《金属切削机床》课程设计-铣床主轴箱设计【完整图纸】.pdf

中北大学 课程设计任务书 2009/2010 学年第 一 学期 全套图纸，加 153893706 学 院： 信息商务学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 学 生 姓 名： 学 号： 课程设计题目： 铣床主轴箱设计 起 迄 日 期： 12 月 21 日 12 月 27 日 课程设计地点： 机械工程与自动化学院 指 导 教 师： 系 主 任： 中北大学课程设计说明书 2 下达任务书日期: 2009 年 12 月 21 日 课课 程程 设设 计计 任任 务务 书书 1 设计目的： 通过本课程设计的训练，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。同时巩固金属切削机床课 程的基本理论和基本知识。 （1） 运用所学的理论及实践知识，进行机床设计的初步训练，培养学生的综合设 计能力； （2） 掌握机床设计（主轴箱或变速箱）的方法和步骤，包括参数拟定、传动设计、 零件计算、结构设计等，培养结构分析和设计的能力； （3） 掌握设计的基本技能，具备查阅和运用标准、手册、图册等有关技术资料的 能力； （4） 基本掌握设计计算、绘图和编写技术文件的能力。 2设计内容和要求（包括原始数据、技术参数、条件、设计要求等） ： （1）机床的类型、用途及主要参数 铣床，工作时间：二班制，电动机功率： 3nkw= ，主轴最高、最低转速如下： max 1600nrpm=， min 125nrpm= 变速级数：z=12。 （2）工件材料：45 号钢 刀具材料：yt15 （3）设计部件名称：主轴箱 3设计工作任务及工作量的要求包括课程设计计算说明书、图纸、实物 样品等 ： 中北大学课程设计说明书 3 （1）设计任务 l 传动设计：根据所给定的转速范围及变速级数，绘制结构网、转速图、计算齿轮齿 数； l 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（如皮带、 齿轮、主轴、轴承等）进行计算（估算和验算） 。 （2）设计工作量要求： l 主轴箱展开图、轴系剖视图 a0 号图纸 1 张； l 主要零件工作图 a3 号图纸 1 张； l 编写详实课程设计说明书一份。 课课 程程 设设 计计 任任 务务 书书 4主要参考文献： 1 曹金榜，易锡麟. 机床主轴变速箱设计指导m,北京:机械工业出版社,1987.5 2 陈易新.金属切削机床课程设计指导书m. 北京: 机械工业出版社,1987.7 3 范云涨.金属切削机床设计简明手册m. 北京: 机械工业出版社,1994.7 4 任殿阁.机床设计指导m.辽宁:辽宁科学技术出版社,1991.1 5 翁世修.金属切削机床设计指导m.上海:上海交通大学,1987.8 6 上海纺织工学院,哈尔滨工业大学,天津大学主编,机床设计图册m, 上海:上海科学技 术出版社,1979.6 7 戴曙.金属切削机床m,北京:机械工业出版社,2001.3 5设计成果形式及要求： （1） 车床主轴箱展开图、轴系剖视图 a0 号图纸 1 张； （2） 主要零件工作图 a3 号图纸 1 张； （3） 课程设计说明书一份。 6工作计划及进度： 2009 年 12 月 21-22 日 明确课程设计的目的和要求,查阅相关资料,传动方案设计 12 月 23 日 结构分析与选择,计算主要部件 12 月 24-25 日 绘制主轴箱展开图,传动件验算,绘制主要零件工作图,编制设计说明 书 12 月 26 日 课程设计答辩 中北大学课程设计说明书 4 系主任审查意见： 签字： 年 月 日 目录 1. 机床参数确定5 2. 运动设计5 2.1 传动组、传动副地确定5 2.2 结构式、结构网的选择6 2.3 拟定转速图7 2.4 齿轮齿数确定8 2.5 传动系统图9 2.6 轴、齿轮的计算转速9 3.传动零件的初步计算11 3.1 传动轴直径初定11 3.2 主轴轴颈直径的确定11 中北大学课程设计说明书 5 3.3 齿轮模数的初步计算11 4.主要零件的验算12 4.1 三角胶带传动的计算和选定12 4.2 圆柱齿轮的强度计算13 4.3 传动轴的验算16 4.4 滚动轴承的验算19 设计感想20 参考文献20 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 . 1 lg 5 . 12lg 1 lg lg =+=+= n r z 式中 rn 为主轴变速范围： 8 . 12 125 1600 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。 动力参数：由任务书设定电动机功率：n=3kw。查表得应该选择 y 系列三相异步电动机 y100l2- 4 （同步转速 1500r/min， 50hz， 380v） ， 转速 1420rpm， 效率 81%。 功率因素 cos=0.82， 中北大学课程设计说明书 6 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= 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 7 631 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 8 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： 315、 400、 500、 630、 800、 1000r/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 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 速图： 中北大学课程设计说明书 9 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 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。 中北大学课程设计说明书 10 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 125 160 200 250 315 400 500 630 800 1000 1250 1600 实际转 速r/min 126.2 159.4 195.3 248.3 313.6 391.7 498 629.1 770.8 980 1237. 9 1584. 5 转速误 差 00 0.96 0.38 2.35 0.68 0.55 2.1 0.4 0.4 3.65 2.0 0.97 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/250 4 rn =； 各传动轴：轴可从主轴为 250r/min 按 28/70 的传动副找上去，似应为 630r/min，但由 于轴上的最底转速 315r/min 经传动组 c 可使主轴得到 125 和 500r/min 两种转速，500r/min 中北大学课程设计说明书 11 图 4 要传递全部功率，所以轴的计算转速应为 315r/min。轴的计算转速可按的传动副 b 推上 去，得 630 r/min；同理轴为 1000r/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 630 r/min；60/38 只需 计算 z=38，min/500rnj=；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/630rnj=； 传动组 a 应计算 z=33，min/1000rnj=。 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） ； 中北大学课程设计说明书 12 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：mmmmd87.31 8 . 0315 99. 096. 04 10955064. 1 4 2 3 3 = = 轴：mmmmd87.26 8 . 0630 99. 096. 04 10955064. 1 4 3 2 = = 轴：mmmmd00.24 8 . 01000 96. 04 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 ()mmmmmj44. 1 6301100 31 61 318 41 31 61 163003 22 = + = 中北大学课程设计说明书 13 传动组 a：33/53 ()mmmmmj19. 1 10001100 33 53 338 41 33 53 163003 22 = + = 传动组 c：28/70 ()mmmmmj73. 1 6301100 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 d202 1000 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：()()mmdda6842 .20526 . 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 ddal1540 42 2 0 2 12 2100 = += 选 标 准 计 算 长 度 mml1540=， 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 4070.13 1540 55.10210001000 = =ssss l mv 式中，m-带轮的个数 计算实际中心距：nmma+= 2 ，其中， () 8 .250 84 21 = + = ddl m ， () 2 21 1568 8 dd n =，代入上式中，得mma6 .500= 中北大学课程设计说明书 14 定小带轮的包角：= 120173 1801 180 2 1 a dd 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 630 630 1000 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 中北大学课程设计说明书 15 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； 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=； 中北大学课程设计说明书 16 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： 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： 中北大学课程设计说明书 17 f1 f2 图 5 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 6 中北大学课程设计说明书 18 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 fz1 n f1 在 z 轴 投 影 fz1 n 分 度 圆 直 径 d1 mm 切 向 力 ft2 n f1 在 x 轴 投 影 fz2 n f1 在 z 轴 投 影 fz2 n 分 度 圆 直 径 d2 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 7 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 中北大学课程设计说明书 19 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 p=+= xx yyy，符合要求。 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 p =+= 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 . 0 102 . 1 4 22 p =+= bbb ，符合要求。 键侧挤压应力计算： 表五 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。 中北大学课程设计说明书 20 在 xoy 平面内： 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 .