钻床主轴箱设计

1、课程设计1机床课程设计的目的课程设计是在学生学完相应课程及先行课程之后进行的实习性教学环节，是大学生的必修环节，其目的在于通过机床运动机械变速传动系统的结构设计，使学生在拟定传动和变速的结构的结构方案过程中，得到设计构思，方案分析，结构工艺性，机械制图，零件计算，编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并培养学生具有初步的结构分析，结构设计和计算能力目录一 主传动的运动设计 1主电机的选定 2转速图的拟定 3齿轮的确定 4齿轮的布置二 传动件的估算与验算1传动件的估算与验算 2.齿轮模数的估算和计算 3轴承选择三. 夹具设计1.工艺加工过程2 .设计

2、夹具四 致谢五 参 考 资 料1.1 主传动的运动设计1主电机的选定由总体设计方案可知：Z5140钻床的总功率为4kW,转速为1450 r/min，根据机械设计手选取电机为JO2-32,其外型见下图，其安装尺寸见下表：机座号DEMNPRJO2-3228602151802505412014415其螺栓直径为12mm。2转速图的拟定拟定立式钻床的主传动系统的转速图，由总体设计方按可知：主轴的转速范围为31.51400 r/min，异步电动机的转速为1450 r/min。1 选定公比中型通用机床，常用的公比为1.26或1.41，考虑到适当减小本钻床的相对速度损失，选定=1.41。 ,取Z=12 按标

3、准转速数列为：31，45，63，90，125，180，1250，355，500，710，1000，1450r/min。2 选择结构式1）确定变速组的数目和各变速组中传动副的数目 大多数的机床广泛应用滑移齿轮的变速方式，为了满足结构设计和操纵方便的要求，通常采用双联或三联滑移齿轮。该机床的变速范围较大，必须经过较长的传动链减速才能把电动机的转速降到主轴所需的转速，故主轴转速为12级的变速系统需要2个或3个变速组，即Z=12=4×3，或Z=12=4×2×2-4,或Z=12=3×2×2。为了结构紧凑和主轴箱不过分的大，故选取Z=12=4×2

4、×2-4.2）确定不同传动副数的各变速组的排列次序按着传动顺序，各变速组排列方案有： 12=4×2×2-4 12=2×2×4-4 12=2×4×2-4 因本钻床在结构上有特殊要求，根据设计要点，应遵守“前多后少”的原则，选择12=4×2×2-4的方案。3）确定变速组的扩大顺序根据“前密后疏”的原则，选择12=的结构式。4）验算变速组的变速范围最后扩大组的变速范围,在允许的变速范围之内。3 确定是否需要增加降速的定比传动副该铣床的主传动系统的总降速比为30/1450=1/48，三个变速组的最小降速比都为1/

5、4，则总降速比为1/64，这样是无需增加降速的定比传动副，为使中间的二个变速组降速缓慢，有利于变型机床的设计，改变降速齿轮副的传动比，就可以将主轴12级转速一起提高或降低。4 分配各变速组的最小传动比，拟定转速图钻床的电机和输入轴之间齿轮传动， 运动由电机经弹性联轴节和一对齿轮传动轴I，再由传动变速机构中的传动齿轮传至轴IV，使主轴获得12级转速。画出转速图的格线如图所示。 在轴I上标出12级转速：301500r/min,在第轴上用A点代表电动机转速；最低转速用E点标出，因此A、E两点连线相距约17格，即代表总的降速传动比。 决定III轴和轴之间的最小降速传动比：为了提高主轴运转的平稳性，主轴

6、上齿轮应大一些，能起到飞轮的作用，所以最后一个变速组的降速传动比取1/3。按公比=1.41，查表可知，即从E点向上数3.5格（3lg），在III轴上找出D点，DE传动线表示-轴间变速组（第二扩大组）的降速传动比。 决定其余变速组的最小传动比：根据降速前慢后快的原则，-轴间变速组（第一扩速前慢后快的原则，II-轴间变速组（第一扩大组），取u=,即从D点向上数四格（3lg）,在II轴上找出C点，用CD传动线表示；同理，I-轴见取u=，用BC传动线表示；0-轴间取u=,用AB线表示。画出各变速组其他传动线（图五），-I轴间有一对齿轮传动，转速图上为一条AB传动线。I-轴间为基本组，有四对齿轮传动，级

7、比指数，故四条传动线在转速图上各相距一格，从C点向上每隔一格取、点，连结、B和B得基本组四条传动线，它们的传动比分别为、，。II-轴间为第一扩大组也有二对齿轮传动，级比指数=2，二条传动线转速图上各相距一格，即和CD,它们的传比分别为，。III-轴间为第二扩大组，有三对齿轮传动，级比指数，两条传动线在转速图上应相距4格，即D,DE,它们的传动比分别为和。 画出全部传动线，即钻床的主传动转速图。如前所述，转速图两轴之间的平行线代表同一对齿轮传动，所以画II-轴间的传动线时，应从、两点分别画CD、C、的平行线，使III轴得到8种转速。由于特殊理由，画III-轴间的传动线时，应画4条与DE平行的线，

8、8条与D平行的线，使主轴得到12种转速。3齿轮的确定 1齿轮齿数的确定应注意以下问题：1）.不产生根切。一般要求20。2）.保证强度和防止热处理变形过大，齿轮齿根圆到键槽的厚度，一般取，则。3）.同一传动组的各对齿轮副的中心距应当相等。若模数相等时，则齿数和亦应当相等。但由于传动比的要求，尤其是在传动中使用了公用齿轮后，常常满足不了上述要求。机床上可用修正齿轮，在一定范围内调整中心距使其相等。但修正量不能太大，一般齿数差不能超过34个齿。4）.防止各种碰撞和干涉。5）.应保证最小齿轮装到轴上或套筒上具有足够的强度。6）.保证主轴的转速误差在规定范围之内。2齿数的计算1）.同一变速组内模数相同的

9、齿数的确定为了便于设计和制造，主传动系统中所采用的齿轮模数的种类尽可能少一些。在同一个变速组内一般都采用相同的模数，这是因为各齿轮副的速度变化不一样，受力情况差别不大。当各对齿轮模数相同，且不采用变位齿轮时，则各对齿轮的齿数和也必须相等，其间的关系是： （3-1）式中 主动齿轮的齿数 被动齿轮的齿数 一对齿轮的传动比 一对齿轮的齿数和 为了保证不产生根切，必须先找出具有最少齿数的传动副（一般出现在最高升速或最低降速的传动副上），确定最小齿数，然后确定最合适的齿数和，再根据传动比确定其它齿轮的齿数。由上面两个公式得： （3-2） 一般=1730,初选=18,参考有关资料选取m为标准模数m=3。

10、由a=()和选取的=1.41，查表2-1金属切削机床，得=76故=-=76-18=58所以=(18+58)=114=0.31=0.31=31.5÷0.31=101.6r/minIII轴的最高转速 =×=101.6×1.41=1125.r/minU=1400÷1125.7=1.24Z=×S=42Z=S-Z=76-42=343·齿轮参数的确定分度圆直径 d=mZ=3×42=126mm d=mZ=3×34=102mm齿顶高 h=m=3mm齿根高 h=1.25m全齿高 h= h+ h顶隙 C= h- h=0.25m=0.7

11、5mm齿顶圆直径 d= d+2 h=126+2×3=132mm d= d+2 h=108mm齿根圆直径d= d-2 h=118.5mm d= d-2 h=94.5mm齿宽 B=13mm B=18mm4齿轮的布置为了使变速箱结构紧凑，必须合理布置齿轮。因为他直接影响到变速箱的尺寸，变速操纵的方便性和结构实现的可能性等问题。在考虑主轴适当的支承距和散热条件下，一般应尽可能减少变速箱尺寸，但是变速箱的轴向尺寸和径向尺寸经常不可能同时缩小。为了防止一对齿轮尚未完全脱开，另一对齿轮就开始进入啮合状态，如图七所示。尺寸L应比2B大24mm,其中B为齿宽，这是设计是排列齿轮首先要注意的问题。二.传

12、动件的估算与验算传动方案确定之后，要进行方案的机构化，确定各零件的实际尺寸和有关布置。为此，常对传动件的尺寸先进行估算，如传动轴的轴径等。在这些尺寸的基础上，画出草图，得到初步结构化的有关布置与尺寸；然后按结构尺寸进行主要零件的验算，如轴的刚度、齿轮的疲劳强度等，必要时做结构和方案上的修改，从新验算，知道满足要求。1 传动轴的估算和验算 传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度要求。强度要求保证轴在反复载荷和扭转载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大的变形。因此疲劳强度一般不是主要矛盾。除了载荷很大的情况外，可不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下（弯曲、轴向、扭转

13、）不致产生过大的变形（弯曲、失稳、转角）。如果刚度不足，轴上的零件如齿轮、轴承等将由于轴的变形过大而不能正常工作，或者产生震动和噪声、发热、过早磨损而失效。因此，必须保证传动轴具有足够的刚度。通常，先按扭转刚度估算轴的直径，画出草图之后，再根据受力情况，结构布置和有关尺寸，验算弯曲刚度。1） 传动轴直径的估算传动轴直径按扭转刚度用下列公式估算传动轴直径：d=91mm其中： N该传动轴的输入功率 N=kW 电机额定功率 从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积 该传动件的计算转速r/min 计算转速是传动件能传递全部功率的最低转速。各传动件的计算转速可以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动

14、关系而确定，而中型车、钻床主轴的计算转速为： （主）= 每米长度上允许的扭转角（deg/m）,可根据传动轴的要求选取。 估算是应该注意： 值为每米长度上允许的扭转角，而估算的传动轴的长度往往不足一米，因此在计算时应按轴的实际长度进行折算和修正。 效率对估算轴径d影响不大，可以不计，也可以用有关传动件效率的概略值的积求出。 如使用花键时，可根据估算的轴径d选取相近的标准花键轴的规格。主轴前径可参考机械设计手册的经验统计数据确定。2） 传动轴刚度的验算 轴的弯曲变形的条件和允许值机床主传动轴的弯曲刚度验算，主要验算轴上装齿轮和轴承处的挠度y和倾角。各类轴的挠度y和装齿轮和轴承处的倾角，应小于弯曲刚

15、度的许用值Y和值，即：yY; 轴的弯曲变形计算公式当轴的直径相差不大且计算精度要求不高时，可把轴看作等径轴，采用平均直径（）来进行计算，计算花键轴的刚度时可采用平均直径（）或当量直径（）。计算公式为：圆轴：平均直径= 惯性矩I=矩形花键轴：平均直径= 当量直径= 惯性矩I= 轴的力分解和变形合成对于复杂受力轴的变形，先将受力分解成三个垂直平面上的分力，应用弯曲变形的公式求出所要求截面的两个垂直平面内的y和值，然后进行叠加：在同一平面内的可进行代数叠加，在两垂直平面内的按几何向量合成，求出该截面的总挠度和总倾角。 危险工作条件的判断主轴变速箱传动轴的工作条件有多种，验算刚度时应选择最危险的工作条

16、件进行。一般是：轴的计算转速低，传动齿轮的直径小且位于轴的中央，这时，轴受力将总变形剧增。如果对二、三种工作条件难以判断是那一种最危险，就应分别进行计算，找到最大弯曲变形值y和。 提高轴刚度的一些措施 加大轴的直径；减少轴的跨距或增加第三支承；从新安排齿轮在轴上的位置；改变轴间的布置方式等。加大轴径有时受到轴上小齿轮体厚的限制，增加第三支承使轴的结构复杂化，都不是最有效和最理想的措施，应首先从齿轮在轴上的布置、轴的相互方位关系来改善受力状态，看是否在不加大轴径、不改变轴的基本形式的前提下，提高轴的刚度。为了提高轴的刚度，有时宁愿多增加一对固定传动齿轮，增加一根轴，从传动方案上保证中间轴不会太长

17、。2 齿轮模数的估算和计算 估算按接触疲劳和弯曲强度计算齿轮模数比较复杂，而且有些系数只有在齿轮各参数都已知道后就可确定，所以只在草图画完之后效核用。在画草图之前，先估算，再选用标准齿轮模数。 齿轮弯曲疲劳的估算： 齿面点蚀的估算： 其中为大齿轮的计算转速，为齿轮中心距。 由中心距及齿数，求出齿数： 根据估算所得和中较大的值，选取相近的标准模数。 计算 结构确定以后，齿轮的工作条件，空间安排，材料和精度等级都已确定，才肯能核验齿轮的接触疲劳和弯曲疲劳强度值是否满足要求。根据接触疲劳计算齿轮模数公式为： 根据弯曲疲劳计算齿轮模数公式为： 式中：N计算齿轮传递的额定功率N=kW； 计算齿轮（小齿轮

18、）的计算转速r/min； 齿宽系数=b/m, 常取610； 计算齿轮的齿数，一般取传动中最小齿轮的齿数；i-大齿轮与小齿轮的齿数比， i=; 寿命系数，；工作期限系数，=；齿轮等传动件在接触和弯曲交变载荷下的疲劳曲线指数m和基准循环次数；转速变化系数；功率利用系数；n齿轮的最低转速r/min;材料强化系数。幅值低的交边载荷可使金属材料的晶粒边界强化，起到阻止疲劳细缝扩散的作用。3·轴承选择根据轴的数据,从参考书机械设计课程设计（第二版）查的推力球轴承，轴承型号51305。其尺寸参数为：d=30mm，D=52mm，B =16mm。技术参数为：C=21500N =43200N 计算轴承动

19、负荷C： （3.10） 式中 寿命系数 转速系数 9 （3.11） 由公式（3.11）得 9 （3.12） 由公式（3.12）得 把、代入，由公式（3.10）得 =24947N<28000N 满足强度要求。深沟轴承：轴承型号6005，其尺寸参数为：d=25mm，D=47mm，B =12mm。 轴承型号6206，其尺寸参数为：d=30mm，D=62mm，B =16mm。 轴承型号6210，其尺寸参数为：d=50mm，D=90mm，B =20mm。 轴承型号6212，其尺寸参数为：d=60mm，D=110mm，B =22mm。 轴承型号6305，其尺寸参数为：d=25mm，D=80mm，B

20、=17mm。 轴承型号6208，其尺寸参数为：d=40mm，D=80mm，B =18mm。三.夹具设计31 工艺加工过程 1 模锻2 正火3 车小头端面,钻尖孔粗车各外圆,留加工余量3mm,倒角4 粗车大端ø200mm外圆,车内肩孔,留加工余量3mm,深度车至尺寸要求.5 调质HB217至2556 精车各外圆,留加工余量0.3mm 7 精车ø200mm、ø50mm和ø104mm至图纸要求，内孔ø80mm，留加工余量1mm,车端面取总长，钻大端内顶尖孔8 车30斜面9 钻ø20mm孔留加工余量1mm，孔口倒角10 磨小端各外圆至图纸要求

21、11 车ø80mm孔至图纸要求12 镗6-ø20mm孔至图纸要求13 洗键槽至尺寸14 钻斜孔两处ø8mm至图纸要求15 配钻ø8mm孔16 检验32 设计夹具为了提高生产率，保证加工质量，降低劳动强度，需要设计专用夹具。在该零件的夹具设计中， 选择第九道工序钻6-¢20孔的钻床夹具。本钻模用于Z5140立式钻床中。工件以外圆ø70和端面在定位套中定位,6个被加工的孔程环行均匀分布在平面上。传动图以锥柄和机床主轴连接，并用锲铁夹紧。机床工作时，主轴通过内齿轮带动6根工作主轴传动，并与主轴作送进运动。工作主轴多用推力轴承作为支承。钻模板

22、装在两根导杆上，导杆的下端和夹具体上的两个导孔为间隙配合，以确定钻模板对夹具的相对位置。随着机床主轴下降，钻模板借助弹簧的压力通过摆块将工件压紧。机床主轴继续送进，钻头即同时钻削6个孔。钻削完毕，钻模板随机床主轴上升，直至钻头退出工件；然后，自动恢复原始位置。由于钻模板采用活动连接定位，被加工孔与定位基准之间的位置精度只能控制在0.05至0.45mm之间。设计钻模板时应注意的地方是: (1) 钻模板上安装钻套的孔之间及孔与定位元件的位置应有足够的精度。 (2) 钻模板应有足够的刚度,以保证钻套位置的准确性,但又不能设计的太厚太重。钻模板一般不应承受夹紧反力。 (3) 为保证加工的稳定性，钻模板

23、导杆上的弹簧力必须足够，以使钻模板在夹具上维持足够的定位压力，如果钻模板本身产生的重力超过800N，则导杆上可不装弹簧。该夹具以圆锥面、轴肩和顶尖孔定位，圆锥面和顶尖可消除， ， ， 四个自由度，轴肩消除 自由度。工件绕的自由度可以不限制。结构示意图如下： 1.定位基准的选择由零件图可知，设计基准是该顶尖孔的中心线，为了使定位误差为零，钻六个孔时，以顶尖孔为第一定位面，轴肩为第二定位面,圆锥面为底三顶位面。2.切削力刀具：选直径为20的直柄麻花钻，因在钻孔过程中的钻削力最大，故只计算这个切削力。(1).轴向力：查工艺手册表3-36F=CF·d0XF·ffF·KF

24、式中CF=833.85，XF1，yF0.7，d020mm f0.25mm/rF833.85×201×0.250.7×16319.4N机床转速：查工艺手册表4-4-1，选n400r/min6.67r/s切削扭矩：查工艺手册表3-36MCM·d0XM·fyM ·KM·10-3, 式中 CM=333.54，d0=5，XM=1.9，yM=0.8，KM=1，f=0.25M333.54×20×0.250.8×1×10-334.64N·M切削功率：Pm2·M·n·10-32×34.64×6.67×10-31.45Kw （3）定位误差分析 ：Ø20与顶尖孔中心线的位置度公差为0.15mm。3.夹具元件的设计(1).钻套的选择由<<机床夹具设计手册>>查得：孔径20的钻套：d20mm H32mm D35mm，r=2mm，c=0.6mm四 致谢我本次设计的为Z5140立式钻床的主轴箱及多轴钻削头，在设计的开始觉得有些困难，感觉无从下手。