金屬切削機床課程設(shè)計銑床主軸箱設(shè)計【完整圖紙】

中北大學(xué)課程設(shè)計說明書目錄1. 機床參數(shù)確定.22. 運動設(shè)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.73.3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.設(shè)計感想.186.參考文獻.181.機床參數(shù)的確定：1.1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 =2120rpm 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(yīng)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。全套圖紙，加1538937061.2動力參數(shù)的確定：由任務(wù)書設(shè)定電動機功率：N=5.5KW。查表得應(yīng)該選擇Y系列三相異步電動機Y132S-4（同步轉(zhuǎn)速1500r/min，50HZ，380V），轉(zhuǎn)速1440rpm，效率81%。功率因素cos=0.85，額定轉(zhuǎn)矩2.2KNm。2.運動設(shè)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(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。可能的六種方案，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)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(yīng)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(dāng)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(yīng)該考慮的問題。因些更應(yīng)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?，F(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=1/1.58,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)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S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50r/min按8020的傳動副找上去，應(yīng)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(yīng)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(yīng)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(shè)計取0.8則軸,N= d4=51.2 取d4=54。 則軸,N= =4.1 d3 =51 取d3=52。則軸,N= =4.18 d2 =36.5 取d2=36，將此軸做成花鍵軸。則軸,N= =4.26 d1 =29.3 取d1=30,將此軸做成花鍵軸。3.2主軸軸頸直徑的確定由表3查得機床課程設(shè)計指導(dǎo)書：主軸前軸頸=60mm，后軸頸=（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(shè)計中取8； -許用接觸應(yīng)力(),查表3-9，取45鋼，整淬，=1100。 則C傳動組， =6.24 取=6。則B傳動組=2.82 取=3。則A傳動=2.42 取=2.5。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=7.15Kw 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（8-22）知 由n1=1440r/min、dd1=100mm、i=1440/500，查表8-5c和表8-5d得： 查表8-8得，查表8-2得則： 取z=6根。 計算預(yù)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(yīng)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(yīng)力和彎曲應(yīng)力驗算。一般對高速運動的齒輪驗算齒面接觸應(yīng)力，對低速傳動的齒輪驗算齒根彎曲應(yīng)力。接觸應(yīng)力的驗算公式為： 彎曲應(yīng)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(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； 的極限值，見表3-5，當(dāng)時，則?。划?dāng)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(yīng)力（），查表3-9； 許用彎曲應(yīng)力（），查表3-9。 本設(shè)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(yīng)驗算齒面接觸應(yīng)力。 80/20中只需計算Z=20計算轉(zhuǎn)速為125r/min。應(yīng)驗算齒根彎曲應(yīng)力。查得： =200r/min m=6 B=32 Z=20 u=4 = 1.75 K1=1.2 K2=1.3 K3=1 故： =520.1<1100所以合格。 (N=1.62 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(yīng)力和彎曲應(yīng)力的驗算 故，對于m=2.5時，需驗算Z=22時齒輪的接觸應(yīng)力彎曲應(yīng)力Nj=500r/min 齒面接觸應(yīng)力： 故不合格。現(xiàn)將模數(shù)增大，m=3 則： 合格 齒根彎曲應(yīng)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, 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(cè)擠壓應(yīng)力計算： 表2 鍵側(cè)擠壓應(yīng)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(yīng)力許用應(yīng)力結(jié)論72580263060.8176301.39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(shè)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(shè)計制導(dǎo)；轉(zhuǎn)速變化系數(shù)：，表3-2； 齒輪輪換工作系數(shù)： 當(dāng)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.設(shè)計感想此次課程設(shè)計搞得特別緊張主要是因為我第一周對其重視不夠，沒有進行設(shè)計工作。等到第二周一上手才知道需要進行的工作很多，有許多新的東西需要學(xué)習(xí)。通過本課程設(shè)計的過程，讓我深刻體會到了自己所學(xué)知識的缺陷，也深刻認識到了自己對所學(xué)過的課程的掌握和熟記還有一定的差距。課程設(shè)計必須查閱很多的資料，才能很好的完成，因此通過本次的設(shè)計，讓我們體會到了查閱資料的重要性，同時也培養(yǎng)了我們勤于查閱的習(xí)慣，使我們不再盲目設(shè)計，為我們后續(xù)的課程的學(xué)習(xí)和以后的工作打下了一定的基礎(chǔ)6.參考文獻1 陳易新主編. 機床課程設(shè)計指導(dǎo)書. 哈爾濱工業(yè)大學(xué)，19812 范云漲、陳兆年主編.金屬切削機床設(shè)計簡明手冊.機械工業(yè)出版社，19943 李洪主編. 機械制造工藝、金屬切削機床設(shè)計指導(dǎo). 東北工學(xué)院出版社，19894 任殿閣 、張佩勤主編. 機床設(shè)計指導(dǎo). 遼寧科學(xué)技術(shù)出版社，19915 吳宗澤、羅圣國主編.機械設(shè)計課程設(shè)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，19937 上海紡織工學(xué)院等主編. 機床設(shè)計圖冊.上?？茖W(xué)技術(shù)出版社，197918