《金屬切削機床》課程設計普通銑床主軸箱設計【全套圖紙】

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1、中北大學課程設計說明書 目錄 1. 確定機床參數(shù)…………………………………..................................2 2. 運動的設計…………………………………………………………..2 2.1確定傳動組的傳動副數(shù)…………………………………………….2 2.2結(jié)構(gòu)網(wǎng)，結(jié)構(gòu)式各種方案的選擇………………………………….3 2.3轉(zhuǎn)速圖擬定………………………………………………………….4 2.4確定齒輪齒數(shù)……………………………………………………….5 2.5確定傳動系統(tǒng)圖…………………………………………………….5 2.6計算軸、齒輪的轉(zhuǎn)速…………………

2、…………………………….6 3.初步計算傳動零件…………………………………………………....6 3.1初定傳動軸直徑…………………………………………………….6 3.2確定主軸軸頸直徑………………………………………………….7 3.3初步計算齒輪模數(shù)………………………………………………….7 4.驗算主要零件………………………………………………………....8 4.1驗算和選定三角膠帶傳動………………………………………….8 4.2計算圓柱齒輪的強度………………………………………………11 4.3驗算傳動軸的強度，剛度 …… …………………………………14 4.4 驗算滾動

3、軸承……………………………………………………..17 5.設計感想……………………………………………………………..18 6.參考文獻……………………………………………………………..18 1. 確定機床參數(shù)： (1)運動參數(shù)：機床主運動的參數(shù)是主軸轉(zhuǎn)速。 全套圖紙，加153893706 ① 最低轉(zhuǎn)速和最高轉(zhuǎn)速：=12.5rpm =2120rpm ② 分級變速時的主軸轉(zhuǎn)速數(shù)列：機床的分級變速機構(gòu)共有12級， 。任意兩級轉(zhuǎn)速之間的關(guān)系是： 根據(jù)=φ11，得：φ=1.58。查表得：各軸轉(zhuǎn)速：12.5、20、31.5、50、80、125、200、315、5

4、00、800、1250、2120。 (2)確定動力參數(shù)：由任務書設定電動機功率：N=3KW。查表得應該選擇Y系列三相異步電動機Y100L2-4（同步轉(zhuǎn)速1500r/min，50HZ，380V），轉(zhuǎn)速1420rpm，效率81%。功率因素cosφ=0.82，額定轉(zhuǎn)矩2.2KNm。 2. 運動的設計： 2.1確定傳動組的傳動副數(shù)： 傳動組和傳動副數(shù)的方案有： 12=4*3 12=3*4 12=3*2*2 12=2*3*2 12=2*2*3 在上列各方案中，前兩個有時可以省掉一根軸。缺點是有一個傳動組內(nèi)有四個傳動副。如果用一個四聯(lián)滑移齒輪，則會增加軸

5、向尺寸；如果用兩個雙聯(lián)滑移齒輪，則操縱機構(gòu)必須互鎖以防止兩個滑移齒輪同時嚙合。一般少用。 后三個方案中可根據(jù)下述原則比較：從電動機到主軸，一般為降速傳動。接近電動機處的零件，轉(zhuǎn)速較高，從而轉(zhuǎn)矩較小，尺寸也就較小。如使傳動副較多 的傳動組放在接近電動機處，則可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件就可以少些，就省材料了。這就是“前多后少”的原則。從這個角度考慮，以取12=3*2*2的方案為好。 2.2 結(jié)構(gòu)網(wǎng)，結(jié)構(gòu)式各種方案的選擇： 在12=3*2*2中，又因基本組和擴大組排列順序的不同而有不同的方案?？赡艿牧N方案，其結(jié)構(gòu)網(wǎng)和結(jié)構(gòu)式見圖1。在這些方案中，可根據(jù)下列原則選擇最佳方案。

6、 圖1結(jié)構(gòu)網(wǎng)圖 ⑴傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍 主傳動鏈任一傳動的最大變速范圍一般為：≤8～16。 在檢查傳動組的變速范圍時，只需檢查最后一個擴大組。因為其它傳動組的變速范圍都比它小。在圖１中，方案a,b,c,e的第二擴大組x2=6;p2=2,則Ｒ2＝φ6*(2-1) ＝φ6。因φ＝1.58,則R2=1.586=15.5,　是可行的。方案d,f是不可行的。 ⑵　基本組和擴大組的排列順序　　在可靠的四種結(jié)構(gòu)網(wǎng)方案a,b,c,e中，還要進行比較以選擇最佳方案。原則是選擇中間傳動軸變速范圍最小的方案。因為如果各方案同號傳動軸的最高轉(zhuǎn)速相同，

7、則變速范圍小的，最低轉(zhuǎn)速較高，轉(zhuǎn)矩較小，傳動件的尺寸也就可以小些。方案a的中間傳動軸變速范圍最小，幫方案a最佳。即如果沒有別的要求，則應盡量使擴大順序與傳動順序一致。 2.3 轉(zhuǎn)速圖擬定 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ 電動機和主軸的轉(zhuǎn)速是已定的，當選定了結(jié)構(gòu)網(wǎng)或結(jié)構(gòu)式后，就可分配和傳動級的傳動比并確定中間軸的轉(zhuǎn)速。再加上定比傳動，就可畫出轉(zhuǎn)速圖。中間軸的轉(zhuǎn)速如果能高一些，傳動件的尺寸也就可以小一些。但是，中間軸如果轉(zhuǎn)速過高，將會引起過大的振動、發(fā)熱和噪聲。通常，希望齒輪的線速度不超過12～15m/s。對于中型車、鉆、銑等機床，中間軸的最高轉(zhuǎn)速不宜超過電動機的轉(zhuǎn)速。對于

8、小型機床和精密機床，由于功率較小，傳動件不會過大。這時振動、發(fā)熱和噪聲是應該考慮的問題。因些更應該注意中間軸的轉(zhuǎn)速，不使過高。 圖2轉(zhuǎn)速圖 本機床所選定的結(jié)構(gòu)式共有三個傳動組，變速機構(gòu)共需4軸。加上電動機軸共5個軸。故轉(zhuǎn)速圖共需5個豎線，主軸共12級轉(zhuǎn)速，電動機軸轉(zhuǎn)速與主軸最高轉(zhuǎn)速相近，共需12條橫線?，F(xiàn)擬定轉(zhuǎn)速圖如圖2 2.4 確定齒輪齒數(shù) 因傳動比i采用標準公比的整數(shù)次方，齒數(shù)和Ｓｚ以及小齒輪齒數(shù)可以從表8-1中查得。①在傳動組a中，ia1=1,ia2=1/1.58,ia3=1/2.5。則，查I 為1，1.6，2的三行。有數(shù)字的即為可能方案。取Sｚ為72，則

9、從表中查出小齒輪齒數(shù)為36、28、24。即ia1=36/36,ia2=28/44,ia3=24/48。②在傳動組b中，ib1=1,ib2=1/4則查I 為1，4的兩行。有數(shù)字的即為可能方案。取Ｓｚ為110，則從表中查出小齒輪齒數(shù)為55、22。即ib1=55/55,ib2=22/88。③在傳動組c中，ic1=4/1,ic2=1/4則查I 為4這一行。取Sｚ為100，則從表中查出小齒輪齒數(shù)為20。即ic1=80/20,ic2=20/80。 2.5 確定傳動系統(tǒng)圖 圖3傳動系統(tǒng)圖 2.6 計算軸、齒輪的轉(zhuǎn)速 ⑴　主軸　　根據(jù)表8-

10、2，中型銑床主軸的計算轉(zhuǎn)速是第一個三分之一轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的最高一級轉(zhuǎn)速，即為n4=50r/min。 ⑵　各傳動軸　　軸Ⅲ可從主軸為50r/min按80／20的傳動副找上去，應為200r/min。但由于軸Ⅲ最低轉(zhuǎn)速50r/min，經(jīng)傳動組Ｃ可使主軸得到12.5和200r/min兩轉(zhuǎn)速。200r/min要傳遞全部功率，所以軸Ⅲ的計算轉(zhuǎn)速應為50r/min。軸Ⅱ的計算轉(zhuǎn)速可按傳動副b推上去,為200r/min. (3)各齒輪 傳動組c中各齒輪：傳動組c中，20/80只需計算z=20的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為200 r/min；80/20只需計算z=20，；選擇模數(shù)較大的作為傳動組c齒輪的模數(shù)；傳動組a

11、、b模數(shù)相同應計算z=21，。 3.初步計算傳動零件 3.1初定傳動軸直徑 根據(jù)傳動軸傳遞功率的大小,用簡化的扭轉(zhuǎn)剛度公式計算:d≥ () 式中 -傳動軸受扭部分直徑(mm) -該軸傳遞的功率(kw) -電動機的功率(kw) η -電動機到該傳動軸的傳動效率 -被估算的傳動軸的計算轉(zhuǎn)速(r/min) [Φ]-該傳動軸每米長度允許扭轉(zhuǎn)角(deg/m)一般傳動軸取[Φ]=0.5～1 本設計取0.7 則Ⅳ軸,NⅣ= d4≥=45.6 取d4=46，在此軸上有鍵槽故取d4=50。 則Ⅲ軸,NⅢ= =

12、2.21 d3≥ =45.6 取d3=46。 則Ⅱ軸,NⅡ= =2.28 d2≥ =31.4 取d2=32，將此軸做成花鍵軸。 則Ⅰ軸,NⅠ= =2.33 d1≥ =25.7 取d1=26，將此軸做成花鍵軸并取d1=30。 3.2確定主軸軸頸直徑 由表3查得《機床課程設計指導書》： 主軸前軸頸=70mm，后軸頸=（0.7-0.85），取=50mm。 3.3初步計算齒輪模數(shù) 初步計算齒輪模數(shù)時,按簡化的接觸疲勞強度公式進行.一般同一變速組中的齒輪取同一模數(shù),選擇負荷最重的小齒輪進行計算. 則 式中 - 按接觸疲勞強度估算的齒輪模數(shù)（mm）;

13、 - 驅(qū)動電動機功率（mm）; - 被估算齒輪的計算轉(zhuǎn)速(r/min)； - 大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比, u＞1,外嚙合為+,內(nèi)嚙合為-; - 齒輪齒數(shù); -齒寬系數(shù), =6～10,B為齒寬,m為模數(shù)，本設計中取8； [σ]-許用接觸應力(),查表3-9，取45鋼，整淬，σ=1100。 則C傳動組， =4.3 取=4.5。 則B傳動組=2.58 取=3。 則A傳動組， =1.27 取=1.5。 4.驗算主要零件 4.1計算和選定三角膠帶傳動 ① 確定計算功率 由表8-6查

14、得工作情況系數(shù)KA=1.1,故: Kw=3.3Kw ② 選取V帶型號 根據(jù)、n1由圖8-8確定選用Z型普通V帶。 ③ 確定帶輪基準直徑 由表8-3和表8-7取主動基準直徑。 根據(jù)式（8-15），從動輪基準直徑 根據(jù)表8-7，取。 按式（8-20）驗算帶的速度 ＜25 帶的速度合適。 ④ 確定窄V帶的基準長度和傳動中心距 根據(jù)＜＜,初步確定中心距。 根據(jù)式（8-20）計算帶所需的基準長度 由表8-2選帶的基準長度。

15、按式（8-21）計算實際中心距a 驗算主動輪上的包角α1 由式（8-6）得： 主動輪上的包角合適。 ⑤ 計算窄V帶的根數(shù)z 由式（8-22）知 由n1=1420r/min、dd1=100mm、i=1420/500，查表8-5c和表8-5d得： 查表8-8得，查表8-2得則： 取z=2根。 ⑥ 計算預緊力F0 由式(8-23)知 查表8-4得q=0.1kg/m，故：

16、 計算作用在軸上的壓軸力 由式（8-4）得 4.2計算圓柱齒輪的強度 驗算變速箱中齒輪強度,應選擇相同模數(shù)承受載荷最大的齒數(shù)最小的齒輪,進行接觸應力和彎曲應力驗算。一般對高速運動的齒輪驗算齒面接觸應力，對低速傳動的齒輪驗算齒根彎曲應力。 接觸應力的驗算公式為： 彎曲應力的驗算公式為： 式中：——齒輪傳遞的功率（KW），( ) ——電動機的額定功率（KW）； η——從電動機到所計算齒輪的機械效率； ——齒輪的計算轉(zhuǎn)速（r/min）; m——初算的齒輪模數(shù)； B——齒寬（m

17、m）; Z——小齒輪齒數(shù)； u——大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，u≥1，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內(nèi)嚙合； ——壽命系數(shù)； KT——工作期限系數(shù)：KT=m 60n1T/C0 T——齒輪在機床工作期限（Ts）內(nèi)的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取Ts=15000～20000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認為T=Ts/P,Po 變速組的傳動副數(shù)； n1——齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）; C0——基準循環(huán)次數(shù)，查表3-1； m——疲勞曲線指數(shù)

18、，查表3-1； ——速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3-2； ——功率利用系數(shù)，查表3-3； ——材料強化系數(shù)，查表3-4； 的極限值，見表3-5，當時，則取；當時，則??； ——工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運動，取K1=1.2～1.6； ——動載荷系數(shù)，查表3-6； ——齒向載荷分布系數(shù)，查表3-7； ——標準齒輪齒形系數(shù)，查表3-8； [] ——許用接觸應力（），查表3-9； [] ——許用彎曲應力（），查表3-9。

19、 ① 本設計對傳動組C20/80只需計算Z=20的齒輪計算轉(zhuǎn)速為200r/min，應驗算齒面接觸應力。 80/20中只需計算Z=20計算轉(zhuǎn)速為125r/min。應驗算齒根彎曲應力。 查得： =200r/min m=4 B=38 Z=20 u=4.5 = 1.75 K1=1.2 K2=1.3 K3=1 故： =763.5<1100 所以合格。 (N=1.62 K1=1.2 K2=1.3 K3=1) 故合格 ② 因驗算變速箱中齒輪強度選模數(shù)相同承受載荷最大的齒數(shù)最小的齒輪進行接觸應力

20、和彎曲應力的驗算 故，對于m=2時，需驗算Z=22時齒輪的接觸應力彎曲應力=500r/min 齒面接觸應力： 故不合格。 現(xiàn)將模數(shù)增大，m=2.5 則： 合格 齒根彎曲應力： 故合格。 4.3 驗算傳動軸 強度驗算、彎曲剛度驗算 受力分析：以Ⅱ軸為例進行分析，Ⅱ軸上的齒輪為滑移齒輪。通常，選擇主軸處于計算轉(zhuǎn)速（200r/min）時齒輪的嚙合位置為計算時的位置。根據(jù)本機床齒輪排列特點，主軸為250r/min時，Ⅱ軸受力變形大于前者，故采用此時的齒輪位置為計算位置。受力分析如下圖所示： 圖4受力分析圖 圖4中F1為

21、齒輪Z4（齒數(shù)為48）上所受的切向力Ft1，徑向力Fr1的合力。F2為齒輪Z9（齒數(shù)30）上所受的切向力Ft2，徑向力Fr2的合力。 各傳動力空間角度如圖5所示，根據(jù)下表的公式計算齒輪的受力。 圖5 各傳動力空間角度 表1 齒輪的受力計算 傳遞功率 P (kw) 轉(zhuǎn) 速 n r/ (min) 傳動 轉(zhuǎn)矩 T N (mm) 齒輪壓力角 α 齒面摩擦角 γ 齒輪Z4 齒輪Z9 切向力 Ft1 N F1 在 X 軸投影Fz1 N F1 在 Z 軸投影Fz1 N 分度圓直徑d1 mm 切向力 Ft2 N

22、 F1 在 X 軸投影Fz2 N F1 在 Z 軸投影Fz2 N 分度圓直徑d2 Mm 2.2 500 57603.2 20 6 -11040.7 -1140.7 585.3 120 1052.2 1052.2 -610.7 75 撓度、傾角的計算： 分別計算出各平面撓度、傾角，然后進行合成。如下圖所示：其中 a=120, b=156, c=150, f=126, l=276, , n=159.35, 圖

23、6 撓度、傾角合成 XOY平面內(nèi)撓度： 代入數(shù)據(jù)，求得 ZOY平面內(nèi)撓度： 代入數(shù)據(jù)，求得 撓度的合成：，符合要求。 左支撐傾角計算和分析： XOY平面力作用下的傾角： 代入數(shù)據(jù)，解得 ZOY平面力作用下的傾角： 代入數(shù)據(jù)，解得 傾角的合成：，符合要求； 右支承傾角計算和分析： XOY平面力作用下的傾角： 代入數(shù)據(jù)，解得 ZOY平面力作用下的傾角： 代入數(shù)據(jù)，解得 傾角的合成：，符合要求。 鍵側(cè)擠壓應力計算：

24、 表2 鍵側(cè)擠壓應力計算 計算公式 最大轉(zhuǎn)矩 花鍵軸小徑 花鍵軸大徑 花鍵數(shù) 載荷系數(shù) 工作長度 許用應力 許用應力 結(jié)論 72580 26 30 6 0.8 176 30 1.39 合格 4.4 驗算滾動軸承 根據(jù)前面所示的Ⅱ軸受力狀態(tài)，分別計算出左（A）、右（B）兩支承端支反力。 在XOY平面內(nèi)： 在ZOY平面內(nèi)： 左、端支反力為：

25、 兩支承軸承受力狀態(tài)相同，但右端受力大，所以只驗算右端軸承。 滾動軸承的疲勞壽命驗算： 其中：額定動載荷：C=11000N，《機床設計簡明手冊》； 速度系數(shù)：； 使用系數(shù)：； 功率利用系數(shù)：，表3-3《床設計制導》； 轉(zhuǎn)速變化系數(shù)：，表3-2； 齒輪輪換工作系數(shù)： 當量動載荷：F=142.3N，已計算求得； 許用壽命：T，一般機床取10000-15000h； 壽命指數(shù)：。 則額定壽命

26、： 經(jīng)驗算符合要求。 5.設計感想 通過自己的努力和老師同學的幫助，我完成了機床課程設計。在剛開始設計時，我遇到了很多困難，曾經(jīng)想過退縮，但是在老師同學的鼓勵下，我堅持了下來，最終完成了這次任務。通過這個設計過程，我的CAD水平有很大提高，機械制圖的知識也得到了鞏固。 我發(fā)現(xiàn)我現(xiàn)在的水平距離一個優(yōu)秀的機械專業(yè)大學畢業(yè)生還有很大差距，在將來的一段時期，我必須加倍努力，迎頭趕上，為將來的工作打下良好的基礎(chǔ)。 6.參考文獻 [1] 陳易新主編. 機床課程設計指導書. 哈爾濱工業(yè)大學，1981 [2] 范云漲、陳兆年主編.金屬切削機床設計簡明手冊.機械工業(yè)出版社，1994 [3] 李洪主編. 機械制造工藝、金屬切削機床設計指導. 東北工學院出版社，1989 [4] 任殿閣 、張佩勤主編. 機床設計指導. 遼寧科學技術(shù)出版社，1991 [5] 吳宗澤、羅圣國主編.機械設計課程設計手冊.高等教育出版社，1992 [6] 戴曙主編. 金屬切削機床. 機械工業(yè)出版社，1993 [7] 上海紡織工學院等主編. 機床設計圖冊.上海科學技術(shù)出版社，1979 18