钻床主轴箱设计VIP

1机床课程设计的目的课程设计是学生相应课程和先行课程结束后实习性教学的一个环节，是大学生必修的一部分，通过机床运动机械变速传动系统的结构设计，在学生制作传动和变速结构的结构方案的过程中，设计思路、方案分析、结构技术性、机械制图、部件计算、技术文件的制作， 旨在通过技术资料参考等综合训练，确立正确的设计思想，掌握基本设计方法，培养学生具备初步结构分析、结构设计和计算能力目录1 .主传动的运动设计1 .主电机的选择2 .转速图的制作3 .齿轮的确定4 .齿轮的配置2 .执行机构的估计和管理1 .执行机构的估计和管理2 .齿轮模块的估计和计算3轴承选型3 .夹具设计1 .工艺加工过程2 .设计夹具致四礼5参考资料1.1主传动的运动设计1 .主电机的选择根据整体设计方案，Z5140钻床的总功率为4kW，转速为1450 r/min，机械设计者选择的电机为JO2-32，其外形请参照下图，其安装尺寸请参照下表机器座号令d.demnprJoe2-32战斗机28602151802505412014415其螺栓直径为12mm。2 .转速图的制作绘制立式钻床主传动系统转速图，总体设计者发现主轴转速范围为31.51400 r/min，异步电机转速为1450 r/min。1 .选定公比中型通用机床一般公比为1.26或1.41，考虑适当地减少本钻床的相对速度损失否，选定=1.41。设Z=12标准转速列是31，45，63，90，125，180，1250，355，500，710，1000，1450 r/min。2 .选择结构公式1 )决定变速组的数量和各变速组中的传递对的数量许多机床广泛应用滑动齿轮的变速方式，为了满足结构设计和操纵方便的要求，通常采用双联或三联滑动齿轮。 由于该机床的变速范围较宽，因此，在主轴转速为12级的变速系统中，必须通过较长的传动链进行减速，才能将电动机的转速降低至主轴所需的转速，因此，Z=12=43、或Z=12=422-4、或Z=12=322这两个或三个变速由于紧凑结构和主轴箱过大，因此选择Z=12=422-4 .2 )确定不同传动副数的各变速组的排列顺序根据传动顺序，各变速组排列方案如下12=422-412=224-412=242-4本钻床在结构上有特殊要求，根据设计要点的不同，应该遵守“前后少”的原则，选择12=422-4的方案。3 )确定变速组的放大顺序根据“前密后疏”的原则，选择12=的结构式。4 )管理变速组的变速范围最后扩大组的变速范围，使其在允许的变速范围内。3 .决定是否需要增加减速比例该铣床主传动系统的总降速比为30/1450=1/48，三个变速组的最小降速比都是当满足1/4时，总降档变速比为1/64，因此，不需要增加降档变速比，有利于机床的设计，并且，当改变降档变速比时，主轴的12级转速可以一起增加或减小。4 .分配各变速组的最小变速比，制作转速图齿轮在钻床的马达与输入轴之间传动，运动从马达经挠性联轴器和一对齿轮传动轴I，从传动变速机构的传动齿轮传递到轴IV，主轴获得12级转速。 转速图的格线如图所示。轴iv显示12级转速： 301500r/min，第I轴用a点表示电机转速最低转速用e点表示，因此连接a、e两点的线大约相隔17栅格，即表示总转速比。决定III轴与iv轴之间的最小转速比：为了提高主轴的旋转平滑度，主轴上的齿轮可以增大，起飞轮的作用，因此最后的变速组的转速比定为1/3。 以公比=1.41进行调查，从e点到3.5格(3lg )上，在III轴上发现d点，DE传动线表示iv-v轴间变速组(第二扩大组)的减速比。决定该剩馀变速组的最小变速比：根据减速前的慢一方快的原则，IIi-iv轴间变速组(第一增速前的慢一方快的原则，ii-iii轴间变速组(第一增速组)从u=，即d点开始数四格(3lg )，在ii轴上找到c点，进行CD驱动描绘各变速组的其他传动线(图5 )，在-I轴之间有一对齿轮传动，转速图为AB传动线。 I-轴间为基本组，有四组齿轮传动、等级比指数，因此四条传动线在转速图上逐级分开，从c点逐级取、点连接，b和b得到基本组四条传动线，它们的传动比分别为、 ii-iii轴间在第一扩大组中也有两对齿轮传动，阶比指数=2，两条传动线的旋转速度图分别为一格即CD，各自的传动比在ii-iii轴间为第二扩大组，有三对齿轮传动、等级比指数，两条传动线在旋转速度图上为四格即d绘制全传动线，即钻床的主传动转速图。 如上所述，由于旋转速度图的两个轴之间的平行线表示相同的齿轮传动系数，因此当描绘ii-III轴之间的传动线时，应该在两个点绘制CD或c之间的平行线，并且应该在iii轴获得八种旋转速度。 因为特殊的理由，在画iii-iii轴之间的传输线时，画4条与DE平行的线，画8条与d平行的线，使主轴能够得到12种旋转速度。3 .齿轮的确定1 .齿轮齿数的确定应注意以下问题：1 ) .不发生断根。 一般要求为20。2 ) .强度保证和热处理变形过大，齿轮齿根圆到键槽厚度，一般采用。3 ) .同一传动组的各对齿轮副的中心距离必须相等。 当模块相等时，齿数之和也必须相等。 但是，齿轮比的要求，特别是在传动中使用公共齿轮后，往往不能满足上述要求。 机床可修正齿轮，在一定范围内调整中心距离使其相同。 但是，补偿量不能太大。 一般来说齿数差别不能超过34齿。4 ) .防止各种冲突和干涉。5 ) .必须保证最小齿轮安装在轴上或套筒有足够的强度。6 ) .保证主轴转速误差在规定范围内。2 .齿数的计算1 ) .同一变速组内的模块确定相同齿数为了便于设计和制造，主传动系统采用的齿轮模块种类尽可能少。 一般在同一变速组内采用同一模块。 这是因为各齿轮对的速度变化不同，受力的状况不怎么变化。在各对齿轮模块相同且采用换档齿轮的情况下，各对齿轮的齿数之和也必须相等，但其关系如下(3-1)式中-主动齿轮齿数-从动齿轮齿数-齿轮对齿轮比-一对齿轮的齿数和为了不发生根切，必须找到齿数最少的驱动对(一般出现在最高或最低的驱动对上)，确定最小齿数，然后决定最佳齿数，根据齿轮比决定其他齿轮的齿数。从上面的两个表达式中得出(3-2)一般=1730，初选=18，参考资料选择m为标准模块m=3。选择a=()的=1.41，表2-1 金属切削机床，得到=76河豚76-18=58因此=(18 58)=114=0.31=0.31=31.50.31=101.6r/minIII轴的最高转速=101.61.41=1125.r/minU=14001125.7=1.24Z=S=42Z=S-Z=76-42=343齿轮参数的确定分度圆直径： d=mZ=342=126mmd=mZ=334=102mm齿顶高度： h=m=3mm齿根高： h=1.25m全齿高： h=h间隙： C=h- h=0.25m=0.75mm齿顶圆直径： d=d 2 h=126 23=132mmd=d 2 h=108mm齿根圆直径： d=d-2 h=118.5mmd=d-2 h=94.5mm齿宽： B=13mmB=18mm毫米4 .齿轮的配置为了使变速器结构紧凑，需要合理配置齿轮。 因为他直接影响着变速器的尺寸、变速操作的便利性、结构实现的可能性等问题。 考虑到主轴的适当支承距离和散热条件，必须尽量减小变速器的尺寸，但往往不能同时减小变速器的轴向尺寸和径向尺寸。为了防止一对齿轮完全脱落，如图7所示，另一对齿轮开始啮合。 尺寸l比2B大24mm，其中b为齿宽，这是排列齿轮时最先要注意的问题。2 .执行机构的估计和管理传动方案确定后，进行方案的机构化，确定各部件的实际尺寸和关系配置。 因此，大多推定传动轴的轴径等传动部件的尺寸。 根据这些尺寸绘制草图，得到初步结构化的配置和尺寸，并根据结构尺寸进行主要部件的管理，如轴的刚性、齿轮的疲劳强度等，根据需要进行结构和方案的修改，重新管理，以满足要求。1 .传动轴的估计和管理传动轴除强度要求外，还应满足刚性要求。 强度必须保证轴不会因反复载荷和扭转载荷而疲劳破坏。 机床的主传动系统精度高，不允许大变形。 因此，疲劳强度一般不是主要矛盾。 除非载荷太大，否则不需要管理轴的强度。 刚性需要保证轴在负荷下(弯曲、轴向、扭转)不发生过大变形(弯曲、压曲、角)。 如果刚性不足，轴上的零件，例如齿轮、轴承等，会因轴的变形过大而无法正常发挥作用，或发生振动、噪音、发热、过早磨损而发生故障。 因此，必须确保传动轴具有足够的刚度。 通常根据扭转刚度估算轴的直径，并在草绘后根据受力情况、结构布局和关系尺寸管理弯曲刚度。1 )传动轴直径的估算传动轴的直径根据扭转刚性，通过下式推定传动轴的直径d=91mm在此，n-该传动轴输入功率N=kW-电机额定功率-从马达到传动轴动力传递部件的传递效率的乘积-该致动器计算转速r/min计算转速是驱动器能够传递全部电力的最低转速。 各致动器计算转速可从转速图中根据与主轴的计算转速对应的传动关系来决定，中型车、钻床主轴的计算转速如下(主)=-可根据传动轴的要求选择每米的允许扭转角度(deg/m )。报价请注意以下事项值为每米长度所允许的扭转角，推定的传动轴的长度往往小于1米，因此计算时必须换算为轴的实际长度进行修正。效率对推定轴径d的影响不大，无论如何，也可以通过与驱动器效率相关的概略值的乘积求出。使用花键时，可根据推定的轴径d，选择接近的标准花键轴的规格。 主轴径可参考机械设计手册经验统计数据确定。2 )传动轴刚性的管理轴弯曲变形的条件和容许值机床主要传动轴的弯曲刚度管理主要是管理轴上安装齿轮和轴承时的挠曲y和倾斜。 各轴的挠曲y、齿轮和轴承的倾斜度必须在弯曲刚性的容许值Y和的值以下yY； 轴的弯曲变形计算公式在轴的直径差大、计算精度不高的情况下，可以将轴视为等径轴，以平均直径()进行计算在计算过程中，可以使用平均直径()或等效直径()来计算样条轴的刚度。计算公式如下圆轴：平均直径=转动惯量I=方形花键轴：平均直径=等效直径=转动惯量I=轴的力分解和变形合成对于复杂的受力轴变形，首先将受力分解为三个垂直平面上的分力，应用弯曲变形公式求出求出断面的两个垂直平面内的y和值，重叠：在同一平面内代数重叠，在两个垂直平面内用几何矢量合成，求出该断面的总挠曲和总倾斜度。危险动作条件的判断由于主轴变速器传动轴的动作条件多种多样，因此在管理刚性时选择最危险的动作条件进行。一般来说，轴的计算转速低，传动齿轮的直径小，一旦位于轴的中央，施加在轴上的力就会使总变形急剧增加。 二、三种动作条件最难判断其最危险时，应分别计算，找出最大弯曲变形值y。提高轴刚性的措施增大轴的直径，减少轴的跨距，或增加第三支承，重新配置轴上齿轮的位置，改变轴间的配置等。 增大轴径可能受轴上小齿轮体厚的限制，增加第三支承并不是使轴结构复杂化的最有效和理想的措施，首先从齿轮轴上的配置、轴的相互方位关系来改善受力状态，在不增大轴径、不改变轴的基本形式的前提下提高轴的刚性为了提高轴的刚性，有时会增加固定传动齿轮对，增加轴，从而从传动方案中保证中间轴不会变得太长。2 .齿轮模块的估计和计算估计数根据接触疲劳和弯曲强度计算齿轮模块很复杂，也有只有齿轮各参数的系数因为知道的话就能确定，所以只有草图结束后才能使核生效。 草图绘制前，先估计，然后选择标准齿轮模块