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. 目录目录1 2. 机床参数确定机床参数确定2 3.运动设计运动设计2 3.1 传动组、 传动副地确定传动组、 传动副地确定2 3.2 结构式、 结构网的选择结构式、 结构网的选择3 3.3 拟定转速图拟定转速图3 3.4 齿轮齿数确定齿轮齿数确定5 3.5 传动系统图传动系统图7 3.6 轴、 齿轮的计算转速轴、 齿轮的计算转速7 4.传动零件的初步计算传动零件的初步计算8 4.1 传动轴直径初定传动轴直径初定8 4.2 主轴轴颈直径的确定主轴轴颈直径的确定8 4.3 齿轮模数的初步计算齿轮模数的初步计算9 5.主要零件的验算主要零件的验算9 5.1 三角胶带传动的计算和选定三角胶带传动的计算和选定9 5.2 圆柱齿轮的强度计算圆柱齿轮的强度计算10 5.3 传动轴的验算传动轴的验算13 5.4 滚动轴承的验算滚动轴承的验算16 设计感想设计感想17 参考文献参考文献18 中北大学课程设计说明书 2 2. 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： 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。 动力参数：由任务书设定电动机功率：n=2.2kw。查表应选用 y 系列三相异步电 动机 y112m- 4（同步转速 1500r/min，50hz，380v） ，转速 1440 r/min，效率 84.5%。 功率因素 cos=0.82，额定转矩 2.2knm。 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 3 运动设计 3.1 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增大了该轴的轴向尺寸这种方案不宜采用。 中北大学课程设计说明书 3 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。 3.2 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： 图 1 结构网 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。 3.3 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 1 2 5 0 1 0 0 0 8 0 0 6 3 0 5 0 0 4 0 0 3 1 5 2 5 0 2 0 0 1 6 0 1 2 5 1 0 0 1 4 4 0 rm in ib2= 1 :1 ib1=1:2 ic1=1:2.5 ia3= 1 :1 ia2= 1 :1 .2 6 ia1=1:1.6 ic2=1.6:1 图 2 初定转速图 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 = 轴的六种转速：250、315、400、500、630、800r/min。 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 5 1250 1000 800 630 500 400 315 250 200 160 125 100 1440 r min z5/z6 z3/z4 z1/z2 z9/z10 z7/z8 z13/z14 z11/z12 图 3 转速图 3.4 齿轮齿数确定 利用查表法求出各传动组齿轮齿数： 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 3 3 5 3 3 8 4 8 4 3 4 3 3 1 6 1 4 6 46 2 8 70 60 3 8 表 1 各传动组齿轮齿数 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 6 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/mi n 10 0 125 160 200 250 315 400 5 0 0 630 800 10 00 1250 实 际 转 速 r/mi n 99 .2 126 .2 159 .4 195 .3 248 .3 313 .6 391 .7 4 9 8 629 .1 770 .8 98 0 1237 .9 转 速 误 差 00 0. 8 0.9 6 0.3 8 2.3 5 0.6 8 0.5 5 2.1 0. 4 0.4 3.6 5 2.0 0.97 表 2 转速误差表 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。 3.5 传动系统图如图 4 所示： 中北大学课程设计说明书 7 1440r/min 2.2kw 70 38 28 46 61 31 46 48 53 43 43 33 38 60 nmax=1250r/min nmin=100r/min 图 4 传动系统图 3.6 轴、齿轮的计算转速： 主轴计算： 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： 轴计算转速为 800r/min 轴的计算转速得 500 r/min 轴的计算转速应为 250r/min 各齿轮： 传动组 a 应计算 z=33，min/800rnj= 传动组 b 应计算 z=31，min/500rnj= 中北大学课程设计说明书 8 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。 4. 传动零件的初步计算： 4.1 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 = = 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 = = 4.2 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。 4.3 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； 中北大学课程设计说明书 9 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 = + = 5. 主要零件的验算 5.1 三角胶带传动的计算和选定 确定计算功率：2.2 1.36.82 j nknkwkw=，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： 中北大学课程设计说明书 10 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 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。 5.2 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 = 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 中北大学课程设计说明书 11 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 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 表 3 齿轮的强度计算 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（； 中北大学课程设计说明书 12 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： 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 = 5.3 传动轴的验算 （强度验算、弯曲刚度验算） 中北大学课程设计说明书 13 受力分析： 以轴为例进行分析，轴上的齿轮为滑移齿轮。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： a1 a2 图 5 齿轮轴向位置 图中 a1为齿轮 z4（齿数为 48）上所受的切向力 at1，径向力 ar1的合力。a2为齿轮 z9（齿数 46）上所受的切向力 at2，径向力 ar2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 at1 a1 a2 at2 ar2 ar1 x z 2 图 6 轴各传动力角度关系 表 4 齿轮的受力计算 p t 1055 . 9 6传转 传齿齿齿轮 z4 齿轮 z9 中北大学课程设计说明书 14 递 功 率 p kw 速 n r/ min 动 转 矩 t n mm 轮 压 力 角 面 摩 擦 角 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 a2 a1 x y 图 7 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。 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 7258 0 28 34 8 0.8 176 30 1.3 9 合 格 表 5 键侧挤压应力计算 5.4 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： 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： 中北大学课程设计说明书 16 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 =+=