《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 目录 1. 机床参数确定5 2. 运动设计5 2.1 传动组、传动副地确定5 2.2 结构式、结构网的选择6 2.3 拟定转速图7 2.4 齿轮齿数确定8 2.5 传动系统图9 2.6 轴、齿轮的计算转速9 3.传动零件的初步计算11 3.1 传动轴直径初定11 3.2 主轴轴颈直径的确定11 3.3 齿轮模数的初步计算11 4.主要零件的验算12 4.1 三角胶带传动的计算和选定12 4.2 圆柱齿轮的强度计算13 4.3 传动轴的验算16 4.4 滚动轴承的验算19 设计感想20 参考文献20 中北大学课程设计说明书 2 1. 机床参数确定： 运动参数： 回转主运动的机床，主运动的参数是主轴转速。其数列的公比 应选取标准 的公比值，取公比 =1.41。 主轴转速级数：121 41 . 1 lg 0 . 14lg 1 lg lg =+=+= n r z 式中 rn 为主轴变速范围： 4 . 44 min max = n n rn。 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 根据最低转速 nmin=31.5rpm，最高转速 nmax=1440rpm，公比 =1.41，按机床课程设计 指导书 （陈易新编）表 5 选出标准转速数列： 1400 1000 710 500 355 250 180 125 90 63 45 31.5 机床传动系统的变速组大多采用双联齿轮或三联齿轮，因此转速级数宜为 2、3 因子的乘 积，即 nm z23 =为宜，其中 m、n 为正整数。 动力参数：由任务书设定电动机功率：n=4kw。查表应选用 y 系列三相异步电动机 中北大学课程设计说明书 3 y112m- 4（同步转速 1500r/min，50hz，380v） ，转速 1440 r/min，效率 84.5%。功率因素 cos=0.82，额定转矩 2.2knm。 2. 运动设计 2.1 传动组、传动副的确定： 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）4312= 2）3412= 3）22312= 4）23212= 5）32212= 方案 1） 、2）可以省一根传动轴，但是其中一个传动组内有四个传动副，果增大了该轴 的轴向尺寸这种方案不宜采用。 根据传动副数目分配应该“前多后少”的原则，取方案 3）较合适。 2.2 结构式、结构网的选择： 在22312=的传动副组合中，其传动副的扩大顺序又有以下六种形式： 1） 631 22312= 2） 612 22312= 3） 162 22312= 4） 361 22312= 5） 214 22312= 6） 124 22312= 根据级比指数分配要“前密后疏”的原则，即传动顺序与扩大顺序相一致，应选用 631 22312=，其结构网如下图所示： 中北大学课程设计说明书 4 631 22312= 图 1 检验最大扩大组的变速范围： 0 12 (1)6 (2 1) 2 1.264 p p p r =，符合设计原则要求。 2.3 拟定转速图： 上述所选定的结构式共有三个传动组，变速机构共需 4 轴，加上电动机共 5 轴，故转速 图需 5 条竖线，如下图所示。主轴共 12 速，电动机轴与主轴最高转速相近，故需 12 条横线。 中间各轴的转速可以从电动机轴往后推，也可以从主轴开始往前推。通常以往前推比较 方便，即先决定轴三的转速。 中北大学课程设计说明书 5 1400 710 500 355 250 180 125 90 63 45 31.5 1000 1440 r min ib2=1:1 ia3=1:1 ia2=1:1.41 ia1=1:2 ib1=1:2.8 ic2=2:1 ic1=1:4 图二 传动组 c 的变速范围为85 . 7 41 . 1 66 =，可知两个传动副的传动比为： 4 1 1 4 1 = c i 2 2 1 2 = c i 这样就确定了轴的六种转速只有一种可能，即为：125、180、250、355、500、710r/min。 随后决定轴的转速，为了避免升速，又不能使传动比太小，可取： 3 1 1 8 . 2 1 = b i， 2 11 1 b i =。轴的转速确定为 355、500、710 r/min。 同理，对于轴，可取： 2 1 1 2 1 = a i， 1 41 . 1 1 2 = a i， 3 1 1 a i=。轴的转速：710 r/min。 电动机轴与轴之间为带传动，传动比接近 2 1 2 1 =。补足各连线，得到如下所示转速图： 中北大学课程设计说明书 6 1400 1000 710 500 355 250 180 125 90 63 45 31.5 1440 r min z5/z6 z3/z4 z1/z2 z9/z10 z7/z8 z13/z14 z11/z12 图三 2.4 齿轮齿数确定 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 变速 组 第一变速组 第二变速组 第三变速组 齿数 和 72 92 96 齿轮 1 z 2 z 3 z 4 z 5 z 6 z 7 z 8 z 9 z 10 z 11 z 12 z 13 z 14 z 齿数 24 48 30 42 36 36 24 68 46 46 19 77 64 32 验算主轴转速误差，主轴各级实际转速值用下式计算： 1 2 (1) eabc d nn d = 实 式中， 1 d 、 2 d 分别为大、小带轮的直径； a 、 b 、 c 分别为第一、二、三变速组的齿 中北大学课程设计说明书 7 轮传动比。 表二：转速误差表 主轴转速 1 n 2 n 3 n 4 n 5 n 6 n 7 n 8 n 9 n 10 n 11 n 12 n 标准转速 r/min 315 45 63 90 125 180 250 355 500 710 1000 1400 实际转速 r/min 311 446 625 882 123 176 248 352 496 700 980 1420 转速误差 00 13 10 10 2 16 22 08 0.8 0.8 14 2.0 14 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 . 4)%1(10= = 标 标实 n nn n，计算值如表二。 2.5传动系统图如图四所示： 2.6 轴、齿轮的计算转速： 主轴：根据教材表 8- 2，中型机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min/90 4 rn =； 各传动轴：轴可从主轴为 90r/min 按 19/77 的传动副找上去，似应为 355r/min，但由 于轴上的最底转速 125r/min 经传动组 c 可使主轴得到 31.5 和 250r/min 两种转速，250r/min 中北大学课程设计说明书 8 1440r/min 4kw 77 32 19 46 68 24 46 42 48 36 36 24 30 64 nmax=1400r/min nmin=31.5r/min 图四 要传递全部功率，所以轴的计算转速应为 125r/min。轴的计算转速可按的传动副 b 推上 去，得 355 r/min；同理轴为 710r/min。 各齿轮：传动组 c 中，19/77 只需计算 z=19 的齿轮，计算转速为 355 r/min；64/32 只需 计算 z=32，min/125rnj=；z=19 和 z=32 两个齿轮哪一个的应力更大一些，较难判断，可同 时计算，选择模数较大的作为传动组 c 齿轮的模数；传动组 b 应计算 z=24，min/355rnj=； 传动组 a 应计算 z=24，min/710rnj=。 3. 传动零件的初步计算： 3.1 传动轴直径初定 按扭转刚度计算： ( )mm t d n 464 . 1 = 中北大学课程设计说明书 9 式中，d-传动轴直径（mm） ； n t -该轴传递的额定扭矩（nmm） ； n-该轴传递的功率（kw） ； j n -该轴的计算转速（rpm） ； -该轴每米长度允许扭转角（deg/m） ，取 =0.8。 轴：mmmmd 0 . 40 8 . 0125 99 . 0 96 . 0 4 10955064 . 1 4 2 3 3 = = 轴：mmmmd 0 . 31 8 . 0355 99 . 0 96 . 0 4 10955064 . 1 4 3 2 = = 轴：mmmmd 1 . 26 8 . 0710 96 . 0 4 10955064 . 1 4 3 1 = = 3.2 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 =42-51mm，取 2 d =45mm。 3.3 齿轮模数的初步计算 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按简化的接触疲劳强度公 式进行初算： () ()mm nz n m jim d j 3 22 1 1 16300 + = 式中， j m -按接触疲劳强度估算的齿轮模数（mm） ； d n -驱动电动机功率（kw） ； j n -被估算齿轮的计算转速 （r/min） ； -大小齿轮齿数之比， 1 z -小齿轮齿数； m -齿宽系数，= m b m 6-10，b 为齿宽，m 为模数，取 8； j -许用接触应力，查表 26 取mpa j 1100=。 传动组 b：24/68 ()mmmmmj83 . 1 3551100 24 68 248 41 24 68 163003 22 = + = 中北大学课程设计说明书 10 传动组 a：24/48 ()mmmmmj51 . 1 7101100 24 48 248 41 24 48 163003 22 = + = 传动组 c：19/77 ()mmmmmj96 . 1 3551100 19 77 198 41 19 77 163003 22 = + = 4. 主要零件的验算 4.1 三角胶带传动的计算和选定 确定计算功率：kwkwknn j 2 . 53 . 14=，选择 b 型三角带； 确定带轮直径 1 d 、 2 d ，由表 11机床设计制导书查得： 1 d =140mm， mmdd n n d284 710 1440 11 2 1 2 = 计算胶带转速：smsmsm nd v/55.10/ 60000 1440140 / 60000 11 = = 初定中心距：()()mmdda284 2 . 23526 . 0 210 =+= 根据机床的布局及结构方案选mma500 0 = 计算胶带的长度：() () ()mmmm a dd ddal1622 42 2 0 2 12 2100 = += 选 标 准 计 算 长 度 mml1633=， 作 为 标 记 的 三 角 胶 带 的 内 周 长 度 yllmml nn +=,1600。 计算胶带的弯曲次数： 1111 4092.12 1633 55.10210001000 = =ssss l mv 式中，m-带轮的个数 计算实际中心距：nmma+= 2 ，其中， () 3 . 254 84 21 = + = ddl m ， () 2 21 1568 8 dd n =，代入上式中，得mma5 .505= 中北大学课程设计说明书 11 定小带轮的包角：= 120167 1801 180 2 1 a dd 确定三角胶带的根数： 10c n n z j =，式中： 0 n 单根三角胶带能传递的功率（kw） ，由表 13 查得 0 n =2.23； 1 c -带轮包角系数，由表 13 查得 1 c =0.98； 则8 . 1 98 . 0 23 . 2 4 = =z，取 2。 4.2 圆柱齿轮的强度计算： 验算变速箱中齿轮强度应选择相同模数承受载荷最大齿数最小的齿轮进行接触应力和 弯曲应力计算，一般对高速传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，对硬齿面软齿心渗碳淬火的齿轮要验算齿根弯曲应力。 接触应力的验算公式： () ) 1(102081 321 3 j j s j mpa ubn nkkkku zm = 弯曲应力的验算公式： () 10208 2 321 5 w j s w mpa bynzm nkkkk = 表三 传动组 第一传动组 第二传动组 第三传动组 齿轮传递功率 n 3.76 3.80 3.84 齿轮计算转速 j n 355 355 710 齿轮的模数 m 2 2 2 齿宽 b 16 16 16 小齿轮数 z 19 24 24 大齿轮与小齿轮齿数比 u 77/19 68/24 48/24 寿命系数 s k 接触疲劳 0.67 0.86 0.83 弯曲疲劳 0.90 0.90 0.90 中北大学课程设计说明书 12 速度转化 系数 n k 接触疲劳 0.95 0.85 0.72 弯曲疲劳 0.93 0.93 0.90 功率利用 系数 n k 接触疲劳 0.58 0.58 0.58 弯曲疲劳 0.78 0.78 0.78 材料利用 系数 q k 接触疲劳 0.70 0.73 0.76 弯曲疲劳 0.72 0.75 0.77 工作情况系数 1 k 1.2 1.2 1.2 动载荷系数 2 k 1.2 1.2 1.2 齿向载荷分布系数 3 k 1 1 1.05 齿形系数 y 0.438 0.444 0.454 其中寿命系数 s k qnnts kkkkk = t k工作期限系数 1 60 m t o nt k c = t- 齿轮在机床工作期限() s t内的总工作时间 h ，对于中型机床的齿轮取 ht200015000=，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。 1 )nrpm齿轮的最低转速（； 0 c 基准循环次数； m疲劳曲线指数； n k 转速变化系数； p k 材料强化系数； s k 的极限值 maxs k、 mins k，当 maxss kk时，则取 maxss kk =；当 minss kk时，取 minss kk=； 中北大学课程设计说明书 13 j - 许用接触应力（mpa ） ，查表 3- 9， j =1100mpa ； w - 许用弯曲应力（mpa） ，查表 3- 9， w =320mpa。 代入公式，得传动组 c： 4 . 5028 35516 19 77 76 . 3 67 . 0 12 . 12 . 1) 1 19 77 ( 219 102081 3 jj mpampa= + = 4 . 263 355438 . 0 16219 76 . 3 9 . 012 . 12 . 110208 2 5 ww mpampa= = 传动组 b： 1 . 510 35516 24 68 38086 . 0 12 . 12 . 1) 1 24 68 ( 224 102081 3 jj mpampa= + = 3 . 236 355444 . 0 16224 3809 . 012 . 12 . 110208 2 5 ww mpampa= = 传动组 c： 1 . 374 71016 24 48 84 . 3 83 . 0 05 . 1 2 . 12 . 1) 1 24 48 ( 224 102081 3 jj mpampa= + = 9 . 141 71045 . 0 16224 84 . 3 9 . 005 . 1 2 . 12 . 110208 2 5 ww mpampa= = 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 14 f1 f2 图 5 图 5 中 f1为齿轮 z4（齿数为 42）上所受的切向力 ft1，径向力 fr1的合力。f2为齿轮 z9（齿 数 46）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 6 所示，根据下表的公式计算齿轮的受力。 1 ft1 f1 f2 ft2 fr2 fr1 x z 2 图 6 表 4 齿轮的受力计算 p t = 1055 . 9 6 传递转 传齿齿齿轮 z4 齿轮 z9 中北大学课程设计说明书 15 功率 p kw 速 n r/ min 动 转 矩 t n mm 轮 压 力 角 面 摩 擦 角 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 380 500 72580.0 20 6 -1200.1 -1200.1 585.3 84 1252.2 1252.2 -610.7 92 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 7 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 = 中北大学课程设计说明书 16 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 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： 表五 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 72580 28 34 8 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： 中北大学课程设计说明书 17 n l bfff r xx a 7 . 106 276 156 1 . 1200126 2 . 1252 12 = = = n l afcf r xx b 8 . 158 276 120 1 . 1200150 2 . 1252 12 = = = 在 zoy 平面内： n l bfff r zz a 0 . 52 276 156 3 . 585126 7 . 610 12 = = = n l afcf r zz b 4 . 77 276 120 3 . 585150 7 . 610 12 = = = 左、端支反力为：