《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 0 目录 1. 机床参数确定1 2. 运动设计1 2.1 传动组、传动副地确定1 2.2 结构式、结构网的选择2 2.3 拟定转速图2 2.4 齿轮齿数确定3 2.5 传动系统图4 2.6 轴、齿轮的计算转速4 27 展开图简图 7 3.传动零件的初步计算7 3.1 传动轴直径初定7 3.2 主轴轴颈直径的确定8 3.3 齿轮模数的初步计算8 4.主要零件的验算9 4.1 v 带传动的计算和选定9 4.2 圆柱齿轮的强度计算9 4.3 主轴的验算12 4.4 滚动轴承的验算13 设计心得15 参考文献15 中北大学课程设计说明书 1 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 =1.26。 主轴转速级数：121 26. 1lg 5 .12lg 1 lg lg =+=+= n r z 式中 rn 为主轴变速范围：5 .12 100 1250 min max = n n rn。 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，加全套图纸，加 153893706 动力参数：由任务书设定电动机功率：n=3kw。查表应选用 y 系列三相异步电动机 y100l2- 4，转速 1420 r/min，效率 82.5%。功率因素 cos=0.81，额定转矩 2.2knm。 中北大学课程设计说明书 2 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= 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= 根据级比指数分配使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 3 631 22312= 图一 检验最大扩大组的变速范围： 0 12 (1)6 (2 1) 2 1.264 p p p 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。 中北大学课程设计说明书 4 图二 传动组 c 的变速范围为 66 1.264 =，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 = 这样就确定了轴的六种转速只有一种可能， 即为： 250、 315、 400、 500、 630、 800r/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：630、800、1000r/min，最低转速可为：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 500、630、800 r/min。 同理，对于轴，可取： 1 22 111 1.261.6 a i =， 2 11 1.26 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 11 1.6 =。补足各连线，得到如下所示转 中北大学课程设计说明书 5 速图： 图三 2.4 齿轮齿数确定 利用查表法求出各传动组齿轮齿数： 表一：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 中北大学课程设计说明书 6 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。 表二：转速误差表 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 100 125 160 200 250 315 400 500 630 800 1000 1250 实际转 速 r/min 99.2 126.2 159.4 195.3 248.3 313.6 391.7 498 629.1 770.8 980 1237.9 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 （），计算值如表二。 2.5传动系统图如图四所示： 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 200r/min 按 28/70 的传动副找上去，似应为 500r/min，但由 于轴上的最底转速 250r/min 经传动组 c 可使主轴得到 100 和 400r/min 两种转速，400r/min 中北大学课程设计说明书 7 图四 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 500 r/min；同理轴为 800r/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=。 27 展开图简图 中北大学课程设计说明书 8 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） ； -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 = = 中北大学课程设计说明书 9 轴： 3 4 2 4 0.96 0.99 1.64 9550 1024.47 500 0.8 dmmmm = 轴： 3 4 1 4 0.96 1.64 9550 1019.37 800 0.8 dmmmm = 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 = + = 传动组 c：28/70 ()mmmmmj86 . 1 8001100 28 70 288 41 28 70 163003 22 = + = 中北大学课程设计说明书 10 4. 主要零件的验算 4.1 v 带传动的计算和选定 确定计算功率： n = kn = 3 1.3kw = 3.9kw选择 a 型三角带； 确定带轮直径 1 d、 2 d： 1 d=80mm， d = d = d = 142mm 计算胶带转速：v = = 6.03m/s 初定中心距：()() 012 0.6 2132 440addmm=+= 根据机床的布局及结构方案选 0 300amm= 计算胶带的长度：() () () 2 21 0012 0 2950 24 dd laddmmmm a =+= 选标准计算长度 950lmm=，作为标记的三角胶带的内周长度950, nn lmm lly=+。 计算胶带的弯曲次数： 1111 10001000 2 6.03 12.6940 950 mv ssss l = 式中，m-带轮的个数 计算实际中心距：nmma+= 2 ，其中， () 12 151.15 48 ddl m + =， () 2 21 1568 8 dd n =，代入上式中，得300.8amm= 定小带轮的包角： 2 1 1 180 180168.5120 dd a = 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 =0.88； 1 c-带轮包角系数，由表 13 查得 1 c=0.98； 则 4 4.6 0.88 0.98 z = ，取 5。 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。 中北大学课程设计说明书 11 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 = 表三 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 500 500 800 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 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 中北大学课程设计说明书 12 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 1500020000th=，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； n k 转速变化系数； p k 材料强化系数； 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=； 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： 3 70 11.2 1.2 1 0.67 3.76 2081 1028 504.2 70 28 2 16 500 28 jj mpampa + = 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： 中北大学课程设计说明书 13 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 主轴的验算 选定前端悬伸量 c，参考机械装备设计p121，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=45mm. 主轴支承跨距 l 的确定 (1)一般最佳跨距() 0 2390135lcmm=: ，考虑到结构以及支承刚度因磨损会不断降低， 应取跨距 l 比最佳支承跨距 0 l 大一些，再考虑到结构需要，这里取 l=390mm。 (2)当量外径： e d =90mm (3)主轴刚度： 4444 22 3 103 100.090 / ()0.045(0.3900.045) e s aa d knm ala = + 2234/nm (4)对于这种机床刚度的要求 由于这种机床属高效通用机床， 主轴的刚度可根据自激振动稳定性决定。 取阻尼比0.025 =; 当=50m/min，s=0.1mm/r 时，2.46/() cb knm mm=，68.8 =。这种机床要求切削稳定性 良好，取： limmax 0.020.02 2004bdmmmm= 中北大学课程设计说明书 14 lim 2.46 4 coscos68.869.4/ 2 (1)2 0.025 (10.025) cb b k b knm = + 根据稳定性指标的规定，工件长度 l= max 0.3d=120mm。加上卡盘，共长 200mm。 则 2222 2222 (1/ )245(1245/390) 0.60.469 0.60.4/ (1/ )45(145/390) bb ab aa aal kknm aal + =+=+= + 1203n/ m 则1.661992.5/2234/ sa kknmnm= 所以该机床主轴是合格的 4.4 滚动轴承的验算 根据轴受力状态，分别计算出左（a） 、右（b）两支承端支反力。 在 xoy 平面内： n l bfff r xx a 7 .106 276 1561 .12001262 .1252 12 = = = n l afcf r xx b 8 .158 276 1201 .12001502 .1252 12 = = = 在 zoy 平面内： n l bfff r zz a 0 .52 276 1563 .5851267 .610 12 = = = n l afcf r zz b 4 .77 276 1203 .5851507 .610 12 = = = 左、端支反力为： nrrr aaa 7 .118 22 =+= nrrr bbb 7 .176 22 =+= 两支承轴承受力状态相同，但右端受力大，所以只验算右端轴承。 中北大学课程设计说明书 15 滚动轴承的疲劳寿命验算： ( )ht fkkkk cf l lhnhpa n h = 500 其中：额定