铣床主轴变速课程设计说明

1、中北大学课程设计说明书目 录1. 概述和机床参数确定21.1机床运动参数的确定21.2机床动力参数的确定21.3机床布局2 2. 主传动系统运动设计32.1确定变速组传动副数目32.2确定变速组的扩大顺序42.3绘制转速图42.4确定齿轮齿数42.5确定带轮直径52.6绘制传动系统图5 3估算传动件参数 确定其结构尺寸53.1确定计算转速53.2确定轴的最小直径63.3估算传动齿轮模数63.4普通V带的选择和计算7 4结构设计84.1带轮设计84.2齿轮块设计84.3传动轴轴承的选择84.4主轴组件84.5操纵机构、滑系统设计、封装置设计94.6主轴箱体设计94.7主轴换向与制动结构设计9 5

2、.齿轮强度校核95.校核a传动组齿轮 95.2校核b传动组齿轮 105.3校核c传动组齿轮116. 传动轴的刚度验算 127.花键键侧压溃应力验算 168.主轴组件验算 169 滚动轴承的验算 1810总结 1911参考文献 191.3机床布局确定结构方案1）主轴传动系统采用V带，齿轮传动。2）传动型采用集中传动。3）制动采用式摩擦离合器和带式制动器。4）变速系统采用多联划移齿轮变速。5）润滑系统采用飞溅油润滑。2）布局采用卧式车床常规的布局形式。机床主要由主轴箱，皮鞍，刀架，尾架，进给箱，溜扳箱，车身等6个部件组成。主轴的空间位子布局图图1 图2 传动系统的结构网2.3绘制转速图2.4确定齿

3、轮齿数利用查表法由金属切削机床（大连理工 戴曙主编）表81，求出各传动组齿轮齿数表2 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728490齿轮Z1Z2Z5Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12齿数3636244842422262603018722.5确定带轮直径确定计算功率 K-工作情况系数 工作时间为二班制 查表得K=1.2N-主动带轮传动的功率计算功率为Nj=1.2x3=3.6kw根据计算功率和小带轮的转速选用的V带型号为A ， 查表26得小带轮直径推荐植为90mm ，大带轮直径 圆整为200mm2.6绘制传动系统图 图4传动系统图3 估算传动件参数 确定其结构尺寸3

4、.1确定计算转速轴：710 轴：355 轴：125 主轴：90传动组a： 传动组b： 传动组c： 3.2确定轴的最小直径表3估算传动轴直径计算公式轴号计算转速电机至该轴传动效率输入功率估计轴的最小直径 cmI7100.962.8821II3550.9222.76625III1250.852.55323.3估算传动齿轮模数-轴：按齿轮弯曲疲劳计算：=（为大齿轮的计算转速，根据转速图确定）按齿面点蚀计算：取A=60由中心距A及齿数计算模数： 圆整为 模数因取和中较大值。故第一变数组齿轮模数因取m=2.0-轴：按齿轮弯曲疲劳计算：=按齿面点蚀计算：取A=74由中心距A及齿数计算模数：同理 第二转动组

5、齿轮模数取m=2.0-轴：按齿轮弯曲疲劳计算：=按齿面点蚀计算：取A=113故第三传动组取m=2.53.4普通V带的选择和计算设计功率 （kw） V带选择的型号为A型两带轮的中心距范围内选择。中心距过小时，胶带短因而增加胶带的单位时间弯曲次数降低胶带寿命；反之，中心距过大，在带速较高时易引起震动。计算胶带速度初定中心距 初定为400mm计算带的基准长度：按上式计算所得的值查表选取计算长查金属切削机床设计指导表23取实际中心距 393.5mm 中心距的变化范围374.75431核算定小带轮包角求得合格.带的根数 Z=Pca/Pr Pca=3.6kw Pr=1.13kw 取4根V带。4结构设计4.

6、1带轮设计根据V带计算，选用4根A型V带。由于I轴安装了摩擦离合器，为了改善它们的工作条件，保证加工精度，采用了卸荷带轮结构。4.2齿轮块设计机床的变速系统采用了滑移齿轮变速机构。根据各传动组的工作特点，基本组的齿轮采用了销钉联结装配式结构。第二扩大组，由于传递的转矩较大，则采用了整体式齿轮。所有滑移出论与传动轴间均采用了花键联结。从工艺的角度考虑，其他固定齿轮也采用花键联结。由于主轴直径较大，为了降低加工成本而采用了单键联结。4.3传动轴轴承的选择 轴：30207型圆锥滚子轴承 轴：30207型圆锥滚子轴承和NN3009型双列圆柱滚子轴承 轴：30208型圆锥滚子轴承4.4主轴组件本车床为普

7、通精度级的轻型机床，为了简化结构，主轴采用了轴向后端定位的两支承主轴主件。前轴承采用了NN3020K型双列圆柱滚子轴承，后支承采用了NN3016K型双列圆柱滚子轴承，中支承N219E型圆柱滚子轴承。为了保证主轴的回转精度，主轴前后轴承均用压块式防松螺母调整轴承的间隙。主轴前端采用了圆锥定心结构型式。前轴承为C级精度，后轴承为D级精度。4.5操纵机构 、滑系统设计 、封装置设计为了适应不同的加工状态，主轴的转速经常需要调整。根据各滑依齿轮变速传动组的特点，分别采用了集中变速操纵机构和单独操纵机构。主轴箱采用飞溅式润滑。油面高度为65mm左右，甩油轮浸油深度为10mm左右。润滑油型号为：HJ30。

8、I轴轴颈较小，线速度较低，为了保证密封效果，采用了皮碗式接触密封。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。4.6主轴箱体设计箱体外形采取了各面间直角连接方式，使箱体线条简单，明快。并采用了箱体底面和两个导向块为定位安装面，并用螺钉和压板固定。安装简单，定位可靠。4.7制动结构设计本机床属于卧式车床，适用于机械加工车间和维修车间。制动器采用了带式制动器，并根据制动器设计原则，将其放置在靠近主轴的较高转速的III轴上。为了保证离合器与制动器的联锁运动，采用一个操纵手柄控制。5. 齿轮强度校核：计算公式八 齿轮的尺寸计算齿轮Z1Z2Z3Z

9、4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14齿数3624303642484222426260183072分度圆d144961201441681921688816824824072120288尺宽的计算齿宽计算公式（齿宽系数，d1为小齿轮直径）=0.2-1.4两支乘相对小齿轮作对称布置最大两支乘相对小齿轮作不对称布置取中等小齿轮作悬臂布置最小轴Zmin=24 =0.5 Bj1=0.596=48 圆整取48轴Zmin=22 =0.5 Bj2=0.588=44 圆整取44轴Zmin=30 =0.5 Bj4=0.5120=60轴Zmin=18 =0.5 Bj3=0.572=36.0 圆整取36

10、在设计上，相啮合齿轮的一对齿轮，小齿轮比大齿轮宽5-10mmB1=72 B4=72 B2=48 B6=40 B3=60 B5=53B8=44 B10=37 B9=B7=84 B12=36 B14=29 B13=60 B11=535.1校核a传动组齿轮校核齿数为24的即可，确定各项参数1) P=2.88KW, n=710r/min,Ft=2T/d=2x40400/48=1683N2) 取齿宽系数 模数m=2.0 则b=1x2.0x24=48mm3）计算圆周速度：4）齿轮精度为7级、，v=1.78m/s由机械设计图10-8查得动载系数KV=1.05 由机械设计表10-4查得5)确定动载系数: 6)

11、查表 10-5 7)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。5.2校核b传动组齿轮校核齿数为22的即可，确定各项参数1） P=2.766KW, n=355r/min,Ft=2T/d=2x80700/44=3668N2)取齿宽系数 模数m=2.0 则b=1x2.0x22=44mm3)计算圆周速度：4）齿轮精度为7级、v，由机械设计图10-8查得动载系数由机械设计表10-4查得5）确定动载系数: 6）查表 10-5 7）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。5.3校

12、核c传动组齿轮校核齿数为18的即可，确定各项参数1) P=2.55KW,n=125r/min,Ft=2T/d=2x229200/45=10186N2)取齿宽系数 模数m=2.5 则b=1x2.5x18=45mm3)计算圆周速度：4)齿轮精度为7级和v，由机械设计图10-8查得动载系数由机械设计查得5）确定动载系数: 6）查表 10-5 7）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。6传动轴的刚度验算对于一般传动轴要进行刚度的验算，轴的刚度验算包括滚动轴承处的倾角验算和齿轮的齿向交角的验算。如果是花键还要进行键侧压溃应力计算。以轴为

13、例，验算轴的弯曲刚度、花键的挤压应力 图5 轴受力分析图 图5中F1为齿轮Z4（齿数为42）上所受的切向力Ft1，径向力Fr1的合力。F2为齿轮Z9（齿数28）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，根据表11的公式计算齿轮的受力。图6 轴空间受力分析表4 齿轮的受力计算传递功率Pkw转速nr/min传动转矩TNmm齿轮压力角齿面摩擦角齿轮22齿轮62切向力Ft1N合力F1NF1在X轴投影Fz1NF1在Z轴投影Fz1N分度圆直径d1mm切向力Ft2N合力F2NF1在X轴投影Fz2NF1在Z轴投影Fz2N分度圆直径d2mm2.76635580700206366839

14、03323307644144115331601525112从表8计算结果看出，轴在X、Z两个平面上均受到两个方向相反力的作用。根据图7所示的轴向位置，分别计算出各平面挠度、倾角，然后进行合成。根据机械制造工艺、金属切削机床设计指导（李洪主编）书中的表2.4-14,表2.4-15计算结果如下: a=100 b=230 c=130 f=200 l=330 E=2.1105MPa n=l-x=150 图7轴挠度、倾角分析图 （1）xoy平面内挠度 （2）zoy平面内挠度 （3）挠度合成 查表得其许用应力为0.0003330=0.099，即0.00480.099，则挠度合格。（4）左支承倾角计算和分析

15、 a. xoy平面力作用下的倾角 b. zoy平面力作用下的倾角 c. 倾角合成 查表得其许用倾角值为0.0006，则左支承倾角合格。（5）右支承倾角计算和分析 a. xoy平面力作用下的倾角 b. zoy平面力作用下的倾角 c. 倾角合成 查表得其许用倾角值为0.0006，则右支承倾角合格。7花键键侧压溃应力验算花键键侧工作表面的挤压应力为： 经过验算合格。8主轴组件验算前轴承轴径，后轴承轴径，求主轴最大输出转矩： 根据主电动机功利为1.5，则床身上最大回转直径D=320mm刀架上最大回转直径主轴通孔直径d,最大工件长度1000mm。床身上最大加工直径为最大回转直径的60%也就是192mm故半径为0.096