专业课程设计龙门铣床主轴箱

龙门铣床主轴箱设计说明书学生姓名：朱立芹学号：0401080804学院：机械工程学院专业：机械制造及其自动化专业题目：专业课程设计一一X2010型龙门铳床主轴箱设计指导老师：纪小刚日期：2011年9月5日课程设计任务书设计目的本次课程设计是毕业课程设计前一次对我们大学四年期间机械专业基础知识的考核和检验。它囊括了理论力学，材料力学，机械原理，机械设计，机械制造装备设计等许多机械学科的专业基础知识。它不仅仅是对我们专业知识掌握情况的考核和检验，也是一次对我们所学的知识去分析，去解决生产实践问题的运用。通过本专业课程设计的训练，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），以及关键零部件的强度校核，获得工程师必备设计能力的初步训练，从而提高分析问题、解决问题尽快适应工程实践的能力。设计内容和要求1．运动设计：根据所给定的转速范围及变速级数，拟定机床主运动传动结构方案（包括传动结构式、转速分布图）和传动系统图，确定各传动副的传动比，计算齿轮的齿数，主轴实际转速及与标准转速的相对误差。2．动力计算：选择电动机型号及转速，确定传动件的计算转速、对主要零件（如齿轮、主轴、轴承等）进行计算（初算和验算）。3．结构设计进行主传动系统的轴系、变速机构、主轴组件等的布置和设计并绘制展开图、剖面图、主要零件工作图。4．编写设计说明书1）机床的类型、用途及主要参数主轴转速范围：n=50r/min,n=630r/min.min max变速级数：z=12,主电动机：P=13KW,n=1460r/min。工作台尺寸：1000x3000mm。主轴孔径：29mm。主轴套筒：直径250mm，手动调整距离200mm。主轴箱进给范围：18级，10——500mm/min，快速移动速度1.5m/min,回转角度土30°。推荐最大刀盘直径：350mm。2）设计部件名称：X2010型龙门铳床主轴箱。设计工作任务要求1．专业课程设计设计说明书一份2．主轴箱展开图一张3．主轴箱剖面图一张4．机床传动系统图一张5．一个零件工作图（主轴）一张目录TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"一、 概述 3二、 参数的确定2.1转速范围、各级转速等的确定 3三、传动设计3.1确定结构式及结构网 43.2绘制转速图 53.3绘制传动系统图 6四、 传动件的估算4.1齿轮齿数确定 74.2各轴和齿轮计算转速………94.3验算主轴各级转速相对误差 10五、 动力设计5.1电机型号 115.2各轴直径估算 115.3齿轮模数的估算 135.4尺宽的确定 145.4轴承的选择 15六、 结构设计齿轮的轴向布置 156.2各传动轴及其上传动元件的布置 156.3主轴及其组件的配置 176.4传动件的验算 18\o"CurrentDocument"七、总结 19\o"CurrentDocument"八、参考文献 19一、概述在现代机械制造工业中，金属切学机床是加工机器零件的主要设备，它所担负的工作量，约占机器总制造工作量的40%〜60%。机床的技术水平直接影响机械制造工业的产品质量和劳动生产率。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。该铣床主要用于大中型零件的平面加工。由于机床具有足够的刚度，可用镶硬质合金端铣刀进行高速铣削。该铣床工作台只有纵向进给运动。主轴箱做成单独部件，安装在立柱及横梁上，可沿导轨作横向和垂直进给运动，横梁可沿立柱导轨作垂直方向的调整。主轴也可以沿其轴向作调整。主轴采用手动变速。进给系统的滑移齿轮变速机构、离合器的开合、横梁的卡紧与松开，都采用液压装置来控制。调整工作台侧面T形槽内撞块，可使工作台运动实现自动循环。二、参数的拟定确定转速范围、各级转速已矢口n=50r/min,n=630r/min.，z=12，min maxn由R=—max、lgR=(Z—1)lg申，nn nmin可得R=12.6,申=1.26.n所以查18页表1.4（《机械制造装备设计》（陈立德主编））得各级转速为：50r/min,63r/min,80r/min,100r/min,125r/min,160r/min,200r/min,250r/min,315r/min,400r/min,500r/min,630r/min。三、传动设计为了便于集中操作,箱体数目减少,本方案采用集中传动式布局,采用直齿滑移轮变速,采用电动机开停及制动方式。3.1确定结构式及结构网由于结构上的限制,变速组中的传动副数目通常选用2或3为宜,即变速级数Z应为2和3的因子，故其结构式为：Z=2ax3b.对于12级传动，其结构式可为以下三种形式：12=3x2x2；12=2x3x2；12=2x2x3。在电动机功率一定的情况下，所需传递的转矩越小，传动件和传动轴的集合尺寸就越小。因此，从传动顺序来讲，尽量使前面的传动件多一些，即前多后少原则。故本设计采用结构式为：12=3x2x2。为了使一根轴上变速范围不超过允许值，传动副数越多，级比指数应小一些。考虑到传动顺序中有前多后少原则，扩大顺序应采用前小后大的原则，即所谓的前密后疏原则。故本设计采用的结构式为：12=3x2x2。12：级数。3,2,2：按传动顺序的各传动组的传动副数。1,3,6：各传动组中级比间的空格数，也反映传动比及扩大顺序。验算转速范围：r=申x2（p2-i）=1.266（2一1）=4<8，在允许范围内。2该传动形式反映了传动顺序和扩大顺序，且表示传动方向和扩大顺序一致。结构网只表示各传动副传动比的相关关系，而不表示数值，因而绘制成对称形式：3.2绘制转速图绘制X2010龙门铳床转速图前，有必要先说明:为了结构紧凑，减小振动和噪声，通常限制：a：最小传动比Imin>=1/4;

b：最大传动比Imax<=2（斜齿轮<=2.5）;所以，在一个变速组中，变速范围要小于等于8,对应本次设计，转速图中,个轴上的传动副间最大不能相差6格，可知上述结构式是符合要求的。c：前缓后急原则；即传动在前的传动组，其降速比小，而在后的传动组，其降速比大。1460[I1000SOO400220250200160100801460[I1000SOO400220250200160100803.3绘制传动系统图四、传动件的估算齿轮齿数确定本设计中，各轴由电动机直接带动，未经过带传动驱动。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S及小齿轮的齿数可以从表1-7（《机械制造装备设计》陈立德主编）z中选取。为了便于设计和制造，同一传动组内各齿轮的模数常取为相同。此时，各传动副的齿轮齿数和相同。显然，齿数和太小，则小齿轮的齿数少，将会发生根切，或造成其加工齿轮中心孔的尺寸不够（与传动轴直径有关），或造成加工键槽（传递运动需要）时切穿齿根；若齿数和太大，则齿轮结构尺寸大，造成主传动系统结构庞大。因此，应根据传动轴直径等适当选取。一般在主传动中，最小齿数应大于18〜20。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。11II轴与III轴间的传动比为1、丄、丄，当各对齿数和相等时主动齿轮1.261.262齿数为35、31、27，从动齿轮齿数为35、39、43。齿数和为70。1III轴与W轴间的传动比为1、丄，当各对齿数和相等时主动齿轮齿数为1.26339、26，从动齿轮齿数为39、52。齿数和为78。1W轴与V轴间的传动比为1.262、.—，当各对齿数和相等时主动齿轮齿数1.264为49、23，从动齿轮齿数为31、57。齿数和为80。1V轴与切轴间为降速传动，传动比为——，主动齿轮齿数为29，从动齿轮1.263齿数为57，齿数和为86。电机轴（即I轴）与II轴间传动比为竺，主动齿轮齿数为24，从动齿轮1460齿数为44，齿数和为68。第一变速组第二变速组第三变速组S707880ZZ1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14齿数2731354339352639523923495731传动过程中，会采用三联滑移齿轮，为避免齿轮滑移中的干涉，三联滑移齿轮中最大和次大齿轮之间的齿数差应大于4。所选齿轮的齿数符合设计要求。各轴和齿轮计算转速此机床为大型机床，主轴切计算转速n为主轴第二个三分之一转速范围内的Z 12最低一级转速n=n申3=50x1.263=126r/min。取n=125r/min。minV轴有12级转速，其中转速250r/min通过齿轮副29/57可获得切轴计算转速125r/min，需传递全部功率，故轴V的250r/min转速也应能传递全部功率，是计算转速。轴W有6级转速，其中最低转速250r/min通过双联滑移齿轮可使轴V获得两级转速：100r/min和400r/min。400r/min比轴V的计算转速高，需传递全部功率，故轴W的最低转速也应能传递全部功率，是计算转速。由于轴W的最低转速是其计算转速，所以前面的各轴的最低转速均应是它们的计算转速，所以有：轴III计算转速为500r/min，轴II计算转速为800r/min，电机轴I的计算转速为1460r/min。各变速组内一般只计算最小的，也是强度最薄弱的齿轮，故也只需确定最小齿轮的计算转速。轴V轴W间齿轮z=29在250r/min时可以使轴W获得计算转速125r/min，所以齿轮z=29的计算转速为250r/min。轴W轴V间变速组的最小齿轮是z=23，经该齿轮传动，使轴V获得6级转速：100r/min，125r/min，160r/min，200r/min，250r/min，320r/min。轴V的计算转速为250r/min，故z=23的齿轮在630r/min时应能传递全部功率，是计算转速。轴III轴W间变速组的最小齿轮是z=26，经该齿轮传动，使W轴获得3级转速：250r/min,320r/min,400r/min。轴W的计算转速为250r/min，故z=26齿轮在500r/min时应能传递全部功率，是计算转速。轴II轴III间变速组的最小齿轮是z=27,经该齿轮传动，使轴III获得一级转速:500r/min。轴III的计算转速为500r/min，故z=27齿轮在800r/min时应传递全部功率，是计算转速。而由转速图可看出电机轴与II轴间的齿轮z=24也传递了全部功率，是计算转速。传动件切轴V轴W轴III轴II轴I轴z=29z=23z=26z=27z=24计算转速125250250500800146025063050080014604.3验算主轴各级转速误差N=n•(1-£)•u-u-u-u-u电机 1 2 3 4 5u为各变速组齿轮传动比。£=0.02。nn—n叶二 jn<10Q-1)%二10(1.26-1)%二2.6%。各级转速N1N2N3N4N5N6标准转速506380100125160实际转速50.363.6880.11100.6127.35160.22转速误差0.6%1.1%0.14%0.6%1.8%0.14%各级转速N7N8N9N10N11N12标准转速200250320400500630实际转速197.04249.44313.81394.1498.88627.62转速误差1.5%0.22%1.97%1.5%0.22%0.38%经计算知转速相对误差满足要求。五、动力设计5.1电机型号对于无特殊要求的机床，本设计选择Y160L-4型三相异步电动机。额定功率为15kW。各轴直径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。参考指导书目，取龙门铳床钢制主轴前轴颈直径为D］二140mm，后轴颈直径D=(0.7--0.85)D，取D二100mm。主轴内孔直径d二0.1D土10mm，其中212maxD为最大加工直径为350mm，取d=29mm。max估算传动轴直径(忽略各传动功率损失)：齿轮选择：出了主轴上的齿轮要求精度较高，使用7级精度外，其他传动齿轮均采用8级精度。传动效率分别为0.98、0.97。I、II、III、W轴上由于仅需承受径向载荷，且轴的转速较高，所以均采用深沟

球轴承；V轴由于要承受主轴传来的轴向载荷，可采用圆锥滚子轴承；主轴切前端可采用双列向心短圆柱滚子轴承来承受较大径向载荷，同时配一对推力球轴承来分担轴所受轴向载荷；中部辅助支承处加一个深沟球轴承；后端也采用一对深沟球轴承。滚子轴承的传动效率为0.98，球轴承的传动效率为0.99。联轴器传动效率为0.99。由此得出各轴的传递功率：轴：n二n-n-n-n-n二13x0.99x0.99x0.99x0.97二12.24kw联球球齿轴:N二N-n-n3二12.24x0.99x0.973二11.06KW1球齿III轴:N二N-n-n2二11.06x0.99x0.972二10.30KW2球齿W轴：N二N-n-n2二10.30x0.99x0.972二9.60KW3球齿V轴：N二N-n-n二9.60x0.98x0.98二9.22KW4滚齿主轴W：N二N-n2-n二9.22x0.992x0.98二8.85KW6 5球滚■N按扭转刚度估算各轴直径：d>■N按扭转刚度估算各轴直径：d>KA■—mmK为键槽系数，A为系数，按轴每米长允许的扭转角选取。N为轴传动功率,n为轴计算转速。V、W、III轴均为花键轴，11轴较长，为花键轴和单键组合，I轴为单键轴。I轴II轴III轴W轴V轴A9280777777K1.031.051.071.081.07N12.2411.0610.309.609.22n1460800500250250计算出各轴直径分别为：28.7mm，28.8mm，31.2mm，36.8mm，57.4mm。分别取：30mm,36mm,36mm,40mm,62mm。此轴径为平均直径，设计时可相应调整。5.3传动齿模数估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计算,初定计算公式为m=32'3nZ"JN--该齿轮传递的功率；Z--齿轮齿数；n--该齿轮计算转速。J计算出得各变速组取模数值分别为：3、4、4、4、5。标准齿轮：a=20度，h*=1,c*=0.25a从机械原理表10-2查得以下公式：齿顶圆d=(z+2h*)ma 1 a齿根圆d二(z+2h*+2c*)mf 1 a分度圆d=mz齿顶高h=h*maa齿根高h=(h*+c*)mfa齿轮的具体值见表齿轮齿数z模数m分度圆d齿顶圆da齿根圆df齿顶高ha齿根高hf12741081169845231412413211445335414014813045

4434172180162455394156164146456354140148130457264104112944583941561641464595242082161984510394156164146451123492100824512494196204186451357422823621845143141241321144515243727864.533.7516443132138124.533.7517295145155132.556.2518575285295272.556.255.4尺宽的确定由公式B=9mG=6~10,m为模数）得：m mITI轴啮合齿轮B=（6〜10）x3=18〜30mmIITII轴啮合齿轮B=(6〜10)x4=24〜40mm2III-W轴啮合齿轮B二(6~10)x4二24~40mm3W-V轴啮合齿轮B=(6~10)x4=24~40mm4V-W轴啮合齿轮B二(6~10)x5二30〜50mm5一对啮合齿轮，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，小齿轮比大齿轮齿宽大5〜10mm。所以取：B=38mm，B=36mm；B=32mm，B=32mm；B=30mm，B=36mm；123456B=38mm，B=30mm；B=28mm，B=30mm；78910B=40mm，B=30mm；B=30mm，B=36mm；TOC\o"1-5"\h\z11 12 13 14B=40mm，B=32mm；15 16B=36mm，B=30mm。17 18六、结构设计6.1齿轮的轴向布置本次设计中有多处使用了滑移齿轮，而滑移齿轮必须保证当一对齿轮完全脱离后，令一对齿轮才能进入啮合，否则会产生干涉或变速困难。所以与之配合的固定齿轮间的距离应保证留有足够的空间，至少不少于齿宽的两倍，并留有A=1~2mm的间隙。6.2各传动轴及其上传动元件的布置I轴：左采用深沟球轴承，型号为6004，右采用深沟球轴承，型号为6006。平键连接尺寸为10x8。

II轴：左端采用深沟球轴承，型号为6006，中间采用深沟球轴承，型号为6007，右端采用深沟球轴承，型号为6008。右半轴与固定齿轮用平键连接，左半轴采用花键连接三联滑移齿轮，花键尺寸为8x32x36x6。轴的左端部还有用于驱动供给润滑油的齿轮，图中未画出。III轴:花键轴上固定了4个齿轮，左右端都用套筒定位。采用的均为深沟球轴承，型号为6006。花键尺寸为8x32x36x6。W轴:轴较长，采用三支承结构。双联滑移齿轮均采用单键连接式，并用花键与轴连接V轴:V轴:用花键轴固定了3个圆柱齿轮，左端用套筒定位，右端用端盖固定好轴承外圈。30211。.3主轴及其组件的配置30211。.3主轴及其组件的配置主轴W前端可采用双列向心短圆柱滚子轴承来承受较大径向载荷，同时配一对推力球轴承来分担轴所受轴向载荷；中部辅助支承处加一个深沟球轴承；后端也采用一对深沟球轴承。主轴套筒可由手柄操控作轴向移动，以适应主轴轴向微调的需要。主轴前支承用双列向心短圆柱滚子轴承，用螺母来调整其径向间隙，轴向力由两个推力轴承来承受，通过螺母调整其轴向间隙。6.4传动件的验算轴的强度验算：由于机床主轴箱中各轴的应力都不是很大，验算时，通常用复合应力公式进行十算：R二川2+052<[R]MP]bWba[R]---许用应力，考虑应力集中和载荷循环特性等因素。bW---轴的危险断面的抗弯断面系数。花键轴的抗弯断面系数W二出+zb(D")(d+D)232D 32Dd--花键轴内径；D--花键轴外径；b--