普通机床主轴箱设计
1 一 、机的选择和参数计算 1选择电动机 1.1选择电动机的类型 1、车床最大加工直径为250mm. 2、主要技术参数 主电机 功率Pkw 主电机 转速n 电r·min-1 Nmaxr·min-1
Nminr·min-1 公比Ψ 主轴最低转速nmin 转速级数z 4 1450 1400 63 1.41 100 12 3加工工件材料为钢材 4刀具为硬质合金刀具 按工作要求和条件选取Y 系列一般用途全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。电动机的功率 3wPkw 电机转速为n1450r/min主轴最低转速Nmin100 。公比φ14.1转速级数Z12所以选择电动机型号Y112M-2。 1.2 确定各级速度 因为主轴的最低主轴最低转速Nmin100 。公比φ14.1转速级数Z12 查表标准系列参考1-P83可知确定转速的范围为 Nr/min 100 140 200 280 400 560 800 1120 1600 2240 3150 4500 2 二 传动设计 2.1 主传动方案拟定 拟定传动方案包括传动形式的选择以及开停、换向、制动、操作等整个传动系统的确定。传动形式指传动和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的传动形式、变速类型。 传动方案和形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形式要从结构、工艺、性能及经济等方面统一考虑。 传动方案有多种传动形式更是众多比如传动形式上有集中传动、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、分支传动等形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形式的主轴变速箱。 2.2拟定转速图和结构式 在12级转速传动形同的传动组选择传动组选择窗洞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。 确定变速组传动副数目 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 A1234 B. 1243 C。12322 D12232 E。12223 方案A 、B 可节省一根传动轴。但是其中一个传动组内有四个变速传动副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“前多后少”的原则方案C 是可取的。主轴换向采用双向离合器结构。 2 确定变速组扩大顺序 12322的传动副组合其传动组的扩大顺序又可以有以下3种形式 A12312226 B。12312422 C. 12312326 因为传动顺序应前密后疏变速组的降速要前慢后快所以结构式为 12312326 主变速传动系从电动机到主轴通常为降速传动接近电动机的传动转速较高 传动的转矩较小尺寸小一些反之靠近主轴的传动件转速较低传递的转矩较大尺寸就较大。因此在拟定主变速传动系时应尽可能将传动副较多的变速组安排在前面传动副数少的变速组放在后面使主变速传动系中更多的 3 传动件在高速范围内工作尺寸小一些以节省变速箱的造价减小变速箱的外形尺寸 转速图的拟定 4 三 参数计算 3.1齿轮齿数和带轮直径的确定及传动系统图的绘制 确定齿轮齿数时选取合理的齿数和是很关键的。齿轮的中心距取决于
传递的转矩。主变速传动系事降速传动系越后面的变速组传递的转矩越大因此中心距也越大。为简化工艺 1变速传动系内各变速组的齿轮模数最好一样通常不超过23种模数。因此越后面的变速组的齿数和选额较大值有助于实现上述要求。 2 小齿轮应保证不产生根切现象最小齿轮数≥17 3 齿轮可套装在轴上的条件为齿轮的齿槽到孔壁或键槽底部的的壁厚a 应大于或等于2mm 为齿轮模数以保证齿轮具有足够强度。 在轴Ⅰ-Ⅱ间的变速组a 有三个传动副其传动比为 u1a1200/12001 u2a1200/28001.5 u3a1200/5602.1 查参考
1-p100各种常用传动比的适用齿数 zS �6�7�6�760、62、64、66、68、70、72、74�6�7�6�7 zS�6�7�6�7、60、65、67、68、72、75、78�6�7�6�7 zS�6�7�6�762、65、66、68、69、72、74、75�6�7�6�7 可取zS72于是可得轴Ⅰ齿轮齿数分别为36、29、23 得轴Ⅱ上的三联齿轮齿数分别为36、43、49。。 u1a36/36 u2a29/43 u3a23/49 在轴Ⅱ-Ⅲ间的变速组b 有两个传动副其传动比为 u1b1200/12001 u2b400/12002.1 查参考1-p100各种常用传动比的适用齿数 zS �6�7�6�780、82、84、86、88、90、92、94�6�7�6�7 zS �6�7�6�7、80、、83、84、87、88、91�6�7�6�7 可取zS80于是可得轴Ⅱ齿轮齿数分别为40、20 得轴Ⅲ上的三联齿轮齿数分别为40、60。。 5 u1b40/40 u2b20/60 在轴Ⅲ-Ⅳ间的变速组c 有两个传动副其传动比为 u1c1200/45003.75
u2c200/1002. 查参考1-p100各种常用传动比的适用齿数 zS �6�7�6�780、81、85、86、91、92、95、96�6�7�6�7 zS �6�7�6�7、81、84、86、87、90、91�6�7�6�7 可取zS90于是可得轴Ⅲ齿轮齿数分别为30、19 得轴Ⅳ上的两联齿轮齿数分别为60、71。。 u1c30/60 u1c19/71 绘制传动系统图 根据轴数齿轮副电动机等已知条件可有如下系统图 6
四 传动计算 4.1带传动设计 电动机转速n1450r/min传递功率P3KW 传动比i1.21两班制 一天运转16.1小时工作年数10年。 ⑴确定计算功率 取AK1.1则KW3.331.1PKPAca ⑵选取V 带型 根据小带轮的转速和计算功率选B 型带。 ⑶确定带轮直径和验算带速 查参考6-P149表8-3小带轮基准直径mmd1251 1n-小带轮转速r/min 1d-小带轮直径mm 验算带速成11113.1412514509.[1**********]000dnxxvm/s因为5m/sV130m/s故带速合适。 21251251.21150dimm 4确定V 带传动的中心距a 和带的基准长度0L 设中心距为0a 则 05521dda221dd 于是 192.5a550初取中心距为0a400mm 。 带长[1**********]addddaL
23.[***********]123224400mm 查参考6-P146表8-2取相近的基准长度dL1250dLmm 。 带传动实际中心距mmLLaad5.397200 5验算小带轮的包角 一般小带轮的包角不应小于120。 7 21118057.3176.4120dda。合适。 6确定带的根数 LcakkpppZ00 其中 0p-1i 时传递功率的增量 k-按小
轮包角查得的包角系数 Lk-长度系数 查参考6-P152表8-4a 得0p2.19 查参考6-P152表8-4b 得0p0.25 查参考6-P155表8-5 得k0.99 查参考6-P146表8-2 得Lk0.88 cap3.3kw 为避免V 型带工作时各根带受力严重不均匀限制根数不大于
10。 3.31.552.190.250.990.88Z 取Z2 7计算单根V 带的张紧力0F 205.2500qvkkvZpFca 其中 cap-带的传动功率KW v-带速m/s q-每米带的质量kg/m 查参考6-P149表8-3 得取q0.18kg/m。 v 9.49m/s。k0.99 Lk0.88
203.32.50.995000.189.49148.89.4920.99FN 8计算作用在轴上的压轴力 10176.42sin22148.8sin594.922QFZFN 8 4.2 确定各轴转速 ⑴确定主轴计算转速主轴的计算转速为
z121133minnn1001.41280r/minIV ⑵各传动轴的计算转速 轴Ⅲ有6级转速其最低转速200r/min通过双联齿轮使主轴获得两级转速800r/min100r/min。800r/min比主轴的计算转速高需传递全部功率故轴Ⅲ的200r/min转速也应能传递全部功率是计算转速。 轴Ⅱ有3级转速其最低转速560r/min通过双联齿轮使主轴获得两级转速560r/min200r/min。560r/min比轴Ⅲ的计算转速高需传递全部功率故轴Ⅲ的200r/min转速也应能传递全部功率是计算转速。 轴Ⅰ有电动机直接驱动速度为1200r/min。1200r/min转速通过三联齿轮使轴Ⅱ有1200r/min、800r/min、560r/min均需传递全部功率比故轴Ⅰ的1200也应能传递全部功率使计算转速。 3各齿轮的计算
转速 传动组c 中最小齿轮只需计算z 19 的齿轮经该齿轮传动使主轴获得6级转速560r/min、400r/min、280r/min、
200r/min、140r/min、100r/min 主轴的计算转速是280r/min、故z19齿轮在560r/min时应传递全部功率所以560r/min使计算转速。 传动组b 中最小齿轮只需计算z 20 的齿轮经该齿轮传动使主轴获得3级转速400r/min、280r/min、200r/min 轴Ⅲ的计算转速是200r/min、故z20齿轮在560r/min时应传递全部功率所以560r/min使计算转速。 传动组a 中最小齿轮只需计算z 23 的齿轮经该齿轮传动使轴Ⅱ获得3级转速
1200r/min、800r/min、560r/min 轴Ⅱ的计算转速是200r/min、故z23齿轮在560r/min时应传递全部功率所以1200r/min使计算转速。 4核算主轴转速误差 11112DnnxxUxUxUD 标实 1450125/15023/4940/4060/301417.5/minnr实 min/1450rn标 9 524.[1**********]05.1417100标标实nnn 所以合适。 4.3 各传动组齿轮模数的确定和校核 直齿圆柱齿轮的强度计算 在验算主轴箱中的齿轮强度时选择相同模数中承受载荷最大的、齿数最小的齿轮进行接触和弯曲疲劳强度验算。一般对高速传动齿轮主要验算接触疲劳强度对低速传动齿轮主要验算弯曲疲劳强度。 根据以上分析现在对Ⅰ轴上齿数为29的齿轮验算接触疲劳强度对Ⅳ轴上齿数为30的齿轮验算弯曲疲劳强度。 对于齿数为29的齿轮按接触疲劳强度计算齿轮模数mj mj 16338 mm 式中N —— 传递的额定功率
KWN3KW 此处忽略齿轮的传递效率 —— 计算转速
1200r/min —— 齿宽系数 此处值为1 参考6-P205表10-7 z1 —— 为齿轮齿数z29 i —— 大齿轮与小齿轮齿数之比
i1.48“”用于外啮合“—”用于内啮合此处为外啮合故取“” —— 寿命系数 KTK nKNKq0.76 KT —— 工作期限系数 KT 2.73 T —— 齿轮在机床工作期限内的总工作时间同一变速组内的齿轮总工作时间近似的为Ts / PP3为该变速组的传动副数查《机床课程设计指导书》表17得Ts 18000故得T 6000h n1 —— 齿轮的最低转速此处为560r/min c0 —— 基准循环次数得c0 m —— 疲劳曲线指数得m 3 K n —— 转速变化系数得K n 0.71 KN—— 功率利用系数得KN 0.58 Kq —— 材料强化系数得Kq 0.64 Kc —— 工作状况系数考虑载荷冲击的影响参考6-P194取Kc 1.2 10 Kd —— 动载荷系数参考6-P194表图10-8得 1.2 Kb —— 齿向载荷分布系数由参考6-P194表10-6得Kb 1 —— 许用接触应力由参考6-P209图10-21d 得 1100MPa mj 163383.16 代入以上各数据计算得 mj 3.16mm 故所选模数3.5 mm 满足设计要求。 对于轴Ⅱ和轴Ⅲ的齿轮通过同样的方法求的取整后m3.5 对于轴Ⅳ齿数为30的齿轮按弯曲疲劳强度计算齿轮模数mw mw 267 其中 Y —— 齿形系数从参考6-P200表10-5查得2.53 —— 许用弯曲应力由表26得 320 mw 2673.4 代入数据计算得 mw
3.4所选模数为3.5符合设计要求。用相同方法验算其他齿轮
均符合设计要求。 求出模数后根据公式分度圆Dmz 11 齿定高aahhm 齿根高1.25fahhcmm 齿顶圆直径2aaddh 齿根圆直径2ffddh 用以上公式求的齿轮参数 齿轮的具体值见下表 齿轮尺寸表 单位mm 齿轮 齿数 z 模数 nmm 分度圆直径d 齿顶圆直径ad 齿根圆直径fd 齿顶高 ah 齿根高 fh ⒈ 36
3.5 126 133 117.25 3.5 4.375 ⒉ 23 3.5 80.5 87.5 71.75 3.5
4.375 ⒊ 29 3.5 101.5 108.5 92.72 3.5 4.375 ⒋ 36 3.5 126 133 117.25 3.5 4.375 ⒌ 49 3.5 171.5 178.5 162.75 3.5 4.375 ⒍ 43
3.5 150.5 157.5 141.25 3.5 4.375 ⒎ 40 3.5 140 147 131.25 3.5
4.375 ⒏ 20 3.5 70 77 61.25 3.5 4.375 ⒐ 40 3.5 140 147 131.25
3.5 4.375 ⒑ 60 3.5 210 217 201.25 3.5 4.375 ⒒ 60 3.5 210 217 201.25 3.5 4.375 ⒓ 19 3.5 86.5 93.5 77.75 3.5 4.375 ⒔ 30 3.5 105 112 96.25 3.5 4.375 ⒕ 71 3.5 248.5 285.5 239.72 3.5 4.375 12 五 齿轮强度校核 计算公式bmYYKTSaFaF12 5.1校核a 传动组齿轮 校核齿数为23的即可确定各项参数 ⑴
P3KWn1200r/min 6659.5510/9.55103/12000.2410TPnNmm ⑵确定动载系数80.512005.1/[1**********]0dnvms 齿轮精度为7级参考6-p194查图10-8得动载系数1.15vK
⑶83.528mbmmm ⑷确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数1d 非对称2231.120.1810.60.2310HddKb
31.120.1810.60.2310281.41 /28/3.524bh参考6-p196查图10-13得1.17FK ⑸确定齿间载荷分配系数:
5220.241059680.5tTFNd 1.59621.28100/28AtKFNmb由参考6-p196查表10-4 1.2HFKK ⑹确定动载系数:
1.01.151.21.21.6AvFHKKKKK ⑺查参考6-p200表 10-5
2.69FaY 1.57SaY ⑻计算弯曲疲劳许用应力 由参考6-p196查图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限aFEMp540。 13 参考6-p206图10-18查得 9.0NKS 1.3 aFMp3743.15409.0 37489.32.651.57FFaSaYY 3.896.2843222906.1bmKFt 故合适。 5.2 校核b 传动组齿轮 校核齿数为20的即可确定各项参数 ⑴ P3KWn560r/min
6659.5510/9.55103/5600.510TPnNmm ⑵确定动载系数705602.05/[1**********]0dnvms 齿轮精度为7级由参考
6-p194查图10-8得动载系数0.1vK ⑶83.528mbmmm ⑷确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数1d 非对称
2231.120.1810.60.2310HddKb 31.120.1810.60.2310281.41 /28/3.52.82.9bh参考6-p196查图10-13得27.1FK ⑸确定齿间载荷分配系数: 5220.510142870tTFNd
1.0142850100/28AtKFNmb由参考6-p196查表10-4 得
1.1HFKK ⑹确定动载系数: 397.127.11.10.10.1HFvAKKKKK ⑺查查参考6-p200表 10-5 72.2FaY 57.1SaF 14 ⑻计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限
aFEMp540。 参考6-p196查图10-20c 8查得 9.0NKS 1.3 aFMp3743.15409.0 5.8757.172.2374SaFaFYY
1.397142820.3587.5283.5tKFbm 故合适。 5.3校核c 传动组齿轮 校核齿数为19的即可确定各项参数 ⑴
P3KWn560r/min 6659.5510/9.55103/5600.510TPnNmm ⑵确定动载系数86.55602.5/[1**********]0dnvms 齿轮精度为7级由参考6-p194查图10-8得动载系数9.0vK ⑶83.528mbmmm ⑷确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数1d 非对称
2231.120.1810.60.2310HddKb 31.120.1810.60.2310281.41 /28/3.542bh查参考6-p196查图10-13得27.1FK ⑸确定齿间载荷分配系数: 5220.510115686.5tTFNd
1.0115641.28100/28AtKFNmb由参考6-p196查表10-4 得
1.1HFKK ⑹确定动载系数:
2573.127.11.19.00.1HFvAKKKKK 15 ⑺参考6-p200表 10-5 91.2FaY 53.1SaF ⑻计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限aFEMp540。 图10-18查得 9.0NKS 1.3 aFMp3743.15409.0 8453.191.2374SaFaFYY
1.2573115314.7984283.5tKFbm 故合适。 16 六 主轴绕度计算 6.1 确定各轴最小直径 1Ⅰ轴的直径110.961200/minnr 447.57.50.96919124.571200dmmn25 2Ⅱ轴的直径
2120.980.941200/minnr 447.57.50.941919139.13200dmmn40 3Ⅲ轴的直径3230.980.92200/minnr
447.57.50.92919139.13200dmmn40 4主轴的直径
4340.990.91280/minnr 447.57.50.91919136.4280dmmn38 6.2
轴的校核 6.2.1 Ⅰ轴的校核 通过受力分析在一轴的三对啮合齿轮副中中间的两对齿轮对Ⅰ轴中点处的挠度影响最大所以选择中间齿轮啮合来进行校核。
6639.5510/9.551030.96/1200152.802/2152.8/25109432tTPnNmFTdN 22913338.9:[1**********]28ttPFFFNdmmEPaxmmbmm已知mmy12.0403.0
mmlIEbxlxbFYB[***********].[***********][***********].133386 所以合格yYB 。 17 6.2.2Ⅱ轴的校核 通过受力分析在二轴的三对啮合齿轮副中中间的两对齿轮对Ⅱ轴中点处的挠度影响最大所以选择中间齿轮啮合来进行校核。
6639.5510/9.55107.53/200196.52/2196.5/401012129.5tTPnNmFTdN 22917153.7:[1**********]28ttPFFFNdmmEPaxmmbmm已知mmy12.0403.0
mmlIEbxlxbFYB[***********].[***********][***********].171536 所以合格yYB 。 6.2.3 Ⅲ轴的校核 通过受力分析在三轴的三对啮合齿轮副中中间的两对齿轮对Ⅱ轴中点处的挠度影响最大所以选择中间齿轮啮合来进行校核。
6639.5510/9.551030.96/200382.082/2382.08/401023584.9tTPnNmFTdN
22933354.13:[1**********]28ttPFFFNdmmEPaxmmbmm已知
mmy12.0403.0
mmlIEbxlxbFYB[***********].[***********][***********]13.333546 18 七 主轴参数确定 7.1 选择轴颈直径轴承型号 车床功率在2.6-3.6KW 时D1取
70-90mm 间。初选1D70mm 后轴颈21D0.70.85D 取260Dmm 前轴承为NN3020K 后轴承为NN3016K 根据结构定悬伸长度mma751 主轴平均直径 1270606522DDD 普通车削车床d/D0.550.6 d36mm a/D10.75 a53 考虑机械效率 主轴最大输出转距60.859.5510280280PTxxN 床身上最大加工直径约为最大回转直径的60取50即250mm 故半径为0.125m.
28022400.125FN 先假设 /3353159lalmm 前后支撑BARR 分别为 [***********][1**********]9ABFlaRNlFaRNl 19 根据9.19.08..01.0cos39.3izlFddFKarrrv
[1**********].5171230vAvBaAaBBBAAFNFNlmmlziiz
0.90.10.81.90.90.10.81.93.3929898.8230cos01647.343.3974610.8217cos01009.32ABKNKN
4442421647.34/1.631009.327060/2650.056.53.680.85662.180.853881647.[1**********]81.6311020ABeaaAbKKdmmIcmEIAc mKaKEIBcmKak 各传动轴支承处轴承的选择 主轴 前支承N3152130中支承7312c 后支承N308E Ⅰ轴 前支承N308E 后支承N306E Ⅱ轴 前支承N309E 后支承N319E Ⅲ轴 前支承N307E 中支承和后支承N309E 20 前支承为双列圆柱
滚子轴承后支承角接触球轴承
242662.180.853881647.[1**********]81.6311020aaAbEIAcmK aKEIBcmKak.