机床尾座-说明书卧式铣床变速箱设计

一 设计目 二 设计内 三 设计题 四 设计步 运动设 结构分析 绘制转速 动力设 选取电动 带传动设 传动轴II的验证计 五 齿轮块设 六 总 七 参考文 一、设计目二、设计内传动件的应力，变形或是否在允许范围内。结构设计：传动系统、变速机构、主轴组件、箱体、机构、制动装置、以上面的内容要具体体现在设计图纸和设计计算说明书上工工序内刀工工序内刀转速两工作YG6合铣[1]主轴最小转速：nmin=[2]转速级数[3]公比：φ=四、设计步(一 运动设23①12=41× ②12=31×③12=31×23× ④12=21×32×⑤12=21×22×①确定变速组及其传动副数时，从电动机到主轴，一般为降速传动，即基于以上原则，取③12=32×2𝑥0=𝑥1=𝑥2=

𝑥0=𝑥1=结构式为12=31×23×

𝑥2=2×3=≪4 12=31×23×1结构网及结构式其中φ=

𝑅2=所以𝑅2=1.263×2×(2−1)=1.266=4<8一般铣床若无特殊要求，多采用Y主轴最高转速：𝑛𝑚𝑎𝑥=𝑛𝑚𝑖𝑛𝜑𝑧−1=80×1.2612−1=1017𝑟/𝑚𝑖𝑛,故选择电动机的转速𝑛𝑑=1440𝑟/𝑚𝑖𝑛。总降速传动比i=𝑛𝑚𝑖𝑛=80=0.056,因为电动机转速

=1440𝑟/𝑚𝑖𝑛 传动轴轴数=变速组数+定比传动副数+1=3+1+1=5由n𝑚𝑖𝑛=80，z=12，φ=1.26确定各级转速（r/min80100125160200250315400500630800Ⅰ与Ⅱ、Ⅱ与Ⅲ、Ⅲ与Ⅳ之间的传动组分别设为a、b、c。现由Ⅳ（主轴）开始，传动组c取𝑖𝑐1=𝜑−5=1.26−5=0.315，𝑖𝑏2=𝜑1=1.26，其变速范围为φ𝑝0×𝑝1×(𝑝2−1)=1.263×2×(2−1)=1.266=4<8，Ⅲ轴的转速为（r/min250315400500630传动组b的级比指数为3，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不𝑖𝑏1=𝜑−3=1.26−3=0.5，𝑖𝑏2=（r/min5006301,可取𝑖𝑎1=𝜑−2=0.63，𝑖𝑎2=𝜑−1=0.8，𝑖𝑎3=1800r/min。由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比𝑖=

=0.56图 6-4①传动组𝑢𝑎1=𝜑1=1.26时，𝑆𝑧𝑎1=72，74，75，77，79，81，82，83𝑢𝑎2=𝜑2=1.58时，𝑆𝑧𝑎2=72，73，75，77，78，80，82𝑢𝑎3=1时，𝑆𝑧𝑎3=72，74，76，78，80，82，84取𝑆𝑧𝑎=82，可得轴Ⅰ齿轮齿数分别为：36、32、于是

=36=

=32=

=41=可得轴Ⅱ上的三联齿轮齿数分别为：46、50、41②传动组𝑢𝑏1=𝜑3=2时，𝑆𝑧𝑏1=72，75，78，81，84，86𝑢𝑏2=1时，𝑆𝑧𝑏2=72，74，76，78，80，82，84取𝑆𝑧𝑏=78，可得轴Ⅱ齿轮齿数分别为：26、于是

=26=

=39=可得轴Ⅲ上两齿轮的齿数分别为：52、39③传动组𝑢𝑐1=𝜑5=3.16时，𝑆𝑧𝑐1=75，79，80，83，84𝑢𝑐2=𝜑1时，𝑆𝑧𝑐2=72，74，75，77，79，81，82，83取𝑆𝑧𝑐=79，可得轴Ⅲ齿轮齿数分别为：19、于是

=19=

=44=可得轴Ⅳ上两齿轮的齿数分别为：60、353传动系统图(二 动力设选取电动每齿进给量𝑓𝑧0.18mm/z，切削深度𝑎𝑝2mmD=125mm，铣削B=53mm，n=200r/min。F9.8154.5a10a074a09zd1 ae53mm,af0.18mm/z,ap2.5mm,z14,d0zF9.8154.553100.180742.5091412510z切削功率（两侧面同时铣，功率加倍𝑃0=1000×2

2035.2×1000× ×2=5.33𝑃1

𝜂

0.8=6.661500r/min，1440r/min。带传动设1610取工作情况系数𝐾𝐴=1.1，则𝑃ca=𝐾𝐴𝑃=1.15.33=选取v11.15A11.6A75mm，取𝑑1②验算带速v=60×其中，𝑛1为小带轮转速，r/min；𝑑1为小带轮直径v=3.14×150×1440=11.3m/s∈[5，30]𝑑2=(1−ε)𝑑1i=(1−0.01)×150×1.8=11.4，取𝑑2=0.7(𝑑1+𝑑2)≤a≤2(𝑑1+即取𝑎0=

290.5≤a≤𝐿0=2𝑎0+2(𝑑1+𝑑2)

(𝑑2−𝑑1)2=2×550

(150+265)2

(265−4×=11.4，取相近的基准长度𝐿𝑑=带传动实际中心距a=1√(𝐿−

)2−

−

)2+4

=120°𝑑2−α1≈180° ×57.3°=168.5°>①计算单根V11.7，𝑘𝛼=0.97511.12，𝑘𝐿=1.01；P𝑟=(𝑃0+∆𝑃0)𝑘𝛼𝑘𝐿=(2.51+0.15)×0.975×1.01=②计算VZ=3

Z

=2.62=F=500Pca(2.5−kα)+ q=0.1kg/m，11.5；F0=500×11.3×

2.5− )+0.1×

=FQ≈2ZF0sin2≈2×3×148×确定各轴计算转速并计算转速误2-9

=𝑛𝑗=

=80×1.26

=160①Ⅲ轴：Ⅲ轴共有6级转速（r/min）250，315，400，500，630,800，若经齿轮副44/35传动主轴，则Ⅲ轴的6级转速都能传递全部功率。所以能传递全部250r/min，250r/min。②Ⅱ轴：若经齿轮经齿轮副26/52传动主轴，则Ⅱ轴的3级转速都能传递全500r/min。③Ⅰ轴：Ⅰ轴的计算转速为800r/min。1：表 各轴的计算转ⅠⅡⅢⅣ2：表 各齿轮的计算转）（n′−n标n

|×100%≤10×(φ−1)%=n’n′=n×0.98×D1×

×

×（0.98n′=1440×0.98×150×32×26×19=80.95 |80.95−80|×100%=1.2%<2.6%

=98.98r/min，|98.98−100|=1.02%<2.6%=126.48r/min，|126.48−125|=1.18%<2.6%=161.89r/min，|161.89−160|=1.18%<2.6%

=197.96r/min，|197.96−200|=1.02%<2.6%=252.95r/min，|252.95−250|=1.18%<2.6%=321.35r/min，|321.35−315|=2.01%<2.6%=392.95r/min，|199.70−400|=1.76%<2.6%=502.1r/min，|502.1−500|=0.42%<2.6%=642.69r/min，|642.69−630|=2.01%<2.6%

=785.9r/min，|785.9−800|=1.76%<2.6%=1004.2r/min，|1004.2−1000|=0.42%<2.6%计算各传动轴传递的功2—2，其中𝜂𝛾0.99为滚动轴承的效率；𝜂𝑔0.97为齿轮传动的效率；𝜂𝑏=0.95为VP=P1=7.5×0.95=P2=7.5×0.95×0.97×0.99=P3=7.5×0.95×0.972×0.992=P4=7.5×0.95×0.973×0.993=各传动轴直径的3nd≥nj（1）轴Ⅳ（主轴453

nd≥nj

=110×√ =37.44mm取前轴径𝐷1=88.882mm，后轴径𝐷2=62mm（2）453

取𝑑3=（3）

d≥njn

=110×√ =32.7mm453

取𝑑2=（4）

d≥njn

=110×√ =26.31mm453

取𝑑1=

d≥njn

=110×

=各传动组齿轮模数的确定和 (u±mj= φmZ1u[σj]（mm；𝑑（kw𝑗（r/minuφm

=B=610，Bm（MPa45[𝜎𝑗]=1100Mpa。则a3𝑚𝑗=16300×取𝑚𝑗𝑎=b

(50+1)×8×322×50×[1100]2×

=3𝑚𝑗=16300×取𝑚𝑗𝑏=c

(52+1)×8×262×52×[1100]2×

=3𝑚𝑗=16300×

(60+1)×8×192×60×[1100]2×

=3(u+𝑚𝑗=

𝜑𝑧2𝑢[𝜎 3mw=

（KW，P=𝑘1是工作状况系数，考虑载荷冲击的影响：冲击性机床（刨床、插床𝑘2是动载荷系数（考虑由于齿轮制造误差引起的齿轮附加动载荷影响𝑘3𝑘𝑠是系数，𝑘𝑠=𝑘𝑡𝑘𝑛𝑘𝑝𝑘𝑞𝑘𝑠的极限值为𝑘𝑠max𝑘𝑠𝑚𝑖𝑛当𝑘𝑠≥𝑘𝑠时，取𝑘𝑠=𝑘𝑠𝑚𝑎𝑥，当𝑘𝑠≤𝑘𝑠𝑚𝑖𝑛时，取𝑘𝑠=𝑘𝑠6）kt

=mm7）n8）m9）𝑐010）TT=15000-𝑘𝑛𝑘𝑝𝑘𝑞14）Y①变速组按变速组内最小齿轮Z32算各齿轮模数。45，7取𝑘1=1.4，𝑘2=1.3，𝑘3=1.04，T18000，m=3，𝑐0=3kt=

60×800×

=𝑘𝑛、𝑘𝑝、𝑘𝑞得：𝑘𝑠=则

𝑘𝑠=3mj=16300×

(50+1)×1.4×1.3×1.04×1.21×8×322×50×11002×

≈6kt=

60×800×108×

=取ks=

ks=ktknkpkq=0.35<ksmin=3mw=275×3②变速组

1.4×1.3×1.04×0.46×32×0.454×8×800×

=按变速组内最小齿轮Z26算各齿轮模数。45，7取𝑘1=1.4，𝑘2=1.3，𝑘3=1.04，T18000，m=3，𝑐0=3kt=

60×500×

=𝑘𝑛、𝑘𝑝、𝑘𝑞得：𝑘𝑠=则

𝑘𝑠=3mj=16300×

(52+1)×1.4×1.3×1.04×1.12×8×262×52×11002×

≈6kt=

60×500×108×

=取𝑘𝑠=

ks=ktknkpkq=0.35<ksmin=3mw=275×4③变速组

1.4×1.3×1.04×0.46×26×0.430×8×500×

=按变速组内最小齿轮Z19算各齿轮模数。45，7取𝑘1=1.4，𝑘2=1.3，𝑘3=1.04，T18000，m=3，𝑐0=3kt=

60×500×

=𝑘𝑛、𝑘𝑝、𝑘𝑞得：𝑘𝑠=则

𝑘𝑠=3mj=16300×

(60+1)×1.4×1.3×1.04×1.17×8×192×60×11002×

≈6kt=

60×500×108×

=取𝑘𝑠=

ks=ktknkpkq=0.37<ksmin=3mw=275×所以调整模数为4。(三 各运动部件的校齿轮强度的校

1.4×1.3×1.04×0.46×19×0.386×8×500×

=

=2𝑇变速组变速组a𝑧232，故选取𝑧2、𝑧5校核。两个齿轮材料均40~45HRC7m=3𝑇1

9.55×

9.55×106× =85055𝑁∙𝜑𝑚=8模数m=b=𝜑𝑚m=8×3=25mm，30mm按齿面硬度查得小齿轮的接触强度极限𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚=1100𝑀𝑃𝑎；v=60×1000

π×96×60× =4.0212.9，𝐾𝐴=1.2512.9，𝐾𝑉=修形齿：𝐾𝐻α=1（12.10）12.11（非对称分布）bdKHβ=A+B×[1+0.6d1

bd)] d1

+C∙=1.11+0.16×(1+0.6×0.252)×0.252+0.47×10−3×=K=KAKVKHαKHβ=1.25×1.12×1×1.132=112.12，材料的弹性影响系数𝑍𝐸=12.16，𝑍𝐻=1Zεa=[1.88−3.2Z11

Z Z21=[1.88−3.2(32+=4−Zε= =设计工作为10年，每年工作300天，两班制N1=60n1jLh=60×800×1×(2×8×300×10)=2.3×109N2=i=

2.3×

=1.47×10912.18，𝑍𝑛1=0.9712.14，𝑆𝐻𝑙𝑖𝑚=1.05[σ]=σHlimZn1=1100×0.97=H

SH

1σH=ZEZHZε√bd21

u+12×1.58×=189.8×2.5×0.87× 25×=571MPa<

50+× 12.10，重合度系数𝑌𝜀Yε=0.25齿间载荷分配系数

=0.25+1.72=1

KFαYεY

= 12.14，𝐾𝐹𝛽=

h=3×2.25=所以载荷系数K=𝐾𝐴𝐾𝑉𝐾𝐹𝛽𝐾𝐹𝛼=12.21，𝑌𝐹𝑎=2.5，𝑌𝑠𝑎=12.23d，𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚=12.14，𝑆𝐹𝑙𝑖𝑚=12.24，12.25，𝑌𝑛=0.9，𝑌𝑥=[σ]=σFlimYNYX=320×0.9×1.0=F

SF

1σF=1

m2×2.27× 25×96× ×2.5×1.63×=149.9MPa<变速组变速组b𝑧726，故选取𝑧7、𝑧9校核。两个齿轮材料均40~45HRC7m=49.55×

9.55×106×nT1 n1

=130644N∙𝜑𝑚=8模数m=b=𝜑𝑚m=8×4=30mm，35mm按齿面硬度查得小齿轮的接触强度极限𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚=1100𝑀𝑃𝑎；v=60×1000

π×104×60× =2.7212.9，𝐾𝐴=1.2512.9，𝐾𝑉=修形齿：𝐾𝐻α=1（12.10）12.11（非对称分布）bdKHβ=A+B×[1+0.6d1

bd)] d1

+C∙=1.11+0.16×(1+0.6×0.312)×0.312+0.47×10−3×=K=𝐾𝐴𝐾𝑉𝐾𝐻𝛼𝐾𝐻𝛽=1.25×1.10×1×1.18=112.12，材料的弹性影响系数𝑍𝐸=12.16，𝑍𝐻=1Zεa=[1.88−3.2Z11

Z Z21=[1.88−3.2(26+=4−Zε= =设计工作为10年，每年工作300天，两班制N1=60n1jLh=60×500×1×(2×8×300×10)=1.44×109N2=i=

1.44×

=0.72×10912.18，𝑍𝑛1=0.9812.14，𝑆𝐻𝑙𝑖𝑚=1.05[σ]=σHlimZn1=1100×0.98=H

SH

1σH=ZEZHZε√bd21

u+12×1.57×=189.8×2.5×0.77× 30×=503.1MPa<

52+× 12.10，重合度系数𝑌𝜀Yε=0.25齿间载荷分配系数

=0.25+1.70=1

KFαYεY

= 12.14，𝐾𝐹𝛽=

h=4×2.25=所以载荷系数K=𝐾𝐴𝐾𝑉𝐾𝐹𝛽𝐾𝐹𝛼=12.21，𝑌𝐹𝑎=2.6，𝑌𝑠𝑎=12.23d，𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚=12.14，𝑆𝐹𝑙𝑖𝑚=12.24，12.25，𝑌𝑛=0.91，𝑌𝑥=[σ]=σFlimYNYX=320×0.91×1.0=F

SF

1σF=1

m2×2.19× 30×104× ×2.6×1.59×=130.8MPa<变速组c𝑧12=19，故选取𝑧12、𝑧14校核。两个齿轮材料均为45钢整淬，硬度为40~45HRC，7级精度。模数m=4，小齿轮分度圆直径T1

9.55×

9.55×106× =125487N∙𝜑𝑚=8模数m=b=𝜑𝑚m=8×4=30mm，35mm按齿面硬度查得小齿轮的接触强度极限𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚=1100𝑀𝑃𝑎；v=60×1000

π×76×60× =12.9，𝐾𝐴=1.2512.9，𝐾𝑉=修形齿：𝐾𝐻α=1（12.10）12.11（非对称分布）bdKHβ=A+B×[1+0.6d1

bd)] d1

+C∙=1.11+0.16×(1+0.6×0.422)×0.422+0.47×10−3×=K=KAKVKHαKHβ=1.25×1.10×1×1.28=112.12，材料的弹性影响系数𝑍𝐸=12.16，𝑍𝐻=1Zεa=[1.88−3.2Z11

Z Z21=[1.88−3.2(19+=4−Zε= =设计工作为10年，每年工作300天，两班制N1=60n1jLh=60×500×1×(2×8×300×10)=1.44×109N2=i=

1.44×

=0.456×10912.18，𝑍𝑛1=0.9812.14，𝑆𝐻𝑙𝑖𝑚=1.05[σ]=σHlimZn1=1100×0.98=H

SH

1σH=ZEZHZε√bd21

u+12×1.6×=189.8×2.5×0.88× 30×=729.4MPa<

60+× 12.10，重合度系数𝑌𝜀Yε=0.25

=0.25+1.66=

1YKFαYε

= 12.14，𝐾𝐹𝛽=

h=4×2.25=所以载荷系数K=𝐾𝐴𝐾𝑉𝐾𝐹𝛽𝐾𝐹𝛼=12.21，𝑌𝐹𝑎=2.85，𝑌𝑠𝑎=12.23d，𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚=12.14，𝑆𝐹𝑙𝑖𝑚=12.24，12.25，𝑌𝑛=0.91，𝑌𝑥=[σ]=σFlimYNYX=320×0.91×1.0=F

SF

1σF=1

m

2×2.2× 30×76× ×2.85×1.54×=186MPa<3：表 各齿轮参齿轮齿数齿顶高齿顶圆334544传动轴II证计齿轮传动轴的抗弯刚度验算,包括轴的最大挠度,滚动轴承处及齿轮安装处的倾角验算.其值均应小于允许变形量[y]及],允许变形量见参考文献［3］上9103.10-7,得[y]0.0005l0.0005402II图错误!文档中没有指定样式的文字 其中Qa1Qa2Qa313Qb1Qb222 Q(或Q2.12

(NN——该齿轮传递的全功率(kWN6.84kW，驱动阻力N6.57kW。mz——该齿轮的模数(mm)n——该传动轴的计算工况转速(r/min，(nnajnbj或nnbjnajnaj——该轴输入扭矩的齿轮计算转速(r/nbj——该轴输出扭矩的齿轮计算转速(rQa

2.122.122.12

346341350

1668(N1474(N3%。l3N(0.75xya(/yb)

l——两支承间的跨距(mm),l402mmD——该轴的平均直径(mm),D33mmxai

iiya——输入扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度iiyb——输出扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度(mm)对于Qa1,其输入位置aa132.5mmx32.54024023ya1 334对于Qa2,其输入位置aa2126.5mmx126.5402023ya

对于Qa3,其输入位置aa3220.5mmx220.54024023ya3 334

QaQa3yaya30.211mm进行计算，此时轴Ⅱ转速为500rmin。

2.122.12

对于Q,其输入位置

149mmx149

yb1

40236.57(0.750.371334426

对于Q,其输入位置

40mmx

40

yb2

40236.57(0.750.01334439

QbQb1ybyb10.27mm由参考文献［1］,yhyyyy2yycos a

(5-式中：yh——被验算轴的中点合成挠度——驱动力Qa和阻力Qb在横剖面上,两向量合成时的夹角2((deg),按被验算的轴的旋转方向计量,由剖面图上可得值.啮合角20,齿面磨擦5.72,得2()902(205.72)38.56yh

h0.21120.27220.2110.27cos(38.56)0.168mm[yhA

3yh(radl

A

30.1680.00125(rad)[]主轴组件的静刚度验验算主轴轴端的挠度yc[yc]0.0002ll——两支承间的距离,在本主轴中l558mm，故取yc0.112mm。由参考文献［1］,对于工作台宽度为320mm的卧式铣床,其主轴前端静刚度为120N/m1,选用验算主轴轴端的挠度yc]。2955104

Djnj

d(NNd——电动机额定功率(kW),Nd7.5kWnn——主传动系统的总效率,i,i便起见,取0.8。nj——主轴的计算转速(rmin),由前知,主轴的计算转速为

Dj——计算直径,对于铣床,Dj为最大端铣刀计算直径,由参考文［1］,对于升降台宽度为3201250的卧式铣床,其端铣刀的计算直径及宽度分别Dj200mmB60mm.P。Pt为PV0.95Pt

，PH0.24Pt859.4

。则P2 P 0.98P3509.4NP1.1P2

60角, PPH成65p的作用点到主轴前支承的距离为Sscwc——主轴前端的悬伸长度,此处cw——对于普通升降台铣床wBP的作用点到主轴前支承的距离为s5656Ps点引起主轴前端cycsp

3sc2

lsc

(ls)(lc)Cl2

sc]Cl EE2.1105IcBCI

d4(1

824(1(44.45)4) 2.027106mm4 IABI

d4(1

654(1(20)4) ycsp6P方向,p75.8M作用在主轴前端c

M

lclc c)(mm) Cl2 Cl2

(5-MPDj

77.346NH

2.83106mmH6