铣床主轴说明书100~1250

1、目录1机床课程设计的目的1铣床的规格系列和用处11.3操作性能要求1二.参数的拟定12.1公比选择12.2主电机选择113.1主传动方案拟定23.2传动结构式、结构网的选择2确定传动组与各传动组中传动副的数目2传动式的拟定3结构式的拟定3四.传动件的估算54.1三角带传动的计算54.2传动轴的估算7传动轴直径的估算74.3齿轮齿数确实定和模数的计算8齿轮齿数确实定8 齿轮模数的计算10齿宽确定114.4带轮结构设计11五.动力设计12主轴刚度验算12选定前端悬伸量12主轴支承跨距L确实定12求轴承刚度12求最优跨距13计算C点挠度135.2齿轮校验14选定轴承和轴承的校验1718181919概

2、述1.1 机床课程设计的目的机床课程设计，是在金属切削机床课程之后进展的实践性教学环节。其目的在于通过 机床运动机械变速传动系统的结构设计，使学生在拟定传动和变速的结构的结构方案过程 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，掌握根本的设计方法，并培养学生具 有初步的结构分析，结构设计和计算能力。1.2 铣床的规格系列和用处普通机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的根底。因此，对这些根本知 识和资料作些简要介绍。本次设计的是普通铣床主轴变速箱。1.3 操作性能要求1具有皮带轮卸荷装置2主轴的变速由变速手

3、柄，和滑移齿轮完成二. 参数的拟定2.1公比选择根据给疋的数据，最咼转速Rn1250r/min，最低转速100r/min，与传动级数得:nmax 125012.5，Rnzn min100 Z=12 二 =1.26 ;2.2 主电机选择合理确实定电机功率N,使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使 电机经常轻载而降低功率因素。电动机的功率是2.2KW根据机床设计手册kw，满载转速1430r/min，最大额 定转距2.3 o三. 传动系统设计设计方案如如下图1所示:图1传动系统设计图3.1 主传动方案拟定拟定传动方案，包括传动型式的选择以与开停、换向、制动、操纵等整个传动系统确 实定。

4、传动型式如此指传动和变速的元件、机构以与组成、安排不同特点的传动型式、变 速类型。传动方案和型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 方案和型式，要从结构、工艺、性能与经济等多方面统一考虑。传动方案有多种，传动型式更是众多，比如：传动型式上有集中传动，别离传动；扩 大变速X围可用增加传动组数，也可用背轮结构、分支传动等型式；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 动型式的主轴变速箱。3.2 传动结构式、结构网的选择结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的传动不失为有用的

5、方法，但对于分析复杂的传动并想由此导出实际的方案，就并非十分有效。3.2.1 确定传动组与各传动组中传动副的数目传动副：即Z 乙Z2Z3本设计中传动级数为Z=12。传动副中由于结构的限制以2或3为适宜，本课程设计级 数为Z的传动系统由假如干个顺序的传动组组成，各传动组分别有 Z、Z、个选择 方案：12=3 X 2X 2; 12= 2X 3X 2; 12= 2X 2X 33.2.2 传动式的拟定12 级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体 结构、装置和性能以与“前多后少的原如此。故离电动机近的传动组的传动副个数最好 高于后面的传动组的传动副数。主轴对加工精度、外

6、表粗糙度的影响很大，因此主轴上齿轮少些为好。最后一个传动 组的传动副常选用2。综上所述，传动式为12=3X 2X 2。3.2.3 结构式的拟定1对于12=3X2X2传动式，有6种结构式和对应的结构网。分别为：12 31 23 26 12 32 21 2612 & 26 2“123 a 22112=3 昶<<N/<<L><VAV图2结构式和对应的结构网2传动副的极限传动比和传动组的极限变速X围因此主传动链任一传动组的最大变速X围一般为RmaxUmaX 8。根据式3-1得：umi nX,p,i)Rmax3-1方案 a,b,c,e中第二扩大组X26P22，

7、如此最后一个扩大组的变速X围R26(21)6 1.266 4，是可行的，方案d,f中R24 (3 1)6.35，不如前者好。3根本组和扩大组的排列顺序在可靠的四种结构网方案a,b,c,e中，还要进展比拟以选择最优方案。原如此是选择中间传动轴变速 X围最小的方案。因为如果各方案同号 传动轴的最高转速一样，如此变速 X围小的，最低转速较高，转矩较小，传动件的尺寸也 就可以小些。方案a的中间传动轴变速X围最小，帮方案a最优。即如果没有别的要求， 如此应尽量使扩大顺序与传动顺序一致。根据传动副的极限传动比和传动组的极限变速X围与根本组扩大组的排列顺序，选定12 3 23 26的方案。4转速图的拟定查询

8、转速标准数列表7-1,得到主轴的各级转速如图3：电动MlITTTTT I、四. 传动件的估算4.1三角带传动的计算三角带传动中，轴间距A可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓 和冲击与隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的 定比传动。(1) 选择三角带的型号根据公式：Pea kAP 1.1 2.2 2.42 KW 4-1式中：P-电动机额定功率，Ka-工作情况系数查机械设计图8-11因此选择Z型带，尺寸参数为B=95mm bd=11mmh=10,38，(2) 确定带轮的计算直径D，D带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径D不

9、宜过小，即D Dmin。查机械设计表8-3，8-7取主动轮基准直径D =100mm。根据公式：式中:D2n1D1 14-2n -小带轮转速，n -大带轮转速,-带的滑动系数，一般取0.021430所以D2 100 1 0.02175.2mm，取为较大值 180mm可增大包角，二可800以满足传动比的要求。(3) 确定三角带速度60 10003.14 100 144060 10007化4-34)初定中心距带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在如下X围内选取：根据经验公式 0.7 D1 D2人 2 D1 D2 mm 取 1.5 100 180 420mm，取 =400mm.(5)三

10、角带的计算基准长度LL。2A0 - D1D1 24-4由公式4-4得：-2 400字100 180180 1001243.6mm4 400机械设计表8-2，圆整到标准的计算长度L 1250mm(8)(9)1800 D2 D157.501 68.60A确定三角带根数Z1200，主动轮上包角适宜。验算三角带的挠曲次数晋V 12.06 40次/，符合要求。确定实际中心距AA0L 5400 (1250 1243.6) 2403.2mm2验算小带轮包角pca(P0P0)k kl4-5根据机械设计式8-26得:P0查表 8-4a，8-4b 得 p°= 0.02KW,查表 8-5，k =0.98

11、;查表 8-2，kl得Z=5.7 取Z 6根10单根三角带的初拉力最小值（F°）min查表3表8-3得A型带的单位长度质量q 0.10kg / m。所以Fo(min)500(2.K )Pca qV2KaZV500公 °.98)2.42 0.1 7.5231.5N1.16 7.511丨作用在支承轴上的径向力Fp1ff2zFO(min)s怙6 31.5sin嗨 376N24.2 传动轴的估算传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭 载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大变形。因此疲 劳强度一般不失是主要矛盾，除了载荷

12、很大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求 保证轴在载荷下不至发生过大的变形。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。传动轴直径的估算Nd 914mm 4-6Nj其中：N-该轴传递的功率；该轴每米长度允许扭转角；Nj-该传动轴的计算转速。计算转速N j是传动件能传递全部功率的最低转速。各传动件的计算转速可以从转速图 上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。查机械课程设计指导书表 2-2取I ,11，III ，IV轴的=0.5 ;根据计算转速的概 念和转速图可判断：nj 800r / min njII =500r / min njIII 250r / min njIV 200r / min所以d|

13、 912.2 0.96mm 24.5mm ，取 30mmV 800 0.5c2.2 0.96 0.97 0.97 “cd2914mm 27.2mm,取 35mm500 0.5c2.2 0.96 0.97 0.97 0.97 0.97 怖“d3 914mm 32.1mm ,取 40mm3250 0.5此轴径为平均轴径，设计时可相应调整。表4-1估算传动轴直径计算公式轴号计算转 速nj r /min电机至该轴 传动效率输入功率Pkw估计轴的最 小直径mmpd 914 一I80030II50035III250404.3 齿轮齿数确实定和模数的计算4.3.1 齿轮齿数确实定当各变速组的传动比确定以后，

14、可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可依据机 械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方 时，变速组内每对齿轮的齿数和 Sz与小齿轮的齿数可以从表3-6机械制造装备设计中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于1820。采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于4,以保证滑移是齿轮外圆不相碰。第一组齿轮：传动比：ia11-Q1 ， i a21 丄1 1.26ia31211.6查表，齿数和Sz取72Z =36，Z2 =36，Z3=28，Z4=44，Z5=32，Z6=40;第二组齿轮：1 1 1传动比：咕 一0

15、1, ib2 3-齿数和Sz取84：Z7 =42，Z8=42，Zg=28,Z10=56;第三组齿轮:传动比：ic11 14 = 2.5ic21.6齿数和Sz取88:4-1 :乙i=54,乙2=34,乙3 =25, Z14 =63,01802542ZX36 2g "己1440r /hln5,51-' w0100厂I noixl250r /nin变速组第一变速组第二变速组第三变速组齿数和728488齿轮ZZ2乙Z4乙Z6乙Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14齿数3636284432404242285654342563表4-2各传动组齿轮齿数通过以上齿轮的齿数，传动副，级比指数以

16、与传动比确定如下所示传动系统图图4-112级传动系统图核算主轴转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差一般不应超过10( 1)%即:实际传动比 理论传动比理论传动比10 1 %1.24 1.261.261.5%2.6%主轴转速合格。4.3.2 齿轮模数的计算m j 16338 3(i 1).Ndm z1.j mm .nj4-7nj式中：mjNd按接触疲劳强度计算的齿轮模数驱动电机功率KW;该传动轴的计算转速;大齿轮齿数与小齿轮齿数之比i小齿轮齿数;齿宽系数，BB为齿宽,mmjmm；1；m为模数,m = 610;j许用接触应力MPa,查表26I - n齿轮弯曲疲劳的计算:316338 '(

17、44 1) 2.2282 2.66 28 44 500 600取m= 3n -川齿轮弯曲疲劳的计算:(56 1) 2.228mj 16338 32823.2j'6 28 56 250 6002取m= 4m - IV齿轮弯曲疲劳的计算:mj 16338 3(63 1) 2.22526 25 63 200 6003.7取m= 4标准齿轮:20度, h*1, C0.25从机械原理表10-2查得以下公式齿顶圆 da =(乙+ 2h*a)m齿根圆 df(zi 2h*a 2c*)m分度圆 d = mz齿顶高 ha=h*am齿根高 hf=(h*a+c*)m齿轮的具体值见表4-3 :表4-3 齿轮尺寸

18、表齿数模数分度圆齿顶圆齿根圆齿顶高齿根高Ed£1363103ui100,533. 752363LOS114100.533. 753283849076.533. 75444513213SP 124.5133. 7553239610288. 533. 75r g403120128r in s i33. 757q2416817615845842i16817615845g284112120102451056422123221445ii544216224r 206 n4512344136144126451325410Q1Q8r go i4514634252260242454.3.4齿宽确定由公

19、式B mm m 610,m为模数得:第一套啮合齿轮Bi610318 30mm第二套啮合齿轮B610424 40mm第二套啮合齿轮B川610424 40mm一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应主动轮比小齿轮齿宽大所以 B! 25mm,B2 30mm， B3 25mm， B4 30mm，B5 25mm, B630mm, B730mm, B835mm, B930mm, B10 35mm，Bn 30mm, B12 35mm, B330mm, B14 35mm4.4 带轮结构设计查机械设计P161页，当dd 300mmB寸,采用腹板式。D是轴

20、承外径，查机械零件手 册确定选用深沟球轴承6006，d=30mm,D=55mm带轮内孔尺寸是轴承外径尺寸 55mm 齿机械设计表8-11确定参数得：381 (查表)带轮宽度：B z1e2f 5 12 27 74mmd1 2d 60mm, C 0.2 B 15mm，D1180 (8.7 6) 2 150.6mm，D00.5 (D1 d|) 105.3mmd00.25 (D1 d1)22.65mmL B 74mm,五动力设计5.1 主轴刚度验算5.1.1 选定前端悬伸量C参考机械装备设计P121，根据主轴端部的结构，前支承轴承配置和密封装置的 型式和尺寸，这里选定C=120mm.5.1.2 主轴支

21、承跨距L确实定根据金属切削机床表10-6前轴颈应为6090mm初步选取d1d2 = 0.70.9d1，取d2 = 70mm根据设计方案，选前轴承为双列圆柱滚子轴承3182116(NN3016K型，后轴承为圆锥滚子轴承30214型。根据结构，定悬伸长度a= 120mm5.1.3 求轴承刚度主轴最大输出转矩未考虑机械效率 P2.2T=95509550 N ?m 105.05 ?mn200切削力：FC 105.05 N 875.42N0.12背向力：Fp 0.5Fc 437.7N故总此作用力： F=、FP2 978.75 N.此力主轴颈和后轴颈个承受一般，故主轴端受力为F/2=489.375N。在估

22、算时，先假设初值a=3,丨=3 120=360mm前后支承的支反力Ra和Rb :Rag鬻洙6525NRB489.375 120 N 163.125 N2 l360根据式10 6可求出前、后轴承的刚度：Ka 3.39 652.50'9 9°" 520.9 costf 1316.6N/ m ;KB 3.39 163.1253'1 90'8 520'9 cos0 1146.2N/ m5.1.4 求最优跨距Ka 1316.6Kb 1146.2初步计算时，可假定主轴的当量外径de为前、后轴承颈的平均值，de (90 80)mm/2 85mm。故惯性矩为

23、：4484I 0.05 (0.0850.048 )234.5 10 m11 8El 2.1 10234.5 100KAa31316.6 0.123 106查线图l°/a 1.8。计算出的l°/a与原假定不符。经过反复验算得l°/a仍接近1.8。可以看出，这是一个迭代过程，l0/a很快收敛于正确值。最优跨距10 120 1.8 216mm这里取L=263mm。5.1.5 计算C点挠度1周向切削力R的计算Pt2 955 104 NdDjh5-1其中：Nd 2.2KW,0.96 0.977,Dj0.5 0.6 Dmax 0.5 0.6 400 200 240mm,取Dj

24、240, nj 100r / min2 955 104 0 9 0 2 2故：pt 1575.75 N , 故： P 1.12R 1764.84N240 100FT 0.45P709.1N, Pf 0.35R617.694N2 驱动力Q的计算参考机床主轴箱指导书：其中Q0.962.12107N5-20.974mznN Nd2.21.89KW,z63,m 4,n 100r / min所以1.89Q2.121071.59 103N4 63 1005.2 齿轮校验在验算算速箱中的齿轮应力时，选一样模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进接触应力和 弯曲应力的验算。这里要验算的是齿轮 3，齿轮9，齿轮13

25、这三个齿轮。齿轮3的齿数为28，模数为4，齿轮的应力：1丨接触应力：5-3U-大齿轮齿数与小齿轮齿数之比；Zh -区域系数；Ze -弹性影响系数;K-载荷系数；Ft圆周力。查机械设计4表 10-4 与图 10-8 与表 10-2 分布得kHB 1.15,kFB 1.20;kv 1.05,kA 1.25假定齿轮工作寿命是48000h。最终确定：接触应力h接触疲劳强度校核h < h满足2弯曲应力：在验算变速箱中的齿轮强度时，选用模数中承载最大的，齿数最小的齿轮进展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，对于低速传动齿轮主要验算弯曲疲劳强度，对硬齿面软齿芯淬火齿轮，一定

26、要验算弯曲疲劳强度。卩 bm5-4式中：YFa齿型系数；Ysa应力校正系数 校核a传动组齿轮校核齿数为28的即可，确定各项参数1由于 P 2.11kw, n 800r/min，如此：T 9.55 106 P/n 9.55 106 2.11/ 8002.5 104N mm计算可知：Ft 2T/d 2 25000/84 595.2N2 由公式 Bmm m 610,m为模数，b 610 3 18 30mm取 b 30mm。3计算圆周速度：v84 8003.52m/s60 1000 60 10004齿轮精度为7级，v 3.52m/s由机械设计图10-8查得动载系数Kv 1.08由机械设计表10-4查得

27、KhKf1.335）确定动载系数：K 心&心Kh1.0 1.08 1.311.33 1.886）查表 10-5 得：YFa2.55，FSa1.617）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FE 500Mpa。图 10-18 查得 Kn 0.9f0900 346Mpa1.3fYFaYsa84.3，2.55 1.61KFtbm1.88 595.2 12.43 84.3故适宜。30 3 校核b传动组齿轮确定各项参数500r / min，如此:校核齿数为28的即可,1由于 P 1.99kw， n664T 9.55 10 P/n 9.55 101.99/5003.8 10 N mm

28、计算可知Ft 2T/d2 38009/112 678.7N2）由公式Bmm m 610, m为模数,b6 104 24 40mm取 b30mm。3）计算圆周速度：v 赢 £穿2/S1.0 1.1 1.32 1.27 1.844齿轮精度为7级，由机械设计图10-8查得动载系数Kv 1.1 ,由机械设计表10-4查得：KhKf 1.325确定动载系数K 啄心Kh6查表 10-5 得：YFa 2.55， FSa 1.617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FE 500MPa图 10-18 查得 Kn 0.9, S 1.3f0.9 5001.3346MpafYFaYa346

29、2.55 1.6184.2，巫仝空10.4 84.2bm 30 4故适宜 校核c传动组齿轮校核齿数为25的即可，确定各项参数1）由于 P 1.87kw， n 250r / min，如此：664T 9.55 10 P/n 9.55 101.87/2507.14 10 N mm计算可知：Ft 2T/d 2 7143/1001428.7N2）取齿宽系数d 1，模数m 4，如此d 1 4 25 100mm3）计算圆周速度： v 虫100一250 1.31m /s60 1000 60 10004）齿轮精度为7级和V，由机械设计图10-8查得动载系数Kv 0.75，由机械设计查得:Kh Kf 1.25确定

30、动载系数：KKaKvKf Kh1.0 0.75 1.2 1.27 1.146查表 10-5 可知：YFa 2.65 , FSa 1.587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fe 540Mpa图 10-18 查得 Kn 0.9f0.9 54013374MpafYFaYsa3742.65 1.5889.3，故适宜爼空 142&7!3.6 89.3bm 30 4选定轴承和轴承的校验查双列圆柱滚子轴承和圆锥滚子轴承和深沟球轴承GB283 87轴1:最左端6006d=30D=55B=13右端 6006 d=30 D=55 B=13轴II :左右两端30207d=35D=72B=

31、17轴III:左右两端30208d=40D=80B=18轴IV :前轴承3182116d=80D=125B=34后轴承30214d=70D=125B=24最左端30212d=60D=110B=22推力球轴承 51213 d=65D=100 T=27I n 800r/min所以齿轮越小越靠近轴承，对轴承的要求越高。根据设计要求，应该对I轴未端的滚子轴承进展校核。齿轮的直径d 28 3 84mmI轴传递的转矩TP9550-nT 9550 丝便 25.21800齿轮受力F 2T 225 21600.3 Nd 84 10根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为FrlihI2414.2 NRv2 60

32、0.3 414.2 186.1 N因轴承在运转中有中等冲击载荷，又由于不受轴向力，按机械设计fp为1.2到1.8，取fp 1.4，如此有：R fpR 1.4 414.2 579.88 NF2 fpR2 1.4 186.1 260.54 N轴承的寿命因为RP2，所以按轴承1的受力大小计算：Lh P(C)10(型00)3 445884.1故该轴承能满足要求。60n P 60 800 579.88六.主轴空间位置图4表13-6查得图5主轴空间位置图七 .主轴箱位置展开图图6主轴位置展开图八.总结通过本次金属切削机床课程设计我学到了许多知识与技能：首先，我对AUTOCAD这一绘图软件更加熟悉了；其次我

33、认真的学习了金属切削机床主轴箱的具体构造以与工作原 理，对机床主轴箱的传动过程与设计有了充分的认识，在课程设计的同时，我也回顾了机 械设计、机械原理以与材料力学等方面的知识，使我的专业知识水平有了较大提高。总而 言之，我认为这样的课程设计扎实地锻炼了我的能力，培养了我对机械制造行业的兴趣， 为我今后的工作产生了积极的影响。最后，感谢辅导教师的辛苦付出与同学们的热心帮助。九.参考文献23周开勤机械零件手册高等教育 2001曹玉榜 易锡麟.机床主轴箱设计指导机械工业.1987.5黄鹤汀.金属切削机床设计.机械工业，2005戴曙主编金属切削机床机械工业，19937陈易新.金属切削机床课程设计指导书:机械工业，8 X云涨.金属切削机床设计简明手册：机械工业,19941 冯辛安.机械制造装备设计机械工业.1999.121987中北大学课程设计任务书2015/2016学年第 二 学期学院：机械与动力工程学院专业： 机械设计制造与其 自动化学生姓名：学号：课程设计题目：金属切削机床课程设计铣床主轴箱设计起迄日期： 2月29日3月4日课程设计地点：机械与动力工程学院扌旨导教师：赵丽琴、董 磊学科部副主任：曾志强下达任务书日期：2016年2月29日课程设计任务书1. 设计目的:nH&