普通机床主轴箱设计.doc

一 、机的选择和参数计算1选择电动机1.1选择电动机的类型1、车床最大加工直径为250mm.2、主要技术参数：主电机功率P（kw）主电机转速n电（rmin-1）Nmax（rmin-1）Nmin（rmin-1）公比主轴最低转速nmin转速级数z414501400631.41100123加工工件材料为钢材；4刀具为硬质合金刀具；按工作要求和条件选取Y系列一般用途全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。电动机的功率 ，电机转速为n=1450r/min，主轴最低转速Nmin=100 。公比=14.1转速级数Z=12，所以选择电动机型号Y112M-2。1.2 确定各级速度因为主轴的最低主轴最低转速Nmin=100 。公比=14.1转速级数Z=12，查表标准系列（参考1-P83），可知确定转速的范围为Nr/min 100 140 200 280 400 560 800 1120 1600 2240 3150 4500二 传动设计2.1 主传动方案拟定 拟定传动方案，包括传动形式的选择以及开停、换向、制动、操作等整个传动系统的确定。传动形式指传动和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的传动形式、变速类型。 传动方案和形式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此，确定传动方案和形式，要从结构、工艺、性能及经济等方面统一考虑。传动方案有多种，传动形式更是众多，比如：传动形式上有集中传动、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、分支传动等形式；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，我们采用集中传动形式的主轴变速箱。2.2拟定转速图和结构式在12级转速传动形同的传动组，选择传动组，选择窗洞组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。确定变速组传动副数目：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： A12=3*4 B. 12=4*3 C。12=3*2*2 D12=2*3*2 E。12=2*2*3方案A、B可节省一根传动轴。但是，其中一个传动组内有四个变速传动副，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“前多后少”的原则，方案C是可取的。主轴换向采用双向离合器结构。2） 确定变速组扩大顺序： 12=3*2*2的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有以下3种形式： A12=31*22*26 B。12=31*24*22 C. 12=322 因为传动顺序应前密后疏，变速组的降速要前慢后快，所以结构式为： 12=322 主变速传动系从电动机到主轴，通常为降速传动，接近电动机的传动转速较高， 传动的转矩较小，尺寸小一些，反之，靠近主轴的传动件转速较低，传递的转矩较大，尺寸就较大。因此在拟定主变速传动系时，应尽可能将传动副较多的变速组安排在前面，传动副数少的变速组放在后面，使主变速传动系中更多的传动件在高速范围内工作，尺寸小一些，以节省变速箱的造价，减小变速箱的外形尺寸； 转速图的拟定三 参数计算3.1齿轮齿数和带轮直径的确定及传动系统图的绘制确定齿轮齿数时，选取合理的齿数和是很关键的。齿轮的中心距取决于传递的转矩。主变速传动系事降速传动系，越后面的变速组传递的转矩越大，因此中心距也越大。为简化工艺，1变速传动系内各变速组的齿轮模数最好一样，通常不超过23种模数。因此越后面的变速组的齿数和选额较大值，有助于实现上述要求。2 小齿轮应保证不产生根切现象，最小齿轮数173 齿轮可套装在轴上的条件为齿轮的齿槽到孔壁或键槽底部的的壁厚a应大于或等于2m（m为齿轮模数），以保证齿轮具有足够强度。在轴-间的变速组a有三个传动副，其传动比为u=1200/1200=1 u=1200/2800=1.5 u=1200/560=2.1查（参考1-p100）各种常用传动比的适用齿数：60、62、64、66、68、70、72、74、60、65、67、68、72、75、7862、65、66、68、69、72、74、75可取72,于是可得轴齿轮齿数分别为：36、29、23，得轴上的三联齿轮齿数分别为：36、43、49。u=36/36 u=29/43 u=23/49在轴-间的变速组b有两个传动副，其传动比为u=1200/1200=1 u=400/1200=2.1查参考1-p100各种常用传动比的适用齿数：80、82、84、86、88、90、92、94、80、83、84、87、88、91可取80,于是可得轴齿轮齿数分别为：40、20，得轴上的三联齿轮齿数分别为40、60。u=40/40 u=20/60 在轴-间的变速组c有两个传动副，其传动比为u=1200/4500=3.75u=200/100=2.查参考1-p100各种常用传动比的适用齿数：80、81、85、86、91、92、95、96、81、84、86、87、90、91可取90,于是可得轴齿轮齿数分别为：30、19，得轴上的两联齿轮齿数分别为60、71。u=30/60 u=19/71绘制传动系统图根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图： 四 传动计算4.1带传动设计电动机转速n=1450r/min,传递功率P=3KW,传动比i=1.21，两班制，一天运转16.1小时，工作年数10年。确定计算功率 取1.1，则选取V带型 根据小带轮的转速和计算功率，选B型带。确定带轮直径和验算带速 查(参考6-P149)表8-3小带轮基准直径,-小带轮转速，r/min； -小带轮直径，mm； 验算带速成m/s因为5m/sV130m/s，故带速合适。4确定V带传动的中心距a和带的基准长度 设中心距为,则 055（）a2（） 于是 192.5a550,初取中心距为400mm。 带长 查（参考6-P146)表8-2取相近的基准长度，。 带传动实际中心距5验算小带轮的包角 一般小带轮的包角不应小于。 。合适。6确定带的根数 其中： -时传递功率的增量； -按小轮包角，查得的包角系数； -长度系数；查（参考6-P152)表8-4a 得=2.19 查（参考6-P152)表8-4b 得=0.25 查（参考6-P155)表8-5 得=0.99 查（参考6-P146)表8-2 得=0.88=3.3kw 为避免V型带工作时各根带受力严重不均匀，限制根数不大于10。 取Z=27计算单根V带的张紧力 其中： -带的传动功率,KW； v-带速,m/s； q-每米带的质量，kg/m；查（参考6-P149)表8-3 得取q=0.18kg/m。 v = 9.49m/s。=0.99 =0.88 8计算作用在轴上的压轴力 4.2 确定各轴转速 确定主轴计算转速：主轴的计算转速为各传动轴的计算转速： 轴有6级转速，其最低转速200r/min通过双联齿轮使主轴获得两级转速800r/min，100r/min。800r/min比主轴的计算转速高，需传递全部功率，故轴的200r/min转速也应能传递全部功率，是计算转速。轴有3级转速，其最低转速560r/min通过双联齿轮使主轴获得两级转速560r/min，200r/min。560r/min比轴的计算转速高，需传递全部功率，故轴的200r/min转速也应能传递全部功率，是计算转速。轴有电动机直接驱动，速度为1200r/min。1200r/min转速通过三联齿轮使轴有1200r/min、800r/min、560r/min，均需传递全部功率比，故轴的1200也应能传递全部功率，使计算转速。 3各齿轮的计算转速传动组c中，最小齿轮只需计算z = 19 的齿轮，经该齿轮传动，使主轴获得6级转速560r/min、400r/min、280r/min、200r/min、140r/min、100r/min，主轴的计算转速是280r/min、故z=19齿轮在560r/min时应传递全部功率，所以560r/min使计算转速。传动组b中，最小齿轮只需计算z =20 的齿轮，经该齿轮传动，使主轴获得3级转速400r/min、280r/min、200r/min，轴的计算转速是200r/min、故z=20齿轮在560r/min时应传递全部功率，所以560r/min使计算转速。传动组a中，最小齿轮只需计算z =23 的齿轮，经该齿轮传动，使轴获得3级转速1200r/min、800r/min、560r/min，轴的计算转速是200r/min、故z=23齿轮在560r/min时应传递全部功率，所以1200r/min使计算转速。 4核算主轴转速误差 所以合适。4.3 各传动组齿轮模数的确定和校核直齿圆柱齿轮的强度计算：在验算主轴箱中的齿轮强度时，选择相同模数中承受载荷最大的、齿数最小的齿轮进行接触和弯曲疲劳强度验算。一般对高速传动齿轮主要验算接触疲劳强度，对低速传动齿轮主要验算弯曲疲劳强度。根据以上分析，现在对轴上齿数为29的齿轮验算接触疲劳强度，对轴上齿数为30的齿轮验算弯曲疲劳强度。对于齿数为29的齿轮按接触疲劳强度计算齿轮模数mj： mj = 16338* mm 式中：N 传递的额定功率KWN=3KW（此处忽略齿轮的传递效率）； 计算转速；=1200r/min 齿宽系数 ，此处值为1 ；（参考6-P205）表10-7 z1 为齿轮齿数；z=29 i 大齿轮与小齿轮齿数之比i=1.48，“+”用于外啮合，“”用于内啮合，此处为外啮合，故取“+”; 寿命系数： = KTK nKNKq=0.76 KT 工作期限系数： KT = =2.73 T 齿轮在机床工作期限内的总工作时间，同一变速组内的齿轮总工作时间近似的为Ts / P,P=3为该变速组的传动副数；查机床课程设计指导书表17得Ts = 18000，故得T = 6000h； n1 齿轮的最低转速，此处为560r/min； c0 基准循环次数，得c0 = ； m 疲劳曲线指数，得m = 3； K n 转速变化系数，得K n = 0.71； KN 功率利用系数，得KN = 0.58； Kq 材料强化系数，得Kq = 0.64； Kc 工作状况系数，考虑载荷冲击的影响，（参考6-P194）取Kc = 1.2； Kd 动载荷系数，（参考6-P194）表图10-8得 = 1.2； Kb 齿向载荷分布系数，由（参考6-P194）表10-6得Kb = 1 ； 许用接触应力，由（参考6-P209）图10-21d得 = 1100MPa；mj = 16338*=3.16 代入以上各数据计算得 mj = 3.16mm ,故所选模数3.5 mm 满足设计要求。 对于轴和轴的齿轮通过同样的方法求的取整后m=3.5对于轴齿数为30的齿轮按弯曲疲劳强度计算齿轮模数mw mw = 267 其中 Y 齿形系数，从(参考6-P200)表10-5查得2.53； 许用弯曲应力，由表26得 = 320；mw = 267=3.4代入数据计算得 mw =3.4，所选模数为3.5，符合设计要求。用相同方法验算其他齿轮均符合设计要求。求出模数后，根据公式分度圆D=mz 齿定高齿根高 齿顶圆直径 齿根圆直径用以上公式求的齿轮参数齿轮的具体值见下表：齿轮尺寸表 （单位：mm）齿轮齿数z模数分度圆直径d齿顶圆直径齿根圆直径齿顶高齿根高363.5126133117.253.54.375233.580.587.571.753.54.375293.5101.5108.592.723.54.375363.5126133117.253.54.375493.5171.5178.5162.753.54.375433.5150.5157.5141.253.54.375403.5140147131.253.54.375203.5707761.253.54.375403.5140147131.253.54.375603.5210217201.253.54.375603.5210217201.253.54.375193.586.593.577.753.54.375303.510511296.253.54.375713.5248.5285.5239.723.54.375五 齿轮强度校核计算公式5.1校核a传动组齿轮校核齿数为23的即可，确定各项参数 P=3KW,n=1200r/min,确定动载系数：齿轮精度为7级，（参考6-p194）查图10-8得动载系数确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称 ,（参考6-p196）查图10-13得确定齿间载荷分配系数: 由（参考6-p196）查表10-4确定动载系数: 查（参考6-p200）表 10-5 计算弯曲疲劳许用应力 由（参考6-p196）查图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。参考6-p206）图10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合适。5.2 校核b传动组齿轮校核齿数为20的即可，确定各项参数 P=3KW,n=560r/min,确定动载系数：齿轮精度为7级，由（参考6-p194）查图10-8得动载系数确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称 ,（参考6-p196）查图10-13得确定齿间载荷分配系数: 由（参考6-p196）查表10-4得确定动载系数: 查查（参考6-p200）表 10-5 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 （参考6-p196）查图10-20c 8查得 ,S = 1.3 ， 故合适。5.3校核c传动组齿轮校核齿数为19的即可，确定各项参数 P=3KW,n=560r/min,确定动载系数：齿轮精度为7级，由（参考6-p194）查图10-8得动载系数确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称,查（参考6-p196）查图10-13得确定齿间载荷分配系数: 由（参考6-p196）查表10-4得确定动载系数: （参考6-p200）表 10-5 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合适。六 主轴绕度计算6.1 确定各轴最小直径1轴的直径：=252轴的直径：=403轴的直径：=404主轴的直径：=386.2轴的校核6.2.1 轴的校核：通过受力分析，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核。 。6.2.2轴的校核：通过受力分析，在二轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核。 。6.2.3 轴的校核：通过受力分析，在三轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核。 七 主轴参数确定7.1 选择轴颈直径,轴承型号车床功率在2.6-3.6KW时D1取70-90mm间。初选=70mm,后轴颈取,前轴承为NN3020K,后轴承为NN3016K,根据结构,定悬伸长度主轴平均直径普通车削车床 d=36mma/D1=0.75 a=53考虑机械效率主轴最大输出转距床身上最大加工直径约为最大回转直径的60%,取50%即250,故半径为0.125. 先假设 前后支撑分别为根据 各传动轴支承处轴承的选择 主轴 前支承：N3152130;中支承：7312c;后支承：N308E 轴 前支承：N308E;后支承：N306E 轴 前支承：N309E;后支承：N319E 轴 前支承：N307E; 中支承和后支承N309E前支承为双列圆柱滚子轴承，后支承角接触球轴承。7.2 润滑系统选用主轴箱内采用飞溅式润滑，油面高度为65mm左右，甩油环浸油深度为10mm左右。润滑油型号为：IIJ30。卸荷皮带轮轴承采用脂润滑方式。润滑脂型号为：钙质润滑脂。 密封装置设计：轴轴颈较小，线速度较低，为了保证密封效果，采用皮碗式接触密封。而主轴直径大、线速度较高，则采用了非接触式密封。卸荷皮带轮的润滑采用毛毡式密封，以防止外界杂物进入。