铣床主轴说明书(100~1250)

1、中北大学课程设计说明书目 录一.概述11.1 机床课程设计的目的11.2 铣床的规格系列和用处11.3 操作性能要求1二.参数的拟定12.1 公比选择12.2 主电机选择1三.传动系统设计1 3.1 主传动方案拟定23.2 传动结构式、结构网的选择23.2.1确定传动组及各传动组中传动副的数目23.2.2 传动式的拟定33.2.3 结构式的拟定3四. 传动件的估算54.1 三角带传动的计算54.2 传动轴的估算74.2.1 传动轴直径的估算74.3 齿轮齿数的确定和模数的计算84.3.1 齿轮齿数的确定84.3.2 齿轮模数的计算104.3.4齿宽确定114.4 带轮结构设计12五. 动力设计

2、125.1 主轴刚度验算125.1.1 选定前端悬伸量125.1.2 主轴支承跨距L的确定125.1.3求轴承刚度125.1.4 求最佳跨距135.1.5 计算C点挠度135.2 齿轮校验145.3 选定轴承和轴承的校验17六.主轴空间位置图18七.主轴箱位置展开图19八.总结19九.参考文献2023一. 概述1.1 机床课程设计的目的 机床课程设计，是在金属切削机床课程之后进行的实践性教学环节。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

3、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。1.2 铣床的规格系列和用处普通机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的基础。因此，对这些基本知识和资料作些简要介绍。本次设计的是普通铣床主轴变速箱。1.3 操作性能要求 （1）具有皮带轮卸荷装置 （2）主轴的变速由变速手柄，和滑移齿轮完成二. 参数的拟定 2.1 公比选择 根据给定的数据，最高转速1250r/min，最低转速100r/min，及传动级数得：， Z=12 =1.26；2.2 主电机选择合理的确定电机功率N，使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。已

4、知电动机的功率是2.2KW，根据机床设计手册7选Y100L1-4，额定功率2.2，满载转速1430r/min，最大额定转距2.3。 三. 传动系统设计 设计方案如下图1所示：图1 传动系统设计图3.1 主传动方案拟定拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个传动系统的确定。传动型式则指传动和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的传动型式、变速类型。传动方案和型式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此，确定传动方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。传动方案有多种，传动型式更是众多，比如：传动型式上有集中传动，分离传动；扩大变速范围可用增加传动

5、组数，也可用背轮结构、分支传动等型式；变速箱上既可用多速电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。显然，可能的方案有很多，优化的方案也因条件而异。此次设计中，我们采用集中传动型式的主轴变速箱。3.2 传动结构式、结构网的选择结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的传动不失为有用的方法，但对于分析复杂的传动并想由此导出实际的方案，就并非十分有效。 3.2.1 确定传动组及各传动组中传动副的数目 传动副:即 本设计中传动级数为Z=12。传动副中由于结构的限制以2或3为合适，本课程设计级数为Z的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有、个选择方案： 12=322；12232；12223

6、3.2.2 传动式的拟定 12级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能以及“前多后少”的原则。故离电动机近的传动组的传动副个数最好高于后面的传动组的传动副数。主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴上齿轮少些为好。最后一个传动组的传动副常选用2。 综上所述，传动式为12=322。 3.2.3 结构式的拟定 （1）对于12=322传动式，有6种结构式和对应的结构网。分别为： 图2 结构式和对应的结构网 （2）传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围 因此主传动链任一传动组的最大变速范围一般为。根据式3-1得： （3-1）方案a,b,c,e中第

7、二扩大组，则最后一个扩大组的变速范围，是可行的，方案d,f中，不如前者好。 （3）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。根据传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围及基本组扩大组的排列顺序，选定的方案。 （4） 转速图的拟定 查询转速标准数列表7-1，得到主轴的各级转速如图3： 图3 转速图四. 传

8、动件的估算4.1 三角带传动的计算三角带传动中，轴间距A可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定比传动。(1)选择三角带的型号 根据公式: KW （4-1）式中： P-电动机额定功率，-工作情况系数查机械设计图8-11因此选择Z型带，尺寸参数为B=95mm，=11mm，h=10，。 (2)确定带轮的计算直径，带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径不宜过小，即。查机械设计表8-3，8-7取主动轮基准直径=100。根据公式： （4-2）式中： -小带轮转速，-大带轮转速，-带的滑动系

9、数，一般取0.02。所以，取为较大值180mm，一可增大包角，二可以满足传动比的要求。 (3)确定三角带速度 （4-3） （4)初定中心距带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取： 根据经验公式 取，取=400mm. (5)三角带的计算基准长度 （4-4）由公式4-4得： 由机械设计表8-2，圆整到标准的计算长度 (6)验算三角带的挠曲次数 ，符合要求。 (7)确定实际中心距 (8)验算小带轮包角，主动轮上包角合适。 (9)确定三角带根数 根据机械设计式8-26得： （4-5） 查表8-4a，8-4b得= 0.02KW,= 0.36KW查表8-5，=0.98；查表8

10、-2，=1.14 得Z=5.7 取 根 （10）单根三角带的初拉力最小值查表3表8-3得A型带的单位长度质量。所以 （11）作用在支承轴上的径向力4.2 传动轴的估算 传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭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，不允许有较大变形。因此疲劳强度一般不失是主要矛盾，除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变形。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。4.2.1 传动轴直径的估算 （4-6） 其中：N-该轴传递的功率；该轴每米长度允许扭转角；-该传动轴的计算转速。计算转速是传动件能传

11、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关系确定。查机械课程设计指导书表2-2取I，II，III，IV轴的0.5；根据计算转速的概念和转速图可判断： 所以 ， 取30mm , 取35mm , 取40mm此轴径为平均轴径，设计时可相应调整。 表4-1 估算传动轴直径计算公式轴号计算转速电机至该轴传动效率输入功率估计轴的最小直径mmI8000.962.1130II500 0.9031.9935III2500.851.87404.3 齿轮齿数的确定和模数的计算 4.3.1 齿轮齿数的确定当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可依

12、据机械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和及小齿轮的齿数可以从表3-6（机械制造装备设计）中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于1820。采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于4，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。 第一组齿轮：传动比： ，, 查表，齿数和取72=36，=36，=28，=44，=32，=40； 第二组齿轮：传动比：, 齿数和取84：=42，=42，=28，=56； 第三组齿轮： 传动比：,齿数和取88：=54，=34，=25，=63， 表4-2 各传动组齿轮齿

13、数变速组第一变速组第二变速组第三变速组齿数和 72 84 88齿轮Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14齿数3636284432404242285654342563通过以上齿轮的齿数，传动副，级比指数以及传动比确定如下所示传动系统图4-1： 图4-1 12级传动系统图 核算主轴转速误差 实际传动比所造成的主轴转速误差一般不应超过，即： 主轴转速合格。 4.3.2 齿轮模数的计算 （4-7） 式中：按接触疲劳强度计算的齿轮模数mm；驱动电机功率KW； 该传动轴的计算转速； i大齿轮齿数与小齿轮齿数之比i1； 小齿轮齿数；齿宽系数，（B为齿宽，m为模数），610；许用接

14、触应力MPa，查表26。 (1)- 齿轮弯曲疲劳的计算： 取m3 (2) -齿轮弯曲疲劳的计算：3.2 取m4 (3)- 齿轮弯曲疲劳的计算： 3.7 取m4 (4)标准齿轮：从机械原理 表10-2查得以下公式齿顶圆 齿根圆 分度圆 齿顶高 齿根高 齿轮的具体值见表4-3：表4-3 齿轮尺寸表 4.3.4 齿宽确定 由公式得：第一套啮合齿轮 第二套啮合齿轮 第三套啮合齿轮一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应主动轮比小齿轮齿宽大所以，4.4 带轮结构设计 查机械设计4P161页，当。D是轴承外径，查机械零件手册2确定选用深沟球轴承60

15、06，d=30mm,D=55mm。带轮内孔尺寸是轴承外径尺寸55mm。齿机械设计4表8-11确定参数得：带轮宽度：，5. 动力设计5.1 主轴刚度验算 5.1.1 选定前端悬伸量C参考机械装备设计1P121，根据主轴端部的结构，前支承轴承配置和密封装置的型式和尺寸，这里选定C=120mm. 5.1.2 主轴支承跨距L的确定 根据金属切削机床5表10-6前轴颈应为6090mm。初步选取80mm.后轴颈（0.70.9），取70mm.根据设计方案，选前轴承为双列圆柱滚子轴承3182116(NN3016K)型，后轴承为圆锥滚子轴承30214型。根据结构，定悬伸长度a120mm。 5.1.3 求轴承刚度

16、主轴最大输出转矩（未考虑机械效率）T=切削力： 背向力： 故总此作用力： F=此力主轴颈和后轴颈个承受一般，故主轴端受力为F/2=489.375N。在估算时，先假设初值/a=3,=3120=360mm。前后支承的支反力和:根据式（106）可求出前、后轴承的刚度： ; 5.1.4 求最佳跨距初步计算时，可假定主轴的当量外径为前、后轴承颈的平均值，。故惯性矩为：查线图。计算出的与原假定不符。经过反复验算得仍接近1.8。可以看出，这是一个迭代过程，很快收敛于正确值。最佳跨距。这里取L=263mm。 5.1.5 计算C点挠度 （1 ） 周向切削力的计算 （5-1） 其中: , 故：， 故： 。 （2

17、） 驱动力Q的计算 参考机床主轴箱指导书： （5-2） 其中 所以5.2 齿轮校验 在验算算速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进接触应力和弯曲应力的验算。这里要验算的是齿轮3，齿轮9，齿轮13这三个齿轮。 齿轮3的齿数为28，模数为4，齿轮的应力： 1）接触应力： （5-3） u-大齿轮齿数与小齿轮齿数之比；-区域系数； -弹性影响系数； K-载荷系数；圆周力。 查机械设计4表10-4及图10-8及表10-2分布得 假定齿轮工作寿命是48000h。 最终确定 ：接触应力 960.0Mpa 接触疲劳强度校核满足 （2）弯曲应力： 在验算变速箱中的齿轮强度时，选用模数中承

18、载最大的，齿数最小的齿轮进行接触和弯曲疲劳强度验算。一般对高速传动齿轮主要验算接触疲劳强度，对于低速传动齿轮主要验算弯曲疲劳强度，对硬齿面软齿芯淬火齿轮，一定要验算弯曲疲劳强度。 （5-4） 式中：齿型系数；应力校正系数. 校核a传动组齿轮校核齿数为28的即可，确定各项参数 1）由于，则： 计算可知： 2）由公式，取。3）计算圆周速度：4）齿轮精度为7级，由机械设计图10-8查得动载系数 由机械设计表10-4查得5)确定动载系数: 6)查表 10-5得：，7)计算弯曲疲劳许用应力由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。图10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合适。 校核b传动组齿轮校核齿数为28的

19、即可，确定各项参数1）由于，则： 计算可知2) 由公式，取。3)计算圆周速度：4）齿轮精度为7级，由机械设计图10-8查得动载系数，由机械设计 表10-4查得：5）确定动载系数: 6）查表 10-5得：， 7）计算弯曲疲劳许用应力由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图10-18查得 , ， 故合适。 校核c传动组齿轮校核齿数为25的即可，确定各项参数1) 由于，则： 计算可知：2)取齿宽系数，模数，则3)计算圆周速度：4)齿轮精度为7级和v，由机械设计图10-8查得动载系数，由机械设计查得：5）确定动载系数: 6）查表 10-5可知：，7）计算弯曲疲劳许用应力由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。

20、 图10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合适。 5.3 选定轴承和轴承的校验 查双列圆柱滚子轴承和圆锥滚子轴承和深沟球轴承 轴I： 最左端6006 d=30 D=55 B=13 右端 6006 d=30 D=55 B=13 轴II： 左右两端30207 d=35 D=72 B=17 轴III：左右两端30208 d=40 D=80 B=18 轴IV：前轴承3182116 d=80 D=125 B=34 后轴承30214 d=70 D=125 B=24 最左端30212 d=60 D=110 B=22 推力球轴承 51213 d=65 D=100 T=27 轴选用的是深沟球轴承6006 其基

21、本额定负荷为8.30KN由于该轴的转速是定值所以齿轮越小越靠近轴承，对轴承的要求越高。根据设计要求，应该对轴未端的滚子轴承进行校核。 齿轮的直径 轴传递的转矩 N.m 齿轮受力 N 根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为 414.2 N N 因轴承在运转中有中等冲击载荷，又由于不受轴向力，按机械设计4表13-6查得为1.2到1.8，取，则有： N N 轴承的寿命 因为，所以按轴承1的受力大小计算： 故该轴承能满足要求。6. 主轴空间位置图图5 主轴空间位置图七. 主轴箱位置展开图 图6 主轴位置展开图八. 总结通过本次金属切削机床课程设计我学到了许多知识与技能：首先，我对AUTOCAD这一

22、绘图软件更加熟悉了；其次我认真的学习了金属切削机床主轴箱的具体构造以及工作原理，对机床主轴箱的传动过程及设计有了充分的认识，在课程设计的同时，我也回顾了机械设计、机械原理以及材料力学等方面的知识，使我的专业知识水平有了较大提高。总而言之，我认为这样的课程设计扎实地锻炼了我的能力，培养了我对机械制造行业的兴趣，为我今后的工作产生了积极的影响。最后，感谢辅导老师的辛苦付出与同学们的热心帮助。九. 参考文献 1 冯辛安.机械制造装备设计.机械工业出版社. 北京.1999.12 2 周开勤. 机械零件手册.高等教育出版社. 2001 3 曹玉榜 易锡麟.机床主轴箱设计指导. 机械工业出版社. 北京.1

23、987.5. 4 濮良贵 纪名刚.机械设计.高等教育出版社.北京.2001 5 黄鹤汀. 金属切削机床设计. 北京. 机械工业出版社，2005 6 戴曙主编. 金属切削机床. 机械工业出版社，1993 7 陈易新.金属切削机床课程设计指导书.北京:机械工业出版社,1987 8 范云涨.金属切削机床设计简明手册. 北京:机械工业出版社,1994中北大学课程设计任务书 2015/2016 学年第 二 学期学 院： 机械与动力工程学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 学 生 姓 名： 学 号：课程设计题目： 金属切削机床课程设计 （铣床主轴箱设计） 起 迄 日 期： 2 月 29 日 3 月 4 日 课程设计地点： 机械与动力工程学院 指 导 教 师： 赵丽琴、董 磊 学科部副主任： 曾志强 下达任务书日期: 2016年2月29日课 程 设 计 任 务 书1设计目的：通过本课程设计的训练，使学生初步掌握机床的运动设计（包括主轴箱、变速箱传动链），动力计算（包括确定电机型号，主轴、传动轴、齿轮的计算转速），以及关键