金属切削机床主轴箱设计说明书

1、.已知条件：nmin15r / min, nmax480r / min公比1.26交流电动机 7.5kw，转速 1440/970 r / min 1. 设计目的通过机床主运动机械变速传动系统得结构设计，在拟定传动和变速的结构方案过程中，得到设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。 2. 机床主要参数的确定2.1 确定级数 z已知公比1.26， nmin 15r / min, nmax 480r / min 。由 Rnnmaxz 1 ，可得nmin级数 zlg

2、 Rn116 ，查标准数列表，主轴各级转速为（r / min ）lg15； 19；23.6 ；30； 37.5 ； 47.5 ； 60；75；95； 118； 150；190；236；300； 375；475.2.2 确定电动机型号已知电动机功率 P=7.5kw。电机转速 nd:因为 nmax =475r/min ，根据 N=7.5 KW，由于要使电机转速 nd 与主轴最高转速相近或相宜，以免采用过大的升速或过小的降速传动。所以初步定电机为：Y160M-6，电机转速 970r/min 。 3. 拟定机床的传动方案3.1结构式的确定16=312326248.根据主变速传动系设计的一般原则，从电动

3、机到主轴主要为降速传动，若使传动副较多的传动组放在较接近电动机处可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，节省材料，也就是满足传动副前多后少的原则，因此取12322 方案。在降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比i min1；在升速时为防止4产生过大的噪音和震动常限制最大转速比imax2 。在主传动链任一传动组的最大变速范围 Rmaxi max i min8 10 。3.2 绘出结构网根据结构式，从而确定结构网如下：图1. 传动系统的结构网检查传动组的变速范围时，只检查26 扩大组：R2X 2P21其中1.26， X26，P2 2所以 R21.266 148 10 ，合适。.3.3

4、绘制转速图1. 分配降速传动比在降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比imin1 ，4现取最后的变速组的最小降速传动比为1/4 ；查表，可得 1.26 64 。根据降速前慢后快的原则，决定其余变速组的最小降速传动比， 变速组 c 的最小传动比 um in =1/1.265 ；变速组 b 的最小传动比 um in =1/1.263 ；变速组 a 的最小传动比 um in =1/ 1.2622. 确定各级转速并绘制转速图由 nmim15r / min1.26z = 16 确定各级转速：（ r / min ）15； 19；23.6 ；30； 37.5 ； 47.5 ； 60；75；

5、95； 118； 150；190；236；300； 375；475. 绘制的转速图如下：电1:2图2. 转速图. 4 确定各变速组传动副的齿数4.1 变速组 a:变速组 a 由 3 个传动副，其传动比分别为：ua11,ua 21/1.26,ua31/1.26 2 。后两个传动比小于 1，取其倒数，按 u=1，1.26 ，1.58 查表 3-9,查出符合三个传动比的齿数和 sz分别有：ua11Sz62、 64、66、68、 70、72、 74ua21.26Sz63、 65、66、68、70、72、 74ua31.58Sz62、 65、67、70、 72、73符合的有 70，72，可取z70,于是

6、可得轴齿轮齿数分别为：35、 31、27。S于是 ua1 35 / 35 ， ua 231/ 39 ， ua 327/ 43可得轴上的三联齿轮齿数分别为：35、 39、43。4.2 变速组 b:变速组 b 由 2 个传动副，其传动比分别为：ub11,ub 21/1.263 。后一个传动比小于1，取其倒数，按u=1，2 查表 3-9, 查出符合两个传动比的齿数和sz 分别有：ub11Sz72、 74、76、78、 80、82、 84、86ub22Sz72、75、 78、81、84、86、87符合的有 72，78，84，86，可取 Sz78, 于是可得轴齿轮齿数分别为：39，26。于是 ub1 3

7、9 / 39 ， ub2 26 / 52可得轴上的三联齿轮齿数分别为：39、52。4.3 变速组 c:变速组 c 由 2 个传动副，其传动比分别为：uc11.26,uc21 /1.265 。后一个传动比小于1，取其倒数，按 u=1.26 ，3.16 查表3-9, 查出符合两个传动比的齿数和sz分别有：.uc11.26Sz81、 82、83、 84、86、88、 91、 uc23.16Sz83、 84、87、88、 91、92符合的有 84，88、91，可取 Sz 84, 于是可得轴齿轮齿数分别为：47、20。于是 uc147 / 37 ， uc2 20 / 64可得轴上的三联齿轮齿数分别为：3

8、7、64。4.4 变速组 d:变速组 d 由 2 个传动副，其传动比分别为：ud 11/ 1.262 ,ud 21/1.266 。后一个传动比小于1，取其倒数，按 u=1.58 ，4 查表3-9, 查出符合两个传动比的齿数和sz分别有：ud 11.58Sz88、 90、91、93、 95、96、 98、99、 ud 24Sz89、90、 91、94、95、 96、99、100符合的有 90、91、95、 96、99、，可取 Sz96, 于是可得轴齿轮齿数分别为：37、 19。于是 ud 137 / 59 ， ud 219 / 77可得轴上的三联齿轮齿数分别为：59、77。算得各齿轮的参数如下：

9、 (mm)齿数模数分度圆直径齿根高 hf齿顶高 ha齿根圆直径 d f中心距齿顶圆直径 daz13510597.5111z23510597.5111z3319385.599z43931173.753109.5123105z5278173.587.z643129121.5135z739117109.5123z8393117109.5123z9267870.588z1052156148.5166z1147188175196z12374148138156z1320807088z1464256246264z1537148138156z165923654226244187730

10、8298316 5 绘制传动系统图根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可绘制出如下系统图：117168192.图3. 传动系统图 6. 传动零件的初步计算6.1 带传动设计电动机转速 n=970r/min, 传递功率 P=7.5KW,传动比 i=970/600=1.62 ，两班制，一天运转 16 小时，工作年数 10 年。1确定计算功率取 K A1.1 ，则 PdK A P1.17.58.25KW2选取 V 带型根据小带轮的转速和计算功率，选B 型带。3确定带轮直径.查表，小带轮最小基准直径dmin 1125mm , 取 D1140mm，则大带轮的直径为 D 2iD11.62140226.8mm

11、 。取标准值 D 2224mm4计算带的速度验算带速度 vd1 n1601000其中n1 - 小带轮转速， r/min；d1 - 小带轮直径， mm；v3.14140 9707.11/s 5,25，601000m符合要求。5初定带传动的中心距设中心距为 a0 , 则0 55（ d1d 2 ） a 2（ d1d2 ）于是254.8a 728,初取中心距为 a0400mm。6计算带的基准长度带长 L0 2a0(d1(d2d1 ) 2d 2 )4a0223.14(140( 224140)2400224)4001375 .9mm24查表取相近的基准长度 Ld， Ld1400mm 。7计算带传动的实际中

12、心距带传动实际中心距a a0LdL04001400 1375.9mm22412.18验算小带轮的包角一般小带轮的包角不应小于120 。.180d 2 d157.3180o 224 140o1a412.157.3 161.4168.3o120符合要求。9确定 V 带的根数Zpdp0 )k kL( p0其中：p0 - i1时传递功率的增量；k - 按小轮包角，查得的包角系数；kL - 长度系数；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。Z8.254.030.26)0.96( 2.110.90取 Z=4根10计算带的张紧力F0F0500 pd(2.5k )mv2vZk其中：pd

13、 - 带的传动功率 ,KW；v-带速 ,m/s ；m-每米带的质量， kg/m；取 q=0.17kg/m。v = 7.11m/s。F05008.254( 2.5 0.96 ) 0.17 7.112241N7.110.9611计算作用在轴上的压轴力FQ2ZF0 sin12 4 241 sin 168.31918 N226.2 验算主轴转速误差转速误差： (n,n标 )100 % 10( 1)% 2.6%n标.n, 为主轴的实际转速。 n,nD1uaub uc udD 2n1,970 140 27 26 202914.67r / min2244352647714.67152.6% ，合格152.2

14、%同理n218.58r / min ， 18.58192.2%2.6% ，合格19n323.37r / min,23.3723.60.95%2.6% ，合格23.6n429.35r / min,29.35302.17%2.6% ，合格30n537.3r / min, 37.337.50.53%2.6% ，合格37.5n647.22r / min,47.2247.50.59%2.6% ，合格47.5n759.4r / min, 59.4600.99%2.6% ，合格60n874.6r / min,74.6750.53%2.6% ，合格75n994.44r / min, 94.44950.59%2

15、.6% ，合格95n10118.8r / min, 118.81180.69%2.6% ，合格118n11151.6r / min, 151.61501.1%2.6% ，合格150n12191.9r / min, 191.91901.02%2.6% ，合格190n13241.5r / min,241.52362.3%2.6% ，合格236.n14303.24r / min, 303.243001.1%2.6% ，合格300n15383.88r / min,383.883752.37%2.6% ，合格375n16482.94 r / min,482.944751.67%2.6% ，合格4756.

16、3 传动轴直径的确定1. 计算转速1）各轴计算转速z140.8 / min主轴的计算转速n j315 1.2616/ 3 1nminr取 nj 47.5r / min ，轴的计算转速： 75r/min,轴的计算转速 :190r/min, 轴的计算转速： 375r/min,轴的计算转速： 600r/min 。齿轮Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9r/min计算转速600600600475600375375375375齿轮Z10Z11Z12Z13Z14z15z16z17z18r/min计算转速190190236236757547.519047.52. 确定各传动轴的最小直径一般按扭转刚度初算传动

17、轴直径：N 轴，其中d 914n j N 轴 为该轴传递的功率； 为该轴每米长度允许扭转角.查机械设计手册，各传动的效率分别为：带传动：10.96 ，齿轮传动20.98 ，轴承30.991）轴的直径：N 7.50.96 0.99 7.13kW , n1 600 r / min ， =0.75deg/md 9147.13，取 d=35mm60033mm0.752）轴的直径N7.50.96 0.98 0.9926.92kW , n1 375r / min =0.75deg/md9146.92, 取 d=40mm37536mm0.753）轴的直径：N7.5 0.960.9820.9936.71kW

18、, n1 190r / min , =0.75deg/md916.7143mm , 取 d=45mm41900.754）轴的直径：N 7.5 0.960.9830.99 46.51kW ,n1 75r / min , =0.75deg/6.5153mm, 取 d=55mmd 91475 0.755) 主轴的直径：N7.50.960.9840.99 56.32kW , n147.5r / min由主轴所传递的功率查表， 取主轴前轴颈的直径D1100mm ，主轴后轴颈的直径D 2 (0.75 0.85) D1 ，取 D 2 =80mm。主轴孔径 d 取主轴平均直径的55%-65%，取d=50mm。

19、6.4 齿轮模数的初步计算按下列公式初定模数：m 323N式中：Z n jN为齿轮传递的功率， Z 式齿轮齿数， n 该齿轮的计算转速取齿数最少的齿轮计算。 Z=19.则 m 323N6.323.86 ，初选齿轮模数 m=432319 190Zn j 7. 主要零件的设计与验算7.1齿轮强度计算和模数的选定1. 变速组 a：按变速组内最小齿轮 Z527,Z643算各齿轮模数。两齿轮选用 45 钢，调质处理，齿面硬度 217 255HBS。8 级精度。按接触疲劳强度设计： d 32KT1 u1zE zH z2u()d H其中: 1）小齿轮传递功率的转矩：T19.556P9.55106 7.131

20、13485.5N mm10n600.2）载荷系数 K=1.43）齿宽系数d0.5 ；4）弹性系数 Z E198.8MPa5）齿数比 u=Z6/Z5=1.586) 节点区域系数 Z H2.57) 重合度1.883.2( 11 )1.88 3.2( 11 ) 1.69Z1Z 22743查表，取重合度系数Z0.888）许用接触应力Z NH lim HSH由图表查得接触疲劳极限应力H lim =570Mpa，N160n1 aLh60 600 2 8 250 5 7.2 108应力循环次数查表得，N2N1 / u4.6108寿命系数 Z N11.02, ZN 21.1, 。取安全系数 SH =1.0 ，

21、Z NH lim1.02 570581MPa HSH1.0.d 32KT1 u1( zE zH z)2 =81.2mm，则齿轮模数 md3。du HZ1校核齿根弯曲疲劳强度FKT1YFYSY Fbmd 1其中： 1） K=1.4,1=113485.8N.mm,1=27*3=81,b=d? d10.5 81 40.5 ,取Tdb=40mm2）齿形系数 YF 12.58,YF 22.463)应力修正系数 YS11.58,YS 21.684 ）重合度系数 Y =0.725）许用弯曲应力 FF limYNSF查表F lim =220Mpa，寿命系数 YN =1.0 ，安全系数 SF =1.25 FF

22、limYN =176MpaSFKT1YF1 YS1 Y1.4113485.8F1bmd 140 32.58 1.58 0.72 48 F81YF 2YS 2F 2F1 YF1YS1 48.6 F符合要求2. 变速组 b：按变速组内最小齿轮 Z926, Z1052 算各齿轮模数。两齿轮选用 45 钢，调质 - 表面淬火处理，齿面硬度 40 50HRC。8 级精度。按接触疲劳强度设计： d2KT1u 1zE zH z23u()d H其中 : 1 ）小齿轮传递功率的转矩：T1 9.55106P9.551066.92176229.3N .mmn3752）载荷系数 K=1.4.3）齿宽系数d0.5 ；4

23、）弹性系数 Z E198.8MPa5）齿数比 u=Z10/Z9=26) 节点区域系数 Z H 2.57) 重合度1.88 3.2( 11 )1.88 3.2( 11) 1.7Z1Z 22652查表，取重合度系数Z0.888）许用接触应力 HZ NH limSH由图表查得接触疲劳极限应力H lim =1100Mpa，应力循环次数 N160n1aL h60375282505 4.5108查表得，寿N2N1 / u 2.25108命系数 Z N 1 1.1, Z N 2 1.12, 。取安全系数 SH =1.0 ，Z NH lim1.111001210 MPa HSH1.02KT1 u1 zE zH

24、 z)2，则齿轮模数d，取 m=3d 3(m2.2u H=56.1mmZ1d校核齿根弯曲疲劳强度FKT1YFYSY Fbmd 1其中： 1 ） K=1.4, T1 =176229.3N.mm, d1 =26*3=78,mm，b= d ? d10.578 39 mm2）齿形系数 YF 12.58,YF 22.353)应力修正系数 YS11.58,YS 21.654 ）重合度系数 Y =0.725）许用弯曲应力 FF limYNSF.查表F lim =320Mpa，寿命系数 YN =1.0 ，安全系数 SF =1.25 FF limYN =256MpaSFKT11.4176229.3F1bmd 1

25、YF1 YS1 Y2.58 1.58 0.72 155 F403 78YF 2YS 2147 FF 2F1YS1YF 1符合要求3. 变速组 c：按变速组内最小齿轮Z1320, Z1464 算各齿轮模数。两齿轮选用 45 钢，调质 - 表面淬火处理，齿面硬度40 50HRC。8 级精度。按接触疲劳强度设计： d2KT1u 1zE zH z23u()d H其中: 1）小齿轮传递功率的转矩：T1 9.55106P9.551066.71271527.5N .mmn2362）载荷系数 K=1.43）齿宽系数d0.5 ；4）弹性系数Z E198.8MPa5）齿数比 u=Z14/Z13=3.26)节点区域

26、系数 Z H2.57)重合度1.883.2( 11 ) 1.883.2( 11 ) 1.67Z1Z22064查表，取重合度系数 Z0.888）许用接触应力 Z NH lim HSH由图表查得接触疲劳极限应力H lim =1100Mpa，.应力循环次数N160n1aLh 60 2362825052.8 108N2N1 / u8.85107查表得，寿命系数 Z N1 1.12,Z N 21.18,。取安全系数 SH =1.0 ，Z NH lim1.1211001232MPa HSH1.02KT1 u1 zE zH z2，则齿轮模数d，取 m=4d(m3.13u H) =61.2mmZ1d校核齿根弯

27、曲疲劳强度FKT1YFYS Y Fbmd 1其中： 1 ） K=1.4,T1 =271527.5N.mm,，?d10.5 80 40 mmd1 =20*4=80mm b= d2）齿形系数 YF 12.78,YF 2 2.273)应力修正系数 YS11.55,YS 21.754 ）重合度系数 Y =0.725）许用弯曲应力 FF limYNSF查表F lim =320Mpa，寿命系数 YN =1.0 ，安全系数 SF =1.25 FF limYN =256MpaSFKT1YF 1YS1Y1.4271527.5F1bmd14042.78 1.55 0.72 184 F80YF 2 YS2170 F

28、F 2F1 YF1 YS1符合要求4. 变速组 d：按变速组内最小齿轮Z1719, Z1877 算各齿轮模数。两齿轮选用 45 钢，调质 - 表面淬火处理，齿面硬度40 50HRC。8 级精度。.按齿根弯曲疲劳强度设计： m2KT1YF YSY3 Fd Z12其中 :1 ）小齿轮传递功率的转矩：T1 9.55 106P9.55106 6.51327213.2N .mmn1902）载荷系数 K=1.43）齿宽系数 d0.5 ；4）齿形系数 YF12.78, YF 22.265)应力修正系数 YS11.55,YS 21.766）重合度1.88 3.2( 11 )1.88 3.2( 11 ) 1.6

29、7Z1Z 22077重合度系数 Y =0.727）许用弯曲应力 FF lim YNSF查表F lim =320Mpa，寿命系数 YN =1.0 ，安全系数 SF =1.25 FF limYN =256MpaSFm2KT1YF YSY3=3.84, 取模数 m=4d Z12 F校核接触疲劳强度KT1uZHZ HHZ Ebd1 2u其中： 1 ） K=1.4,T1 =327213.2N.mm, d1 =19*4=76mm， b= d ?d1 0.5 76 38 mm2）弹性系数 Z E198.8MPa3）齿数比 u=Z18/Z17=44) 节点区域系数 Z H 2.55 ）重合度系数 Z =0.88.6）许用接触应力 HZ NH limSH由图表查得接触疲劳极限应力H lim =1100Mpa，N160n1aLh60 2362 8 250 5 2.8 108应力循环次数N1 / u 8.85 107N2查表得，寿命系数ZN 11.12, ZN 2 1.18, 。取安全系数 SH =1.0 ， HZ NH lim1.121