機床主軸箱的設(shè)計(定稿)

1、西南交通大學網(wǎng)絡(luò)教育畢業(yè)設(shè)計（論文）目 錄前 言2摘 要3第1章 運動設(shè)計41.1已知條件41.2結(jié)構(gòu)分析式41.3繪制轉(zhuǎn)速圖51.4繪制傳動系統(tǒng)圖8第2章 動力設(shè)計92.1確定各軸轉(zhuǎn)速92.2帶傳動設(shè)計92.3各傳動組齒輪模數(shù)的確定和校核11第3章 齒輪強度校核143.1校核a傳動組齒輪143.2校核b傳動組齒輪153.3校核c傳動組齒輪16第4章 主軸撓度的校核184.1確定各軸最小直徑184.2軸的校核18第5章 主軸最佳跨距的確定205.1選擇軸頸直徑,軸承型號和最佳跨距205.2求軸承剛度20第6章 各傳動軸支撐處軸承的選擇22第7章 主軸剛度的校核237.1主軸圖:237.2計算跨

2、距23結(jié)束語25致 謝26參考文獻27前 言我國研究數(shù)控技術(shù)源于1958年，幾十年來經(jīng)過了發(fā)展、停滯、引進技術(shù)等幾個階段。1985年以后，我國的數(shù)控機床在引進、消化國外技術(shù)的基礎(chǔ)上，進行了大量的開發(fā)工作。到1989年底，我國數(shù)控機床的可供品種已超過300種，一些較高檔次的數(shù)控系統(tǒng)，如五軸聯(lián)動的數(shù)控系統(tǒng)、分辨率為0.O2um的高精度車床用數(shù)控系統(tǒng)、數(shù)字仿真的數(shù)控系統(tǒng)、為柔性制造單元配套的數(shù)控系統(tǒng)，也陸續(xù)開發(fā)出來，并制造出了樣機。我國數(shù)控系統(tǒng)在技術(shù)上已趨于成熟，在重大關(guān)鍵技術(shù)上(包括核心技術(shù))，已達到國外先進水平。目前，已新開發(fā)出數(shù)控系統(tǒng)80種。自“七五”以來，國家一直把數(shù)控系統(tǒng)的發(fā)展作為重中之重

3、來支持，現(xiàn)已開發(fā)出具有中國版權(quán)的數(shù)控系統(tǒng)，掌握了國外一直對我國封鎖的一些關(guān)鍵技術(shù)。例如，曾長期困擾我國、并受到西方國家封鎖的多坐標聯(lián)動技術(shù)對我們已不再是難題，0.1 m當量的超精密數(shù)控系統(tǒng)、數(shù)控仿形系統(tǒng)、非圓齒輪加工系統(tǒng)、高速進給數(shù)控系統(tǒng)、實時多任務(wù)操作系統(tǒng)都已研制成功。尤其是基于PC機的開放式智能化數(shù)控系統(tǒng)，可實施多軸控制，具備聯(lián)網(wǎng)進線等功能，既可作為獨立產(chǎn)品，又是一代開放式的開發(fā)平臺，為機床廠及軟件開發(fā)商二次開發(fā)創(chuàng)造了條件。我國數(shù)控機床市場廣闊,自2003年開始，中國就成了全球最大的機床消費國，也是世界上最大的數(shù)控機床進口國,雖然我們已經(jīng)取得不可否認的成就, 但我國數(shù)控機床核心技術(shù)90%仍

4、需進口, 我們只有緊跟先進技術(shù)進步的大方向，并不斷創(chuàng)新，才能趕超世界先進水平。摘 要我國是機床消費大國，機床的核心設(shè)計關(guān)系的整個國家的機械制造水平。本論文依據(jù)工廠車間常見普通機床的基礎(chǔ)數(shù)據(jù)，根據(jù)設(shè)計要求，依次對機械主軸箱做了運動設(shè)計、動力設(shè)計，對主軸箱涉及的齒輪齒數(shù)以及相應(yīng)軸的轉(zhuǎn)速做了合理的確定；通過最優(yōu)化運算，確定了主軸箱各個齒輪的強度；通過對主軸撓度、跨度、剛度的運算，對各傳動軸處的軸承進行了合理的選擇。關(guān)鍵詞：機床 主軸箱 齒輪Our country is machine consumers, the core design machine tools of the relationsh

5、ip between the mechanical manufacturing level of the whole country.This paper based on the conventional machine tools factory workshop common basic data, according to the design requirements, which in turn to mechanical spindle box do sports design, dynamic design of spindle box involves gear and co

6、rresponding the speed of the shaft gear the determination of reasonable; Through the optimization calculation, the determined the spindle box all the strength of the gear; Through to the main shaft deflection, the span, and stiffness of the operation, the drive shaft bearings in the reasonable choic

7、e.Keywords: spindle ,box ,gear第1章 運動設(shè)計1.1已知條件1確定轉(zhuǎn)速范圍：主軸最小轉(zhuǎn)速。2確定公比：3轉(zhuǎn)速級數(shù)：1.2結(jié)構(gòu)分析式 3 從電動機到主軸主要為降速傳動，若使傳動副較多的傳動組放在較接近電動機處可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，節(jié)省材料，也就是滿足傳動副前多后少的原則，因此取方案。在降速傳動中，防止齒輪直徑過大而使徑向尺寸常限制最小傳動比 ；在升速時為防止產(chǎn)生過大的噪音和震動常限制最大轉(zhuǎn)速比。在主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍。在設(shè)計時必須保證中間傳動軸的變速范圍最小， 根據(jù)中間傳動軸變速范圍小的原則選擇結(jié)構(gòu)網(wǎng)。從而確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)如下：圖1-1 傳動系統(tǒng)

8、的結(jié)構(gòu)網(wǎng)檢查傳動組的變速范圍時，只檢查最后一個擴大組： 其中， 所以 ，合適。1.3繪制轉(zhuǎn)速圖(1)選擇電動機一般車床若無特殊要求，多采用Y系列封閉式三相異步電動機，根據(jù)原則條件選擇Y-132M-4型Y系列籠式三相異步電動機。(2)分配總降速傳動比總降速傳動比 又電動機轉(zhuǎn)速不符合轉(zhuǎn)速數(shù)列標準，因而增加一定比傳動副。(3)確定傳動軸軸數(shù)傳動軸軸數(shù) = 變速組數(shù) + 定比傳動副數(shù) + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。(4)確定各級轉(zhuǎn)速并繪制轉(zhuǎn)速圖由 z = 12確定各級轉(zhuǎn)速：1400、1000、710、500、355、250、180、125、90、63、45、31.5r/min。在五根軸中，除

9、去電動機軸，其余四軸按傳動順序依次設(shè)為、。與、與、與軸之間的傳動組分別設(shè)為a、b、c?，F(xiàn)由（主軸）開始，確定、軸的轉(zhuǎn)速：先來確定軸的轉(zhuǎn)速傳動組c 的變速范圍為，結(jié)合結(jié)構(gòu)式，軸的轉(zhuǎn)速只有一和可能：125、180、250、355、500、710r/min。 確定軸的轉(zhuǎn)速傳動組b的級比指數(shù)為3，希望中間軸轉(zhuǎn)速較小，因而為了避免升速，又不致傳動比太小，可取 ，軸的轉(zhuǎn)速確定為：355、500、710r/min。確定軸的轉(zhuǎn)速對于軸，其級比指數(shù)為1,可取 ，確定軸轉(zhuǎn)速為710r/min。由此也可確定加在電動機與主軸之間的定傳動比。下面畫出轉(zhuǎn)速圖（電動機轉(zhuǎn)速與主軸最高轉(zhuǎn)速相近）。(5) 確定各變速組傳動副齒數(shù)

10、圖1-2 傳動系統(tǒng)的轉(zhuǎn)速圖傳動組a查表8-1, ，時：57、60、63、66、69、72、75、78時：58、60、63、65、67、68、70、72、73、77時：58、60、62、64、66、68、70、72、74、76可取72,于是可得軸齒輪齒數(shù)分別為：24、30、36。于是，可得軸上的三聯(lián)齒輪齒數(shù)分別為：48、42、36。傳動組b查表8-1, ，時：69、72、73、76、77、80、81、84、87時：70、72、74、76、78、80、82、84、86可取 84，于是可得軸上兩聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別為：22、42。于是 ，得軸上兩齒輪的齒數(shù)分別為：62、42。傳動組c查表8-1,時：84

11、、85、89、90、94、95時： 72、75、78、81、84、87、89、90可取 90.為降速傳動，取軸齒輪齒數(shù)為18；為升速傳動，取軸齒輪齒數(shù)為30。于是得,得軸兩聯(lián)動齒輪的齒數(shù)分別為18，60；得軸兩齒輪齒數(shù)分別為72，30。1.4繪制傳動系統(tǒng)圖根據(jù)軸數(shù)，齒輪副，電動機等已知條件可有如下系統(tǒng)圖： 圖1-3傳動統(tǒng)圖第2章 動力設(shè)計2.1確定各軸轉(zhuǎn)速 (1)確定主軸計算轉(zhuǎn)速主軸的計算轉(zhuǎn)速為:(2)各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 軸可從主軸90r/min按72/18的傳動副找上去，軸的計算轉(zhuǎn)速125r/min；軸的計算轉(zhuǎn)速為355r/min；軸的計算轉(zhuǎn)速為710r/min。(3)各齒輪的計算轉(zhuǎn)速傳動組

12、c中，18/72只需計算z = 18 的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為355r/min；60/30只需計算z = 30的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為250r/min；傳動組b計算z = 22的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為355r/min；傳動組a應(yīng)計算z = 24的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為710r/min。(4)核算主軸轉(zhuǎn)速誤差所以合適。2.2帶傳動設(shè)計電動機轉(zhuǎn)速n=1440r/min,傳遞功率P=7.5KW,傳動比i=2.03，兩班制，一天運轉(zhuǎn)16.1小時，工作年數(shù)10年。(1)確定計算功率 取1.1，則(2)選取V帶型根據(jù)小帶輪的轉(zhuǎn)速和計算功率，選B型帶。(3)確定帶輪直徑和驗算帶速查表小帶輪基準直徑,驗算帶速成其中 -小帶輪轉(zhuǎn)速，r

13、/min；-小帶輪直徑，mm；，合適。(4)確定帶傳動的中心距和帶的基準長度設(shè)中心距為,則055（）a2（）于是 208.45a758,初取中心距為400mm。帶長查表取相近的基準長度，。帶傳動實際中心距(5)驗算小帶輪的包角一般小帶輪的包角不應(yīng)小于，合適。(6)確定帶的根數(shù) 其中： -時傳遞功率的增量；-按小輪包角，查得的包角系數(shù)；-長度系數(shù)；為避免V型帶工作時各根帶受力嚴重不均勻，限制根數(shù)不大于10。 (7)計算帶的張緊力 其中： -帶的傳動功率,KW； v-帶速,m/s； q-每米帶的質(zhì)量，kg/m；取q=0.17kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。 (8)計算作

14、用在軸上的壓軸力 2.3各傳動組齒輪模數(shù)的確定和校核(1)模數(shù)的確定：a傳動組：分別計算各齒輪模數(shù)先計算24齒齒輪的模數(shù)：其中: -公比 ； = 2； -電動機功率； = 7.5KW； -齒寬系數(shù)； -齒輪傳動許允應(yīng)力; -計算齒輪計算轉(zhuǎn)速。 取= 600MPa,安全系數(shù)S = 1。 由應(yīng)力循環(huán)次數(shù)選取 ，取S=1。 取m = 4mm。按齒數(shù)30的計算，可取m = 4mm；按齒數(shù)36的計算，, 可取m = 4mm。于是傳動組a的齒輪模數(shù)取m = 4mm，b = 32mm。軸上齒輪的直徑： 。軸上三聯(lián)齒輪的直徑分別為： b傳動組： 確定軸上另兩聯(lián)齒輪的模數(shù)。 按22齒數(shù)的齒輪計算： 可得m =

15、4.8mm； 取m = 5mm。按42齒數(shù)的齒輪計算：可得m = 3.55mm；于是軸兩聯(lián)齒輪的模數(shù)統(tǒng)一取為m = 5mm。于是軸兩聯(lián)齒輪的直徑分別為： 軸上與軸兩聯(lián)齒輪嚙合的兩齒輪直徑分別為： c傳動組： 取m = 5mm。軸上兩聯(lián)動齒輪的直徑分別為： 軸四上兩齒輪的直徑分別為： 第3章 齒輪強度校核計算公式3.1校核a傳動組齒輪校核齒數(shù)為24的即可，確定各項參數(shù)(1) P=8.25KW,n=710r/min,(2)確定動載系數(shù)齒輪精度為7級，由機械設(shè)計查得使用系數(shù)(3)(4)確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)非對稱 查機械設(shè)計得，(5)確定齒間載荷分配系數(shù) 由機械設(shè)計查得，(6)確定動載系數(shù)

16、(7)查表 10-5 (8)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 圖10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合適。3.2校核b傳動組齒輪校核齒數(shù)為22的即可，確定各項參數(shù)(1) P=8.25KW,n=355r/min,(2)確定動載系數(shù)：齒輪精度為7級，由機械設(shè)計查得使用系數(shù)(4)確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)非對稱 查機械設(shè)計得，(5)確定齒間載荷分配系數(shù):由機械設(shè)計查得，(6)確定動載系數(shù): (7)查表 10-5 (8)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 圖10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合適。3.3校核c傳動組齒輪校核齒數(shù)為18的即可，確定

17、各項參數(shù)(1) P=8.25KW,n=355r/min,(2)確定動載系數(shù)：齒輪精度為7級，由機械設(shè)計查得使用系數(shù)(3)(4)確定齒向載荷分配系數(shù)取齒寬系數(shù)非對稱查機械設(shè)計得(5)確定齒間載荷分配系數(shù) 由機械設(shè)計查得(6)確定動載系數(shù)(7)查表 10-5 (8)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 圖10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合適。第4章 主軸撓度的校核4.1確定各軸最小直徑(1)軸的直徑：(2)軸的直徑：(3)軸的直徑：(4)主軸的直徑：4.2軸的校核軸的校核：通過受力分析，在一軸的三對嚙合齒輪副中，中間的兩對齒輪對軸中點處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪

18、嚙合來進行校核 。軸、軸的校核同上。第5章 主軸最佳跨距的確定400mm車床，P=7.5KW.5.1選擇軸頸直徑,軸承型號和最佳跨距前軸頸應(yīng)為75-100mm,初選=100mm,后軸頸取,前軸承為NN3020K,后軸承為NN3016K,根據(jù)結(jié)構(gòu),定懸伸長度5.2求軸承剛度考慮機械效率主軸最大輸出轉(zhuǎn)距：床身上最大加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的60%,取50%即200,故半徑為0.1.切削力：背向力：故總的作用力 ：次力作用于頂在頂尖間的工件上主軸尾架各承受一半,故主軸軸端受力為 先假設(shè) 前后支撐分別為根據(jù)第6章 各傳動軸支撐處軸承的選擇參考金屬切削機床課程設(shè)計指導書表2，取通用機床鋼質(zhì)主軸前軸頸直徑

19、D1 = 80mm，后軸頸直徑D2 = （0.70.85）D1，取D2 = 65 mm，主軸內(nèi)孔直徑d = 0.1 Dmax ±10 mm ，其中Dmax為最大加工直徑。取d = 40mm。估算傳動軸直徑：（忽略各傳動功率損失）按扭轉(zhuǎn)剛度初步計算傳動軸直徑：d = 式中d 傳動軸直徑；N 該軸傳遞功率（KW）；該軸計算轉(zhuǎn)速（r/min）； 該軸每米長度允許扭轉(zhuǎn)角這些軸都是一般傳動軸，取=10/m。代入以上計算轉(zhuǎn)速的值，計算各傳動軸的直徑：軸：d1 = 26mm；軸：d2 = 31mm；軸：d3 = 40mm；第7章 主軸剛度的校核7.1主軸圖:圖7-1 主軸圖7.2計算跨距前支承為雙列圓柱滾子軸承，后支承為雙列圓柱滾子軸承當量外徑主軸剛度：由于故根據(jù)式（10-8）對于機床的剛度要求，取阻尼比當v=50m/min,s=0.1mm/r時,取計算 可以看出，該機床主軸是合格的。結(jié)束語這次嚴格的實戰(zhàn)考驗讓我受益匪淺，不僅鞏固和深化了課堂理論教學的內(nèi)容，而且鍛煉和培養(yǎng)了我綜合運用所學過的知識和理論的能力，使我獨立分析、解決問題的能