金屬切削機床課程設計 銑床主軸箱設計（全套圖紙）

1、目錄全套圖紙，加1538937061.題目要求及參數(shù)確定-21.1設計要求-21.2運動參數(shù)確定-21.3動力參數(shù)的確定-22.運動設計 - 22.1傳動組的傳動副數(shù)的確定-22.2結構網(wǎng)和結構式各種方案的選擇-32.3擬定轉速圖-42.4齒輪齒數(shù)確定-52.5傳動系統(tǒng)圖-53.傳動零件的初步計算-63.1傳動軸直徑初定-63.2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-104.3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-165.總結-176.參考文獻-181. 題目要求及參數(shù)確定1.1設計要求1）機床的類型

2、、用途及主要參數(shù)銑床，工作時間：二班制，電動機功率：，主軸最高、最低轉速如下：，變速級數(shù)：z=12。2）工件材料：45號鋼 刀具材料：yt153）設計部件名稱：主軸箱1.2運動參數(shù)確定 回轉主運動的機床，主運動的參數(shù)是主軸轉速。 最低轉速和最高轉速：=100rpm =1250rpm 分級變速時的主軸轉速數(shù)列：機床的分級變速機構共有z級。z=12， 。任意兩級轉速之間的關系應為：據(jù)=11，得：=1.26。查表得：各軸轉速：100、125、160、200、250、315、400、500、630、800、1000、1250。1.3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

3、y系列三相異步電動機電動機的型號為y90l-4，轉速為n=1400rpm。2.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： 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，轉速較高，從而轉矩較小，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

4、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 結構網(wǎng)和結構式各種方案的選擇 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，其結構網(wǎng)和結構式見圖1。在這些方案中，可根據(jù)下列原則選擇最佳方案。圖1結構網(wǎng)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是可行的。方案d,f是不可行的。基本組和擴大組的排列順序在可靠的四種

5、結構網(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速相同，則變速范圍小的，最低轉速較高，轉矩較小，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 擬定轉速圖 電動機和主軸的轉速是已定的，當選定了結構網(wǎng)或結構式后，就可分配和傳動級的傳動比并確定中間軸的轉速。再加上定比傳動，就可畫出轉速圖。中間軸的轉速如果能高一些，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1215

6、m/s。對于中型車、鉆、銑等機床，中間軸的最高轉速不宜超過電動機的轉速。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速，不使過高。圖2轉速圖 本機床所選定的結構式共有三個傳動組，變速機構共需4軸。加上電動機軸共5個軸。故轉速圖共需5個豎線，主軸共12級轉速，電動機軸轉速與主軸最高轉速相近，幫需12條橫線?，F(xiàn)擬定轉速圖如：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s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=1/1.26,ia3=1/1.59。則，查i 為1，1.26，1.5

7、9的三行。有數(shù)字的即為可能方案。取s為68，則從表中查出小齒輪齒數(shù)為34、30、27。即ia1=34/34,ia2=30/38,ia3=27/41。在傳動組b中，ib1=1,ib2=1/2則查i 為1，2的兩行。有數(shù)字的即為可能方案。取s為72，則從表中查出小齒輪齒數(shù)為36、24。即ib1=36/36,ib2=24/48。在傳動組c中，ic1=1.59/1,ic2=1/2.5則查i 為4這一行。取s為78，則從表中查出小齒輪齒數(shù)為31、22。即ic1=47/31,ic2=22/56。2.5 傳動系統(tǒng)圖的確定 圖3傳動系統(tǒng)圖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

8、簡化的扭轉剛度公式計算: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) -電動機到該傳動軸的傳動效率 -被估算的傳動軸的計算轉速(r/min) -該傳動軸每米長度允許扭轉角(deg/m)一般傳動軸取=0.51 本設計取0.8則軸d 取d4=32 取d3=22取d2=18取d1=163.2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速(r/min)； - 大

9、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傳動組取=3。則b傳動組取=3。則a傳動組取=3。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8-65查得工作情況系數(shù)ka=1.2,故: kw=1.8kw 選取v帶型號 根據(jù)、n1由圖8-85確定選用a型普通v帶。 確定帶輪基準直徑 由表8-35和表8-75取主動基準直徑。 根據(jù)式（8-15），從動輪基準直徑 根據(jù)表8-75，取=169。 按式（8-20）驗算帶的速度 帶的速度

10、合適。 確定a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a帶的根數(shù)z計算單根v帶的額定功率由dd1=100mm和n1=2880r/min，查表8-4a得=2.05kw。根據(jù)n1=2880r/min,i=1.69和a型帶，查表84b得查表85得0.98，表82得0.96，于是2.21=1.63 取2 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

11、柱齒輪的強度計算在驗算算速箱中的齒輪應力時，選相同模數(shù)中承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪進接觸應力和彎曲應力的驗算。這里要驗算的是齒輪5，齒輪9，齒輪13這三個齒輪齒輪13的齒數(shù)為22，模數(shù)為3，齒輪的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的機械效率； 齒輪的計算轉速（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

12、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??；當時，則?。?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。查得： =400r

13、/min m=3 b=32 z=20 u=2.5 = 1.75 k1=1.2 k2=1.3 k3=1 故： =881.51100所以合格。 (n=1.62 k1=1.2 k2=1.3 k3=1)故合格另外兩齒輪計算方法如上，均符合要求。 4.3 傳動軸的驗算受力分析：以iv軸為例進行分析，iv軸上的齒輪為滑移齒輪。通常，選擇主軸處于計算轉速（160r/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160r/min時，iv軸受力變形大于前者。強度驗算軸的扭轉強度校核p=2.6 n160rpm外力偶矩m(9549x2.6/160)=155.2nmt=m d=32mm彎曲剛度

14、驗算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)轉速nr/(min)傳動轉矩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d2mm5.550057603.2206-1200.1-1200.1585.31201252.21252.2-610.775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,

15、l=276, n=159.35, 圖6各平面撓度、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。鍵側擠壓應力計算： 表2 鍵側擠壓應力計算計算公式最大轉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論72580263060.8176301.39合格4.4 滾動軸承

16、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；轉速變化系數(shù)：，表3-2； 齒輪輪換工作系數(shù)： 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(shù)：。 則額定壽命： 經(jīng)驗算符合要求。5.總結在課程設計當中，我也遇到了一些問題。設計過程也是培養(yǎng)我們認真細心的態(tài)度。在此過程中不斷發(fā)現(xiàn)問題和解決問題，使我加深了對大學所學課程理解，綜合應用，并得到進一步的鞏固，這對以后的學習和工作都有積極的意義?？傊@次的課程設計讓我學