铣床主轴箱设计 铣床主轴结构图

目录

1. 机床参数确定„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„2 2. 运动设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„2 2.1传动组、传动副地确定„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„2 2.2结构式、结构网的选择„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„3 2.3拟定转速图„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„4 2.4齿轮齿数确定„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„5 2.5传动系统图„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„7 2.6轴、齿轮的计算转速„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„7 3.传动零件的初步计算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„8 3.1传动轴直径初定„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„8 3.2主轴轴颈直径的确定„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„8 3.3齿轮模数的初步计算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„9 4.主要零件的验算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„9 4.1三角胶带传动的计算和选定„„„„„„„„„„„„„„„„„„„9 4.2圆柱齿轮的强度计算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„10 4.3传动轴的验算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„13 4.4 滚动轴承的验算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„16 设计感想„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„18 参考文献„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„18

1. 机床参数确定：

运动参数： 回转主运动的机床，主运动的参数是主轴转速。其数列的公比φ应选取标准的公比值，取公比φ=1.26。

主轴转速级数：z=

lgRnlgϕ

+1=

lg12.5lg1.26

+1=12

式中Rn为主轴变速范围：Rn=

nmaxnmin

=

1250100

=12.5。

机床传动系统的变速组大多采用双联齿轮或三联齿轮，因此转速级数宜为2、3因子的乘积，即Z=3m⋅2n为宜，其中m、n为正整数。

动力参数：由任务书设定电动机功率：N=4KW。查表应选用Y系列三相异步电动机Y112M-4（同步转速1500r/min，50HZ，380V），转速1440 r/min，效率84.5%。功率因素cosφ=0.82，额定转矩2.2KNm。

2. 运动设计

2.1 传动组、传动副的确定：

实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合： 1）12=3⨯4 2）12=4⨯3 3）12=3⨯2⨯2 4）12=2⨯3⨯2 5）12=2⨯2⨯3

方案1）、2）可以省一根传动轴，但是其中一个传动组内有四个传动副，果增大了该轴的轴向尺寸这种方案不宜采用。

根据传动副数目分配应该“前多后少”的原则，取方案3）较合适。 2.2 结构式、结构网的选择：

在12=3⨯2⨯2的传动副组合中，其传动副的扩大顺序又有以下六种形式： 1）12=31⨯23⨯26 2）12=32⨯21⨯26 3）12=32⨯26⨯21

4）12=31⨯26⨯23 5）12=34⨯21⨯22 6）12=34⨯22⨯21

根据级比指数分配要“前密后疏”的原则，即传动顺序与扩大顺序相一致，应选用

12=31⨯23⨯26，其结构网如下图所示：

12=31⨯23⨯26

图一

检验最大扩大组的变速范围：r2=ϕPP(P-1)=1.266⨯(2-1)=4，符合设计原则要求。

01

2

2.3 拟定转速图：

上述所选定的结构式共有三个传动组，变速机构共需4轴，加上电动机共5轴，故转速图需5条竖线，如下图所示。主轴共12速，电动机轴与主轴最高转速相近，故需12条横线。

中间各轴的转速可以从电动机轴往后推，也可以从主轴开始往前推。通常以往前推比较方便，即先决定轴三的转速。

1440

rmin

ia3=1:1

ia2=1:1.26

1

1:1.b

[1**********]630

ib2=1:1

1.6

[**************]

ic1

1

=1

2

=

160125100

=1:25

图二

传动组c的变速范围为ϕ=1.26=4，可知两个传动副的传动比为：

6

6

ic1=

12.5

=

1

ϕ

4

ic2

1.6ϕ== 11

2

这样就确定了轴Ⅲ的六种转速只有一种可能，即为：250、315、400、500、630、800r/min。 随后决定轴Ⅱ的转速，传动组b的级比指数为3，在传动比极限范围内，轴Ⅰ的最高转速

可为：630、800、1000r/min，最底转速可为：315、400、500 r/min。为了避免升速，又不能使传动比太小，可取：ib1=

1=12

ϕ

3

，ib2=

1

ϕ

=

11

。轴Ⅱ的转速确定为500、630、800 r/min。

同理，对于轴Ⅰ，可取：ia1=

1

ϕ

2

=

11.26

2

=

11.6

，ia2=

11.6

1

ϕ

=

11.26

，ia3=。轴Ⅰ的转速：800

1

1

r/min。电动机轴与轴Ⅰ之间为带传动，传动比接近速图：

=

1

ϕ

2

。补足各连线，得到如下所示转

1440

rmin

z5/z6

3/z4

1

z

2

z

4/z113

[1**********]630

z9/0

500400

8

315250200

z1

160125100

/z

12

图三

2.4 齿轮齿数确定

利用查表法求出各传动组齿轮齿数：

表一：各传动组齿轮齿数

验算主轴转速误差，主轴各级实际转速值用下式计算：

D1D2

n实=nE⨯

⨯(1-ε)⨯μa⨯μb⨯μc

式中，D1、D2分别为大、小带轮的直径；μa、μb、μc分别为第一、二、三变速组的齿轮传动比。

表二：转速误差表

转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示：

n实-n标

n标

∆n=

00

≤10（ϕ-1=2.6，计算值如表二。

2.5传动系统图如图四所示：

70

38

46

53

60

46

43

33

38

1440r/mi4Kw

nmax=1250r/minnmin=100r/min

图四

2.6轴、齿轮的计算转速：

主轴：根据教材表8-2，中型机床主轴的计算转速是第一个三分之一转速范围内的最高一级转速，即为n4=200r/min；

各传动轴：轴Ⅲ可从主轴为200r/min按28/70的传动副找上去，似应为500r/min，但由 于轴Ⅲ上的最底转速250r/min经传动组c可使主轴得到100和400r/min两种转速，400r/min 要传递全部功率，所以轴Ⅲ的计算转速应为250r/min。轴Ⅱ的计算转速可按的传动副b推上去，得500 r/min；同理轴Ⅰ为800r/min。

各齿轮：传动组c中，28/70只需计算z=28的齿轮，计算转速为500 r/min；60/38只需计算z=38，nj=40r/min；z=28和z=38两个齿轮哪一个的应力更大一些，较难判断，可同时计算，选择模数较大的作为传动组c齿轮的模数；传动组b应计算z=31，nj=500r/min；传动组a应计算z=33，nj=800r/min。 3. 传动零件的初步计算： 3.1 传动轴直径初定

按扭转刚度计算：d=1.644

Tn

[ϕ]

(mm)

式中，d-传动轴直径（mm）；

Tn-该轴传递的额定扭矩（N﹒mm）； N-该轴传递的功率（Kw）； nj-该轴的计算转速（rpm）；

[ϕ]-该轴每米长度允许扭转角（deg/m），取ϕ=0.8。 轴Ⅲ：d3=1.649550⨯10⨯

3

4⨯0.96⨯0.99

250⨯0.8

2

mm=33.77mm

3轴Ⅱ：d2=1.649550⨯10⨯

4⨯0.96⨯0.99500⨯0.84⨯0.96800⨯0.8

mm=28.47mm

3

轴Ⅰ：d1=1.6449550⨯10⨯

mm=25.37mm

3.2 主轴轴颈直径的确定

由表3查得《机床课程设计指导书》：

主轴前轴颈D1=60mm，后轴颈D2=（0.7-0.85）D1=42-51mm，取D2=45mm。 3.3 齿轮模数的初步计算

一般同一变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷最重的小齿轮按简化的接触疲劳强度公式进行初算： m+1Nd

j=16300

μ

ϕ2

2

mz1μ[σi]n(mm)

j

式中，mj-按接触疲劳强度估算的齿轮模数（mm）； Nd-驱动电动机功率（Kw）；

nj-被估算齿轮的计算转速 （r/min）； μ-大小齿轮齿数之比，z1-小齿轮齿数； ϕBm-齿宽系数，ϕm=m

=

6-10，B为齿宽，m为模数，取8；

[σ

j

]-许用接触应力，查表26取[σj

]=1100MPa

。

⎛ 61 传动组b：31/61 m31+1⎫

⎪⨯4j=16300

⎝⎭

(mm)=1.78mm

8⨯312⨯6131⨯11002

⨯500

⎛ 53 传动组a：33/53 m33+1⎫

⎪⨯4⎝⎭

j=16300

(mm)=1.49mm

8⨯332⨯5333⨯11002

⨯800

⎛ 70+1⎫

⎪⨯4 传动组c：28/70 m⎝28⎭

j=16300

(mm)=1.86mm8⨯282⨯70

28

⨯11002

⨯800

4. 主要零件的验算

4.1 三角胶带传动的计算和选定

确定计算功率：Nj=KN=4⨯1.3Kw=5.2Kw，选择B型三角带；

确定带轮直径D1、D2，由表11《机床设计制导书》查得： D1=140mm， D2=

n1n2

D1=

1440800

D1=252mm

计算胶带转速：v=

πD1n1

60000

m/s=

π⨯140⨯1440

60000

m/s=10.55m/s

初定中心距：A0=(0.6~2)(D1+D2)=235.2~284mm 根据机床的布局及结构方案选A0=500mm 计算胶带的长度：L0=2A0+

π2

(D1+D2)+

(D2-D1)4A0

2

(mm)=1622mm

选标准计算长度 L=1633mm，作为标记的三角胶带的内周长度

LN=1600mm,L=LN+Y

。

计算胶带的弯曲次数： μ=

1000mv

L

[s]=1000

-1

⨯2⨯10.551633

[s]=12.92[s]≤40[s]式中，m-带轮的个数

-1

-1

-1

计算实际中心距：A=m+m2-n，其中，m=

L4

-

π(D1+D2)

8

=254.3，

n=

(D2-D1)

8

2

=1568，代入上式中，得A=505.5mm

定小带轮的包角：α1≈180︒-

N

j

︒

D2-D1

A

⨯

180︒

π

=167︒≥120︒

确定三角胶带的根数：z=

N0C1

，式中：N0单根三角胶带能传递的功率（Kw），由表

13查得N0=2.23；C1-带轮包角系数，由表13查得C1=0.98； 则z=

42.23⨯0.98

=1.8，取

2。

4.2 圆柱齿轮的强度计算：

验算变速箱中齿轮强度应选择相同模数承受载荷最大齿数最小的齿轮进行接触应力和弯曲应力计算，一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力，对硬齿面软齿心渗碳淬火的齿轮要验算齿根弯曲应力。

接触应力的验算公式：

σ

⨯10

3

(u±1)K1K2K3KsN

j

=

2081Zm

uBn

(MPa)≤[σ

j

]

j

弯曲应力的验算公式： σ⨯105

K1K2K3KsN

w=

208Zm2

BYn

(MPa)≤[σw]

j

表三

其中寿命系数Ks Ks=KTKNKnKQ

KT-工作期限系数 KT=

T-齿轮在机床工作期限(Ts)内的总工作时间h ，对于中型机床的齿轮取

T=15000-2000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=

Tsp

，P为该变速组的

传动副数。

n1-齿轮的最低转速（rpm)； c0-基准循环次数

； ； ； ；

m-疲劳曲线指数

Kn-转速变化系数KP-材料强化系数Ks

的极限值Ksmax、Ksmin，当Ks≥Ksmax时，则取Ks=Ksmax；当Ks≤Ksmi

n时，取

Ks=Ksmin；

⎡σj⎤-许用接触应力（MPa⎣⎦MPa； ⎤），查表3-9，⎡⎣σj⎦=1100

，查表3-9，[σw]=320MPa。 [σw]-许用弯曲应力（MPa）代入公式，得传动组c：

⎤Pa=504.2MPa≤⎡⎣σj⎦σj=

σw=

208⨯10⨯1.2⨯1.2⨯1⨯0.9⨯3.76

28⨯2⨯16⨯0.438⨯500

2

5

MPa=258.3MPa≤[σw]

传动组b：

Pa=509.8MPa≤⎡σj⎤⎣⎦ σj=

σw=

208⨯10⨯1.2⨯1.2⨯1⨯0.9⨯3.80

31⨯2⨯16⨯0.444⨯500

2

5

MPa=232.6MPa≤[σw]

传动组c：

⎤Pa=372.6MPa≤⎡⎣σj⎦ σj=

σw=

208⨯10⨯1.2⨯1.2⨯1.05⨯0.9⨯3.84

33⨯2⨯16⨯0.454⨯800

2

5

MPa=141.7MPa≤[σw]

4.3 传动轴的验算

强度验算、弯曲刚度验算

受力分析：以Ⅱ轴为例进行分析，Ⅱ轴上的齿轮为滑移齿轮。通常，选择主轴处于计算转速（200r/min）时齿轮的啮合位置为计算时的位置。根据本机床齿轮排列特点，主轴为250r/min时，Ⅱ轴受力变形大于前者，故采用此时的齿轮位置为计算位置。受力分析如下图所示：

图5

图5中F1为齿轮Z4（齿数为48）上所受的切向力Ft1，径向力Fr1的合力。F2为齿轮Z9（齿数46）上所受的切向力Ft2，径向力Fr2的合力。

各传动力空间角度如图6所示，根据下表的公式计算齿轮的受力。

x

图6

表4 齿轮的受力计算

挠度、倾角的计算：

分别计算出各平面挠度、倾角，然后进行合成。如下图所示：其中

a=120, b=156, c=150, f=126, l=276,

E=2.1⨯105

MPa

, n=159.35,

16EIL

=9.1⨯10

-14

4

4

I=

πdπ⨯28.5

64

=

64

=32385.4

x

图7

xoy平面内挠度：y"222222

x=

n6EIL

[Fx1a(l-n-a)-Fx2c(l-n-c)]

代入数据，求得y"x=0.00105 zoy平面内挠度：y""2

2

2

2

2

2

x=

n6EIL

[Fz1a(l-n-a)-Fz2c(l-n-c)]

代入数据，求得y""x=-0.00064 挠度的合成：y=

y"2

x+y""2

x

=0.00123 0.003

，符合要求。

左支撑倾角计算和分析：

xoy平面力作用下的倾角：θ"A=

16EIL

[Fx1ab(l+b)-Fx2cf(l+f)]

代入数据，解得θ"A=1.74⨯10-5 zoy平面力作用下的倾角：θ""1A=

6EIL

[Fz1ab(l+b)-Fz2cf(l+f)]

代入数据，解得θ""A=-2.14⨯10-5

倾角的合成：θ2

2

A="A+θ""A=2.76⨯10-5 0.0006，符合要求； 右支承倾角计算和分析：

xoy平面力作用下的倾角：θ"B=

-16EIL

[Fx1ab(l+a)-Fx2cf(l+c)]

代入数据，解得θ"B=1.08⨯10-4 zoy平面力作用下的倾角：θ""-1B=

6EIL

[Fz1ab(l+a)-Fz2cf(l+c)]

代入数据，解得θ""B=5.26⨯10-5

倾角的合成：θ22

B=θ"B+θ""B=1.2⨯10-4 0.0006，符合要求。 键侧挤压应力计算：

表五

4.4 滚动轴承的验算

根据前面所示的Ⅱ轴受力状态，分别计算出左（A）、右（B）两支承端支反力。 在xoy平面内： R"f-Fx1b

.1⨯156

A=

Fx2l=

1252.2⨯126-1200276

=-106.7N

R"Fx2c-Fx1a

B=l

=

1252.2⨯150-1200.1⨯120

276

=158.8N

在zoy平面内： R""A=

FZ2f-FZ1b

585.3⨯156

l

=

610.7⨯126-276

=-52.0N

R""Fz2c-Fz1a

.7⨯150-585.3⨯120

B=

l

=

610276

=77.4N

左、端支反力为： R22

A=R"A+R""A

=118.7N

RB=

R"2

2

B+R""B

=176.7N

两支承轴承受力状态相同，但右端受力大，所以只验算右端轴承。 ε

滚动轴承的疲劳寿命验算： LCf

n

⎫

h=500

⎛

⎪≥[T](h)⎝kAKHpKHnKlF⎪

⎭

其中：额定动载荷：C=11000N，《机床设计简明手册》； 速度系数：fn=

ε

3n=

3

100c

3⨯500

=0.41；

使用系数：KA=1.1；

功率利用系数：KHp=0.78，表3-3《床设计制导》；

转速变化系数：KHn=0.90，表3-2；

齿轮轮换工作系数：Kl=0.75 当量动载荷：F=176.7N，已计算求得； 许用寿命：T，一般机床取10000-15000h； 寿命指数：ε=3。 则额定寿命：

3

L500⎛ 11000⨯0.41⎫1.1⨯0.78⨯0.90⨯0.75⨯176.7⎪=4.28⨯107

h=h≥[T]⎝⎭

经验算符合要求。

设计感想

时光如梭，短短的两周课程设计很快就结束了，设计的过程让我学到了不少东西：首先学会了检索文献、资料的过程，而且清楚了一般机床的结构和布局；其次通过绘图，使自己更加熟练了AutoCAD软件及Word的各种功能。这些都为自己以后的工作奠定了坚实的基础。

虽然在设计过程中遇到了不少的困难，但是都在指导老师的耐心指点和同学的共同探讨下克服了。由于时间比较仓促，水平有限，设计中难免存在一些缺陷与不足，望老师在审阅过程中批评指正。

参考文献

[1] 陈易新主编. 机床课程设计指导书. 哈尔滨工业大学，1981

[2] 范云涨、陈兆年主编.金属切削机床设计简明手册.机械工业出版社，1994 [3] 李洪主编. 机械制造工艺、金属切削机床设计指导. 东北工学院出版社，1989 [4] 任殿阁 、张佩勤主编. 机床设计指导. 辽宁科学技术出版社，1991 [5] 吴宗泽、罗圣国主编.机械设计课程设计手册.高等教育出版社，1992 [6] 戴曙主编. 金属切削机床. 机械工业出版社，1993

[7] 上海纺织工学院等主编. 机床设计图册.上海科学技术出版社，1979