普通机床主轴箱设计.docx
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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-1Nmaxr·min-1Nminr·min-1公比Ψ主轴最低转速nmin转速级数z414501400631.41100123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/min100140200280400560800112016002240315045002二传动设计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A1234B.1243C。
12322D12232E。
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A12312226B。
12312422C.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≥173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u1a1200/12001u2a1200/28001.5u3a1200/5602.1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�7zS�6�7�6�7、60、65、67、68、72、75、78�6�7�6�7zS�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。
。
u1a36/36u2a29/43u3a23/49在轴Ⅱ-Ⅲ间的变速组b有两个传动副其传动比为u1b1200/12001u2b400/12002.1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�7zS�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。
。
5u1b40/40u2b20/60在轴Ⅲ-Ⅳ间的变速组c有两个传动副其传动比为u1c1200/45003.75u2c200/1002.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�7zS�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。
。
u1c30/60u1c19/71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KW3.331.1PKPAca⑵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mmd12511n-小带轮转速r/min1d-小带轮直径mm验算带速成11113.1412514509.49601000601000dnxxvm/s因为5m/sV130m/s故带速合适。
21251251.21150dimm4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02122100422addddaL23.141501252400125150123224400mm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mmLLaad5.3972005验算小带轮的包角一般小带轮的包角不应小于120。
721118057.3176.4120dda。
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Lk0.88cap3.3kw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Z27计算单根V带的张紧力0F205.2500qvkkvZpFca其中cap-带的传动功率KWv-带速m/sq-每米带的质量kg/m查参考6-P149表8-3得取q0.18kg/m。
v9.49m/s。
k0.99Lk0.88203.32.50.995000.189.49148.89.4920.99FN8计算作用在轴上的压轴力10176.42sin22148.8sin594.922QFZFN84.2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/minIV⑵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z19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z20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z23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9524.2100145014505.1417100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mjmj16338mm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10-7z1——为齿轮齿数z29i——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KTKnKNKq0.76KT——工作期限系数KT2.73T——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Ts18000故得T6000hn1——齿轮的最低转速此处为560r/minc0——基准循环次数得c0m——疲劳曲线指数得m3Kn——转速变化系数得Kn0.71KN——功率利用系数得KN0.58Kq——材料强化系数得Kq0.64Kc——工作状况系数考虑载荷冲击的影响参考6-P194取Kc1.210Kd——动载荷系数参考6-P194表图10-8得1.2Kb——齿向载荷分布系数由参考6-P194表10-6得Kb1——许用接触应力由参考6-P209图10-21d得1100MPamj163383.16代入以上各数据计算得mj3.16mm故所选模数3.5mm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mwmw267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320mw2673.4代入数据计算得mw3.4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Dmz11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fh⒈363.5126133117.253.54.375⒉233.580.587.571.753.54.375⒊293.5101.5108.592.723.54.375⒋363.5126133117.253.54.375⒌493.5171.5178.5162.753.54.375⒍433.5150.5157.5141.253.54.375⒎403.5140147131.253.54.375⒏203.5707761.253.54.375⒐403.5140147131.253.54.375⒑603.5210217201.253.54.375⒒603.5210217201.253.54.375⒓193.586.593.577.753.54.375⒔303.510511296.253.54.375⒕713.5248.5285.5239.723.54.37512五齿轮强度校核计算公式bmYYKTSaFaF125.1校核a传动组齿轮校核齿数为23的即可确定各项参数⑴P3KWn1200r/min6659.5510/9.55103/12000.2410TPnNmm⑵确定动载系数80.512005.1/601000601000dnvms齿轮精度为7级参考6-p194查图10-8得动载系数1.15vK⑶83.528mbmmm⑷确定齿向载荷分配系数:
取齿宽系数1d非对称2231.120.1810.60.2310HddKb31.120.1810.60.2310281.41/28/3.524bh参考6-p196查图10-13得1.17FK⑸确定齿间载荷分配系数:
5220.241059680.5tTFNd1.59621.28100/28AtKFNmb由参考6-p196查表10-41.2HFKK⑹确定动载系数:
1.01.151.21.21.6AvFHKKKKK⑺查参考6-p200表10-52.69FaY1.57SaY⑻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9.0NKS1.3aFMp3743.15409.037489.32.651.57FFaSaYY3.896.2843222906.1bmKFt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⑴P3KWn560r/min6659.5510/9.55103/5600.510TPnNmm⑵确定动载系数705602.05/601000601000dnvms齿轮精度为7级由参考6-p194查图10-8得动载系数0.1vK⑶83.528mbmmm⑷确定齿向载荷分配系数:
取齿宽系数1d非对称2231.120.1810.60.2310HddKb31.120.1810.60.2310281.41/28/3.52.82.9bh参考6-p196查图10-13得27.1FK⑸确定齿间载荷分配系数:
5220.510142870tTFNd1.0142850100/28AtKFNmb由参考6-p196查表10-4得1.1HFKK⑹确定动载系数:
397.127.11.10.10.1HFvAKKKKK⑺查查参考6-p200表10-572.2FaY57.1SaF14⑻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10-20c8查得9.0NKS1.3aFMp3743.15409.05.8757.172.2374SaFaFYY1.397142820.3587.5283.5tKFbm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⑴P3KWn560r/min6659.5510/9.55103/5600.510TPnNmm⑵确定动载系数86.55602.5/601000601000dnvms齿轮精度为7级由参考6-p194查图10-8得动载系数9.0vK⑶83.528mbmmm⑷确定齿向载荷分配系数:
取齿宽系数1d非对称2231.120.1810.60.2310HddKb31.120.1810.60.2310281.41/28/3.542bh查参考6-p196查图10-13得27.1FK⑸确定齿间载荷分配系数:
5220.510115686.5tTFNd1.0115641.28100/28AtKFNmb由参考6-p196查表10-4得1.1HFKK⑹确定动载系数:
2573.127.11.19.00.1HFvAKKKKK15⑺参考6-p200表10-591.2FaY53.1SaF⑻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9.0NKS1.3aFMp3743.15409.08453.191.2374SaFaFYY1.2573115314.7984283.5tKFbm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/minnr447.57.50.96919124.571200dmmn252Ⅱ轴的直径2120.980.941200/minnr447.57.50.941919139.13200dmmn403Ⅲ轴的直径3230.980.92200/minnr447.57.50.92919139.13200dmmn404主轴的直径4340.990.91280/minnr447.57.50.91919136.4280dmmn386.2轴的校核6.2.1Ⅰ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。
6639.5510/9.551030.96/1200152.802/2152.8/25109432tTPnNmFTdN22913338.9:
2520010330228ttPFFFNdmmEPaxmmbmm已知mmy12.0403.0mmlIEbxlxbFYB334349432222221058.410685106436102006103302286853302289.133386所以合格yYB。
176.2.2Ⅱ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。
6639.5510/9.55107.53/200196.52/2196.5/401012129.5tTPnNmFTdN22917153.7:
4020010330228ttPFFFNdmmEPaxmmbmm已知mmy12.0403.0mmlIEbxlxbFYB334349432222221089.510685106436102006103302286853302287.171536所以合格yYB。
6.2.3Ⅲ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。
6639.5510/9.551030.96/200382.082/2382.08/401023584.9tTPnNmFTdN22933354.13:
4020010330228ttPFFFNdmmEPaxmmbmm已知mmy12.0403.0mmlIEbxlxbFYB334349432222221045.11106851064361020061033022868533022813.33354618七主轴参数确定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/D0.550.6d36mma/D10.75a53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159532240298621595322407462159ABFlaRNlFaRNl19根据9.19.08..01.0cos39.3izlFddFKarrrv29867462010.5171230vAvBaAaBBBAAFNFNlmmlziiz0.90.10.81.90.90.10.81.93.3929898.8230cos01647.343.3974610.8217cos01009.32ABKNKN4442421647.34/1.631009.327060/2650.056.53.680.85662.180.853881647.3415910613881.6311020ABeaaAbKKdmmIcmEIAcmKaKEIBcmKak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N308EⅠ轴前支承N308E后支承N306EⅡ轴前支承N309E后支承N319EⅢ轴前支承N307E中支承和后支承N309E20前支承为双列圆柱滚子轴承后支承角接触球轴承242662.180.853881647.3415910613881.6311020aaAbEIAcmKaKEIBcmKak.
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