机床主轴箱的设计网络教育.doc

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1、目 录前 言2摘 要3第1章 运动设计41.1已知条件41.2结构分析式41.3绘制转速图51.4绘制传动系统图8第2章 动力设计92.1确定各轴转速92.2带传动设计92.3各传动组齿轮模数的确定和校核11第3章 齿轮强度校核143.1校核a传动组齿轮143.2校核b传动组齿轮153.3校核c传动组齿轮16第4章 主轴挠度的校核184.1确定各轴最小直径184.2轴的校核18第5章 主轴最佳跨距的确定205.1选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距205.2求轴承刚度20第6章 各传动轴支撑处轴承的选择22第7章 主轴刚度的校核237.1主轴图:237.2计算跨距23结束语25致 谢26参考文献2

2、7前 言我国研究数控技术源于1958年，几十年来经过了发展、停滞、引进技术等几个阶段。1985年以后，我国的数控机床在引进、消化国外技术的基础上，进行了大量的开发工作。到1989年底，我国数控机床的可供品种已超过300种，一些较高档次的数控系统，如五轴联动的数控系统、分辨率为0.O2um的高精度车床用数控系统、数字仿真的数控系统、为柔性制造单元配套的数控系统，也陆续开发出来，并制造出了样机。我国数控系统在技术上已趋于成熟，在重大关键技术上(包括核心技术)，已达到国外先进水平。目前，已新开发出数控系统80种。自“七五”以来，国家一直把数控系统的发展作为重中之重来支持，现已开发出具有中国版权的数控

3、系统，掌握了国外一直对我国封锁的一些关键技术。例如，曾长期困扰我国、并受到西方国家封锁的多坐标联动技术对我们已不再是难题，0.1 m当量的超精密数控系统、数控仿形系统、非圆齿轮加工系统、高速进给数控系统、实时多任务操作系统都已研制成功。尤其是基于PC机的开放式智能化数控系统，可实施多轴控制，具备联网进线等功能，既可作为独立产品，又是一代开放式的开发平台，为机床厂及软件开发商二次开发创造了条件。我国数控机床市场广阔,自2003年开始，中国就成了全球最大的机床消费国，也是世界上最大的数控机床进口国,虽然我们已经取得不可否认的成就, 但我国数控机床核心技术90%仍需进口, 我们只有紧跟先进技术进步的

4、大方向，并不断创新，才能赶超世界先进水平。摘 要我国是机床消费大国，机床的核心设计关系的整个国家的机械制造水平。本论文依据工厂车间常见普通机床的基础数据，根据设计要求，依次对机械主轴箱做了运动设计、动力设计，对主轴箱涉及的齿轮齿数以及相应轴的转速做了合理的确定；通过最优化运算，确定了主轴箱各个齿轮的强度；通过对主轴挠度、跨度、刚度的运算，对各传动轴处的轴承进行了合理的选择。关键词：机床 主轴箱 齿轮Our country is machine consumers, the core design machine tools of the relationship between the mec

5、hanical manufacturing level of the whole country.This paper based on the conventional machine tools factory workshop common basic data, according to the design requirements, which in turn to mechanical spindle box do sports design, dynamic design of spindle box involves gear and corresponding the sp

6、eed of the shaft gear the determination of reasonable; Through the optimization calculation, the determined the spindle box all the strength of the gear; Through to the main shaft deflection, the span, and stiffness of the operation, the drive shaft bearings in the reasonable choice.Keywords: spindl

7、e ,box ,gear第1章 运动设计1.1已知条件1确定转速范围：主轴最小转速。2确定公比：3转速级数：1.2结构分析式 3 从电动机到主轴主要为降速传动，若使传动副较多的传动组放在较接近电动机处可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，节省材料，也就是满足传动副前多后少的原则，因此取方案。在降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比 ；在升速时为防止产生过大的噪音和震动常限制最大转速比。在主传动链任一传动组的最大变速范围。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小， 根据中间传动轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下：图1-1 传动系统的结构网检查传动组的变速范围时，只检

8、查最后一个扩大组： 其中， 所以 ，合适。1.3绘制转速图(1)选择电动机一般车床若无特殊要求，多采用Y系列封闭式三相异步电动机，根据原则条件选择Y-132M-4型Y系列笼式三相异步电动机。(2)分配总降速传动比总降速传动比 又电动机转速不符合转速数列标准，因而增加一定比传动副。(3)确定传动轴轴数传动轴轴数 = 变速组数 + 定比传动副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。(4)确定各级转速并绘制转速图由 z = 12确定各级转速：1400、1000、710、500、355、250、180、125、90、63、45、31.5r/min。在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按传动顺序依次设

9、为、。与、与、与轴之间的传动组分别设为a、b、c。现由（主轴）开始，确定、轴的转速：先来确定轴的转速传动组c 的变速范围为，结合结构式，轴的转速只有一和可能：125、180、250、355、500、710r/min。 确定轴的转速传动组b的级比指数为3，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致传动比太小，可取 ，轴的转速确定为：355、500、710r/min。确定轴的转速对于轴，其级比指数为1,可取 ，确定轴转速为710r/min。由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比。下面画出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）。(5) 确定各变速组传动副齿数图1-2 传动系统的转速图传动组a查

10、表8-1, ，时：57、60、63、66、69、72、75、78时：58、60、63、65、67、68、70、72、73、77时：58、60、62、64、66、68、70、72、74、76可取72,于是可得轴齿轮齿数分别为：24、30、36。于是，可得轴上的三联齿轮齿数分别为：48、42、36。传动组b查表8-1, ，时：69、72、73、76、77、80、81、84、87时：70、72、74、76、78、80、82、84、86可取 84，于是可得轴上两联齿轮的齿数分别为：22、42。于是 ，得轴上两齿轮的齿数分别为：62、42。传动组c查表8-1,时：84、85、89、90、94、95时：

11、72、75、78、81、84、87、89、90可取 90.为降速传动，取轴齿轮齿数为18；为升速传动，取轴齿轮齿数为30。于是得,得轴两联动齿轮的齿数分别为18，60；得轴两齿轮齿数分别为72，30。1.4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： 图1-3传动统图第2章 动力设计2.1确定各轴转速 (1)确定主轴计算转速主轴的计算转速为:(2)各传动轴的计算转速 轴可从主轴90r/min按72/18的传动副找上去，轴的计算转速125r/min；轴的计算转速为355r/min；轴的计算转速为710r/min。(3)各齿轮的计算转速传动组c中，18/72只需计算z = 18

12、 的齿轮，计算转速为355r/min；60/30只需计算z = 30的齿轮，计算转速为250r/min；传动组b计算z = 22的齿轮，计算转速为355r/min；传动组a应计算z = 24的齿轮，计算转速为710r/min。(4)核算主轴转速误差所以合适。2.2带传动设计电动机转速n=1440r/min,传递功率P=7.5KW,传动比i=2.03，两班制，一天运转16.1小时，工作年数10年。(1)确定计算功率 取1.1，则(2)选取V带型根据小带轮的转速和计算功率，选B型带。(3)确定带轮直径和验算带速查表小带轮基准直径,验算带速成其中 -小带轮转速，r/min；-小带轮直径，mm；，合适

13、。(4)确定带传动的中心距和带的基准长度设中心距为,则055（）a2（）于是 208.45a758,初取中心距为400mm。带长查表取相近的基准长度，。带传动实际中心距(5)验算小带轮的包角一般小带轮的包角不应小于，合适。(6)确定带的根数 其中： -时传递功率的增量；-按小轮包角，查得的包角系数；-长度系数；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。 (7)计算带的张紧力 其中： -带的传动功率,KW； v-带速,m/s； q-每米带的质量，kg/m；取q=0.17kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。 (8)计算作用在轴上的压轴力 2.3各传动组齿轮

14、模数的确定和校核(1)模数的确定：a传动组：分别计算各齿轮模数先计算24齿齿轮的模数：其中: -公比 ； = 2； -电动机功率； = 7.5KW； -齿宽系数； -齿轮传动许允应力; -计算齿轮计算转速。 取= 600MPa,安全系数S = 1。 由应力循环次数选取 ，取S=1。 取m = 4mm。按齿数30的计算，可取m = 4mm；按齿数36的计算，, 可取m = 4mm。于是传动组a的齿轮模数取m = 4mm，b = 32mm。轴上齿轮的直径： 。轴上三联齿轮的直径分别为： b传动组： 确定轴上另两联齿轮的模数。 按22齿数的齿轮计算： 可得m = 4.8mm； 取m = 5mm。按4

15、2齿数的齿轮计算：可得m = 3.55mm；于是轴两联齿轮的模数统一取为m = 5mm。于是轴两联齿轮的直径分别为： 轴上与轴两联齿轮啮合的两齿轮直径分别为： c传动组： 取m = 5mm。轴上两联动齿轮的直径分别为： 轴四上两齿轮的直径分别为： 第3章 齿轮强度校核计算公式3.1校核a传动组齿轮校核齿数为24的即可，确定各项参数(1) P=8.25KW,n=710r/min,(2)确定动载系数齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数(3)(4)确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称 查机械设计得，(5)确定齿间载荷分配系数 由机械设计查得，(6)确定动载系数(7)查表 10-5 (8)计算弯曲

16、疲劳许用应力由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合适。3.2校核b传动组齿轮校核齿数为22的即可，确定各项参数(1) P=8.25KW,n=355r/min,(2)确定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数(4)确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称 查机械设计得，(5)确定齿间载荷分配系数:由机械设计查得，(6)确定动载系数: (7)查表 10-5 (8)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。 图10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合适。3.3校核c传动组齿轮校核齿数为18的即可，确定各项参数(1) P=8.25KW,n

17、=355r/min,(2)确定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数(3)(4)确定齿向载荷分配系数取齿宽系数非对称查机械设计得(5)确定齿间载荷分配系数 由机械设计查得(6)确定动载系数(7)查表 10-5 (8)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。 图10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合适。第4章 主轴挠度的校核4.1确定各轴最小直径(1)轴的直径：(2)轴的直径：(3)轴的直径：(4)主轴的直径：4.2轴的校核轴的校核：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 。轴、轴的校核同上。

18、第5章 主轴最佳跨距的确定400mm车床，P=7.5KW.5.1选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距前轴颈应为75-100mm,初选=100mm,后轴颈取,前轴承为NN3020K,后轴承为NN3016K,根据结构,定悬伸长度5.2求轴承刚度考虑机械效率主轴最大输出转距：床身上最大加工直径约为最大回转直径的60%,取50%即200,故半径为0.1.切削力：背向力：故总的作用力 ：次力作用于顶在顶尖间的工件上主轴尾架各承受一半,故主轴轴端受力为 先假设 前后支撑分别为根据第6章 各传动轴支撑处轴承的选择参考金属切削机床课程设计指导书表2，取通用机床钢质主轴前轴颈直径D1 = 80mm，后轴颈直径D2

19、= （0.70.85）D1，取D2 = 65 mm，主轴内孔直径d = 0.1 Dmax 10 mm ，其中Dmax为最大加工直径。取d = 40mm。估算传动轴直径：（忽略各传动功率损失）按扭转刚度初步计算传动轴直径：d = 式中d 传动轴直径；N 该轴传递功率（KW）；该轴计算转速（r/min）； 该轴每米长度允许扭转角这些轴都是一般传动轴，取=10/m。代入以上计算转速的值，计算各传动轴的直径：轴：d1 = 26mm；轴：d2 = 31mm；轴：d3 = 40mm；第7章 主轴刚度的校核7.1主轴图:图7-1 主轴图7.2计算跨距前支承为双列圆柱滚子轴承，后支承为双列圆柱滚子轴承当量外径

20、主轴刚度：由于故根据式（10-8）对于机床的刚度要求，取阻尼比当v=50m/min,s=0.1mm/r时,取计算 可以看出，该机床主轴是合格的。结束语这次严格的实战考验让我受益匪浅，不仅巩固和深化了课堂理论教学的内容，而且锻炼和培养了我综合运用所学过的知识和理论的能力，使我独立分析、解决问题的能力得到了强化。解决了平时学习中遗留下来的难点和疑点，丰富了自己的只是面，尤其使我对本专业的设计特点和思维方式有了进一步的体会。当然，本次设计中也出现了不少问题，如对理论只是理解不深，实际应用能力不强，动手能力差等，还需在以后的工作和学习中进一步的改善和提高。致 谢在完成本篇毕业论文的过程中，本人得到了许

21、多老师和同学们的帮助，是他们为此付出了心血和精力，在此请允许我向他们表示最衷心的感谢！首先，我要感谢教学中心的老师彭新宇。他对论文选题、选材、编写格式等方面给予了细心的指导，使本人的毕业论文设计得以有条不紊地进行。其次，我要感谢我所在工作单位昆明中铁的同事，设计过程中许多数据的获得以及实际的测量，都得到了他们大力的支持。最后，我要感谢所有参考文献的作者。我的论文是建立在他们研究基础上的，是他们如此优秀与有益的成果，使我的论文增色。参考文献1 厦门工程学院机械制造教研室 主编.金属切削机床指导书.厦门：工程学院出版社，1999年2 濮良贵 纪名刚主编.机械设计(第七版).北京:高等教育出版社,2001年6月3 毛谦德 李振清主编.袖珍机械设计师手册北京：机械工业出版社,2002年5月4 编辑委员会编. 减速器实用技术手册.北京:机械工业出版社,1992年5戴曙 主编.金属切削机床.北京:机械工业出版社,2005年1月6 编写组 主编.机床设计手册.北京:机械工业出版社,1980年8月7华东纺织工学院 哈尔滨工业大学 天津大学主编.机床设计图册.上海:上海科学技术出版社,1979年6月28