普通铣床主轴箱设计）
1 中北大学 课程设计任务书 10/11 学年 第 一 学期 学 院： 机械工程与自动化学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 学 生 姓 名： 周明星 学 号：0702014325 课程设计题目： 《金属切削机床》课程设计 ——铣床主轴箱设计 起 迄 日 期： 12 月 19 日～ 12 月 24日 课程设计地点： 机械工程与自动化学院 指 导 教 师： 成云平 系 主 任： 王 彪 下达任务书日期: 2010年12月17日
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2 课 程 设 计 任 务 书 1．设计目的： 通过本课程设计的训练，使学生初步掌握机床的运动设计（包括主轴箱、变速箱传动链），动力计算（包括确定电机型号，主轴、传动轴、齿轮的计算转速），以及关键零部件的强度校核，获得工程师必备设计能力的初步训练。同时巩固《金属切削机床》课程的基本理论和基本知识。 1．运用所学的理论及实践知识，进行机床设计的初步训练，培养学生的综合设计能力； 2．掌握机床设计（主轴箱或变速箱）的方法和步骤； 3．掌握设计的基本技能，具备查阅和运用标准、手册、图册等有关技术资料的能力； 4．基本掌握绘图和编写技术文件的能力 2．设计内容和要求（包括原始数据、技术参数、条件、设计要求等）： 1．机床的类型、用途及主要参数 铣床，工作时间：一班制，电动机功率：5.5NKW，主轴最高、最低转速如下： max1250nrpm，min100nrpm 变速级数：z=12。 2．工件材料：45号钢 刀具材料：YT15 3．设计部件名称：主轴箱 3．设计工作任务及工作量的要求〔包括课程设计计算说明书(论文)、图纸、实物样品等〕： 设计任务 1．运动设计：根据所给定的转速范围及变速级数，，确定公比，绘制结构网、转速图、计算齿轮齿数。 2．动力计算：选择电动机型号及转速，确定传动件的计算转速、对主要零件（如皮带、齿轮、主轴、轴承等）进行计算（初算和验算）。 设计工作量要求： 1．主轴箱展开图、剖面图各一张； 2、Ｉ号传动轴零件图一张； 3．机床传动系统图一张； 4．编写课程设计说明书一份。（A4>15页）
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3 课 程 设 计 任 务 书 4．主要参考文献： 1）王爱玲.现代数控机床结构与设计. 北京: 兵器工业出版社, 1999.9 2）陈易新.金属切削机床课程设计指导书. 哈尔滨工业大学 ,1987.7 3）戴曙.金属切削机床.北京：机械工业出版社，2007.8 4
）范云涨.金属切削机床设计简明手册. 北京: 机械工业出版社,1994.7 5．设计成果形式及要求： 主传动系统装配图一份； 主轴零件图一张； 课程设计说明书一份。 6．工作计划及进度： 2009年 12月17日 资料查阅阶段 12月22日~12月26日 分析、设计、绘图、编写说明书 12月27日 答辩 系主任审查意见： 签字： 年 月 日
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4 目录 1.概述-------------------------------------------------------------1 2.参数的拟定-------------------------------------------------------1 3.传动设计---------------------------------------------------------1 4. 传动件的估算----------------------------------------------------3 5. 动力设计--------------------------------------------------------9 6.主轴空间位置图---------------------------------------------------12 7.主轴箱位置展开图-------------------------------------------------12 8.结构设计及说明---------------------------------------------------13 9.总结-------------------------------------------------------------19 10.参考文献-------------------------------------------------------20 附：主轴箱位置展开图
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5 1.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车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 maxmin125012.5100nnRn，znR ∵Z=12 ∴=1.26； 2.2 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5.5KW，根据《机床设计手册》选Y132S-4，额定功率5.5kw，满载转速1440 minr，最大额定转距2.2。 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
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6 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Z、Z、……个传动副。即321ZZZZ 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，本课程设计选择方案： 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。
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7 转速图的拟定 图1转速图 4. 传动件的估算 4.1 三角带传动的计算 三角带传动中，轴间距A可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定比传动。 (1)选择三角带的型号 根据公式 1.15.56.05caaPKPKW 式中P---电动机额定功率，aK--工作情况系数 查《机械设计》图8-8因此选择A型带，尺寸参数为B=95mm，db=11mm，h=10，38。 (2)确定带轮的计算直径D，D 带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径D不宜过小，
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8 即minDD。查《机械设计》表8-3，8-7取主动轮基准直径D=100mm。 由公式11212DnnD 式中： n-小带轮转速，n-大带轮转速，-
带的滑动系数，一般取0.02。 所以2144010010.02176800Dmm，取为较大值180mm，一可增大包角，二可以满足传动比的要求。 (3)确定三角带速度 按公式113.1410014407.5601000601000DnmVs (4)初定中心距 带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取： 根据经验公式120120.72DDADDmm 取1.5100180420mm，取0A=400mm. (5)三角带的计算基准长度L 021********ADDDDAL 201801003.1424001001801234.624400Lmm 由《机械设计》表8-2，圆整到标准的计算长度 1250Lmm (6)验算三角带的挠曲次数 100012.0640smvuL次，符合要求。 (7)确定实际中心距A 00A40012501243.62403.22LLAmm（） (8)验算小带轮包角 000021118057.5168.6120DDA，主动轮上包角合适。 (9)确定三角带根数Z 根据《机械设计》式8-22得
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9 00()calpzppkk 传动比 121440/8001.8viv 查表8-5c，8-5d 得0p= 0.02KW,0p= 1.14KW 查表8-8，k=0.98；查表8-2，lk=0.93 Z5.7 取Z6 根 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 491[]jNdmmN 其中：N--该轴传递的功率； []—该轴每米长度允许扭转角； jN--该传动轴的计算转速。 计算转速jN是传动件能传递全部功率的最低转速。各传动件的计算转速可以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。 查《机械课程设计指导书》表2-2取I，II，III，IV轴的[]＝0.5；根据计算转速的概念取1jN＝800，2jN＝500， 3jN＝250，4jN＝200。 所以415.50.969123.48000.5dmmmm ， 取30mm 425.50.960.970.979134.45000.5dmmmm, 取40mm 435.50.960.970.970.970.979141.22500.5dmmmm , 取90mm
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10 此轴径为平均轴径，设计时可相应调整。 4.3 齿轮齿数的确定和模数的计算 4.3.1 齿轮齿数的确定 当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和zS及小齿轮的齿数可以从表3-6（机械制造装备设计）中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于18～20。采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于4，以保证滑移是齿轮外圆不相
碰。 第一组齿轮： 传动比：1011ai ，21111.26ai, 32111.6ai 查表，齿数和zS取72 Z=36，2Z=36，3Z=28，4Z=44，5Z=32，6Z=40； 第二组齿轮： 传动比：1011bi,22112bi 齿数和zS取84： ，7Z=42，8Z=42，9Z=28，10Z=56； 第三组齿轮： 传动比：112.5ci,21.61ci 齿数和zS取88： 11Z=54，12Z=34，13Z=25，14Z=63， 4.3.2 齿轮模数的计算 3221(1).16338[]...[].djmjjiNmmmzin
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11 式中：jm―――按接触疲劳强度计算的齿轮模数[mm]； dN―――驱动电机功率[KW]； jn―――该传动轴的计算转速 i―――大齿轮齿数与小齿轮齿数之比i1； 1z―――小齿轮齿数； m―――齿宽系数，mBm（B为齿宽，m为模数），m＝6～10； ][j―――许用接触应力[MPa]，查表26。 (1)Ⅰ-Ⅱ 齿轮弯曲疲劳的计算： 32(1.61)5.5163383.662844500600jm 取m＝4 (2) Ⅱ-Ⅲ齿轮弯曲疲劳的计算： 32(21)5.51633862850250600jm4.4 取m＝5 (3)Ⅲ-Ⅳ 齿轮弯曲疲劳的计算： 32(21)5.51633862563200600jm4.98 取m＝5 (4)标准齿轮：**20h1c0.25度，， 从机械原理 表10-2查得以下公式 齿顶圆 mhzdaa)2+(=*1 齿根圆 **1(22)fadzhcm 分度圆 mzd= 齿顶高 mhhaa*= 齿根高 mchhaf)+(=**
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12 齿轮的具体值见表 齿轮尺寸表 齿轮 齿数 z 模数 m 分度圆 d 齿顶圆ad 齿根圆 fd 齿顶高 ah 齿根高 fh 1 36 4 144 152 134 4 5 2 36 4 144 152 134 4 5 3 28 4 112 120 102 4 5 4 44 4 176 184 166 4 5 5 32 4 128 136 118 4 5 6 40 4 160 168 150 4 5 7 42 5 210 220 197.5 5 6.25 8 42 5 210 220 197.5 5 6.25 9 28 5 140 150 127.5 5 6.25 10 56 5 280 290 267.5 5 6.25 11 54 5 270 280 257.5 5 6.25 12 34 5 170 180 157 5 6.25 12 25 5 270 135 112.5 5 6.25 14 63 5 315 325 302.5 5 6.25 4.3.4齿宽确定 由公式6~10,mmBmm为模数得： 第一套啮合齿轮6~10424~40IBmm 第二套啮合齿轮6~10530~35Bmm 第三套啮合齿轮6~10530~50IIIBmm 一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应主动轮比小齿轮齿宽大 所以1225,30BmmBmm，325Bmm，430Bmm，567891025,30,30,35,30,35BmmBmmBmmBmmBmmBmm，
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13 1112131430,35,30,35BmmBmmBmmBmm 4.4 带轮结构设计 查《机械设计》P156页，当300ddmm时,采用腹板式。D是轴承外径，查《机械零件手册》确定选用深沟球轴承6010，d=50mm,D=80mm。带轮内孔尺寸是轴承外径尺寸80mm。齿《机械设计》表8-10确定参数得： 381()查表 带轮宽度：1251521095Bzefmm '12100,0.219ddmmCBmm， mmD6.150)67.8(1801， mmdDD3.125)(5.0110 mmdDd652.12)(25.0110 100,LBmm 5. 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。初步选取1d＝90mm.后轴颈 2d＝（0.7～0.9）1d，取2d＝80mm.根据设计方案，选前轴承为30218型，后轴承为30216型。根据结构，定悬伸长度a＝120mm。 5.1.3求轴承刚度 主轴最大输出转矩（未考虑机械效率） T=mNmNnP6.2622005.595509550 切削力：NNFC6.583512.06.262 背向力：NFFcp8.29175.0
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14 故总此作用力：F=.4.652422NFFpC 此力主轴颈和后轴颈个承受一般，故主轴端受力为F/2=3262N。 在估算时，先假设初值l/a=3,l=3120=360mm。前后支承的支反力AR和BR: NNlaFRNNlalFRBA108736012032602434936012036032622 根据式（10－6）可求出前、后轴承的刚度： mNKA/1677 ;mNKB/1297 5.1.4 求最佳跨距 29.112971677BAKK 初步计算时，可假定主轴的当量外径ed为前、后轴承颈的平均值，mmmmde852/)8090(。故惯性矩为： 17.01012.01677105.234101.2105.234)048..085.0(05.06381134844aKEImIA 查线图8.1/0al。计算出的al/0与原假定不符。经过反复验算得al/0仍接近1.8。可以看出，这是一个迭代过程，al/0很快收敛于正确值。最佳跨距mml2168.11200。 5.2 齿轮校验 在验算算速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进接触应力和弯曲应力的验算。这里要验算的是齿轮3，齿轮5，齿轮12这三个齿轮。 齿轮3的齿数为28，模数为4，齿轮的应力： 1）接触应力： 11tHHEKFuZZbdu u----大齿轮齿数与小齿轮齿数之比；HZ---区域系数；EZ ----弹性影响系数； K----载荷系数；tF圆周力。 查《机械设计》表10-4及图10-8及表10-2分布得1.15,1.20;1.05,1.25HBFBvAkkkk
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15 假定齿轮工作寿命是48000h。 最终确定 ：接触应力H 960.0Mpa 接触疲劳强度校核H≤[H]满足 2）弯曲应力： tFaSaFKFYYbm FaY―――齿型系数；SaY―――应力校正系数. 查《机械设计》有，求得：F =95Mpa 弯曲疲劳强度校核F≤[F]满足 另外两齿轮计算方法如上，均符合要求。 5.3轴承的校验 Ⅰ轴选用的是角接触轴承6010 其基本额定负荷为16.2KN 由于该轴的转速是定值800/minnr所以齿轮越小越靠近轴承，对轴承的要求越高。根据设计要求，应该对Ⅰ轴未端的滚子轴承进行校核。 齿轮的直径 284112dmm Ⅰ轴传递的转矩 nPT9550 5.50.96955063.03800T Nm 齿轮受力 32263.031125.511210rTFd N 根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为 2111lllFRrv 777.7 N 8.3477.7775.11252vR N 因轴承在运转中有中等冲击载荷，又由于不受轴向力，按《机械设计》表13-6查得pf 为1.2到1.8，取4.1pf，则有： 78.10887.7774.111RfPp N 92.4868.3474.122RfPp N 轴承的寿命
因为21PP，所以按轴承1的受力大小计算： 67362.2)78.108816100(8006010)(60103616PCnLh h 故该轴承能满足要求。
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16 6.主轴空间位置图 7.主轴箱位置展开图
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17 8.结构设计及说明 8.1 结构设计的内容、技术要求和方案 设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器和制动器等）、主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其联结件的结构设计与布置，用一张展开图和若干张横截面图表示。课程设计由于时间的限制，一般只画展开图。 主轴变速箱是机床的重要部件。设计时除考虑一般机械传动的有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题。 精度方面的要求，刚度和抗震性的要求，传动效率要求，主轴前轴承处温度和温升的控制，结构工艺性，操作方便、安全、可靠原则，遵循标准化和通用化的原则。 主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点，由于结构复杂，设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在正式画图前应该先画草图。目的是： 1）布置传动件及选择结构方案。 2）检验传动设计的结果中有无干涉、碰撞或其他不合理的情况，以便及时 改正。 3）确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置，以确 定各轴的受力点和受力方向，为轴和轴承的验算提供必要的数据。 8.2 展开图及其布置 展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序，假想将各轴沿其轴线剖开并将这些剖切面平整展开在同一个平面上。 错误！未找到引用源。轴上装的摩擦离合器和变速齿轮。有两种布置方案，一是将两级变速齿轮和离合器做成一体。齿轮的直径受到离合器内径的约束，齿根圆的直径必须大于离合器的外径，负责齿轮无法加工。这样轴的间距加大。另一种布置方案是离合器的左右部分分别装在同轴线的轴上，左边部分接通，得到一级反向转动，右边接通得到三级反向转动。这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。我们采用第一种方案，通过空心轴中的拉杆来操纵离合器的结构。 总布置时需要考虑制动器的位置。制动器可以布置在背轮轴上也可以放在其他轴上。制动器不要放在转速太低轴上，以免制动扭矩太大，是制动尺寸增大。 齿轮在轴上布置很重要，关系到变速箱的轴向尺寸，减少轴向尺寸有利于提高刚度和减小体积。 8.3 错误！未找到引用源。轴（输入轴）的设计
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18 将运动带入变速箱的带轮一般都安装在轴端，轴变形较大，结构上应注意加强轴的刚度或使轴部受带的拉力（采用卸荷装置）。错误！未找到引用源。轴上装有摩擦离合
器，由于组成离合器的零件很多，装配很不方便，一般都是在箱外组装好错误！未找到引用源。轴在整体装入箱内。我们采用的卸荷装置一般是把轴承装载法兰盘上，通过法兰盘将带轮的拉力传递到箱壁上。 离合器及其压紧装置中有三点值得注意： 1）摩擦片的轴向定位：由两个带花键孔的圆盘实现。其中一个圆盘装 在花键上，另一个装在花键轴上的一个环形沟槽里，并转过一个花键齿，和轴上的花键对正，然后用螺钉把错开的两个圆盘连接在一起。这样就限制了轴向和周向德两个自由度，起了定位作用。 2）摩擦片的压紧由加力环的轴向移动实现，在轴系上形成了弹性力的封闭 系统，不增加轴承轴向复合。 3）结构设计时应使加力环推动摆杆和钢球的运动是不可逆的，即操纵力撤 消后，有自锁作用。 错误！未找到引用源。轴上装有摩擦离合器，两端的齿轮是空套在轴上，当离合器接通时才和轴一起转动。但脱开的另一端齿轮，与轴回转方向是相反的，二者的相对转速很高（约为两倍左右）。结构设计时应考虑这点。 齿轮与轴之间的轴承可以用滚动轴承也可以用滑动轴承。滑动轴承在一些性能和维修上不如滚动轴承，但它的径向尺寸小。 空套齿轮需要有轴向定位，轴承需要润滑。 8.4 齿轮块设计 齿轮是变速箱中的重要元件。齿轮同时啮合的齿数是周期性变化的。也就是说，作用在一个齿轮上的载荷是变化的。同时由于齿轮制造及安装误差等，不可避免要产生动载荷而引起振动和噪音，常成为变速箱的主要噪声源，并影响主轴回转均匀性。在齿轮块设计时，应充分考虑这些问题。 齿轮块的结构形式很多，取决于下列有关因素： 1） 是固定齿轮还是滑移齿轮；2）移动滑移齿轮的方法；3）齿轮精度和加工方法； 变速箱中齿轮用于传递动力和运动。它的精度选择主要取决于圆周速度。采用同一精度时，圆周速度越高，振动和噪声越大，根据实际结果得知，圆周速度会增加一倍，噪声约增大6dB。