普通铣床主轴箱的设计

目录1.概述-------------------------------------------------------------12.参数的拟定-------------------------------------------------------13.传动设计---------------------------------------------------------14.传动件的估算-----------------------------------------------------45.动力设计---------------------------------------------------------126. 结构设计及说明----------------------------------------------------------------------------147.总结-------------------------------------------------------------218.参考文献--------------------------------------------------------211.概述 1.1机床课程设计的目的机床课程设计，是在金属切削机床课程之后进行的实践性教学环节。

其目的在于通过机床运动机械变速传动系统的结构设计，使学生在拟定传动和变速的结构的结构方案过程中，得到设计构思，方案分析，结构工艺性，机械制图，零件计算，编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并培养学生具有初步的结构分析，结构设计和计算能力。

1.2机床的规格系列和用处普通机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的基础。

因此，对这些基本知识和资料作些简要介绍。

本次设计的是普通铣床主轴变速箱。

1.3 操作性能要求1）具有皮带轮卸荷装置2）主轴的变速由变速手柄，和滑移齿轮完成2.参数的拟定2.1 公比选择已知最低转速n min =160rpm ，最高转速n max =2000rpm ，变速级数Z=12，转速调整范围： 1min max ,5.121602000-====Z n n R n n R ϕ 2.2求出转速系列根据最低转速n min =160rpm ，最高转速n max =2000rpm ，公比φ=1.26，按《机床课程设计指导书》（陈易新编）表5选出标准转速数列：2000 1600 1250 1000 800 650 500 400 315 250 200 160 2.3 主电机选择合理的确定电机功率N ，使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。

已知电动机的功率是7.5KW ，根据《机床设计手册》选Y132S2-2，额定功率7.5kw ，满载转速2900 min r ，最大额定转距2.0。

3.传动设计3.1 主传动方案拟定拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个传动系统的确定。

传动型式则指传动和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的传动型式、变速类型。

传动方案和型式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。

因此，确定传动方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。

传动方案有多种，传动型式更是众多，比如：传动型式上有集中传动，分离传动；扩大变速范围可用增加传动组数，也可用背轮结构、分支传动等型式；变速箱上既可用多速电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。

显然，可能的方案有很多，优化的方案也因条件而异。

此次设计中，我们采用集中传动型式的主轴变速箱。

3.2 传动结构式、结构网的选择结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的传动不失为有用的方法，但对于分析复杂的传动并想由此导出实际的方案，就并非十分有效。

3.2.1 确定传动组及各传动组中传动副的数目级数为Z 的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有1Z 、2Z 、…… 传动副。

即 321Z Z Z Z =本设计中传动级数为Z=12。

传动副中由于结构的限制以2或3为合适，本课程设 选择方案： 12=3×2×2；12＝2×3×2；12＝2×2×3 3.2.2 传动式的拟定12级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能以及一个“前多后少”的原则。

故离电动机近的传动组的传动副个数最好高于后面的传动组的传动副数。

主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴上齿轮少些为好。

最后一个传动组的传动副常选用2。

综上所述，传动式为12=3×2×2。

3.2.3 结构式、结构网的拟定对于12=3×2×2传动式，有6种结构式和对应的结构网。

分别为：13612322=⨯⨯ 21612322=⨯⨯ 26112322=⨯⨯ 16312322=⨯⨯ 41212322=⨯⨯ 42112322=⨯⨯根据(1)传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围（2）基本组扩大组的排列顺序，初选13612322=⨯⨯的方案。

根据级比指数分配使传动顺序与扩大顺序相一致，方案63122312⨯⨯=的结构网如下图所示：图1 结构网3.2.4转速图的拟定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。

图2转速图 4. 传动件的估算4.1 三角带传动 4.1.1 确定计算功率j Nj N KN =[KW]N ——主动带轮传动的功率N =7.5KW K ——工作情况系数 工作时间为二班制 K=1.2 故95.72.1=⨯=j N 4.1.2 选择三角胶带的型号小带轮的转速：29001=n rpm 选用A 型三角胶带 4.1.3 确定带轮直径12,D D小轮直径D 应满足条件: 1min D D ≥(mm)mm D 75min = 故1D =100mm大轮直径1222n D D n =2n 为大轮的转速2n =1600rpm ∴ 18018.178100160029002≈=⨯=D mm 4.1.4 计算胶带速度νsm n D v 963.136000029001006000011=⨯⨯==ππ4.1.5 初定中心距0A两带轮中心距应在()()mm D D A 2102~7.0+= 故()28018010010=+⨯=A mm 4.1.6 计算胶带的长度0L22100120()2()24D D L A D D A π-=+++()318.9882804100-180280214.328022=⨯+⨯+⨯=mm 查表12，选标准计算长度L 及作为标记的三角胶带的内周长度0d L0d L =988.318 查得990=d L mm4.1.7 计算实际中心距A传动的实际中心距为：84.2802318.988990280200=-+=-+=d d L L A A mm 为了张紧和装拆胶带的需要，中心距的最小调整范围为：0.02(0.01)Lh L A +-+=260.99~305.544.1.8 定小带轮的包角01a0211180180120D D a A π-︒≈︒-⨯≥︒ 000011203.162180280.84100-180-180≥=⨯≈πα4.1.9 确定三角胶带的根数Z00100()j aa LN P Z N C P P K K ==+∆a K （包角系数）查《机械设计》表8-8 a K =0.96 L K （长度系数）查表8-2 L K =0.890P （单根V 带基本额定功率）8-5a 小带轮节圆直径100 0P =2.05 0P ∆(8-5b) 传动比 i=1.81 P ∆=0.30ca P （计算功率）ca A P K P = A K （工作情况系数）A K =1.2故95.72.1=⨯=ca P∴ ()94.389.096.03.005.29=⨯⨯+=Z 故 Z=4根4.1.10作用在支撑轴上的轴向力为Q2sin210αZ F Q =0F （胶带初拉力）0F =93故Q= 734.8 4.2 传动轴的估算传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。

机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大变形。

因此疲劳强度一般不失是主要矛盾，除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度。

刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变形。

因此，必须保证传动轴有足够的刚度。

4.2.1 传动轴直径的估算（1）.确定各变速齿轮传动副的齿数 Ⅰ轴: 26.111=a i 58.112=a i 213=a i取72Z S =,则从表中查出小齿轮齿数分别为32,28,2440321=a i 44282=a i 48243=a i Ⅱ轴: 111b i = 212=b i取84z =S 小齿轮齿数为42,2842421=b i 56282=b i Ⅲ轴： 1:58.11=c i 5.2:12=c i 取88=Z S ，小齿轮齿数为34,25 22341=c i 62252=c i 1η为(V 带传动效率)=0.96 2η (深沟球轴承)=0.99 3η (9级精度的齿轮)=0.994η为(十字滑块联轴器)=0.98Ⅰ轴： 128.799.096.05.7211=⨯⨯==ηηP P KW 16001=n Ⅱ轴： 986.699.099.096.05.723221=⨯⨯⨯==ηηηP P II KW 800=II nⅢ轴： 847.699.099.096.05.72323321=⨯⨯⨯==ηηηP P III KW 400=III nⅣ轴： 717.699.099.0847.632=⨯⨯==ηηIII IV P P KW 160=IV n441025.41600128.710955⨯=⨯⨯=I T N ·mm441034.8800986.610955⨯=⨯⨯=II T N ·mm 441035.16400847.610966⨯=⨯⨯=III T N ·mm 441005.4016071.610955⨯=⨯⨯=IV T N ·mm传动轴为Ⅰ,Ⅱ,Ⅲ轴, 一般传动轴ψ取0.5︒[]00.285.01025.464.164.1444=⨯⨯==ϕII T d mm 取d=30 轴承6006[]14.335.01034.864.164.1444=⨯⨯==ϕIIIIIT d mm 取d=35 轴承6007[]12.395.01035.1664.164.1444=⨯==ϕIIIIIIT d mm 取d=40 轴承6008[]06.495.01005.4064.164.1444=⨯==ϕIVIV T d mm 取d=50 轴承6009轴承6009 6007 6008 6009 D=55 D=62 D=68 D=80 d=30 d=35 d=40 d=50 B=13 B=14 B=15 B=16 4.2.2齿轮模数的计算 (1)I-Ⅱ齿轮弯曲疲劳的计算=≥332Z n N m j I 3160024128.732⨯=1.82mm 齿面点蚀的计算: 9.601600128.737037033==≥j I n N A取A=60,由中心距A 及齿数计算出模数69.1729.602221=⨯=+=Z Z A m j69.1=j m ,所以取2=j m (2)Ⅱ-Ⅲ齿轮弯曲疲劳的计算17.280028986.6323=⨯≥m19.76800986.63703=≥A 取A=768.1221=+=Z Z Am j8.1=j m ，取m=2.5(3)Ⅲ-Ⅳ齿轮弯曲疲劳的计算82.240025847.6323=⨯≥m36.95400847.63703=≥A 取A=96 16.2221=+=Z Z Am j取m=3.0(4)标准齿轮： 20α=︒,1a h *=,0.25c *=表14.2.3 齿宽的确定公式m B ψ=m （610m ψ= ，m 为模数） 第一套啮合齿轮：()20~12210~6=⨯=I B mm 第二套啮合齿轮：()25~155.210~6=⨯=II B mm 第三套啮合齿轮：()30~18310~6=⨯=III B mm201=B 218B = 203=B 420B = 520B = 206=B 720B =818B = 925B = 1020B = 1120B = 1218B = 1320B = 1418B = 4.2.4 带轮结构设计当300d d ≤mm 时，采用腹板式，D 是轴承外径，采用轴承6006 由《机械设计》表8-11确定参数0.11=d b ,75.2=a h ,7.8=f h ,e =15, f =9, min 7.5δ=,34ψ=︒ 带轮宽度：B=()d f e Z 5.17521≥=+-， 分度圆直径：()d d 2~8.11= （d 为轴直径) 大带轮：d=30,1d =60,180=d d 小带轮：d=38,1d =76,100=d d5. 动力设计5.1主轴刚度验算5.1.1 选定前端悬伸量C ，参考《机械装备设计》P121，根据主轴端部的结构，前支承轴承配置和密封装置的型式和尺寸，这里选定C=120mm. 5.1.2 主轴支承跨距L 的确定根据《金属切削机床》表10-6前轴颈应为60～90mm 。