金屬切削機床課程設計銑床主軸箱設計全套圖紙

1、目錄1. 機床參數(shù)確定.22. 運動設計.22.1傳動組的傳動副數(shù)的確定.22.2結(jié)構(gòu)網(wǎng)和結(jié)構(gòu)式各種方案的選擇.32.3擬定轉(zhuǎn)速圖.42.4齒輪齒數(shù)確定.52.5傳動系統(tǒng)圖.52.6軸、齒輪的計算轉(zhuǎn)速63.傳動零件的初步計算.63.1傳動軸直徑初定63.2主軸軸頸直徑的確定63.3齒輪模數(shù)的初步計算74.主要零件的驗算.84.1三角膠帶傳動的計算和選定84.2圓柱齒輪的強度計算114.3傳動軸的驗算、強度驗算、彎曲剛度驗算144.4 滾動軸承的驗算.166.參考文獻.181.機床參數(shù)的確定：(1)運動參數(shù)： 回轉(zhuǎn)主運動的機床，主運動的參數(shù)是主軸轉(zhuǎn)速。 最低轉(zhuǎn)速和最高轉(zhuǎn)速：=12.5rpm =2

2、120rpm 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z級。z=12， 。任意兩級轉(zhuǎn)速之間的關(guān)系應為：據(jù)=11，得：=1.58。查表得：各軸轉(zhuǎn)速：12.5、20、31.5、50、80、125、200、315、500、800、1250、2120。(2)動力參數(shù)的確定：由任務書設定電動機功率：n=1.5kw。查表得應該選擇y系列三相異步電動機y90l-4（同步轉(zhuǎn)速1500r/min，50hz，380v），轉(zhuǎn)速1400rpm，效率79%。功率因素cos=0.79，額定轉(zhuǎn)矩2.2knm。全套圖紙，加1538937062.運動設計：2.1 傳動組的傳動副數(shù)的確定： 傳動組和傳動副數(shù)可能的方案有：

3、 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。所以一般少用。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)和

4、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。圖1結(jié)構(gòu)網(wǎng)圖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：816。 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。在圖中，方案a,b,c,e的第二擴大組x2=6;p2=2,則26*(2-1) 6。因1.58,則r2=1.586=15.5,是可行的。方案d,f是不可行的?；窘M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

5、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，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 擬定轉(zhuǎn)速圖電動機和主軸的轉(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1215m/s。對于中型車、鉆、銑等機床，中間軸的最高轉(zhuǎn)速

6、不宜超過電動機的轉(zhuǎn)速。對于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，幫需12條橫線。現(xiàn)擬定轉(zhuǎn)速圖如：圖22.4 齒輪齒數(shù)的確定因傳動比i采用標準公比的整數(shù)次方，齒數(shù)和以及小齒輪齒數(shù)可以從表8-1中查得。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s為78，則從表中查出小齒輪齒數(shù)

7、為39、30、22。即ia1=39/39,ia2=30/48,ia3=22/56。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。取為104，則從表中查出小齒輪齒數(shù)為52、21。即ib1=52/52,ib2=21/83。在傳動組c中，ic1=4/1,ic2=1/4則查i 為4這一行。取s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 傳動系統(tǒng)圖的確定 圖3傳動系統(tǒng)圖2.6 軸、齒輪計算轉(zhuǎn)速主軸根據(jù)表8-2，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。各傳動軸軸可從主軸為

8、50r/min按8020的傳動副找上去，應為200r/min。但由于軸最低轉(zhuǎn)速50r/min，經(jīng)傳動組可使主軸得到12.5和200r/min兩轉(zhuǎn)速。200r/min要傳遞全部功率，所以軸的計算轉(zhuǎn)速應為50r/min。軸的計算轉(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、b模數(shù)相同應計算z=21，。3.傳動零件的初步計算 3.1傳動軸直徑的初定根據(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

9、動軸受扭部分直徑(mm) -該軸傳遞的功率(kw) -電動機的功率(kw) -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) -該傳動軸每米長度允許扭轉(zhuǎn)角(deg/m)一般傳動軸取=0.51 本設計取0.8則軸,n= d4=36.7 取d4=37，在此軸上有鍵槽故取d4=40。則軸,n= =1.10 d3 =37.1 取d3=38。則軸,n= =1.11 d2 =26.3 取d2=27，將此軸做成花鍵軸。則軸,n= =1.17 d1 =21.2 取d1=22，將此軸做成花鍵軸并取d1=30。3.2主軸軸頸直徑的確定由表3查得機床課程設計指導書：主軸前軸頸=60mm，后軸頸

10、=（0.7-0.85），取=40mm。3.3齒輪模數(shù)的初步計算初步計算齒輪模數(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）; - 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, u1,外嚙合為+,內(nèi)嚙合為-; - 齒輪齒數(shù); -齒寬系數(shù), =610,b為齒寬,m為模數(shù)，本設計中取8； -許用接觸應力(),查表3-9，取45鋼，整淬，=1100。 則c傳動組， =3.87 取=4。則b傳動組=2.3 取=2.5。則a傳動組， =1.63 取=

11、2。4.主要零件的驗算4.1三角膠帶傳動的計算和選定 確定計算功率由表8-6查得工作情況系數(shù)ka=1.1,故: kw=1.65kw 選取v帶型號 根據(jù)、n1由圖8-8確定選用z型普通v帶。 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。 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。 按式（8-21）計算實際中心距a 驗算主動輪上的包角1 由式（8-6）得： 主動輪上的包角合適。 計算窄v帶的根數(shù)z由式

12、（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。 計算預緊力f0由式(8-23)知 查表8-4得q=0.1kg/m，故： 計算作用在軸上的壓軸力 由式（8-4）得 4.2圓柱齒輪的強度計算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）； 從電動機到所計算齒輪

13、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（mm）; z小齒輪齒數(shù)； u大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，u1，“+”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=1500020000h，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)，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

14、值，見表3-5，當時，則?。划敃r，則取； 工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運動，取k1=1.21.6； 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。 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=32 z=20 u=4 = 1.75 k1=1.2 k2=1.3 k3=1 故： =771.6<1100所以合格。 (n=1.6

15、2 k1=1.2 k2=1.3 k3=1)故合格 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?，F(xiàn)將模數(shù)增大，m=2.5 則： 合格 齒根彎曲應力： 故合格。4.3 傳動軸的驗算強度驗算、彎曲剛度驗算受力分析：以軸為例進行分析，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，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

16、4受力分析圖圖4中f1為齒輪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nr/(min)傳動轉(zhuǎn)矩tn(mm)齒輪壓力角°齒面摩擦角°齒輪z4齒輪z9切向力ft1nf1在x軸投影fz1nf1在z軸投影fz1n分度圓直徑d1mm切向力ft2nf1在x軸投影fz2nf1在z軸投影fz2n分度圓直徑d2mm1.5500 39274.9206-7527.75-777.75399.1

17、120846.6846.6-539.775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

18、算： 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49486263060.8176301.39合格 4.4 滾動軸承的驗算根據(jù)前面所示的軸受力狀態(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： 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10