金属切削机床》课程设计-铣床主轴箱设计【全套图纸】 .pdf

中北大学课程设计说明书 1 目录目录 1. 机床参数确定2 2. 运动设计2 2.1 传动组的传动副数的确定.2 2.2 结构网和结构式各种方案的选择.3 2.3 拟定转速图.4 2.4 齿轮齿数确定.5 2.5 传动系统图.5 2.6 轴、齿轮的计算转速6 3.传动零件的初步计算.6 3.1 传动轴直径初定6 3.2 主轴轴颈直径的确定6 3.3 齿轮模数的初步计算7 4.主要零件的验算.8 4.1 三角胶带传动的计算和选定8 4.2 圆柱齿轮的强度计算11 4.3 传动轴的验算、强度验算、弯曲刚度验算14 4.4 滚动轴承的验算.16 6.参考文献.18 1.机床参数的确定机床参数的确定： 中北大学课程设计说明书 2 (1)运动参数运动参数： 回转主运动的机床，主运动的参数是主轴转速。 最低转速minv和最高转速maxv：minv=12.5rpm maxv=2120rpm 分级变速时的主轴转速数列：机床的分级变速机构共有 z 级。z=12， min 1 vv = max 12 vv=。任意两级转速之间的关系应为：= +jj vv 1 据 min max v v rn=11，得：=1.58。查表得：各轴转速：12.5、20、31.5、50、80、 125、200、315、500、800、1250、2120。 (2)动力参数的确定动力参数的确定：由任务书设定电动机功率：n=1.5kw。查表得应该选择 y 系列三相异步电动机 y90l- 4 （同步转速 1500r/min， 50hz， 380v） ， 转速 1400rpm， 效率 79%。功率因素 cos=0.79，额定转矩 2.2knm。 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 2.运动设计运动设计： 2.1 传动组的传动副数的确定传动组的传动副数的确定： 传动组和传动副数可能的方案有： 12=4*3 12=3*4 12=3*2*2 12=2*3*2 12=2*2*3 在上列各方案中，前两个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，则会增加轴向尺寸；如果用两个双联滑移 齿轮，则操纵机构必须互锁以防止两个滑移齿轮同时啮合。所以一般少用。 中北大学课程设计说明书 3 后三个方案中可根据下述原则比较：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，尺寸也就较小。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，大尺寸的零件就可以少 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=3*2*2 的方案为好。 2.2 结构网和结构式各种方案的选择结构网和结构式各种方案的选择： 在 12=3*2*2 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图 1。在这些方案中，可根据下列原则选择最 佳方案。 图 1 结构网图 中北大学课程设计说明书 4 传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围 主传动链任一传动的最大 变速范围一般为： min max max u u r=816。 在检查传动组的变速范围时，只需检查最后一个扩大组。因为其它传动 组的变速范围都比它小max 1 rrn pnxn = 。在图中，方案 a,b,c,e 的第二 扩大组 x2=6;p2=2,则26*(2- 1) 6。 因 1.58,则 r2=1.586=15.5, 是可行 的。方案 d,f 是不可行的。 基本组和扩大组的排列顺序基本组和扩大组的排列顺序 在可靠的四种结构网方案 a,b,c,e 中， 还要进行比较以选择最佳方案。 原则是选择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。方案 a 的中间传动轴变速范围 最小，帮方案 a 最佳。即如果没有别的要求，则应尽量使扩大顺序与传动顺 序一致。 2.3 拟定转速图拟定转速图 电动机和主轴的转速是已定的，当选定了结构网或结构式后，就可分配和 传动级的传动比并确定中间轴的转速。再加上定比传动，就可画出转速图。 中间轴的转速如果能高一些，传动件的尺寸也就可以小一些。但是，中间轴 如果转速过高，将会引起过大的振动、发热和噪声。通常，希望齿轮的线速 度不超过 1215m/s。对于中型车、钻、铣等机床，中间轴的最高转速不宜 超过电动机的转速。对于小型机床和精密机床，由于功率较小，传动件不会 过大。这时振动、发热和噪声是应该考虑的问题。因些更应该注意中间轴的 转速，不使过高 中北大学课程设计说明书 5 本机床所选定的结构式共有三个传动组，变速机构共需 4 轴。加上电动机轴 共 5 个轴。故转速图共需 5 个竖线，主轴共 12 级转速，电动机轴转速与主轴最 高转速相近，帮需 12 条横线。现拟定转速图如：图 2 2.4 齿轮齿数的确定齿轮齿数的确定 因传动比 i 采用标准公比的整数次方，齿数和以及小齿轮齿数可以从表 8- 1 中查得。在传动组 a 中，ia1=1,ia2=1/1.58,ia3=1/2.5。则，查 i 为 1，1.6，2 的三行。有数字的即为可能方案。取 s为 78，则从表中查出小齿轮齿数为 39、 30、22。即 ia1=39/39,ia2=30/48,ia3=22/56。在传动组 b 中，ib1=1,ib2=1/4 则查 i 为 1，4 的两行。有数字的即为可能方案。取为 104，则从表中查出小齿轮 齿数为 52、21。即 ib1=52/52,ib2=21/83。在传动组 c 中，ic1=4/1,ic2=1/4 则查 i 为 4 这一行。取 s为 100，则从表中查出小齿轮齿数为 20。即 ic1=80/20,ic2=20/80。 2.5 传动系统图的确定传动系统图的确定 图 2 转速图 280 80 20 20 52 83 48 56 39 80 中北大学课程设计说明书 6 2.6 轴、齿轮计算转速轴、齿轮计算转速 主轴主轴 根据表 8- 2， 中型铣床主轴的计算转速是第一个三分之一转 速范围内的最高一级转速，即为 n4=50r/min。 各传动轴各传动轴 轴可从主轴为 50r/min 按 8020 的传动副找上去， 应为 200r/min。但由于轴最低转速 50r/min，经传动组可使主轴得到 12.5 和 200r/min 两转速。200r/min 要传递全部功率，所以轴的计算转速应为 50r/min。轴的计算转速可按传动副 b 推上去,为 200r/min. (3)各齿轮各齿轮 传动组 c 中各齿轮：传动组 c 中，20/80 只需计算 z=20 的齿轮，计算转速为 200 r/min；80/20 只需计算 z=20，min/125rnj=；选择 模数较大的作为传动组 c 齿轮的模数；传动组 a、b 模数相同应计算 z=21， min/500rnj=。 3.传动零件的初步计算传动零件的初步计算 3.1 传动轴直径的初定传动轴直径的初定 图 3 传动系统图 中北大学课程设计说明书 7 根据传动轴传递功率的大小,用简化的扭转刚度公式计算:d4 91 nj n (= ndn) 式中 d -传动轴受扭部分直径(mm) n- 该轴传递的功率(kw) nd - 电动机的功率(kw) - 电动机到该传动轴的传动效率 j n - 被估算的传动轴的计算转速(r/min) - 该传动轴每米长度允许扭转角(deg/m)一般传动轴取=0.51 本设计取 0.8 则轴,n= 06 . 1 98 . 0 96 . 0 %795 . 1 3 =nd d4 4 8 . 050 06 . 1 91 =36.7 取 d4=37，在此轴上有键槽故取 d4=40。 则 轴 ,n= 2 98 . 0 96 . 0 %795 . 1=nd =1.10 d3 4 8 . 050 10 . 1 91 =37.1 取 d3=38。 则轴,n=98 . 0 96 . 0 %795 . 1=nd =1.11 d2 4 8 . 0200 11 . 1 91 =26.3 取 d2=27，将此轴做成花键轴。 则轴,n= 96 . 0 %815 . 1=nd=1.17 d1 4 8 . 0500 17 . 1 91 =21.2 中北大学课程设计说明书 8 取 d1=22，将此轴做成花键轴并取 d1=30。 3.2 主轴轴颈直径的确定主轴轴颈直径的确定 由表 3 查得机床课程设计指导书 ： 主轴前轴颈 1 d =60mm，后轴颈 2 d =（0.7-0.85） 1 d ，取 2 d =40mm。 3.3 齿轮模数的初步计算齿轮模数的初步计算 初步计算齿轮模数时,按简化的接触疲劳强度公式进行.一般同一变速组中的 齿轮取同一模数,选择负荷最重的小齿轮进行计算. 则 () ()mm nz n m jim d j 3 22 1 1 16300 + = 式中 mj- 按接触疲劳强度估算的齿轮模数（mm）; nd- 驱动电动机功率（mm）; nj- 被估算齿轮的计算转速(r/min)； u - 大齿轮与小齿轮齿数之比, u1,外啮合为+,内啮合为-; 1 z - 齿轮齿数; m - 齿宽系数, m b m =610,b 为齿宽,m 为模数， 本设计中 m 取 8； - 许用接触应力( a mp ),查表 3- 9，取 45 钢，整淬，=1100。 则 c 传动组， () ()mmmc3 2 2 5011004208 5 . 114 16300 + = =3.87 取 c m =4。 中北大学课程设计说明书 9 则b传 动 组 () ()mmmb3 2 2 20011004218 5 . 114 16300 + =2.3 取 a m =2.5。 则 a 传动组， () ()mmma3 2 2 50011005 . 2228 5 . 115 . 2 16300 + = =1.63 取 a m =2。 4.主要零件的验算主要零件的验算 4.1 三角胶带传动的计算和选定三角胶带传动的计算和选定 确定计算功率确定计算功率pca 由表 8-6 查得工作情况系数 ka=1.1,故: 5 . 11 . 1 =pkapcakw=1.65kw 选取选取 v 带型号带型号 根据 ca p 、n1 由图 8-8 确定选用 z 型普通 v 带。 确定带轮基准直径确定带轮基准直径 由表 8-3 和表 8-7 取主动基准直径mmdd100 1 =。 根据式（8-15） ，从动轮基准直径mmidd dd 2 . 278100 1420 500 12 = 根据表 8-7，取mmdd280 2 =。 按式（8-20）验算带的速度 smsm nd v d /43 . 7 / 100060 11 = = 25sm/ 带的速度合适。 中北大学课程设计说明书 10 确定窄确定窄 v 带的基准长度和传动中心距带的基准长度和传动中心距 根据() 21 7 . 0 dd dd+ 0 a () 21 2 dd dd+,初步确定中心距mma400 0 =。 根据式（8-20）计算带所需的基准长度 () () mm a dd ddal dd ddd 1417 42 2 0 2 21 210 = + += 由表 8-2 选带的基准长度mmld1400=。 按式（8-21）计算实际中心距 a mm ll aa dd 5 . 391 2 0 = += 验算主动轮上的包角验算主动轮上的包角 1 由式（8-6）得： = = =120 6 . 153 5 . 57 5 . 391 100280 180 5 . 57180 12 1 a dd a dd 主动轮上的包角合适。 计算窄计算窄 v 带的根数带的根数 z 由式（8-22）知 () la ca kkpp p z 00 + = 由 n1=1420r/min、dd1=100mm、i=1420/500，查表 8-5c 和表 8-5d 得： kwp32 . 1 0 = kwp17 . 0 0 = 查表 8-8 得93 . 0 = a k，查表 8-2 得96 . 0 = l k则： 中北大学课程设计说明书 11 () 76 . 1 96 . 0 93 . 0 17 . 0 32 . 1 65 . 1 = + =z 取 z=2 根。 计算预紧力计算预紧力 f0 由式(8-23)知 2 0 1 5 . 2 500qv kvz p f a ca + = 查表 8- 4 得 q=0.1kg/m，故：nf 8 . 222 0 = 计算作用在轴上的压轴力计算作用在轴上的压轴力 p f 由式（8-4）得 n a zffp871 2 6 . 153 sin 8 . 22222 2 sin2 1 0 = = 4.2 圆柱齿轮的圆柱齿轮的强强度计算度计算 验算变速箱中齿轮强度,应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿 轮,进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速运动的齿轮验算齿面接触应 力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。 接触应力的验算公式为： )( 1102081 321 3 j j s j mp ubn nkkkku zm = 弯曲应力的验算公式为：)( 10208 2 321 5 w j s w mp bynzm nkkkk = 式中：n齿轮传递的功率（kw） ，(= d nn ) d n 电动机的额定功率（kw） ； 中北大学课程设计说明书 12 从电动机到所计算齿轮的机械效率； j n 齿轮的计算转速（r/min）; m初算的齿轮模数； b齿宽（mm）; z小齿轮齿数； u大齿轮与小齿轮齿数之比，u1， “+”号用于外啮合， “-”号用于内啮合； s k 寿命系数； qnnts kkkkk = kt工作期限系数：kt=m 60n1t/c0 t齿轮在机床工作期限（ts）内的总工作时间（h） ，对于 中型机床的齿轮取 ts=1500020000h，同一变速组内 的齿轮总工作时间可近似地认为 t=ts/p,po 变速组的传 动副数； n1齿轮的最低转速（r/min）; c0基准循环次数，查表 3-1； m疲劳曲线指数，查表 3-1； n k 速度转化系数，查表 3-2； 中北大学课程设计说明书 13 n k 功率利用系数，查表 3-3； q k 材料强化系数，查表 3-4； s k 的极限值 maxs k， mins k见表 3-5， 当 maxss kk 时， 则取 maxss kk =； 当 minss kk 时，则取 minss kk =； 1 k 工作情况系数，中等冲击的主运动，取 k1=1.21.6； 2 k 动载荷系数，查表 3-6； 3 k 齿向载荷分布系数，查表 3-7； y 标准齿轮齿形系数，查表 3-8； j 许用接触应力（mp ） ，查表 3-9； w 许用弯曲应力（mp ） ，查表 3-9。 本设计对传动组 c20/80 只需计算 z=20 的齿轮计算转速为 200r/min， 应验算齿面接触应力。 80/20 中只需计算 z=20 计算转速为 125r/min。 应验算齿根弯曲应力。 查得：kwnn d 10 . 1 98 . 0 96 . 0 79 . 0 5 . 1 2 = j n =200r/min m=4 b=32 z=20 u=4 中北大学课程设计说明书 14 qnnts kkkkk = 1.75 k1=1.2 k2=1.3 k3=1 故： () 200324 65 . 1 75 . 1 13 . 12 . 114 420 102081 3 + = j =771.6= + = 故不合格。 现将模数增大，m=2.5 则： ajaj mpmp1100 3 . 976= 合格 齿根弯曲应力： awaw mpmp320 1 . 173 500408 . 0 165 . 222 71 . 1 75 . 1 13 . 12 . 110208 2 5 = = 故合格。 4.3 传动轴的验算 强度验算、弯曲刚度验算 受力分析：以轴为例进行分析，轴上的齿轮为滑移齿轮。通常，选择 主轴处于计算转速（200r/min）时齿轮的啮合位置为计算时的位置。根据本机床 齿轮排列特点，主轴为 250r/min 时，轴受力变形大于前者，故采用此时的齿 轮位置为计算位置。受力分析如下图所示： 中北大学课程设计说明书 15 f1 f2 图 4 受力分析图 图 4 中 f1为齿轮 z4（齿数为 48）上所受的切向力 ft1，径向力 fr1的合力。f2为齿 轮 z9（齿数 30）上所受的切向力 ft2，径向力 fr2的合力。 各传动力空间角度如图 5 所示，根据下表的公式计算齿轮的受力。 1 f f1 f2 ft2 fr2 fr1 x 2 图 5 各传动力空间角度 表 1 齿轮的受力计算 zmd f f d t f n p t t t = += = = = cos 2 1055 . 9 6 传递 功率 p (kw) 转 速 n r/ (min) 传 动 转 矩 t n (mm ) 齿 轮 压 力 角 齿 面 摩 擦 角 齿轮 z4 齿轮 z9 切 向 力 ft1 n f1 在 x 轴 投 影 fz1 n f1 在 z 轴 投 影 fz1 n 分 度 圆 直 径 d1 mm 切 向 力 ft2 n f1 在 x 轴 投 影 fz2 n f1 在 z 轴 投 影 fz2 n 分 度 圆 直 径 d2 mm 中北大学课程设计说明书 16 1.5 500 39274.9 20 6 -7527.75 -777.75 399.1 120 846.6 846.6 -539.7 75 挠度、倾角的计算： 分别计算出各平面挠度、倾角，然后进行合成。如下图所示：其中 a=120, b=156, c=150, f=126, l=276, mpae 5 101 . 2 =, n=159.35, 14 101 . 9 6 1 = eil 4 . 32385 64 5 . 28 64 44 = = d i f2 f1 x 图 6 挠度、倾角合成 xoy 平面内挠度：)()( 6 222 2 222 1 cnlcfanlaf eil n y xxx = 代入数据，求得00105 . 0 = x y zoy 平面内挠度：)()( 6 222 2 222 1 cnlcfanlaf eil n y zzx = 代入数据，求得00064 . 0 = x y 挠度的合成：003 . 0 00123 . 0 22 p=+= xx yyy，符合要求。 左支撑倾角计算和分析： xoy 平面力作用下的倾角：)()( 6 1 21 flcffblabf eil xxa += 代入数据，解得 5 1074 . 1 = a zoy 平面力作用下的倾角：)()( 6 1 21 flcffblabf eil zza += 代入数据，解得 5 1014 . 2 =a 中北大学课程设计说明书 17 倾角的合成：0006 . 0 1076 . 2 5 22 p =+= aaa ，符合要求； 右支承倾角计算和分析： xoy 平面力作用下的倾角：)()( 6 1 21 clcffalabf eil xxb + = 代入数据，解得 4 1008 . 1 =b zoy 平面力作用下的倾角：)()( 6 1 21 clcffalabf eil zzb + = 代入数据，解得 5 1026 . 5 =b 倾角的合成：0006 . 0 102 . 1 4 22 p =+= bbb ，符合要求。 键侧挤压应力计算： 表 2 键侧挤压应力计算 计算公式 最 大 转 矩 max t mmn 花 键 轴 小 径 d mm 花 键 轴 大 径 d mm 花 键 数 n 载 荷 系 数 k 工 作 长 度 l mm 许 用 应 力 jy mpa 许 用 应 力 jy mpa 结 论 c n p t 3 max 109550 = jyjy lnkdd t = )( 8 22 max 49486 26 30 6 0.8 176 30 1.39 合 格 4.4 滚动轴承的验算 根据前面所示的轴受力状态，分别计算出左（a） 、右（b）两支承端支反 力。 在 xoy 平面内： n l bfff r xx a 5 . 123 276 156 6 . 84612675.7