《金屬切削機床》課程設計銑床主軸箱設計【全套圖紙】

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1、中北大學課程設計說明書 目錄 1. 機床參數確定……………………………………………………………2 2. 運動設計……………………………………………………………………2 2.1傳動組、傳動副地確定……………………………………………………2 2.2結構式、結構網的選擇……………………………………………………3 2.3擬定轉速圖………………………………………………………………4 2.4齒輪確定……………………………………………………………5 2.5傳動系統(tǒng)圖………………………………………………………………7 2.6軸、齒輪的計算轉速………………………………………………………7 3

2、.傳動零件的初步計算………………………………………………………8 3.1傳動軸直徑設計…………………………………………………………8 3.2主軸軸頸直徑的確定……………………………………………………8 3.3齒輪模數的計算……………………………………………………9 4.驗算……………………………………………………………9 4.1三角膠帶傳動的計算……………………………………………9 4.2圓柱齒輪的強度計算…………………………………………………10 4.3傳動軸的驗算……………………………………………………………13 4.4軸承的驗算…………………………………………………………

3、16 5．感想………………………………………………………………………17 6．參考文獻……………………………………………………………………… 1. 機床參數確定： 運動參數： 回轉主運動的機床，主運動的參數是主軸轉速。其數列的公比φ應選取標準的公比值，取公比φ=1.58 Rn為主軸變速范圍：。 主軸轉速級數： 機床傳動系統(tǒng)的變速組大多采用雙聯(lián)齒輪或三聯(lián)齒輪，因此轉速級數宜為2、3因子的乘積，即為宜，其中m、n為正整數。 全套圖紙，加153893706 動力參數：由任務書設定電動機功率：N=4KW。查表應選用Y系列三相異步電動機Y112M-2（同步轉速3000r/m

4、in，50HZ，380V），轉速1440 r/min，效率85.5%。功率因素cosφ=0.87，額定轉矩2.2KNm。 2. 運動設計 2.1 傳動組、傳動副的確定： 實現12級主軸轉速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副組合： 1） 2） 3） 4） 5） 方案1）、2）可以省一根傳動軸，但是其中一個傳動組內有四個傳動副，果增大了該軸的軸向尺寸這種方案不宜采用。 根據傳動副數目分配應該“前多后少”的原則，取方案3）較合適。 2.2 結構式、結構網的選擇： 在的傳動副組合中，其傳動副的擴大順序又有以下六種形式： 1） 2

5、） 3） 4） 5） 6） 根據級比指數分配要“前密后疏”的原則，即傳動順序與擴大順序相一致，應選用，其結構網如下圖所示： 圖1 結構網 檢驗最大擴大組的變速范圍：，符合設計原則要求。 2.3 擬定轉速圖： 上述所選定的結構式共有三個傳動組，變速機構共需4軸，加上電動機共5軸，故轉速圖需5條豎線，如下圖所示。主軸共12速，電動機軸與主軸最高轉速相近，故需12條橫線。 中間各軸的轉速可以從電動機軸往后推，也可以從主軸開始往前推。通常以往前推比較方便，即先決

6、定軸三的轉速。 傳動組c的變速范圍為可知兩個傳動副的傳動比為： 圖2 轉速圖 這樣就確定了軸Ⅲ的六種轉速只有一種可能，即為：800、500、315、200、125、80 r/min。 隨后決定軸Ⅱ的轉速，傳動組b的級比指數為3，在傳動比極限范圍內，軸Ⅰ的最高轉速可為：800、500、315r/min，最底轉速可為：315、400、500 r/min。為了避免升速，又不能使傳動比太小，可取：，。軸Ⅱ的轉速確定為315、500、800

7、r/min。 同理，對于軸Ⅰ，可?。海?， ，。軸Ⅰ的轉速：800 r/min。電動機軸與軸Ⅰ之間為帶傳動，傳動比接近。 2.4 齒輪齒數確定 利用查表法求出各傳動組齒輪齒數： 表1 各傳動組齒輪齒數 變速組 第一變速組 第二變速組 第三變速組 齒數和 86 92 98 齒輪 齒數 33 53 38 48 43 43 31 61 46 46 28 70 60 38 驗算主軸轉速誤差，主軸各級實際轉速值用下式計算： 式中，、分別為大、小帶輪的直徑；、、分

8、別為第一、二、三變速組的齒輪傳動比。 表2 轉速誤差表 主軸轉速 標準轉速r/min 12.5 20 31.5 50 80 125 200 315 500 800 1250 2120 實際轉速r/min 11.8 19.2 30.3 48.2 76.1 124 198 313 498 770.8 1246 2118 轉速誤差 0.8 0.96 0.38 2.35 0.68 0.55 2.1 0.4 0.4 3.65 2.0 0.97 轉速誤差用主軸

9、實際轉速與標準轉速相對誤差的絕對值表示： ，計算值如表2。 2.5 傳動系統(tǒng)圖如圖4所示： 圖3傳動系統(tǒng)圖 2.6 軸、齒輪的計算轉速： 主軸：根據教材表8-2，中型機床主軸的計算轉速是第一個三分之一轉速范圍內的最高一級轉速，即為； 各傳動軸：軸Ⅲ可從主軸為500r/min按28/70的傳動副找上去，似應為800r/min，但由于軸Ⅲ上的最底轉速250r/min經傳動組c可使主軸得到12.5和500r/min兩種轉速，400r/min要傳遞全部功率，所以軸Ⅲ的計算轉速

10、應為250r/min。軸Ⅱ的計算轉速可按的傳動副b推上去，得315r/min。 各齒輪：傳動組c中，28/70只需計算z=28的齒輪，計算轉速為500 r/min；60/38只需計算z=38，；z=28和z=38兩個齒輪哪一個的應力更大一些，較難判斷，可同時計算，選擇模數較大的作為傳動組c齒輪的模數；傳動組b應計算z=31，；傳動組a應計算z=33，。 3. 傳動零件的初步計算： 3.1 傳動軸直徑初定 按扭轉剛度計算： 式中，d-傳動軸直徑（mm）； -該軸傳遞的額定扭矩（N﹒mm）； N-該軸傳遞的功率（Kw）； -該軸的計算轉速（r

11、pm）； []-該軸每米長度允許扭轉角（deg/m），取=0.8。 軸Ⅲ： 軸Ⅱ： 軸Ⅰ： 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=（0.7-0.85）=42-51mm，取=45mm。 3.3 齒輪模數的初步計算 一般同一變速組中的齒輪取同一模數，選擇負荷最重的小齒輪按簡化的接觸疲勞強度公式進行初算： 式中，-按接觸疲勞強度估算的齒輪模數（mm）； -驅動電動機功率（Kw）； -被估算齒輪的計算轉速 （r/min）；

12、 μ-大小齒輪齒數之比，-小齒輪齒數； -齒寬系數，6-10，B為齒寬，m為模數，取8； -許用接觸應力，查表26取。 傳動組b：31/61 傳動組a：33/53 傳動組c：28/70 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：，選擇B型三角帶； 確定帶輪直徑、，由表11《機床設計制導書》查得： =140mm， 計算膠帶轉速： 初定中心距： 根

13、據機床的布局及結構方案選 計算膠帶的長度： 選標準計算長度 ，作為標記的三角膠帶的內周長度。 計算膠帶的彎曲次數： 式中，m-帶輪的個數； 計算實際中心距：，其中，， ，代入上式中，得 定小帶輪的包角： 確定三角膠帶的根數：，式中：單根三角膠帶能傳遞的功率（Kw），由表13查得=2.23；-帶輪包角系數，由表13查得=0.98； 則，取2。 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承受載荷最大齒數最小的齒輪進行接觸應力和彎曲應力計算，一般

14、對高速傳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，對硬齒面軟齒心滲碳淬火的齒輪要驗算齒根彎曲應力。 接觸應力的驗算公式： 彎曲應力的驗算公式： 表3 齒輪的強度計算 傳動組 第一傳動組 第二傳動組 第三傳動組 齒輪傳遞功率N 3.76 3.80 3.84 齒輪計算轉速 800 800 800 齒輪的模數m 2 2 2 齒寬B 16 16 16 小齒輪數Z 28 31 33 大齒輪與小齒輪齒數比u 70/

15、28 61/31 53/33 壽命系數 接觸疲勞 0.67 0.86 0.83 彎曲疲勞 0.90 0.90 0.90 速度轉化 系數 接觸疲勞 0.95 0.85 0.72 彎曲疲勞 0.93 0.93 0.90 功率利用 系數 接觸疲勞 0.58 0.58 0.58 彎曲疲勞 0.78 0.78 0.78 材料利用 系數 接觸疲勞 0.70 0.73 0.76 彎曲疲勞 0.72 0.75 0.77 工作情況系數 1.2 1.2 1.2 動載荷系數 1.2 1.2 1.2 齒向載荷分布系數

16、 1 1 1.05 齒形系數Y 0.438 0.444 0.454 其中壽命系數 工作期限系數 T-齒輪在機床工作期限內的總工作時間h ，對于中型機床的齒輪取 ，同一變速組內的齒輪總工作時間可近似地認為，P為該變速組的傳動副數。 ； ； ； 的極限值、，當時，則??；當時，??； -許用接觸應力（），查表3-9，=1100； -許用彎曲應力（），查表3-9，=320。 代入公式，得傳動組c： 傳動組b： 傳動組c： 4.3 傳動軸的驗算 （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

17、上的齒輪為滑移齒輪。通常，選擇主軸處于計算轉速（200r/min）時齒輪的嚙合位置為計算時的位置。根據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5 齒輪軸向位置 圖5中F1為齒輪Z4（齒數為48）上所受的切向力Ft1，徑向力Fr1的合力。F2為齒輪Z9（齒數46）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4所示，根據下表的公式計算齒輪的受力。 圖4 齒輪軸向位置 圖5中F1為齒輪Z4（齒數為48）上所受的切向力Ft1，徑向力Fr1的合力。F2為齒輪Z

18、9（齒數46）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6所示，根據下表的公式計算齒輪的受力。 圖5 Ⅱ軸各傳動力角度關系 表4 齒輪的受力計算 傳遞功率 P kw 轉 速 n r/ min 傳動 轉矩 T Nmm 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 F1 在 X 軸投影Fz2 N F1 在 Z

19、軸投影Fz2 N 分度圓直徑d2 mm 3．80 630 57603.2 20 6 -1200.1 -1200.1 585.3 96 1252.2 1252.2 -610.7 92 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計算簡圖 xoy平面內撓度： 代入數據

20、，求得 zoy平面內撓度： 代入數據，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： 代入數據，解得 zoy平面力作用下的傾角： 代入數據，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： 代入數據，解得 zoy平面力作用下的傾角： 代入數據，解得 傾角的合成：，符合要求。 鍵側擠壓應力計算： 表5 鍵側擠壓應力計算

21、 計算公式 最大轉矩 花鍵軸小徑 花鍵軸大徑 花鍵數 載荷系數 工作長度 許用應力 許用應力 結論 72580 28 34 8 0.8 176 30 1.39 合格 4.4 滾動軸承的驗算 根據前面所示的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： 在zoy平面內： 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

22、命驗算： 其中：額定動載荷：C=11000N，《機床設計簡明手冊》； 速度系數：； 使用系數：； 功率利用系數：，表3-3《床設計制導》； 轉速變化系數：，表3-2； 齒輪輪換工作系數： 當量動載荷：F=176.7N，已計算求得； 許用壽命：T，一般機床取10000-15000h； 壽命指數：。 則額定壽命： 經驗算符合要求。 5設計感想

23、 時光如梭，短短的兩周課程設計很快就結束了，設計的過程讓我學到了不少東西：首先學會了檢索文獻、資料的過程，而且清楚了一般機床的結構和布局；其次通過繪圖，使自己更加熟練了AutoCAD軟件及Word的各種功能。這些都為自己以后的工作奠定了堅實的基礎。 雖然在設計過程中遇到了不少的困難，但是都在指導老師的耐心指點和同學的共同探討下克服了。由于時間比較倉促，水平有限，設計中難免存在一些缺陷與不足，望老師在審閱過程中批評指正。 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.上海科學技術出版社，1979 17