銑床主軸說明書(100~1250)

/目錄一.概述 11.1機床課程設計的目的11.2銑床的規(guī)格系列和用處11.3操作性能要求1二.參數(shù)的擬定12.1公比選擇12.2主電機選擇1三.傳動系統(tǒng)設計13.1主傳動方案擬定23.2傳動結(jié)構式、結(jié)構網(wǎng)的選擇2確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目23.2.2傳動式的擬定33.2.3結(jié)構式的擬定3四.傳動件的估算54.1三角帶傳動的計算54.2傳動軸的估算74.2.1傳動軸直徑的估算74.3齒輪齒數(shù)的確定和模數(shù)的計算84.3.1齒輪齒數(shù)的確定84.3.2齒輪模數(shù)的計算10齒寬確定114.4帶輪結(jié)構設計12五.動力設計125.1主軸剛度驗算125.1.1選定前端懸伸量125.1.2主軸支承跨距L的確定12求軸承剛度125.1.4求最佳跨距135.1.5計算C點撓度135.2齒輪校驗145.3選定軸承和軸承的校驗17六.主軸空間位置圖18七.主軸箱位置展開圖19八.總結(jié)19九.參考文獻20一.概述1.1機床課程設計的目的 機床課程設計,是在金屬切削機床課程之后進行的實踐性教學環(huán)節(jié)。其目的在于通過機床運動機械變速傳動系統(tǒng)的結(jié)構設計,使學生在擬定傳動和變速的結(jié)構的結(jié)構方案過程中,得到設計構思,方案分析,結(jié)構工藝性,機械制圖,零件計算,編寫技術文件和查閱技術資料等方面的綜合訓練,樹立正確的設計思想,掌握基本的設計方法,并培養(yǎng)學生具有初步的結(jié)構分析,結(jié)構設計和計算能力。1.2銑床的規(guī)格系列和用處普通機床的規(guī)格和類型有系列型譜作為設計時應該遵照的基礎。因此,對這些基本知識和資料作些簡要介紹。本次設計的是普通銑床主軸變速箱。1.3操作性能要求〔1具有皮帶輪卸荷裝置〔2主軸的變速由變速手柄,和滑移齒輪完成二.參數(shù)的擬定2.1公比選擇根據(jù)給定的數(shù)據(jù),最高轉(zhuǎn)速1250r/min,最低轉(zhuǎn)速100r/min,及傳動級數(shù)得：,∵Z=12∴=1.26；2.2主電機選擇合理的確定電機功率N,使機床既能充分發(fā)揮其使用性能,滿足生產(chǎn)需要,又不致使電機經(jīng)常輕載而降低功率因素。已知電動機的功率是2.2KW,根據(jù)《機床設計手冊》[7]選Y100L1-4,額定功率2.2,滿載轉(zhuǎn)速1430r/min,最大額定轉(zhuǎn)距2.3。三.傳動系統(tǒng)設計設計方案如下圖1所示：圖1傳動系統(tǒng)設計圖3.1主傳動方案擬定擬定傳動方案,包括傳動型式的選擇以及開停、換向、制動、操縱等整個傳動系統(tǒng)的確定。傳動型式則指傳動和變速的元件、機構以及組成、安排不同特點的傳動型式、變速類型。傳動方案和型式與結(jié)構的復雜程度密切相關,和工作性能也有關系。因此,確定傳動方案和型式,要從結(jié)構、工藝、性能及經(jīng)濟等多方面統(tǒng)一考慮。傳動方案有多種,傳動型式更是眾多,比如：傳動型式上有集中傳動,分離傳動；擴大變速范圍可用增加傳動組數(shù),也可用背輪結(jié)構、分支傳動等型式；變速箱上既可用多速電機,也可用交換齒輪、滑移齒輪、公用齒輪等。顯然,可能的方案有很多,優(yōu)化的方案也因條件而異。此次設計中,我們采用集中傳動型式的主軸變速箱。3.2傳動結(jié)構式、結(jié)構網(wǎng)的選擇結(jié)構式、結(jié)構網(wǎng)對于分析和選擇簡單的串聯(lián)式的傳動不失為有用的方法,但對于分析復雜的傳動并想由此導出實際的方案,就并非十分有效。3.2.1確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目傳動副:即本設計中傳動級數(shù)為Z=12。傳動副中由于結(jié)構的限制以2或3為合適,本課程設計級數(shù)為Z的傳動系統(tǒng)由若干個順序的傳動組組成,各傳動組分別有、、……個選擇方案：12=3×2×2；12＝2×3×2；12＝2×2×33.2.2傳動式的擬定12級轉(zhuǎn)速傳動系統(tǒng)的傳動組,選擇傳動組安排方式時,考慮到機床主軸變速箱的具體結(jié)構、裝置和性能以及"前多后少"的原則。故離電動機近的傳動組的傳動副個數(shù)最好高于后面的傳動組的傳動副數(shù)。主軸對加工精度、表面粗糙度的影響很大,因此主軸上齒輪少些為好。最后一個傳動組的傳動副常選用2。綜上所述,傳動式為12=3×2×2。3.2.3結(jié)構式的擬定〔1對于12=3×2×2傳動式,有6種結(jié)構式和對應的結(jié)構網(wǎng)。分別為：圖2結(jié)構式和對應的結(jié)構網(wǎng)〔2傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍因此主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍一般為。根據(jù)式3-1得：〔3-1方案a,b,c,e中第二擴大組,,則最后一個擴大組的變速范圍,是可行的,方案d,f中,不如前者好。〔3基本組和擴大組的排列順序在可靠的四種結(jié)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(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。根據(jù)傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍及基本組擴大組的排列順序,選定的方案?！?轉(zhuǎn)速圖的擬定查詢轉(zhuǎn)速標準數(shù)列表7-1,得到主軸的各級轉(zhuǎn)速如圖3：圖3轉(zhuǎn)速圖四.傳動件的估算4.1三角帶傳動的計算三角帶傳動中,軸間距A可以加大。由于是摩擦傳遞,帶與輪槽間會有打滑,宜可緩和沖擊及隔離振動,使傳動平穩(wěn)。帶輪結(jié)構簡單,但尺寸大,機床中常用作電機輸出軸的定比傳動。<1>選擇三角帶的型號根據(jù)公式:KW〔4-1式中：P電動機額定功率,--工作情況系數(shù)查《機械設計》圖8-11因此選擇Z型帶,尺寸參數(shù)為B=95mm,=11mm,h=10,。<2>確定帶輪的計算直徑,帶輪的直徑越小帶的彎曲應力就越大。為提高帶的壽命,小帶輪的直徑不宜過小,即。查《機械設計》表8-3,8-7取主動輪基準直徑=100。根據(jù)公式：〔4-2式中：-小帶輪轉(zhuǎn)速,-大帶輪轉(zhuǎn)速,-帶的滑動系數(shù),一般取0.02。所以,取為較大值180mm,一可增大包角,二可以滿足傳動比的要求。<3>確定三角帶速度〔4-3〔4>初定中心距帶輪的中心距,通常根據(jù)機床的總體布局初步選定,一般可在下列范圍內(nèi)選?。焊鶕?jù)經(jīng)驗公式取,取=400mm.<5>三角帶的計算基準長度〔4-4由公式4-4得：由《機械設計》表8-2,圓整到標準的計算長度<6>驗算三角帶的撓曲次數(shù),符合要求。<7>確定實際中心距<8>驗算小帶輪包角,主動輪上包角合適。<9>確定三角帶根數(shù)根據(jù)《機械設計》式8-26得：〔4-5查表8-4a,8-4b得=0.02KW,=0.36KW查表8-5,=0.98；查表8-2,=1.14得Z=5.7取根〔10單根三角帶的初拉力最小值查表[3]表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量。所以〔11作用在支承軸上的徑向力4.2傳動軸的估算傳動軸除應滿足強度要求外,還應滿足剛度的要求,強度要求保證軸在反復載荷和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)精度要求較高,不允許有較大變形。因此疲勞強度一般不失是主要矛盾,除了載荷很大的情況外,可以不必驗算軸的強度。剛度要求保證軸在載荷下不至發(fā)生過大的變形。因此,必須保證傳動軸有足夠的剛度。4.2.1傳動軸直徑的估算〔4-6其中：N--該軸傳遞的功率；[]—該軸每米長度允許扭轉(zhuǎn)角；--該傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。計算轉(zhuǎn)速是傳動件能傳遞全部功率的最低轉(zhuǎn)速。各傳動件的計算轉(zhuǎn)速可以從轉(zhuǎn)速圖上,按主軸的計算轉(zhuǎn)速和相應的傳動關系確定。查《機械課程設計指導書》表2-2取I,II,III,IV軸的[]＝0.5；根據(jù)計算轉(zhuǎn)速的概念和轉(zhuǎn)速圖可判斷：所以,取30mm,取35mm,取40mm此軸徑為平均軸徑,設計時可相應調(diào)整。表4-1估算傳動軸直徑計算公式軸號計算轉(zhuǎn)速電機至該軸傳動效率輸入功率估計軸的最小直徑mmI8000.962.1130II5000.9031.9935III2500.851.87404.3齒輪齒數(shù)的確定和模數(shù)的計算4.3.1齒輪齒數(shù)的確定當各變速組的傳動比確定以后,可確定齒輪齒數(shù)。對于定比傳動的齒輪齒數(shù)可依據(jù)機械設計手冊推薦的方法確定。對于變速組內(nèi)齒輪的齒數(shù),如傳動比是標準公比的整數(shù)次方時,變速組內(nèi)每對齒輪的齒數(shù)和及小齒輪的齒數(shù)可以從表3-6〔機械制造裝備設計中選取。一般在主傳動中,最小齒數(shù)應大于18～20。采用三聯(lián)滑移齒輪時,應檢查滑移齒輪之間的齒數(shù)關系：三聯(lián)滑移齒輪的最大齒輪之間的齒數(shù)差應大于或等于4,以保證滑移是齒輪外圓不相碰。第一組齒輪：傳動比：,,查表,齒數(shù)和取72=36,=36,=28,=44,=32,=40；第二組齒輪：傳動比：,齒數(shù)和取84：=42,=42,=28,=56；第三組齒輪：傳動比：,齒數(shù)和取88：=54,=34,=25,=63,表4-2各傳動組齒輪齒數(shù)變速組第一變速組第二變速組第三變速組齒數(shù)和728488齒輪Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14齒數(shù)3636284432404242285654342563通過以上齒輪的齒數(shù),傳動副,級比指數(shù)以及傳動比確定如下所示傳動系統(tǒng)圖4-1：圖4-112級傳動系統(tǒng)圖核算主軸轉(zhuǎn)速誤差實際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差一般不應超過,即：主軸轉(zhuǎn)速合格。4.3.2齒輪模數(shù)的計算〔4-7式中：―――按接觸疲勞強度計算的齒輪模數(shù)[mm]；―――驅(qū)動電機功率[KW]；―――該傳動軸的計算轉(zhuǎn)速；i―――大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比i1；―――小齒輪齒數(shù)；―――齒寬系數(shù),〔B為齒寬,m為模數(shù),＝6～10；―――許用接觸應力[MPa],查表26。<1>Ⅰ-Ⅱ齒輪彎曲疲勞的計算：取m＝3<2>Ⅱ-Ⅲ齒輪彎曲疲勞的計算：3.2取m＝4<3>Ⅲ-Ⅳ齒輪彎曲疲勞的計算：3.7取m＝4<4>標準齒輪：從機械原理表10-2查得以下公式齒頂圓齒根圓分度圓齒頂高齒根高齒輪的具體值見表4-3：表4-3齒輪尺寸表4.3.4齒寬確定由公式得：第一套嚙合齒輪第二套嚙合齒輪第三套嚙合齒輪一對嚙合齒輪,為了防止大小齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷,設計上,應主動輪比小齒輪齒寬大所以,,,,4.4帶輪結(jié)構設計查《機械設計》[4]P161頁,當。D是軸承外徑,查《機械零件手冊》[2]確定選用深溝球軸承6006,d=30mm,D=55mm。帶輪內(nèi)孔尺寸是軸承外徑尺寸55mm。齒《機械設計》[4]表8-11確定參數(shù)得：帶輪寬度：,,動力設計5.1主軸剛度驗算5.1.1選定前端懸伸量C參考《機械裝備設計》[1]P121,根據(jù)主軸端部的結(jié)構,前支承軸承配置和密封裝置的型式和尺寸,這里選定C=120mm.5.1.2主軸支承跨距L的確定根據(jù)《金屬切削機床》[5]表10-6前軸頸應為60～90mm。初步選?。?0mm.后軸頸＝〔0.7～0.9,?。?0mm.根據(jù)設計方案,選前軸承為雙列圓柱滾子軸承3182116<NN3016K>型,后軸承為圓錐滾子軸承30214型。根據(jù)結(jié)構,定懸伸長度a＝120mm。5.1.3求軸承剛度主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩〔未考慮機械效率T=切削力：背向力：故總此作用力：F=此力主軸頸和后軸頸個承受一般,故主軸端受力為F/2=489.375N。在估算時,先假設初值/a=3,=3120=360mm。前后支承的支反力和:根據(jù)式〔10－6可求出前、后軸承的剛度：;5.1.4求最佳跨距初步計算時,可假定主軸的當量外徑為前、后軸承頸的平均值,。故慣性矩為：查線圖。計算出的與原假定不符。經(jīng)過反復驗算得仍接近1.8?？梢钥闯?這是一個迭代過程,很快收斂于正確值。最佳跨距。這里取L=263mm。5.1.5計算C點撓度〔1周向切削力的計算〔5-1其中:,故：,故：?！?驅(qū)動力Q的計算參考《機床主軸箱指導書》：〔5-2其中所以5.2齒輪校驗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3,齒輪9,齒輪13這三個齒輪。齒輪3的齒數(shù)為28,模數(shù)為4,齒輪的應力：1接觸應力：〔5-3u大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比；區(qū)域系數(shù)；彈性影響系數(shù)；K載荷系數(shù)；圓周力。查《機械設計》[4]表10-4及圖10-8及表10-2分布得假定齒輪工作壽命是48000h。最終確定：接觸應力960.0Mpa接觸疲勞強度校核≤[]滿足〔2彎曲應力：在驗算變速箱中的齒輪強度時,選用模數(shù)中承載最大的,齒數(shù)最小的齒輪進行接觸和彎曲疲勞強度驗算。一般對高速傳動齒輪主要驗算接觸疲勞強度,對于低速傳動齒輪主要驗算彎曲疲勞強度,對硬齒面軟齒芯淬火齒輪,一定要驗算彎曲疲勞強度。〔5-4式中：―――齒型系數(shù)；―――應力校正系數(shù).eq\o\ac<○,1>校核a傳動組齒輪校核齒數(shù)為28的即可,確定各項參數(shù)1由于,則：計算可知：2由公式,取。3計算圓周速度：4齒輪精度為7級,由《機械設計》圖10-8查得動載系數(shù)由《機械設計》表10-4查得5>確定動載系數(shù):6>查表10-5得：,7>計算彎曲疲勞許用應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。eq\o\ac<○,2>校核b傳動組齒輪校核齒數(shù)為28的即可,確定各項參數(shù)1由于,,則：計算可知2>由公式,取。3>計算圓周速度：4齒輪精度為7級,由《機械設計》圖10-8查得動載系數(shù),由《機械設計》表10-4查得：5確定動載系數(shù):6查表10-5得：,7計算彎曲疲勞許用應力由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。圖10-18查得,,故合適。eq\o\ac<○,3>校核c傳動組齒輪校核齒數(shù)為25的即可,確定各項參數(shù)1>由于,,則：計算可知：2>取齒寬系數(shù),模數(shù),則3>計算圓周速度：4>齒輪精度為7級和v,由《機械設計》圖10-8查得動載系數(shù),由《機械設計》查得：5確定動載系數(shù):6查表10-5可知：,7計算彎曲疲勞許用應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。5.3選定軸承和軸承的校驗查雙列圓柱滾子軸承和圓錐滾子軸承和深溝球軸承軸I：最左端6006d=30D=55B=13右端6006d=30D=55B=13軸II：左右兩端30207d=35D=72B=17軸III：左右兩端30208d=40D=80B=18軸IV：前軸承3182116d=80D=125B=34后軸承30214d=70D=125B=24最左端30212d=60D=110B=22推力球軸承51213d=65D=100T=27Ⅰ軸選用的是深溝球軸承6006其基本額定負荷為8.30KN由于該軸的轉(zhuǎn)速是定值所以齒輪越小越靠近軸承,對軸承的要求越高。根據(jù)設計要求,應該對Ⅰ軸未端的滾子軸承進行校核。齒輪的直徑Ⅰ軸傳遞的轉(zhuǎn)矩N.m齒輪受力N根據(jù)受力分析和受力圖可以得出軸承的徑向力為414.2NN因軸承在運轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷,又由于不受軸向力,按《機械設計》[4]表13-6查得為1.2到1.8,取,則有：NN軸承的壽命因為,所以按軸承1的受力大小計算：故該軸承能滿足要求。主軸空間位置圖圖5主軸空間位置圖七.主軸箱位置展開圖圖6主軸位置展開圖八.總結(jié)通過本次金屬切削機床課程設計我學到了許多知識與技能：首先,我對AUTOCAD這一繪圖軟件更加熟悉了；其次我認真的學習了金屬切削機床主軸箱的具體構造以及工作原理,對機床主軸箱的傳動過程及設計有了充分的認識,在課程設計的同時,我也回顧了機械設計、機械原理以及材料力學等方面的知識,使我的專業(yè)知識水平有了較大提高?？偠灾?我認為這樣的課程設計扎實地鍛煉了我的能力,培養(yǎng)了我對機械制造行業(yè)的興趣,為我今后的工作產(chǎn)生了積極的影響。最后,感謝輔導老師的辛苦付出與同學們的熱心幫助。九.參考文獻[1]馮辛安.機械制造裝備設計.機械工業(yè)出版社.北京.1999.12[2]周開勤.機械零件手冊.高等教育出版社.2001[3]曹玉榜易錫麟.機床主軸箱設計指導.機械工業(yè)出版社.北京.1987.5.[4]濮良貴紀名剛.機械設計.高等教育出版社.北京.2001[5]黃鶴汀.金屬切削機床設計.北京.機械工業(yè)出版社,2005[6]戴曙主編.金屬切削機床.機械工業(yè)出版社,1993[7]陳易新.金屬切削機床課程設計指導書.北京:機械工業(yè)出版社,1987[8]范云漲.金屬切削機床設計簡明手冊.北京:機械工業(yè)出版社,1994中北大學課程設計任務書2015/2016學年第二學期學院：機械與動力工程學院專業(yè)：機械設計制造及其自動化學生姓名：學號：課程設計題目：《金屬切削機床》課程設計〔銑床主軸箱設計起迄日期：2月29日～3月4日課程設計地點：機械與動力工程學院指導教師：趙麗琴、董磊學科部副主任：