《金属切削机床》课程设计---铣床主轴箱设计【全套图纸】 .pdf

中北大学课程设计说明书 目录 1. 机床参数确定2 2. 运动设计2 2.1 传动组、传动副地确定2 2.2 结构式、结构网的选择3 2.3 拟定转速图4 2.4 齿轮确定5 2.5 传动系统图7 2.6 轴、 齿轮的计算转速7 3.传动零件的初步计算8 3.1 传动轴直径设计8 3.2 主轴轴颈直径的确定8 3.3 齿轮模数的计算9 4 . 验 算 9 4.1 三角胶带传动的计算9 4.2 圆柱齿轮的强度计算10 4.3 传动轴的验算13 4.4 轴承的验算16 5感想17 6 参考文献 中北大学课程设计说明书 2 1. 机床参数确定： 运动参数： 回转主运动的机床，主运动的参数是主轴转速。其数列的公比 应选 取标准的公比值，取公比 =1.58 rn 为主轴变速范围： 6 . 169 5 . 12 2120 min max = n n rn。 主轴转速级数：121 58 . 1 lg 6 . 169lg 1 lg lg =+=+= n r z 机床传动系统的变速组大多采用双联齿轮或三联齿轮，因此转速级数宜为 2、3 因 子的乘积，即 nm z23 =为宜，其中 m、n 为正整数。 全套图纸，加 153893706 动力参数：由任务书设定电动机功率：n=4kw。查表应选用 y 系列三相异步电动 机 y112m- 2（同步转速 3000r/min，50hz，380v） ，转速 1440 r/min，效率 85.5%。功 率因素 cos=0.87，额定转矩 2.2knm。 2. 运动设计 2.1 传动组、传动副的确定： 实现 12 级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合： 1）4312= 2）3412= 3）22312= 中北大学课程设计说明书 3 4）23212= 5）32212= 方案 1） 、2）可以省一根传动轴，但是其中一个传动组内有四个传动副，果增大了 该轴的轴向尺寸这种方案不宜采用。 根据传动副数目分配应该“前多后少”的原则，取方案 3）较合适。 2.2 结构式、结构网的选择： 在22312=的传动副组合中，其传动副的扩大顺序又有以下六种形式： 1） 631 22312= 2） 612 22312= 3） 162 22312= 4） 361 22312= 5） 214 22312= 6） 124 22312= 根据级比指数分配要“前密后疏”的原则，即传动顺序与扩大顺序相一致，应选 用 631 22312=，其结构网如下图所示： 中北大学课程设计说明书 4 2120 1250 800 500 315 200 125 80 50 31.5 20 12.5 2860 r min z5/z6 z3/z4 z1/z2 z9/z10 z7/z8 z13/z14 z11/z12 631 22312= 图 1 结构网 检验最大扩大组的变速范围： 5 . 1558 . 1 )12(6 2 = r，符合设计原则要求。 2.3 拟定转速图： 上述所选定的结构式共有三个传动组，变速机构共需 4 轴，加上电动机共 5 轴， 故转速图需 5 条竖线，如下图所示。主轴共 12 速，电动机轴与主轴最高转速相近，故 需 12 条横线。 中间各轴的转速可以从电动机轴往后推，也可以从主轴开始往前推。通常以往前 推比较方便，即先决定轴三的转速。 传动组 c 的变速范围为 5 . 1558 . 1 66 =可知两个传动副的传动比为： 1 4 11 2.5 c i = 2 2 1.6 11 c i = 图 2 转速图 这样就确定了轴的六种转速只有一种可能，即为：800、500、315、200、125、 中北大学课程设计说明书 5 80 r/min。 随后决定轴的转速，传动组 b 的级比指数为 3，在传动比极限范围内，轴的最 高转速可为：800、500、315r/min，最底转速可为：315、400、500 r/min。为了避免升 速，又不能使传动比太小，可取： 1 3 11 2 b i =， 2 11 1 b i =。轴的转速确定为 315、 500、800 r/min。 同理，对于轴，可取： ， 22 1 58 . 1 11 = a i， 58 . 1 11 1 = a i， 3 1 1 a i=。轴的转 速：800 r/min。电动机轴与轴之间为带传动，传动比接近 2 1 58 . 1 1 =。 2.4 齿轮齿数确定 利用查表法求出各传动组齿轮齿数： 表 1 各传动组齿轮齿数 变速组 第一变速组 第二变速组 第三变速组 齿数和 86 92 98 齿轮 1 z 2 z 3 z 4 z 5 z 6 z 7 z 8 z 9 z 10 z 11 z 12 z 13 z 14 z 齿数 33 53 38 48 43 43 31 61 46 46 28 70 60 38 验算主轴转速误差，主轴各级实际转速值用下式计算： 1 2 (1) eabc d nn d = 实 式中， 1 d 、 2 d 分别为大、小带轮的直径； a 、 b 、 c 分别为第一、二、三变速组 的齿轮传动比。 表 2 转速误差表 中北大学课程设计说明书 6 70 38 28 46 61 3146 485343 43 33 38 60 2120r/min nmax=2120r/min nmin=12.5r/min 主轴 转速 1 n 2 n 3 n 4 n 5 n 6 n 7 n 8 n 9 n 10 n 11 n 12 n 标准 转速 r/min 12.5 20 31.5 50 80 125 200 315 500 800 1250 2120 实际 转速 r/min 11.8 19.2 30.3 48.2 76.1 124 198 313 498 770.8 1246 2118 转速 误差 00 0.8 0.96 0.38 2.35 0.68 0.55 2.1 0.4 0.4 3.65 2.0 0.97 转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示： 00 1012.6 nn n n = 标实 00 标 （），计算值如表 2。 2.5 传动系统图如图 4 所示： 中北大学课程设计说明书 7 图 3 传动系统图 2.6 轴、齿轮的计算转速： 主轴：根据教材表 8- 2，中型机床主轴的计算转速是第一个三分之一转速范围内 的最高一级转速，即为min/200 4 rn =； 各传动轴： 轴可从主轴为 500r/min 按 28/70 的传动副找上去， 似应为 800r/min， 但由于轴上的最底转速250r/min经传动组c可使主轴得到12.5和500r/min两种转速， 400r/min 要传递全部功率， 所以轴的计算转速应为 250r/min。 轴的计算转速可按的 传动副 b 推上去，得 315r/min。 各齿轮：传动组 c 中，28/70 只需计算 z=28 的齿轮，计算转速为 500 r/min；60/38 只需计算 z=38，min/40rnj=；z=28 和 z=38 两个齿轮哪一个的应力更大一些，较难 判断，可同时计算，选择模数较大的作为传动组 c 齿轮的模数；传动组 b 应计算 z=31， min/500rnj=；传动组 a 应计算 z=33，min/800rnj=。 3. 传动零件的初步计算： 3.1 传动轴直径初定 按扭转刚度计算： ( )mm t d n 464 . 1 = 式中，d-传动轴直径（mm） ； n t -该轴传递的额定扭矩（nmm） ； n-该轴传递的功率（kw） ； j n -该轴的计算转速（rpm） ； 中北大学课程设计说明书 8 -该轴每米长度允许扭转角（deg/m） ，取 =0.8。 轴：mmmmd77.33 8 . 0250 99 . 0 96 . 0 4 10955064 . 1 4 2 3 3 = = 轴：mmmmd47.28 8 . 0500 99 . 0 96 . 0 4 10955064 . 1 4 3 2 = = 轴：mmmmd37.25 8 . 0800 96 . 0 4 10955064 . 1 4 3 1 = = 3.2 主轴轴颈直径的确定 由表 3 查得机床课程设计指导书 ： 主轴前轴颈 1 d =60mm，后轴颈 2 d =（0.7-0.85） 1 d =42-51mm，取 2 d =45mm。 3.3 齿轮模数的初步计算 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按简化的接触疲劳 强度公式进行初算： () ()mm nz n m jim d j 3 22 1 1 16300 + = 式中， j m -按接触疲劳强度估算的齿轮模数（mm） ； d n -驱动电动机功率（kw） ； j n -被估算齿轮的计算转速 （r/min） ； -大小齿轮齿数之比， 1 z -小齿轮齿数； m -齿宽系数，= m b m 6-10，b 为齿宽，m 为模数，取 8； j -许用接触应力，查表 26 取mpa j 1100=。 传动组 b：31/61 ()mmmmmj78 . 1 5001100 31 61 318 41 31 61 163003 22 = + = 传动组 a：33/53 ()mmmmmj49 . 1 8001100 33 53 338 41 33 53 163003 22 = + = 中北大学课程设计说明书 9 传动组 c：28/70 ()mmmmmj86 . 1 8001100 28 70 288 41 28 70 163003 22 = + = 4. 主要零件的验算 4.1 三角胶带传动的计算和选定 确定计算功率：kwkwknn j 2 . 53 . 14=，选择 b 型三角带； 确定带轮直径 1 d 、 2 d ，由表 11机床设计制导书查得： 1 d =140mm， mmdd n n d252 800 1440 11 2 1 2 = 计算胶带转速：smsmsm nd v/55.10/ 60000 1440140 / 60000 11 = = 初定中心距：()()mmdda284 2 . 23526 . 0 210 =+= 根据机床的布局及结构方案选mma500 0 = 计算胶带的长度：() () ()mmmm a dd ddal1622 42 2 0 2 12 2100 = += 选 标 准 计 算 长 度 mml1633=， 作 为 标 记 的 三 角 胶 带 的 内 周 长 度 yllmml nn +=,1600。 计算胶带的弯曲次数： 1111 4092.12 1633 55.10210001000 = =ssss l mv 式中，m-带轮的个数； 计算实际中心距：nmma+= 2 ，其中， () 3 . 254 84 21 = + = ddl m ， () 2 21 1568 8 dd n =，代入上式中，得mma5 .505= 定小带轮的包角：= 120167 1801 180 2 1 a dd 中北大学课程设计说明书 10 确定三角胶带的根数： 10c n n z j =，式中： 0 n 单根三角胶带能传递的功率（kw） ， 由表 13 查得 0 n =2.23； 1 c -带轮包角系数，由表 13 查得 1 c =0.98； 则8 . 1 98 . 0 23 . 2 4 = =z，取 2。 4.2 圆柱齿轮的强度计算： 验算变速箱中齿轮强度应选择相同模数承受载荷最大齿数最小的齿轮进行接触 应力和弯曲应力计算，一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮 验算齿根弯曲应力，对硬齿面软齿心渗碳淬火的齿轮要验算齿根弯曲应力。 接触应力的验算公式： () ) 1(102081 321 3 j j s j mpa ubn nkkkku zm = 弯曲应力的验算公式： () 10208 2 321 5 w j s w mpa bynzm nkkkk = 表 3 齿轮的强度计算 传动组 第一传动组 第二传动组 第三传动组 齿轮传递功率 n 3.76 3.80 3.84 齿轮计算转速 j n 800 800 800 齿轮的模数 m 2 2 2 齿宽 b 16 16 16 小齿轮数 z 28 31 33 大齿轮与小齿轮齿数比 u 70/28 61/31 53/33 寿命系数 s k 接触疲劳 0.67 0.86 0.83 中北大学课程设计说明书 11 弯曲疲劳 0.90 0.90 0.90 速度转化 系数 n k 接触疲劳 0.95 0.85 0.72 弯曲疲劳 0.93 0.93 0.90 功率利用 系数 n k 接触疲劳 0.58 0.58 0.58 弯曲疲劳 0.78 0.78 0.78 材料利用 系数 q k 接触疲劳 0.70 0.73 0.76 弯曲疲劳 0.72 0.75 0.77 工作情况系数 1 k 1.2 1.2 1.2 动载荷系数 2 k 1.2 1.2 1.2 齿向载荷分布系数 3 k 1 1 1.05 齿形系数 y 0.438 0.444 0.454 其中寿命系数 s k qnnts kkkkk = t k工作期限系数 1 60 m t o nt k c = t- 齿轮在机床工作期限() s t内的总工作时间 h ，对于中型机床的齿轮取 ht200015000=，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为 p t t s =，p 为该变 速组的传动副数。 1 )nrpm齿轮的最低转速（； 0 c 基准循环次数； m疲劳曲线指数； s k 的极限值 maxs k、 mins k，当 maxss kk时，则取 maxss kk =；当 minss kk时，取 minss kk=； 中北大学课程设计说明书 12 f2 j - 许用接触应力（mpa ） ，查表 3- 9， j =1100mpa ； w - 许用弯曲应力（mpa） ，查表 3- 9， w =320mpa。 代入公式，得传动组 c： 5 2 208 101.2 1.2 1 0.9 3.76 258.3 28 216 0.438 500 ww mpampa = 传动组 b： 3 61 11.2 1.2 1 0.86 3.80 2081 1031 509.8 61 31 2 16 500 31 jj mpampa + = 5 2 208 101.2 1.2 1 0.9 3.80 232.6 31 216 0.444 500 ww mpampa = 传动组 c： 3 53 11.2 1.2 1.05 0.83 3.84 2081 1033 372.6 53 33 2 16 800 33 jj mpampa + = 5 2 208 101.2 1.2 1.05 0.9 3.84 141.7 33 216 0.454 800 ww mpampa = 4.3 传动轴的验算 （强度验算、弯曲刚度验算） 受力分析：以轴为例进行分析，轴上的齿轮为滑移齿轮。通常，选择主轴处 于计算转速（200r/min）时齿轮的啮合位置为计算时的位置。根据本机床齿轮排列特 点， 主轴为 250r/min 时，轴受力变形大于前者，故采用此时的齿轮位置为计算位置。 受力分析如下图所示： 图 5 齿轮轴向位置 图 5 中 f1为齿轮 z4（齿数为 48）上所受的切向力 ft1，径向力 fr1的合力。f2为齿轮 z9（齿数 46）上所受的切向力 ft2，径向力 fr2的合力。 各传动力空间角度如图 4 所示，根据下表的公式计算齿轮的受力。 中北大学课程设计说明书 13 图 4 齿轮轴向位置 图 5 中 f1为齿轮 z4（齿数为 48）上所受的切向力 ft1，径向力 fr1的合力。f2为齿轮 z9（齿数 46）上所受的切向力 ft2，径向力 fr2的合力。 各传动力空间角度如图 6 所示，根据下表的公式计算齿轮的受力。 1 ft1 f1 f2 ft2 fr2 fr1 x z 2 图 5 轴各传动力角度关系 表 4 齿轮的受力计算 zmd f f d t f n p t t t = += = = = cos 2 1055 . 9 6 传递 功率 p kw 转 速 n r/ min 传 动 转 矩 t n mm 齿 轮 压 力 角 齿 面 摩 擦 角 齿轮 z4 齿轮 z9 切 向 力 ft1 n f1 在 x 轴 投 影 f1 在 z 轴 投 影 分 度 圆 直 径 d1 切 向 力 ft2 n f1 在 x 轴 投 影 f1 在 z 轴 投 影 分 度 圆 直 径 d2 中北大学课程设计说明书 14 fz1 n fz1 n mm fz2 n fz2 n mm 380 630 57603.2 20 6 -1200.1 -1200.1 585.3 96 1252.2 1252.2 -610.7 92 挠度、倾角的计算： 分别计算出各平面挠度、倾角，然后进行合成。如下图所示：其中 a=120, b=156, c=150, f=126, l=276, mpae 5 101 . 2 =, n=159.35, 14 101 . 9 6 1 = eil 4 . 32385 64 5 . 28 64 44 = = d i f2 f1 x 图 6 计算简图 xoy 平面内挠度：)()( 6 222 2 222 1 cnlcfanlaf eil n y xxx = 代入数据，求得00105 . 0 = x y zoy 平面内挠度：)()( 6 222 2 222 1 cnlcfanlaf eil n y zzx = 代入数据，求得00064 . 0 = x y 挠度的合成：003 . 0 00123 . 0 22 =+= xx yyy，符合要求。 中北大学课程设计说明书 15 左支撑倾角计算和分析： xoy 平面力作用下的倾角：)()( 6 1 21 flcffblabf eil xxa += 代入数据，解得 5 1074 . 1 = a zoy 平面力作用下的倾角：)()( 6 1 21 flcffblabf eil zza += 代入数据，解得 5 1014 . 2 =a 倾角的合成：0006 . 0 1076 . 2 5 22 =+= aaa ，符合要求； 右支承倾角计算和分析： xoy 平面力作用下的倾角：)()( 6 1 21 clcffalabf eil xxb + = 代入数据，解得 4 1008 . 1 =b zoy 平面力作用下的倾角：)()( 6 1 21 clcffalabf eil zzb + = 代入数据，解得 5 1026 . 5 =b 倾角的合成：0006. 0102 . 1 4 22 =+= bbb ，符合要求。 键侧挤压应力计算： 表 5 键侧挤压应力计算 计算公式 最 大 转 矩 max t mmn 花 键 轴 小 径 d mm 花 键 轴 大 径 d mm 花 键 数 n 载 荷 系 数 k 工 作 长 度 l mm 许 用 应 力 jy mpa 许 用 应 力 jy mpa 结 论 c n p t 3 max 109550 = jyjy lnkdd t = )( 8 22 max 72580 28 34 8 0.8 176 30 1.39 合 格 4.4 滚动轴承的验算 根据前面所示的轴受力状态，分别计算出左（a） 、右（b）两支承端支反力。 在 xoy 平面内： 中北大学课程设计说明书 16 n l bfff r xx a 7 . 106 276 156 1 . 1200126 2 . 1252 12 = = = n l afcf r xx b 8 . 158 276 120 1 . 1200150 2 . 1252 12 = = = 在 zoy 平面内： n l bfff r zz a 0 . 52 276 156 3 . 585126 7 . 610 12 = = = n l afcf r zz b 4 . 77 276 120 3 . 585150 7 . 610 12 = = = 左、端支反力为： nrrr aaa 7 . 118 22