control，即MNC）得到迅速的發(fā)展。CNC和MNC稱為軟接線（軟件）數控系統(tǒng)。由于NC硬件數控系統(tǒng)早已淘汰，而目前軟件數控系統(tǒng)均采用MNC，因此將現代數控系統(tǒng)稱為CNC。 3. 我國數控機床現況 我國研究數控技術源于1958年，幾十年來經過了發(fā)展、停滯、引進技術等幾個階段。1985年以后，我國的數控機床在引進、消化國外技術的基礎上，進行了大量的開發(fā)工作。到1989年底，我國數控機床的可供品種已超過300種，一些較高檔次的數控系統(tǒng)，如五軸聯(lián)動的數控系統(tǒng)、分辨率為0.O2um的高精度車床用數控系統(tǒng)、數字仿真的數

12、控系統(tǒng)、為柔性制造單元配套的數控系統(tǒng)，也陸續(xù)開發(fā)出來，并制造出了樣機。我國數控系統(tǒng)在技術上已趨于成熟，在重大關鍵技術上(包括核心技術)，已達到國外先進水平。目前，已新開發(fā)出數控系統(tǒng)80種。自“七五”以來，國家一直把數控系統(tǒng)的發(fā)展作為重中之重來支持，現已開發(fā)出具有中國版權的數控系統(tǒng)，掌握了國外一直對我國封鎖的一些關鍵技術。例如，曾長期困擾我國、并受到西方國家封鎖的多坐標聯(lián)動技術對我們已不再是難題，0.1 μm當量的超精密數控系統(tǒng)、數控仿形系統(tǒng)、非圓齒輪加工系統(tǒng)、高速進給數控系統(tǒng)、實時多任務操作系統(tǒng)都已研制成功。尤其是基于PC機的開放式智能化數控系統(tǒng)，可實施多軸控制，具備聯(lián)網進線等功能，既可作為獨

13、立產品，又是一代開放式的開發(fā)平臺，為機床廠及軟件開發(fā)商二次開發(fā)創(chuàng)造了條件。 我國數控機床市場廣闊,自2003年開始，中國就成了全球最大的機床消費國，也是世界上最大的數控機床進口國,雖然我們已經取得不可否認的成就, 但我國數控機床核心技術90%仍需進口, 我們只有緊跟先進技術進步的大方向，并不斷創(chuàng)新，才能趕超世界先進水平。 27 東華理工大學畢業(yè)設計(論文) 運動設計 1.運動設計 1.1已知條件 [1]確定轉速范圍：主軸最小轉速。 [2]確定公比： [3]轉速級數： 1.2結構分析式 ⑴ ⑵ [3] 從電動機到主軸主要為降速傳動，若使傳動副較多的傳動組放

14、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，也就是滿足傳動副前多后少的原則，因此取方案。在降速傳動中，防止齒輪直徑過大而使徑向尺寸常限制最小傳動比 ；在升速時為防止產生過大的噪音和震動常限制最大轉速比。在主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍。在設計時必須保證中間傳動軸的變速范圍最小， 根據中間傳動軸變速范圍小的原則選擇結構網。從而確定結構網如下： 圖1-1 傳動系統(tǒng)的結構網 檢查傳動組的變速范圍時，只檢查最后一個擴大組： 其中，， 所以 ，合適。 1.3 繪制轉速圖 (1)選擇電動機 一般車床若無特殊要求，多采用Y系列封閉式三相異步電動機，根據原則條件

15、選擇Y-132M-4型Y系列籠式三相異步電動機。 (2)分配總降速傳動比 總降速傳動比 又電動機轉速不符合轉速數列標準，因而增加一定比傳動副。 (3)確定傳動軸軸數 傳動軸軸數 = 變速組數 + 定比傳動副數 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。 (4)確定各級轉速并繪制轉速圖 由 　　z = 12確定各級轉速： 1400、1000、710、500、355、250、180、125、90、63、45、31.5r/min。 在五根軸中，除去電動機軸，其余四軸按傳動順序依次設為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ。Ⅰ與Ⅱ、Ⅱ與Ⅲ、Ⅲ與Ⅳ軸之間的傳動組分別設為a、b、c?，F

16、由Ⅳ（主軸）開始，確定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸的轉速： ①先來確定Ⅲ軸的轉速 傳動組c 的變速范圍為，結合結構式， Ⅲ軸的轉速只有一和可能： 125、180、250、355、500、710r/min。 ② 確定軸Ⅱ的轉速 傳動組b的級比指數為3，希望中間軸轉速較小，因而為了避免升速，又不致傳動比太小，可取 ， 軸Ⅱ的轉速確定為：355、500、710r/min。 ③確定軸Ⅰ的轉速 對于軸Ⅰ，其級比指數為1,可取 ，， 確定軸Ⅰ轉速為710r/min。 由此也可確定加在電動機與主軸之間的定傳動比。下面畫出轉速圖（電動機轉速與主軸最高轉速相近）。

17、 (5)確定各變速組傳動副齒數 圖1-2 傳動系統(tǒng)的轉速圖 ①傳動組a 查表8-1, ，， 時：……57、60、63、66、69、72、75、78…… 時：……58、60、63、65、67、68、70、72、73、77…… 時：……58、60、62、64、66、68、70、72、74、76…… 可取72,于是可得軸Ⅰ齒輪齒數分別為：24、30、36。 于是，， 可得軸Ⅱ上的三聯(lián)齒輪齒數分別為：48、42、36。 ②傳動組b 查表8-1, ， 時：……69、72、73、76、77、80、81、84、87…… 時：……70、72、74、76、78、80、82、84

18、、86…… 可取 84，于是可得軸Ⅱ上兩聯(lián)齒輪的齒數分別為：22、42。 于是 ，，得軸Ⅲ上兩齒輪的齒數分別為：62、42。 ③傳動組c 查表8-1,, 時：……84、85、89、90、94、95…… 時： ……72、75、78、81、84、87、89、90…… 可取 90. 為降速傳動，取軸Ⅲ齒輪齒數為18； 為升速傳動，取軸Ⅳ齒輪齒數為30。 于是得, 得軸Ⅲ兩聯(lián)動齒輪的齒數分別為18，60； 得軸Ⅳ兩齒輪齒數分別為72，30。 1.4 繪制傳動系統(tǒng)圖 根據軸數，齒輪副，電動機等已知條件可有如下系統(tǒng)圖： 圖1-3傳動統(tǒng)圖 東華理工大學畢業(yè)設計(論文)

19、 動力設計 2.動力設計 2.1 確定各軸轉速 (1)確定主軸計算轉速 主軸的計算轉速為: (2)各傳動軸的計算轉速 軸Ⅲ可從主軸90r/min按72/18的傳動副找上去，軸Ⅲ的計算轉速125r/min；軸Ⅱ的計算轉速為355r/min；軸Ⅰ的計算轉速為710r/min。 (3)各齒輪的計算轉速 傳動組c中，18/72只需計算z = 18 的齒輪，計算轉速為355r/min；60/30只需計算z = 30的齒輪，計算轉速為250r/min；傳動組b計算z = 22的齒輪，計算轉速為35

20、5r/min；傳動組a應計算z = 24的齒輪，計算轉速為710r/min。 (4)核算主軸轉速誤差 所以合適。 2.2 帶傳動設計 電動機轉速n=1440r/min,傳遞功率P=7.5KW,傳動比i=2.03，兩班制，一天運轉16.1小時，工作年數10年。 (1)確定計算功率 取1.1，則 (2)選取V帶型 根據小帶輪的轉速和計算功率，選B型帶。 (3)確定帶輪直徑和驗算帶速 查表小帶輪基準直徑, 驗算帶速成 其中 -小帶輪轉速，r/min；-小帶輪直徑，mm； ，合適。 (4)確定帶傳動的中心距和帶的基準長度 設中心距為,則 0．55（

21、）a2（） 于是 208.45a758,初取中心距為400mm。 帶長 查表取相近的基準長度，。 帶傳動實際中心距 (5)驗算小帶輪的包角 一般小帶輪的包角不應小于， 合適。 (6)確定帶的根數 其中： -時傳遞功率的增量； -按小輪包角，查得的包角系數； -長度系數； 為避免V型帶工作時各根帶受力嚴重不均勻，限制根數不大于10。 (7)計算帶的張緊力 其中： -帶的傳動功率,KW； v-帶速,m/s； q-每米帶的質量，kg/m；取q=

22、0.17kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。 (8)計算作用在軸上的壓軸力 2.3 各傳動組齒輪模數的確定和校核 (1)模數的確定： a傳動組：分別計算各齒輪模數 先計算24齒齒輪的模數： 其中: -公比 ； = 2； -電動機功率； = 7.5KW； -齒寬系數； -齒輪傳動許允應力; -計算齒輪計算轉速。 取= 600MPa,安全系數S = 1。 由應力循環(huán)次數選取 ，取S=1 。

23、 取m = 4mm。 按齒數30的計算，，可取m = 4mm； 按齒數36的計算，, 可取m = 4mm。 于是傳動組a的齒輪模數取m = 4mm，b = 32mm。 軸Ⅰ上齒輪的直徑： 。 軸Ⅱ上三聯(lián)齒輪的直徑分別為： b傳動組： 確定軸Ⅱ上另兩聯(lián)齒輪的模數。 按22齒數的齒輪計算： 可得m = 4.8mm； 取m = 5mm。 按42齒數的齒輪計算： 可得m = 3.55mm； 于是軸Ⅱ兩聯(lián)齒輪的模數統(tǒng)一取為m = 5mm。 于是軸Ⅱ兩聯(lián)齒輪的直徑分別為：

24、 軸Ⅲ上與軸Ⅱ兩聯(lián)齒輪嚙合的兩齒輪直徑分別為： c傳動組： 取m = 5mm。 軸Ⅲ上兩聯(lián)動齒輪的直徑分別為： 軸四上兩齒輪的直徑分別為： 畢業(yè)設計(論文) 齒輪強度校核 3. 齒輪強度校核 計算公式 3.1校核a傳動組齒輪 校核齒數為24的即可，確定各項參數 (1) P=8.25KW,n=710r/min, (2)確定動載系數 齒輪精度為7級，由《機械設計》查得使用系數 (3) (4)確定齒向載荷分配系數:取齒寬系數

25、 非對稱 查《機械設計》得， (5)確定齒間載荷分配系數 由《機械設計》查得， (6)確定動載系數 (7)查表 10-5 (8)計算彎曲疲勞許用應力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 圖10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合適。 3.2 校核b傳動組齒輪 校核齒數為22的即可，確定各項參數 (1) P=8.25KW,n=355r/min, (2)確定動載系數： 齒輪精度為7級，由《機械設計》查得使用系數 ⑶ (4)確定齒向載荷分配系數:取齒寬系

26、數 非對稱 查《機械設計》得， (5)確定齒間載荷分配系數: 由《機械設計》查得， (6)確定動載系數: (7)查表 10-5 (8)計算彎曲疲勞許用應力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 圖10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合適。 3.3校核c傳動組齒輪 校核齒數為18的即可，確定各項參數 (1) P=8.25KW,n=355r/min, (2)確定動載系數： 齒輪精度為7級，由《機械設計》查得使用系數 (3) (4)確定齒向載荷分配系數 取齒寬系數

27、 非對稱 查《機械設計》得 (5)確定齒間載荷分配系數 由《機械設計》查得 (6)確定動載系數 (7)查表 10-5 (8)計算彎曲疲勞許用應力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 圖10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合適。 東華理工大學畢業(yè)設計（論文） 主軸撓度的校核 4. 主軸撓度的校核 4.1 確定各軸最小直徑 (1)Ⅰ軸的直徑： (2)Ⅱ軸的直徑： (3)Ⅲ軸的直徑： (4)

28、主軸的直徑： 4.2軸的校核 Ⅰ軸的校核：通過受力分析，在一軸的三對嚙合齒輪副中，中間的兩對齒輪對Ⅰ軸中點處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來進行校核 。 Ⅱ軸、Ⅲ軸的校核同上。 東華理工大學畢業(yè)設計（論文） 主軸最佳跨距的確定 5. 主軸最佳跨距的確定 400mm車床，P=7.5KW. 5.1 選擇軸頸直徑,軸承型號和最佳跨距 前軸頸應為75-100mm,初選=100mm,后軸頸取,前軸承為NN3020K,后軸承為NN3016K,根據結構,定懸伸長度 5.2 求軸承剛度 考慮

29、機械效率 主軸最大輸出轉距： 床身上最大加工直徑約為最大回轉直徑的60%,取50%即200,故半徑為0.1. 切削力： 背向力： 故總的作用力 ： 次力作用于頂在頂尖間的工件上主軸尾架各承受一半, 故主軸軸端受力為 先假設 前后支撐分別為 根據 。 畢業(yè)設計（論文） 各傳動軸支撐處軸承的選擇 6. 各傳動軸支撐處軸承的選擇 參考《金屬切削機床課程設計指導書》表2，取通用機床鋼質主軸前軸頸直徑D1 = 80mm，后軸頸直徑D2 = （0.7～0.85）D1，取D2 = 65 mm，主軸內孔

30、直徑d = 0.1 Dmax 10 mm ，其中Dmax為最大加工直徑。取d = 40mm。 估算傳動軸直徑：（忽略各傳動功率損失） 按扭轉剛度初步計算傳動軸直徑： d = 式中d —— 傳動軸直徑； N —— 該軸傳遞功率（KW）； ——該軸計算轉速（r/min）； []—— 該軸每米長度允許扭轉角 這些軸都是一般傳動軸，取[]=10/m。 代入以上計算轉速的值，計算各傳動軸的直徑： Ⅰ軸：d1 = 26mm； Ⅱ軸：d2 = 31mm； Ⅲ軸：d3 = 40mm； 東華理工大學畢業(yè)設計（論文）

31、 主軸剛度的校核 7. 主軸剛度的校核 7.1 主軸圖: 圖7-1 主軸圖 7.2 計算跨距 前支承為雙列圓柱滾子軸承，后支承為雙列圓柱滾子軸承 當量外徑 主軸剛度：由于 故根據式（10-8） 對于機床的剛度要求，取阻尼比 當v=50m/min,s=0.1mm/r時,, 取 計算 可以看出，該機床主軸是合格的. 畢業(yè)設計（論文） 結束語 結束語 金屬切削機床的課程設計了，雖然設計的過程比較繁瑣，而且剛開始還有些不知所措，但

32、是在同學們的共同努力下，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。 這次嚴格的實戰(zhàn)考驗讓我受益匪淺，不僅鞏固和深化了課堂理論教學的內容，而且鍛煉和培養(yǎng)了我綜合運用所學過的知識和理論的能力，使我獨立分析、解決問題的能力得到了強化。解決了平時學習中遺留下來的難點和疑點，豐富了自己的只是面，尤其使我對本專業(yè)的設計特點和思維方式有了進一步的體會。 當然，本次設計中也出現了不少問題，如對理論只是理解不深，實際應用能力不強，動手能力差等，還需在以后的工作和學習中進一步的改善和提高。 設計得以順利的完成，離不開***老師以及其他各位老師的指導和斧正，還有各位同學的熱情幫助，最后在本次設計即

33、將畫上圓滿句號的時候，對各位老師和同學再次深表謝意?。?！ 東華理工大學畢業(yè)設計（論文） 參考文獻 參考文獻 [1] 廈門工程學院機械制造教研室 主編.《金屬切削機床指導書》.廈門：工程學院出版社，1999年 [2] 濮良貴 紀名剛主編.《機械設計(第七版)》.北京:高等教育出版社,2001年6月 [3] 毛謙德 李振清主編.《袖珍機械設計師手冊》北京：機械工業(yè)出版社,2002年5月 [4] 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年 [5］戴曙 主編.《金屬切削機床》.北京:機械工業(yè)出版社,2005年1月 [6] 編寫組 主編.《機床設計手冊》.北京:機械工業(yè)出版社,1980年8月 [7］華東紡織工學院 哈爾濱工業(yè)大學 天津大學主編.《機床設計圖冊》.上海:上?？茖W技術出版社,1979年6月