X6132型万能升降台铣床主轴箱设计.doc

x6132型万能升降台铣床主轴箱设计 绪论 设计的过程是通过分析、创造和综合而达到满足特定功能目标的一种活动。在此过程中需不断的对设计方案进行评论，根据评价的结果进行修改，在设计的过程中不断地发现问题和解决问题。金属切削机床是机械制造业的基础设备，随着社会不断发展和科学不断进步对机床设计要求越来越高，计算机辅助设计和计算机辅助工程应用。使得机床的设计理论和方法由人工绘图向计算机绘图，由定性设计向定量设计。由表态和线性分析向动态和非线性分析，由可行性设计向最佳设计过度。 金属切削机床的基本功能是提供切削加工所必需运动和动力。机床基本工作原理是通过刀具与工件之间相对运动，由刀具切除工件加工表面多余的金属材料，形成工件加工表面的几何形状、尺寸，并达到其精度要求。x6132万能升降台铣床是一个十分典型的普通车床，广泛的应用在生产中。主轴箱的设计不仅要满足机床总体布局变速箱的形状和尺寸的限制、达到18级转速，还要便于装配、调整、润滑和维修。 根据指导教师的推荐、重点选用金属切削机床以及辅助类书刊包括材料力学、机械制造装备设计、机械制图、机械设计等图书。其中，金属切削机床设计无疑是系统化介绍和设计车床的资料。它从机床设计的步骤，机床的标准化，机床的总体布局到主要参数的确定。在主要的传动设计中，参考齿轮齿数和齿轮直径的确定，是主轴箱的尺寸，轴的轴径，以及传动精度等一系列布局。在结构式，结构网确定之后，要对传动件的结构、材料、构造等进行计算和设计及齿轮模数确定等。 传动件包括齿轮、传动轴、离合器、制动装置等。其中齿轮的构造中三联滑移齿轮，对齿轮的拼装，齿轮太窄或太宽时的处理，齿轮在轴上的定位问题都有比较全面的论述。 传动轴在反复弯曲载荷和扭曲载荷下不发生疲劳破坏。在刚度方面，轴的弯曲和扭曲载荷下不致产生过大的变形。高速旋转的轴还应计算器临界转速，以免发生共振，传动轴首先要估算直径，然后再进行刚度验算。提高刚度时可以采用加大轴的直径缩短轴的长度，使轴上的主动和被动传动件尽可能的靠近，使传动件靠近轴。 文献资料室一个设计者必备的工具，选择全面的实用的工具是设计者必备的素质。其实，整个设计的过程就是将大学四年学习的知识融会贯通的过程，很多当时不会用的感觉泛泛的东西通过设计将变得更具体，可行，学会应用资料，为我所用，能将那些规格化的鼓励的零件经过计算，设计成一台可以实现运转的机械，就是我们设计的根本意图所在了。 我们设计还是比较初级模型，在实践中，只有不断的改进，才能达到高的生产效率，然而，基础的知识和原理是设计的源头，就我个人而言，我希望能通过这次专业课程设计对自己未来从事的工作进行一次适应性训练，从中锻炼自己分析问题、解决问题的能力，为今后的工作、学习打下良好的基础。由于能力所限、设计中难免有许多不妥之处，恳请老师多多指教。目录一、 概述41.1金属切削机床在国民经济中的地位41.2机床课程设计的目的41.3车床的规格系列和用处41.4 操作性能要求5二、传动设计52.1 主传动方案拟定52.2 传动结构式、结构网的选择52.2.1 确定传动组及各传动组中传动副的数目52.2.2 确定传动顺序62.2.3 确定扩大顺序6 2.2.4 确定变速组中的极限传动比及变速范围.6 2.2.5 确定最小传动比.7三、 传动件的估算93.1 带轮设计93.2 齿轮齿数的确定和计算转速的计算113.2.1 齿轮齿数的确定113.2.2 齿轮计算转速的计算143.3 轴及传动轴的计算转速163.4 齿数模数的确定16 3.5 传动轴直径的确定.17 3.6 主轴轴径的确定.18四、验算主要零件184.1齿轮模数验算184.2 传动轴刚度验算204.3 轴承寿命验算22五、结构设计及说明245.1 结构设计的内容、技术要求和方案24六、总结24七、参考文献24一、概述1.1 金属切削机床在国民经济中的地位金属切削机床是用切削的方法将金属毛坯加工成机器零件的机器，它是制造机器的机器，又称为“工作母机”或“工具机”。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。1.2机床课程设计的目的专业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。1.3车床的规格系列和用处 规格系列： 表1 x6132万能升降台铣床的主参数（规格尺寸）和基本参数最低转速nmin( )最低转速nmax( )主电机转速( )主电机功率n（kw）公比转速级数z 30150014507.51.2618 1.4 操作性能要求用处：该机床用于铣削平面、斜面、沟槽、齿轮等。工作台可绕垂直轴在 水平面范围整，如采用分度头附件，还可加工螺旋表面。二、传动设计2.1 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、幻想、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。2.2 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。 2.2.1 确定传动组及各传动组中传动副的数目 一定变速组组数的变速系统可由不同数目的变速组组成。变速传动装置总变速级数应等于各变速组变速级数的连乘积，即，式中z主轴总变速级数；p、q、r各组变速机构的变速级数（即为每组传动副数）。 减少变速组的数目可以缩短传动链，但在总变速级数不一定的情况下，势必会增加各变速组内传动副数目p，并且降速过快，会导致齿轮的径向尺寸增大。18级转速的变速系统，其变速级和传动副数的组合方案为：首先应该确定，预使主轴得到18级转速需要几个变速组，以及他们各需要几个传动副。方案：变速组数目为3个，传动轴数最少为4根，但齿轮对数目为，结构简单、紧凑，同时由于机床结构原因，通常采用双联或三联齿轮进行变速。方案：虽然变速组数目为2个，传轴轴数最少为3根，但齿轮对数目为3+6=9、9+2=11，比方案中多。同时使变速箱的轴向尺寸增加，使操纵机构变得复杂，难以实现。综上所述，主轴为18级转速的变速系统，应采用由3个变速组所组成的方案，即应选择方案。2.2.2确定传动顺序在一般情况下，变速系统为降速的，电动机转速往往比主轴变速范围内大多数转速高，现对上述方案进行分析。方案：变速组a有3对传动副，在靠近主轴处为低速的变速组b为2对，变速组c也为2对。根据扭矩公式可知，当传动件传递的功率一定，转速高时所传递的扭矩小，则轴、齿轮等传动件尺寸相应的可小一些。因此，从传动顺序来说，应尽量使前面的传动件多些，可节省材料，减轻重量，故第一方案为最佳方案。2.2.3确定扩大顺序当传动顺序确定后，由于基本组、扩大组的排列顺序不同，可得出不同的排列方案，其结构式为：射线开口大势必造成低转速较低，其结果是使传动件的尺寸较大。因此，在网上表现为前后传动组的射线间开口笑，后面传动组的射线间开口大，这时各变速组的变速范围是逐渐增大的，故方案为最佳方案。2.2.4确定变速组中的极限传动比及变速范围在主传动系统中，对于降速，为了防止被动齿轮的直径过大而使径向尺寸太大，常应限制最小传动比。对于升速，为了防止产生过大的振动和噪声，常应限制最大传动比。由于齿轮副的极限传动比有了限制，则变速组的最大变速范围相应地也应有一定的限制。在主运动中： 因此，一般只要最后扩大组的变速范围不超过限制范围，则其余的变速组也不会超过。通常，最后扩大组的传动副数为2，可以减少最后扩大组的变速范围，以利于不超过限制范围。因此，设计传动系统时，rn值的扩大，由于受到值的限制，就不能通过无限增加变速组的数目来实现。验算：方案，其最后扩大组的变速范围，合格。2.2.5确定最小传动比在设计传动系统时，电动机与主轴的转速已经确定。当降速时，分配传动比应使各个中间传动轴的最低转速适当地高些。因为n高后，在传递一定功率下，传递的扭矩就小，相应的使传动件的尺寸也小。未来使更多的传动件在相对高速下工作，减少变速箱的结构尺寸，除了在传动顺序上前多后少，扩大顺序上前密后疏，对于降速运动最小传动比应采取前缓后急的原则，即在传动顺序上，越靠前最小传动比越小，最后变速组的最小传动比常取1/4。据上所述，主运动转速图为： 传动系统图为： 三、 传动件的估算3.1 带轮设计1、确定计算功率 查表8-6 知= 2、选择带型 根据计算功率 和小带轮转速由图8-9知选择v带b型。 3、确定带轮的基准直径和 初选小带轮的基准直径 根据机械设计8-11图，取主动轮基准直径=150mm 根据式（8-15）从动轮基准直径 =1.933112=290mm 根据表8-8取=290mm 按式（8-13）验算带的速度 带的速度合适 4确定a型v带的基准长度和传动中心距 根据初步确定中心距：初定中心距 根据式（8-22）计算带所需的基准长度 由表8-2选带的基本长度ld=1600mm 按式（8-21）计算实际中心距 5、验算主动轮上的包角 由（8-6）得： 主动轮的包角合适6、计算v型带的根数z由式（8-22）由 查表8-4a和表8-4b 得 查表8-5得： 查表8-2得 7、计算预紧力由式8-27知 查表8-3得q=0.18kg/m 故：8、计算作用在轴上的压轴力式（8-28） =2z3.2 齿轮齿数以及计算转速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。3.2.1齿轮齿数的确定第一组齿轮：传动比，查机械制造装备设计表1.7可得相应的齿数和的值可取60，78.,我们可取的值为60，则各齿轮相对应的齿数为 检查主轴各级转速误差：检验式为式中 第一对齿轮 符合要求第二对齿轮 符合要求第三对齿轮 符合要求第二组齿轮：传动比，查机械制造装备设计表1.7可得相应的齿数和的值可取70,77.,我们可取的值为70，则各齿轮相对应的齿数为 检查主轴各级转速误差：检验式为式中 第一对齿轮 符合要求第二对齿轮 符合要求第三对齿轮 符合要求第三组齿轮：传动比，查机械制造装备设计表1.7可得相应的齿数和的值可取85,89,90,95.,我们可取的值为89，则各齿轮相对应的齿数为 检查主轴各级转速误差：检验式为式中 第一对齿轮 符合要求第二对齿轮 符合要求3.2.2齿轮计算转速的确定齿轮的计算转速。齿轮装在轴上，从转速图可以看出，共有118r/min750r/min共9级转速，经齿轮/传动主轴得到235r/min1500r/min这9级转速能传递全部功率，故齿轮的这9级转速也能传递全部功率，其中最低转速118r/min正好为齿轮的计算转速。齿轮的计算转速。齿轮装在轴（主轴）上，有235r/min1500r/min共9级转速，都能传递全部功率，其最低转速235r/min即为齿轮的计算转速。齿轮的计算转速。齿轮装在轴上，有118r/min750r/min共9级转速。其中375r/min750r/min的4级转速能传递全部功率，而118r/min300r/min的5级转速不能传递全部功率。因此，齿轮的计算转速即为375r/min。其余依次类推，各齿轮的计算转速如下。齿轮序号计算转速1450695695475695375695300300齿轮序号计算转速47530023530011811823537595齿轮的具体值见表齿轮尺寸表齿轮齿数z模数m分度圆d齿顶圆齿根圆齿顶高齿根高3234921008245437414815613845520480887045640416016815045717468765845843417217216245943417217216245102741081169845113141241241144512394156156146451320480887045145042002081904515593177183169.533.7516303909682.533.75171847280624518714284292274453.3轴及传动轴的计算转速主轴的计算转速。由械制造装备设计中表1.8可查出传动轴的计算转速。从转速图上可以看出，轴共有9级转速：118r/min1500r/min之间的所有转速都传递全部功率。此时，轴若经齿轮副/传动主轴，它只有在375r/min750r/min的那4级转速时才能传递全部功率；若经过齿轮副/传动主轴。则118r/min750r/min的9级转速能传递全部功率，因此，其中的最低转速118r/min即为轴的计算转速。其余，依次类推。各轴的计算转速如下：轴序号计算转速1450750300118953.4齿数模数的确定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按简化的接触疲劳强度公式计算 式中：按疲劳接触强度计算的齿轮模数 驱动电机功率 计算齿轮的计算转速 大齿轮齿数和小齿轮齿数之比 小齿轮齿数齿宽系数，（b为齿宽，m为模数），许用接触应力 传动组1模数： 传动组2模数： 传动组3模数： 故选取标准模数 3.5传动轴直径的计算传动轴的直径可按下列扭转刚度公式进行计算 取取由机械设计手册3.19-317表知取花键轴尺寸为取由机械设计手册表取花键轴尺寸为取由机械设计手册表3.19-317 取花键轴尺寸为将计算结果列成表格形式，如：轴号花键轴尺寸备注7.214102635平键6.7775030.1456-423610花键6.3743037.3456-484212花键67552506-555014花键 3.6主轴轴颈的确定 根据功率n=7.5kw 在5.57.5之间 知 主轴轴颈选75100 取d=75mm 四、验算主要零件 4.1齿轮模数验算 一般按接触疲劳强度和弯曲疲劳强度验算，选取某轴上承受载荷最大的齿轮和同材料同模数齿轮中齿轮最少齿宽最小的齿轮进行验算。验算对象主轴前轴的小齿轮 即第iv轴（1）、按接触疲劳强度验算 由258页5.4-84材料弹性系数 由表5.4-85齿轮材料性能系数 由表5.4-80查得 -啮合角影响系数 非变位齿轮 =14.84（2）按弯曲疲劳强度验算（防止齿根折断） -齿形系数 非变位外啮合直齿轮圆柱齿轮 =1 =1.29 =0.85 259页表5.4-85查得 =1.04 =1 =0.85=30.65 所以 所以 合格4.2传动轴刚度验算（轴） （1）计算轴的平均直径，画出计算简图。花键轴： （2）计算该周传递的扭矩 6.374kw 375r/min =162324.533mm (3)、求作用在齿轮处b点的力 切向力： 径向力： (4)、求作用在齿轮处c点的力 切向力： 径向力： (5)、计算挠度应用552页表5.8公式 e=2.1n/mm i=81844mm校： = =0.5=0.0164mm = =0.5=0.0207mm = =0.5=0.0316mm(6)、计算倾角，应用【1】552页表5.8-16公式 a: =rad =0.5=0.00028 rad =rad =0.5=0.00034 rad d: =rad =0.5=-0.00021 rad =rad =0.5=-0.00034 rad =+=0.0741 =+=0.0043 =+=0.1015 =+=0.012 =+=0.00126 rad =+=0.00006 rad =+=-0.00101 rad =+=-0.00009 rad=rad =rad由551页表5.8-14查得【y】=（0.00030.0005）l=0.1032mm故【q】=0.0025 rad 所以 合格 4.3、轴承寿命的验算 轴承的寿命应满足 -额定寿命t工作期限 h ；通常取t=10000h额定寿命的计算公式：=式中：n-轴承（即轴）的计算转速； -寿命指数，