铣床说明书
铣车床主轴箱设计
课程设计的目的、设计内容与基本要求、设计步骤-----------3
机械装备课程设计说明书--------------------------------------------3 一设计题目-------------------------------------------------------------4
二传动设计-----------------------------------------------------------4
㈠主传动方案的拟定------------------------------------4
㈡拟定主传动系统及运动设计计算--------------------------4
1.拟定主传动并画结构图--------------------------------------------------5
2.拟定转速图,画传动系统图6
3.齿轮齿数的确定--------------------------------------6
㈢传动件的估算和验算--------------------------------------------------6
⑴ 传动轴的估算和验算-------------------------------------------------8
1.传动轴直径的估算-----------------------------------------------------9
2.齿轮模数的估算和计算------------------------------------------9 ⑵主要传动件的验算--------------------------------------------------10
1. 齿轮模数的验算10
⑶齿轮设计----------------------------------------------------------------11
⑷轴的长度设计和齿轮组分布------------------------------------------13-
三结构设计-------------------------------------------------------16 ㈠主轴的主要参数和结构的确定-------------------------16-
1确定主轴前端直径D1--------------------------------------16
2.主轴的内孔直径 d的确定--------------------------------16
3.主轴前端悬伸量的选择--------------------------------------------------16
4.主轴最佳跨距------------------------------------------17
5.主轴D计算--------------------------------------------17
6.主轴的结构,材料热处理和技术要求-------------------------------18 ㈡主轴的受 力分析与校核-----------------------------------------------------19
㈢键的选取与校核-------------------------------20
㈣轴承的选取 21
四.零件图设计23
五.箱体、箱盖主要尺寸计算------------------------24
六设计参考资料目录-------------------------------24
七结束语-------------------------------------------24
一、课程设计的目的
1、 课程设计属于机械装备设计课的延续,通过设计实践,进一步学习掌握机械装备设计的一般方法。
2、 培养综合运用机械制图、机械设计基础、精度设计、金属工艺学及结构工艺等相关知识,进行工程设计的能力。
3、 培养使用手册、图册、有关资料及设计标准规范的能力。
4、 提高技术总结及编制技术文件的能力。
5、 是毕业设计教学环节实施的技术准备。
二、设计内容与基本要求
设计内容:独立完成变速级数为18级的机床主传动系统主轴变速箱设计。 基本要求:
1、 课程设计必须独立的进行,每人必须完成展开图、截面图图样设计各一张,能够较清楚地表达各轴和传动件的空间位置及有关结构。
2、 根据设计任务书要求,合理的确定尺寸、运动及动力等有关参数。
3、 正确利用结构式、转速图等设计工具,认真进行方案分析。
4、 正确的运用手册、标准,设计图样必须符合国家标准规定。说 明书力求用工程术语,文字通顺简练,字迹工整。
5、 完成典型零件工作图图样设计2 张。
三、设计步骤
方案确定
1、 确定有关尺寸参数、运动参数及动力参数。
2、 据所求得的有关运动参数及给定的公比,写出结构式,校验转速范围,绘制转速图。
3、 确定各变速组传动副的传动比值,定齿轮齿数、带轮直径,校验三联滑移齿轮齿顶是否相碰,校验各级转速的转速误差。
4、 绘制传动系统图。
结构设计
1、 草图设计——估计各轴及齿轮尺寸,确定视图比例,确定展开图及截面图的总体布局;据各轴的受力条件,初选轴承,在有关支撑部位画出轴承轮廓。并检验各传动件运动过程中是否干涉。
2、 结构图设计——确定齿轮、轴承及轴的固定方式;确定润滑、密封及轴承的调整方式;确定主轴头部形状及尺寸,完成展开图及截面图的绘制。
3、 加黑,注尺寸、公差配合,标注件号,填写明细表及装配图技术要求。 零件图设计
编写设计计算说明书
机械装备课程设计说明书
一、 设计题目
某铣床的主轴最高转速n =1500r/min,转速级数Z=18,公比为φ=1.26,,电动机的转速为n = 1440r/min,电动机功率为N=4KW。
二、 传动设计
已知机床的用途、特点及主要技术参数可进行传动设计。
(一)主传动方案的拟定
1. 传动形式
为了便于集中操作,箱体数目减少,降低制造成本,本方案采用集中传动式布局,采用直齿滑移齿轮变速,采用电动机开停,换向及制动方式.
(二)拟定主传动系统及运动设计计算
1.拟定主传动并画结构图
(1)确定变速组的个数和传动副数
主轴传动为18级的 变速系统可用三个变速组,其中两个三联滑移齿轮变速组和一个双联滑移齿轮变速组。当φ较小时,可以采用两个变速组。
(2)确定传动顺序方案
不同的传动顺序方案有:18=9×2,18=6×3,18=2×9,18=3×6 18=3×3×2,18=3×2×3,18=2×3×3
因无特殊要求根据传动副“前多后少”的原则应选用18=9×2,18=6×3,18=3×3×2
三个方案。如我国的各类铣床x6132型万能升降台铣床,采用的即是“前多后少”原则
(3)确定扩大顺序方案
根据传动线“前多后少”的原则,应使变速组的扩大顺序与传动顺序一致,故使用
18=9 ×2 ,18=6 ×3 ,18=3 ×3 ×2
(4)检验最后扩大组的变速范围
由于r =φ =1.26
结构式 18=9 ×2 中,r =1.26 =8
18=6 ×3 中,r =1.26 =1.26 =16>8不允许
18=3 ×3 ×2 符合
即方案有①18=9 ×2 ②18=3 ×3 ×2
在2种方案中,方案①中,有三根轴,11对齿轮,轴向齿轮组过大
②中,有四根轴,8对齿轮
因此比较可选择方案②中
510
画出结构网
2. 拟定转速图,画传动系统图
(1)选定主电动机 主电动机功率为4KW,由简明设计手册P 表2-2得电动机型号Y112M-4,由表2-3得安装形式与外形尺寸
112M A:190 B:140 C=70 D: E=60 F=8 G=24 H=112
K=12 AB=245 AC=230 AD=190 HD=265 BB=180 L=400
(2)分配总降速传动比 U =n /n
由主轴最高转速n =1500r/min,由教科书P 表2-2标准数列可查表得18种转速为30,37.5,475,60,75,95,118,150,190,235,300,375,475,600,750,950,1180,1500.所以总降比为U = =
分配传动比①分配第三变速组,由18=3 ×3 ×2 等P =2,x =9
由 φ=126 U =φ=1.26=1.06得上3下6
②第二变速组 由机床设计手册P1319,BIAO7.3-9得升降限格数3 ,18级主传动φ=1.26降速极限6 ,变速范围9,并由表7.3-12得18级结构图如下 画出转速图
3.齿轮齿数的确定
1) 带轮直径
选用的Y系列异步电动机,功率为4KW,主动轮转速2440r/min,从动轮n =750,i =2.5
查机械设计P151表8-6取KA=1.2,故P =KAP=1.2×4=1.8KW
根据P 和n 查图8-9选SP2型,由直径系列取小带轮dd =80mm,大带轮直径为80×2.5=200mm验算 =6.03 〈30 合适
由0.7(dd +dd )≤d ≤2(dd +dd ) a =400
传动中心距 Ld0 2 400+ (80+200)+ = 1248.8mm查表8—2,取Ld=1250mm 由式(8—21),实际中心距
a=a0+ 400+ =399.4mm
a1 180°-57.3°× 162.8°>120°
由式(8—22),z=
由ddl=80mm,n1=1440r/min,查表8—5a,表8-5b得P1=1.38Kw P0=0.18kW查表8-2和表8-8 Ka= 0.96 KL=0.91
则Z=
取Z=4根
查表8—4,A型带,q=0.1kg/m;由式(8—23)得 F0=500× +0.17×6.032=165.8N
由式(8-24)得
Q=2zFosin 2×4×165.8×sin =1311.48N
由机械设计课程设计42页表4-2得V带的小带轮缘基准宽B85,基准线上槽深h =2.0,h =90,带轮宽B=D+2Ha=84.
2) 齿数
①基本组 II~III轴间:转速比
由《简明设计手册》P340查表,可知: S=78
验证齿数关系 52-48=4 所以齿数合适
②第一扩大组III~IV轴间:转速比
由《简明设计手册》P340查表,可知: S=70
验证齿数关系 50-43=7〉4 所以齿数合适
②第二扩大组II~III轴间:转速比
由《简明设计手册》P340查表,可知: S=84
验证齿数关系 67-56=7〉4 所以齿数合适
3〕验算主轴转速系列
① 基本组 i =30:48=1/1.6, i =26:52=1/2, i =22:56=1/2.55,因此转速为468.75,375,294.11765,
由
由此看出齿数合适.
② 第一扩大组 i =27:43=1/1.59, i =20:50=1/2.5, i =31:39=1/1.26,因此转速为754.3125,372.024,596.25,297.62,233.426,187.5,150,117.65
由
代入计算得:0.053
0.0147158
0.00797
000156
0.011855
0.0196
0.0211 由此看出齿数合适.
③第二扩大组i =56:28=1/2, i =67:17=1/3.34,最小转速为117.65/3.94=29.86, 由此看出齿数合适.
4〕主传动系统结构示意图:
㈢传动件的估算和验算
各轴的转速和功率如表:
Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ
功率 P=Pd=4KW P =P =3.8016
P3=P2 =3.5754
P4=P3 =3.3627
P5=P4 =3.1626
转矩 T=Td=2.2 T2=T1i0 =5.2272
T3=T2i1 =12.29
T4=T3i2 =28.9
T5=T4i3 =107.08
各轴传动比 I=i =2.5
I=i =1.58,2,2.5
I=i =1.58,1.26,2.5
I=i =2,3.94
转速 1440r/min 750r/min 468.75r/min,
294.11765r/min
375r/min n =117.65 r/min
n =29.86 r/min
传动效率查表2-4简明手册 0.96〔V带〕0.99〔轴承〕=0.9504 0.99〔轴承〕0.95〔齿轮〕=0.9405 0.99〔轴承〕0.95〔齿轮〕=0.9405 0.99〔轴承〕0.95〔齿轮〕=0.9405
由表2-4可以得到各传动件的传动效率如下:V型带传动效率0.96,滚动轴承效率0.99,
齿轮6~7级精度的效率0.99
⑴ 传动轴的估算和验算
1.传动轴直径的估算
mm
①II轴的直径:P=3.8016KW,n =750,【 】由表7-11得
0.7
由于此轴上带有键和三联滑移齿轮,所以d值增大1.0﹪,所以d=27.588 ×1.10=29.2,取d =30mm.
②III轴的直径:P=3.5754KW,n =294.11765,【 】由表7-11得0.7
取d =35mm.具体尺寸由轴设计得出
③IV轴的直径:P=3.3627KW,n =117.65,【 】由表7-11得0.7
取d =45mm.具体尺寸由轴设计得出
④V轴的直径: 但此轴是主轴,详细另行设计
2.齿轮模数的估算和计算
⑴按齿轮弯曲疲劳的估算由《机械工程及自动化简明设计手册》第344页式 II~III轴间的齿轮副:小齿轮Z=22,n =750,经计算得
III~IV轴间的齿轮副:小齿轮Z=20,n =294.11765,经计算得
IV~V轴间的齿轮副:小齿轮Z=17,n =117.65,经计算得
V轴小齿轮Z=28,n =29.86,经计算得
⑵按接触疲劳强度计算,由《机械工程及自动化简明设计手册》第345页式 II~III轴间的齿轮副:经计算得
III~IV轴间的齿轮副:经计算得
IV~V轴间的齿轮副:经计算得
V轴经计算得
由上比较所得,II~III轴间的齿轮副m圆整取2.5合适,III~IV轴间的齿轮副m取3,IV~V轴间的齿轮副m取5.5.
⑵主要传动件的验算
1.齿轮模数的验算
按接触疲劳强度计算,由《机械工程及自动化简明设计手册》第348页中 式
按弯曲疲劳强度计算,由《机械工程及自动化简明设计手册》第348页中 式
①II~III轴间的齿轮副:其中P=3.5754, (轻微冲击), (表7-15), ,K = ,K =0.91,K =0.58,K =0.64, >K 取K = K =0.6, , (表7-22)
= =1.98
弯曲强度校核K =0.8,K =1.04,K =0.78,K =0.77, <K 取K = K =0.62 所以 =1.84
由此看出m=3合适.
②III~Ⅵ轴间的齿轮副:其中P=3.3627, (轻微冲击), (表7-15), ,K = ,K =0.81,K =0.58,K =0.6, (表7-17)>K =0.6取K =0.6, , (表7-22) = =2.788
弯曲强度校核K =0.8,K =0.426K =1.04,K =0.78,K =0.75, <K 取K = K =0.426, 所以 =1.587
由此看出m=2.5合适.
③Ⅳ~Ⅴ轴间的齿轮副:其中P=3.1626, (轻微冲击), (表7-15), ,K = ,K =0.86,K =0.58,K =0.55, <K =0.6取K =0.38, , (表7-22)
= =4.224
弯曲强度校核K =0.8,K =0.46,K =1.04,K =0.78,K =0.72, <K 取K = K =0.46, 所以 =2.81
由此看出m=5.5合适.
⑶齿轮设计
① Ⅱ轴上的齿轮
1铣床速度不高,因此选用7级精度;小齿轮材料为40Cr,调质处理 选大齿轮:45钢,调质处理
2小齿轮齿数z1=26,大齿轮齿数z2=52的;选取螺旋角。初选螺旋角β=14 因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算 按式(10—9a)试算,即
dt≥2.32
(1) 选用k =1.6 小齿轮的转矩:52272N.mm
(2)由表10-7选 =0.6。
(3) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433
(4) 由图10-26查得εα1=0.76,εα2=0.86,则εα=εα1+εα2=1.62
(5)由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa
(6) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa;
(7)由式10-13计算应力循环次数(按15年)
N1=60n1jLh=60×750×1×(1×8×300×15)=1.62×10
N2=1.62×10 /2.54=0.6377×10
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=1.1
9) 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa
[σH]2==1.1×550MPa=605MPa
[σH]=([σH]1+[σH]2)/2=587.5MPa
计算(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t
d1t≥2.32 =43.17mm
(2) 计算圆周速度v= =1.695m/s
⑶ 计算齿宽b及模数mnt
b=φdd1t=0.6×52mm=31.2mm
mnt=3
h=2.25mnt=2.25×2.5mm=5.625mm
b/h=31.2/5.625=5.546
(4) 计算纵向重合度εβ
εβ=0.318×1×tan14 =1.59
3.几何尺寸计算
1) 计算中心距
a =(Z1+Z2)Mn/2cos14=100.48mm
a圆整后取101mm
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角
β=arcos =15.1°
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径
d1 = =56.96mm
4) 计算齿轮宽度
b=〔6--10〕m.
所以b=15—25=16mm
B1=16mm,B2=16mm所以26:52齿轮中取B=16
同理30:48齿轮中B=16
22:56中B=16
结构设计
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式为宜。大齿轮做成十字轮辐式齿轮其他有关尺寸参看大齿轮零件图。
② Ⅲ与Ⅳ轴上的齿轮组 由取的的模数M=3,可算得39:31中D=〔6—10〕m=18--30取B=20
50:20中取B=20
27:43中 也取B=20
③ Ⅳ与Ⅴ轴上的齿轮组 有模数m=5.5,
28:56中d=〔6—10〕m=33--55取B=35
27:43中 也取B=35.
⑷轴的长度设计和齿轮组分布
① Ⅱ轴及II~III轴间的齿轮副
此轴上采用固定齿轮b1为26齿宽16mm,b2为16齿宽16,b3为22齿宽16 L1为与电动机带轮连接并有轴承大约70mm,L2和箱壁相隔部分取10mm,L3 为与之对应的Ⅲ轴上的48的齿,56的齿,之间还有空刀槽,所以暂时取170,L4为与之对应的Ⅲ轴上的齿以及活动间隙,暂取60,L5为对应Ⅲ轴上的的齿,所以暂时取40,L6取22,L7取10,L8为轴承端取30所以L总长B1+B2+B3+L1+L2+L3+L4+L5+6+L7+L8=453mm.
②Ⅲ轴
此包括两个三联滑移齿轮,分别采用整体式,b1齿宽20mm,b2齿宽20,b3齿宽20,b4宽16,b5宽16,b6宽16根据机床设计手册3,P287,L>14B,采用的是串联3b+Bk+2k+b1=87和75,L1为轴承大约20mm和轴肩部分所以取30mm, L2为间隔箱壁10,L3为滑键部分取333,L4和L5部分取40,所以L总长413mm.具体三联齿轮确定后得出.
③Ⅳ轴
此包括一个三联固定齿轮和一个双联齿轮,b1齿宽20mm,b2齿宽20,b3齿宽20,b4宽35,b5宽35,根据机床设计手册3,P287,L>14B,采用的是串联,L1为轴承大约30mm,L2为10,L3和Ⅲ轴上对应333,L4为花键215,所以L总长=688mm.
④ Ⅴ轴此主轴由机床设计手册3册P17表6.1-5得轴向分布
b128齿宽35mm,b267齿宽35,另有L3段由机床设计手册3册P17得140mm,L1为与Ⅳ轴对应,L2为对应Ⅲ三联齿轮得L总长LⅣ+140=795mm.
⑤ 齿轮块及其滑块拨叉结构
由机床设计手册2册P269表5.4-99与5.4-100,以及简明设计手册P375表7-45得
b 选插齿空刀槽,于是有
模数 2 3 5.5
b
5 6 7
a 5 7.5 14
r 0.5 05 1
ⅰ.在Ⅳ轴上的双联滑移齿轮如图.
其中滑块的设计:机床设计手册3册P814图,可得D=﹙2—2.5﹚d1,L1=﹙1—1.5﹚d1,d1为摆杆孔径,D1摆杆凸缘直径,L1为摆杆凸缘长度.由简明设计手册表7-47
滑移齿轮的滑块,拨叉尺寸b1×h, 一般取10×5或12×6.
所以在此设计中取表中的B=10,L=18,H=5,d=5,D1≤14,l=8,d1=5,c=0.4
所以上图中的双联滑移齿轮中b1=10,k=5.Ⅳ轴上的双联滑移齿轮L=K+b1+k+b +bk+b =90mm.
ⅱ.在Ⅳ轴上的三个固定齿轮如图
有L=167mm.
ⅲ.在Ⅲ轴上的三联滑移齿轮分别为52.56.48的L= 2K+b1+ b + b +bk+ b =87mm.
而43.31.26齿的 L= 2K+b1+ b + b +bk+ b =75mm..
ⅳ.在Ⅱ轴上的三个固定齿轮L=139.
⑥ 各轴总长最终确定
Ⅱ轴L总=453mm
Ⅲ轴L总=413mm
Ⅳ轴L总=688mm.
Ⅴ轴L总=795mm.
齿轮轴向分布具体尺寸如下:
三结构设计
㈠主轴的主要参数和结构的确定
1确定主轴前端直径D1,由机床设计手册3册P81页图6.1-84
升降台铣床P-D1统计曲线
区域I: 中等转速、中等以上载荷
区域II: 中等以上转速、中等以下载荷及三支承主轴,得D1=65—80mm. 机床主轴端部结构形状:
主轴中心孔前段锥度,摩氏3-6度。
为装配方便,车床主轴直径通常是从前向后逐段递减。一般车、铣床主轴后轴颈的直径 , 为前轴颈尺寸。
主轴前轴颈尺寸应按所传递的功率确定,初选时可参照下表初定。
主轴前轴径的直径 mm
功率KW
Di
机床 1.47-2.5 2.6-3.6 3.7-5.5 5.6-7.3 7.4-11 11-14.7 14.8-18.4 18.5-22 22-29.5 卧式车床 60-80 70-90 70-105 95-130 110-145 140-165 150-190 220 230
铣床 50-90 60-90 60-95 75-100 90-105 100-115 ------ ----- -----
外圆磨床 ---- 50-90 55-70 70-80 75-90 75-100 90-100 105 105
车床和铣床主轴后轴颈的直径D2可根据前轴颈直径D,按下列经验公式来定: D2 ≈(0.7~0.8)D1,D1≈(1.1~1.15)D,D2≈(0.85+0.9)D,D为平均直径
2.主轴的内孔直径 d的确定
轴的刚度K与抗弯截面惯性矩I成正比,与直径之间有下列关系:
由P83得推荐,铣床: d=拉杆直径 +(5~10)mm
3.主轴前端悬伸量的选择
轴悬伸量a值愈小愈能提高主轴组件刚度,确定a的原则:在满足结构要求的前提下,尽可能取小值。
主轴悬伸量a取决于主轴端部的结构形状和尺寸工件或刀具的安装方式,前轴承的类型及组合方式,润滑与密封装置的结构等.
中等长度和较长主轴端的车床和铣床,悬申不太长(不是细长)的精密镗床和内圆磨床,用滚动轴承和滑动轴承支撑,适用于绝大部普通生产的要求。 1.25-2.5 由机床设计手册3册P72由D取69.25,得主轴序号为50的主轴端部尺寸,配合d128.570,D2=101.6,d=42,d1最小27,L最小140,锥孔7:24.
7:24锥孔作定位面,供安装铣刀或铣刀心轴的尾椎,再用拉杆从主轴后端拉紧,四个螺孔供安装端铣刀用,两个长槽供安装端面键以传递扭矩 铣床
4.主轴最佳跨距可据下列经验公式初定 式中 L0——最佳跨距 a——悬伸量(悬伸量大的机床 若实际跨距L实与最佳跨距L0不能相等时,可取合理跨距 。若L实〉L0时,应适当加强主轴刚度;反之,L实
由图可知当L/L0=0.75~1.5时,刚度损失不大(5%左右),应认为在合理范围之内,称为合理跨距,合理跨距L合理=(0.75~1.5)L0是一个区间最佳跨距,L0只是一个点
选择L0=La.L根据其他轴长确定.
5.主轴D计算
由机床设计手册2册P532得d≥ ,由空心比1.07得D=69.85≥24.99.由简明设计手册P70-72安排各段直径和长度.
得 d为估算直径,然后取45,d1=d+2a外伸轴直径尺寸的限制,选为47mm。 d2’=d1+2a=d1+2×(0.07-0.1)×d1,因d2必须与轴承的内径一致,考虑到轴肩要有2mm的圆角,则轴承选用30210型,即该段直径定为50。
d3’=d2+(1~5)mm=51-55,d3必须符合轴承密封元件的要求,轴向定位可靠,定位轴肩高度应达2.5mm,所以该段直径取d2=55mm。
d4’该段是轴阶梯取60, d5轴固定64.
d6该段轴要安装轴承,考虑到轴肩要有2mm的圆角,经标准化,定为65mm。 d7固定齿轮67,d8上为齿轮选70,d9=d7=67, d10为齿轮等于d7=70, d11为限制齿轮80, d12为轴承90,d13接箱盖95,d14=d14=90,d15为端部128.75. 由轴长设计得,
L1该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度,定为37mm L2该段轴承宽度为30。
L3固定轴承40,L4为过度取50 ,L5取213.
L6轴承宽23mm,定为30mm。L7该段综合考虑与箱体内壁的距离取13.5mm、取4mm(采用油润滑),取50mm
L8这段为安装齿轮,要求长度要比轮毂短2mm,齿轮宽为35mm,定为33m ,L9该段轴肩间隔齿轮97,
L10该段安装齿轮要求长度要比轮毂短2mm,齿轮宽为35mm,定为33mm,L11为与箱体内壁的距离取7+13=20 mm
L12—L14轴安装轴承和挡油盘, 这段还有轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。所以取85,L12=30,L13=25,L14=15.
L15为输出为140-85得55mm.
6.主轴的结构,材料热处理和技术要求
1) 主轴单元式结构 高速加工中心和数控铣床大多采用单元式主轴结构,将主轴前后轴承在恒温环境下进行配磨,配磨好后装入一个圆套筒内,然后在总装时以一个完整的单元装入机床主轴箱内,这样不仅保证了机床主轴组件的装配精度,而且又易于安装和维修调整,如图1所示。 图1 主轴单元式结构
2〕材料和热处理由表6.1-49选40Cr〔45MnB或40MnVB〕调质T235,轴颈部分表面淬硬〔G48〕
3〕技术要求
① 机床回转精度表6.1-50.
主轴锥孔中心线径向跳到允差 主轴定心轴颈的 径向允差 主轴轴肩支撑面的轴向跳动允差 主轴的轴向窜动允差
轴端 0.01
L=300 0.02 0.01 0.02 0.01
由表6.1-51查表得主轴主要技术参数如下
项目 轴承轴颈 锥孔 卡盘刀盘砂轮定心轴颈 定位轴肩
端部 距端部L处
相对前后轴颈中心线跳动 0.05 0.005 L=300 0.005—0.01 0.01—0.015
0.01
表面光洁度和接触面积 ▽8-9为锥体时接触率为80﹪ ▽7接触率为70﹪ ▽7 ▽7 4〕机床设计手册2册P541,滑移齿轮与轴配合
5〕轴肩端面跳动P542表5.8-7.得为0.04--.0.05
㈡主轴的受 力分析与校核
此主轴是三支持经简化后
(a) 主轴的前端部挠度
(b) 主轴在前轴承处的倾角
(c) 在安装齿轮处的倾角
, , 由机床设计手册2册P557有三支承E取为 ,I= ,EI=245.388×10 ,
由上图可知如下数据:a=370mm,b=285mm,l=795mm,c=140mm
计算(在垂直平面)
假设B不存在,则
假设P,Q不存在,
假设由箱体孔加工误差,支撑B比A和C低0.001cm,y ,所以y ,R =320.3,将上两式加起来y ,如果B,A,C完全同心,则y +y =0,所以 ,R ,
y .
㈢键的选取与校核
1、 电动机小带轮端的键 由机械设计书表6-1和课程设计表9-14得
键为 10×8 GB1095-79 即圆头普通平键(A型),键的参数为:b=10mm;h=8mm;l=40mm
(1)、键校核 键的接触长度 ;则键联接所能传递的转矩为: 由文献【1】表7.1得 120MP; ;强度符合要求
2、 Ⅱ轴上固定齿轮上的键由机械设计书表6-1和课程设计表9-14得
键为 10×8 GB1095-79 即圆头普通平键(A型),键的参数为:b=10mm;h=8mm;l=14mm
(1)、键校核 键的接触长度 ;则键联接所能传递的转矩为: 由文献【1】表7.1得 120MP; ;强度符合要求
3、 Ⅳ轴上固定齿轮上的键由机械设计书表6-1和课程设计表9-14得
键为 16×10 GB1095-79 即圆头普通平键(A型),键的参数为:b=16mm;h=10mm;l=18mm
(1)、键校核 键的接触长度 ;则键联接所能传递的转矩为: 由文献【1】表7.1得
120MP; ;强度符合要求
4、 主轴上的键 由机械设计书表6-1和课程设计表9-14得
齿28的键为 20×12 GB1095-79 即圆头普通平键(A型),键的参数为:b=20mm;h=12mm;l=32mm
(1)、键校核 键的接触长度 ;则键联接所能传递的转矩为: 由文献【1】表7.1得 120MP; ;强度符合要求
齿67的键为 20×12 GB1095-79 即圆头普通平键(A型),键的参数为:b=20mm;h=12mm;l=32mm
(1)、键校核 键的接触长度 ;则键联接所能传递的转矩为: 由文献【1】表7.1得 120MP; ;强度符合要求
㈣轴承的选取 主轴轴承精度
机床精度等级 前轴承 后轴承
普通精度级 P5或P4(SP) P5或P4(SP)
精密级 P4(SP)或P2(UP) P4(SP)
高精度级 P2(UP) P2(UP)
(1) Ⅱ:因于带轮不承受轴向力,故选用深沟球轴承30mm,型号:6206。
(2) Ⅲ:轴的前后端与箱体外壁配合,配合处传动轴的轴径是35mm,同时轴也不会承受轴向力故也选用深沟球轴承,型号:6207。
(3) Ⅳ轴:Ⅳ轴与Ⅲ轴相似,但是由于工作过程之中传动可能右误差,Ⅳ轴会承受轴向力,因此Ⅳ轴与外壁配合处采用圆锥滚子轴承,型号:30209。
(4) 主轴:主轴是传动系统之中最为关键的部分,因此应该合理的选择轴承。
主轴轴承的选择:鉴于加工中心和高速数控铣床的大负荷、高转速和高精密的要求,普通的主轴双联轴承结构已满足不了要求现在对于高速加工中心和数控铣床,大多采用角接触轴承组合设计。因为角接触轴承可以同时承受径向和一个方向的轴向载荷,允许的极限转速较高。
如图2所示,采用两个角接触球轴承背靠背组配,使支承点A、B两点向外扩展,缩短了主轴头部的悬伸,大大地减少了主轴端部的挠曲变形,提高了主轴刚度。
图2 角接触轴承成组组配
从主轴末端到前端依次选择轴承为圆锥滚子轴承,型号:30210; 角接触球轴承,型号:7231C;角接触球轴承,型号:7218C.
⑸轴承校核,由主轴上选定30210轴承.
⑹主轴轴承的预紧:用普通螺母作主轴轴承轴向限位,通常难以保证螺母端面与轴心线有较高的垂直度(如图3a),锁紧后易使轴承偏斜,甚至有可能使轴弯曲(如图3b),这都将影响轴的旋转精度。
a) b)
图3 普通螺母锁紧时螺纹偏斜对轴承的影响
如图4a所示锁紧螺母3,在锁紧时不能保证端面与孔的垂直度,为了提高轴承的调整精度应改为如图4b中用挡圈5、6修磨调整,以便提高修磨精度。用两个分离型螺母8、9调整,或采用双沟槽锁紧螺母(见图5)加十字垫片和采用过盈套等锁紧方式。
1、4、11.法兰盘 2、7.轴承 3、9.锁紧螺母 5、6.档圈
8.调整螺母 10.挡油盘 12.主轴
图4 主轴轴承锁紧、密封结构示意图
1.压缩空气管 2.活塞 3.双沟锁紧螺母 4.碟形弹簧 5.拉杆
6.主轴 7.主轴套筒 8.主轴内冷却环 9.刀具拉钉 10.挡油法兰
图5 KX714主轴结构
㈤主轴密封
主轴轴承的密封和润滑:由于高速机床主轴转速较高,转速达5000r/min以上时脂润滑已很难达到要求,而稀油润滑在高速运动中润滑油的多少明显地影响到主轴运行的平稳性。因此在目前的设计中多数采用集中定量定时油雾或滴油润滑方式。在高速加工中为了提高主轴轴承的寿命和确保轴承的旋转精度,必须采取严格的密封措施,然而密封效果较好的接触式密封又势必影响到主轴转速的提高,因此目前通用的有主轴吹气、迷宫密封等非接触式密封方式,对于要求不高的可以采用间隙密封,但必须准确地控制间隙的大小,一般是在0.02~0.04mm之间。
四.零件图设计
1. 大齿轮的CAD图
以主轴齿数为67的大齿轮为对象,M=5.5,啮合角 ,分度圆压力角 ,齿顶高系数f=ham=1,径向间隙系数C0=0.25.
其他参数如下:分度圆直径:d ,
齿顶圆直径:d =d ,
基圆直径:d ,
节圆直径:d=d
齿根圆直径:d
齿全高:h=〔2+C0〕m=12.375
齿顶高:h
技术要求:①齿顶圆跳动公差为,由机械设计手册2册P247,表5.4-68,7级精度即0.036.
②机械设计P228,由直径大于160,小于500,采用腹板式结构。由机床设计手册P269表5.4-99无轮毂齿轮得b=〔6--8〕m=57,d1=kd=1.6*80=128, 〔简明设计手册表7-44〕,d2=d ,g=〔5--6〕m=30,d ,D2=〔0.25--035〕〔D0-D3〕,C=〔0.2—0.3〕B=15.
2. 主轴见CAD图
3. 展开图.
五.箱体、箱盖主要尺寸计算
箱体采用水平剖分式结构,采用HT200灰铸铁铸造而成。根据表4-17箱体主要尺寸计算如下:
名称 符号 尺寸
箱座厚度
=(0.025~0.03)a+△=12mm
箱盖壁厚 1
1=(0.8~085) =10
箱座盖凸缘厚度 b b1 b2 b=18 b1=18 b2=30
箱盖座筋厚 m m1 m=11 m1=11
轴承盖外径 D2 D+5D3
高 H 360
宽 B 376六设计参考资料目录
[1]《机械设计课程设计》,高等教育出版社,席伟光,扬光,李波主编,2003年2月第一版;
[2]《机械设计(第七版)》,高等教育出版社,濮良贵,纪名刚主编,2001年6月第七版;
[3]《简明机械设计手册》,同济大学出版社,洪钟德主编,2002年5月第一版;
[4]《机床设计手册2册》,机械工业出版社, 1986年12月第一版;
[5]《机床设计手册3册》,机械工业出版社,1986年12月第一版.
[6]《机械制图(第四版)》,高等教育出版社,刘朝儒,彭福荫,高治一编,2001年8月第四版
[7]《机械制造装备设计》,冶金工业出版社,王启义主编,2002年4月第4版
七 结束语
由于时间紧迫,所以这次的设计存在许多缺点,比如说箱体结构庞大,重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷,我相信,通过这次的实践,能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作,有能力设计出结构更紧凑,传动更稳定精确的设备。