机床主轴箱参数设计

1、1、参数的拟定2、运动的设计3、传动件的估算和验算4、展开图的设计5、总结一、 参数拟定1、确定公比 0已知Z= 12级（采用集中传动） nmax =1800 nmin =40Rn =0z-1所以算得眉1.412、确定电机功率 N根据320和400车床设计的有关参数，用插补法：已知最大回转直径为 360。切深ap（t）为3.75mm,进给量f为0.375mm/r,切削速度 v为 95m/min。计算： 主（垂直）切削力： FZ=1900ap f 0.75 N0.75=1900 X 3.75 X 0.3750.75 N3414.4 N切削功率 : N 切= FZV/61200 KW = 5.3

2、KW估算主电机功率:N= N切/ n总= N 切/0.8 KW =5.3/0.8 KW =6.6 KW因为 N 值必须按我国生产的电机在 Y 系列的额定功率选取 , 所以选 7.5 KW。1、运动的设计1、列出结构式12=23 31 26因为：在I轴上如果安置换向摩擦离合器时，为减小轴向尺寸，第一传动组的传动副数不能多，以2为宜。在机床设计中，因要求的R较大，最后扩大组应取2更为合适。由于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。2、绘出结构网3、拟定转速图1 ）主电机的选定电动机功率N: 7.5 KW电机转速nd：因为nmax =1800r/min，根据N=7.5

3、KW，由于要使电机转 速 nd 与主轴最高转速相近或相宜， 以免采用过大的升速或过小 的 降 速 传 动 。 所 以 初 步 定 电 机 为 ： Y132m-4， 电 机 转 速 1440r/min 。2 ）定比传动 在变速传动系统中采用定比传动，主要考虑传动、结构和 性能等方面要求， 以及满足不同用户的使用要求。 为使中间两 个变速组做到降速缓慢， 以利于减少变速箱的径向尺寸， 故在I - 轴间增加一对降速传动齿轮。3 ）分配降速比 12 级降速为： 40 56 80 12 112 160 224 315 450630 900 1250 1800 （ r/min ） 决定W - V间的最小降

4、速传动比：由于齿轮极限传动比限制 i max=1/4 ，为了提高主轴的平 稳性，取最后一个变速组的降速传动比为 1/4 ，按公比 忙1.41，查表可知：1.41 4=4。决定其余变速组的最小传动 比，根据降速前慢后快的原则，m- W轴间变速组取U=1/43 - m轴间取u=1/43 画出转速图12=233126D1 ：Z3 :ZL440r/nin112805640r / nin1250900630450315224V1800结构大体示意图94、计算各传动副的传动比见下述步骤5、计算齿轮齿数见下述步骤6、带轮直径和齿轮齿数的确定1）选择三角带型号根据电机转速1440 r/min和功率n=7.5查

5、图可确定三角带型 号为B型。7、确定带轮的最小直径Dmin查表得 D min =1408计算大带轮直径D大根据要求的传动比u和滑动率E确定1D 大=D 小 （1 一 ）u1=140（1-0.02）900=219.52 2209、确定齿轮齿数1）第一变速组内有两对齿轮，其传动比为U1=1.41Z2Z3U 2=Z4初步定出最小齿轮齿数Zmin和Smin：根据结构条件，由表得Zmin=2.24，在u=2 一行中找到Zmin=22时，同时满足两个传动比的要求，确定Sz=72Z3 二 Sz-Z4 =72-24=48乙=30Z2 =Sz-Z1 =72-30=402）第二变速组有三对传动副Z511Z6 p

6、_1.41Z711Z8:2_ 2Z911Z10_ (p 3-(2.82) 2确定最小齿轮的齿数Zmin和SminZmin =Z9 =21Smi n = 80ZlO = S min - Z 9 = 80-21= 59Zi = 27 Z8 = Smin - Z7 = 80 - 27 = 54Z5 = 33 Z6 = 473）第三变速组有两对齿轮Z 112J 12=2Z 12l 2 =Z1311Z14_43.98确定Zmin -21-Z 13Sz min104Z14 =83Z11 = 35Z12 = 69乙=30Z2 = 42Z3 = 24Z4 = 48Z5 = 33Z6 = 47Z7 =27Z8

7、=54Z21Z10 =59Z135Z12 二 69乙3 =21Z14 =8310、主轴转速系列的验算n实-n理口理丄 理 卜 10（: 一 1）% = 4.1%D Zi -Il ZII ii Zhi -ivD Z I -Il Z II - in Z hi - iv二 nni140242121X X X 44 茹詰 59 83 F.26A 律 | 41.26 _4040|： 3.15%:4.1%同理Ln2 = 3.15% 4.1%合格& = 1.7%4.1%合格g = 3.2%4.1%合格|_n5 = 1.4%4.1%合格Ln6 = 1.7%4.1%合格Ln? = 2%4.1%合格丘=0.4%4

8、.1%合格厶=0.6%4.1%合格Ln10 = 0.02%4.1%合格Lnn = 1.17%4.1%合格“12 = 1.34%4.1%合格乙Z2Z3乙Z5Z6Z7Z8ZgZ10Z11Z12Z13乙4齿数3042244833472754215935692183摸数3分度 圆直 径901267214499141811626317710520763249齿根高hf(ha* +C* )m=1.25 汉 3=3.75齿顶高haha * m=1 工3=3齿高6.75齿顶 圆直径da9613278150105147871686918311121369255齿根 圆直径df82.5118.564.5136.5

9、91.5133.573.5154.555.5169.597.599.555.5241.5中心距108120156齿宽2411片式摩擦离合器的选择和计算1） 外摩擦片的内径d 因为II轴直径为23.4mmd=23.4+4=27.4mm= D22）摩擦片的尺寸9330Nm二 1.295507.50.96900二 91.68 Nm3 ）摩擦面对Z120mn k kz二 f()(D3-d3)kvkm查表得Z=17静扭距mj 91.68N m取100N mD1=90mmd=30mm D=98mmB=30mm b=10mm三.传动件的估算和验算1 .三角带传动的计算1）选择三角带的型号根据计算功率Nj 二

10、 KWNd =101 7.5=8.25KWNj = 8.25W小带轮的转速1441r/mi n选择带的型号为B型2）确定带轮的计算直径D1.D2由前面计算结果得D1=140mmD2=220mm3）确定三角带速度 VV: Dg1 1 m / s60 10003 100010.56 m / s4）初定中心距A。A0 = (0.62)(DD2)mm二 216720mm取 A =500mm5)确定三角带的计算长度L0及内周长LnL)= ZA0 + 彳(D+D) +(D D1)mm24A0= 1597.5nmL=1633mmLn =1600mm6）验算三角带的扰曲次数u1000

11、 mV . 40 次 /S1000 Z 10.56160013.2空40次 7）确定实际中心距A。-500 16001597.52502 mm8)验算小带轮的包角:1180 0 - 2 _57.3 0A=180 0 - 220 - 14057.3 0502二 170.87 0120 0 9）确定三角带根数ZZ60匚=2.28NG 2.71 0.98取Z=32.齿轮模数的估算和计算1）各轴计算转速z-i3足=nmin 3 二 40 1.413 - 112r /minv = 160r / minii 二 450r / min nII 二 900r / min2）各齿轮计算转速乙Z2Z3乙Z5Z6Z

12、7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z149001250900450450315450224450160160315450112r/min3）估算第三变速组，按齿轮弯曲疲劳的估算2.85厂0.98（齿轮）2= 0.99（轴承）3= 0.96（带）按齿面点蚀的估算根据mw, mj,选m = 3（标准值）4）计算（验算）根据接触疲劳齿轮模数16300(i 1) JkzksksNjmm7.50.980.990.966.6 KW112r / min833.95832160 nTw2.270.890.580.552.270.890.580.550.641.5 1.04 1.4 0.6650算出2.62根据

13、弯曲疲劳计算齿轮模数二 1.41.560112175000.941.042 100.890.780.77KLKKnK0.940.890.780.770.583nj112 r /min275 mPamw 275K1K 2K3K sNZY二 2.62n j3、传动轴的估算和验算1）传动轴直径的估算mmd -91V轴：N= Nd =7.5 (0.98)3 (0.99)3 09 6.16KW nj =112r /min=0.75deg/md 9146.1647.36mm112 0.75IV轴:N 二 Nd 二 7.5 (0.98)2 (0.99)2 0.9 6.4KW q =160r/min=1.25

14、deg/mdiv9146.4 160 1.2538.49mmIII轴N 二 Nd 二 7.5 0.98 0.99 0.9 6.55KW 450r / min=1.25deg/m/6.55dIII =91429.9mm 450 1.25II轴:N 二 Nd = 7.50.990.96.68 KWnj 二 900 r / min =1.75deg/ m6.689001.7523.4 mm2）传动轴强度的验算选第II轴进行验算d大齿轮 =mz = 348144 mmP 955000329436N L_mm2 T3F t2.2910dF r二 F ttg二 833 NnF0NHNHF NVFtL97=

15、300F t 203300F 丄203300889 N1861 N677 NF NH 2F t C97300324 NmH 二 FNH17 = 186197 二 180517 Nmm% =mNv2 = 65772 NmmmmH2 mV2192126 Nmmw = 3500取：-：=0.3CJ caT )22w)Jm2(2T)2w二 59四 展开图设计1 反向机构利用机械传动实现主轴反转需要一个惰轮， 将惰轮装在有两 个支承的传动轴上，轴的刚性较好，有利于降低噪音。2 输入轴1) 带轮装在轴端。2) 卸荷装置 将带轮装在轴承上，轴承装在套筒上，传给轴的只是扭矩， 径向力由固定在箱体上的套筒承受。

16、 本设计采用将带轮支在轴承 外圈上，扭矩从端头传入。3) 空套齿轮结构2 齿轮块设计1) 选用 7 级精度2) 采用焊接连接，工艺简单，连接后齿轮能 达到一定的定 心精度。4 冲动轴设计1) I 轴：深沟球轴承II 轴：深沟球轴承III 轴：深沟球轴承，圆锥滚子轴承IV 轴：双列圆柱滚子轴承，圆锥滚子轴承2)采用轴肩，轴承盖等定位5主轴组件的设计1）内孔直径 43mm2）轴颈直径 47.3mm3）前锥孔采用莫氏锥孔，选莫氏锥度号为 6 号。4）支承跨距 L 和外伸长度 a L/a=35）头部尺寸：选 B 型 5 号6）轴承的配置 双列矩圆柱滚子轴承：种轴承承载能力大，内孔有 1/12 锥 度，

17、摩擦系数小，温升低，但不能承受轴向力，必须和能承受轴 向力的轴承配合使用。圆锥滚子轴承：载能力大，可同时承受径向力和轴向力，结 构比较简单，但允许的极限转速低一点。配置轴承时，应注意：每个支承点都要能承受径向力，两个 方向的轴向力应分别有相应的轴承承受。 径向力和两个方向的轴 向力都应传递到箱体上， 即负荷都有机床支承承受， 主轴采用两 个支承，机构简单，制造方便。主轴刚度的验算:D max=360 mmD10.25 D max - 15 mm 二75105 mmD1二 75 mmDi=(1.1 1.5) D 二D11.1 1.5 50D = 68 mmd2取D 2=(0.7 0.8) D1二

18、 60 mm二 0.55 0.6 D52.5 60 mmd = (0.550.6) D31.4 40.8 mm取 d = 38 mm计算伸长量a = D1(1.25 2.5)二 93.5 181.5 mm取 a =100 mm取支承跨距I二300 mm ,验算总位数 y=y 1 y2 计算y yb ys 取弹性模量e = 2 108(D4 -d4) 一44U4 二 946722644x = 4.61 mm64二(682 一 382匚 2496.3mmFa3(1 I / a)3026 10033 2 105 946722300 0.026100Fays = X (1 a/l)EA3026 1004.612 105 2496.3(10.004300K, =1.4 沢 2.2 V = 13.05 05N / mmK 1