普通铣床主轴箱设计Word格式.docx
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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7.5KW，根据《机床设计手册》选Y132S2-2，额定功率7.5
，满载转速2900
，最大额定转距2.0。
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
、
、……
传动副。
即
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
选择方案：
12=3×
2×
2；
12＝2×
3×
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。
3.2.3结构式、结构网的拟定
对于12=3×
2传动式，有6种结构式和对应的结构网。
分别为：
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
的方案。
根据级比指数分配使传动顺序与扩大顺序相一致，方案
的结构网如下图所示：
图1结构网
3.2.4转速图的拟定
上述所选定的结构式共有三个传动组，变速机构共需4轴，加上电动机共5轴，故转速图需5条竖线，如下图所示。
主轴共12速，电动机轴与主轴最高转速相近，故需12条横线。
中间各轴的转速可以从电动机轴往后推，也可以从主轴开始往前推。
通常以往前推比较方便，即先决定轴三的转速。
图2转速图
4.传动件的估算
4.1三角带传动
4.1.1确定计算功率
[KW]
N——主动带轮传动的功率
=7.5KW
K——工作情况系数
工作时间为二班制K=1.2
故
4.1.2选择三角胶带的型号
小带轮的转速：
rpm选用A型三角胶带
4.1.3确定带轮直径
小轮直径D应满足条件:
（mm）
故
=100mm
大轮直径
为大轮的转速
=1600rpm
mm
4.1.4计算胶带速度
4.1.5初定中心距
两带轮中心距应在
4.1.6计算胶带的长度
查表12，选标准计算长度L及作为标记的三角胶带的内周长度
=988.318查得
4.1.7计算实际中心距A
传动的实际中心距为：
为了张紧和装拆胶带的需要，中心距的最小调整范围为：
=260.99~305.54
4.1.8定小带轮的包角
4.1.9确定三角胶带的根数Z
（包角系数）查《机械设计》表8-8
=0.96
（长度系数）查表8-2
=0.89
（单根V带基本额定功率）8-5a小带轮节圆直径100
=2.05
（8-5b）传动比i=1.81
=0.30
（计算功率）
（工作情况系数）
=1.2
故Z=4根
4.1.10作用在支撑轴上的轴向力为
（胶带初拉力）
=93
故Q=734.8
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
（1）.确定各变速齿轮传动副的齿数
Ⅰ轴:
取
则从表中查出小齿轮齿数分别为32,28,24
Ⅱ轴:
取
小齿轮齿数为42,28
Ⅲ轴：
，小齿轮齿数为34,25
为（V带传动效率）=0.96
（深沟球轴承）=0.99
（9级精度的齿轮）=0.99
为（十字滑块联轴器）=0.98
Ⅰ轴：
KW
Ⅱ轴：
Ⅳ轴：
N·
传动轴为Ⅰ,Ⅱ,Ⅲ轴,一般传动轴
mm取d=30轴承6006
mm取d=35轴承6007
mm取d=40轴承6008
mm取d=50轴承6009
轴承6009600760086009
D=55D=62D=68D=80
d=30d=35d=40d=50
B=13B=14B=15B=16
4.2.2齿轮模数的计算
（1）I-Ⅱ齿轮弯曲疲劳的计算
=1.82mm
齿面点蚀的计算:
取A=60,由中心距A及齿数计算出模数
所以取
（2）Ⅱ-Ⅲ齿轮弯曲疲劳的计算
取A=76
，取m=2.5
（3）Ⅲ-Ⅳ齿轮弯曲疲劳的计算
取A=96
取m=3.0
（4）标准齿轮：
表1
齿轮
齿数
模数
m
分度圆
d
齿顶圆
齿根圆
齿顶高
齿根高
1
32
2.0
64
68
59
2.5
2
28
56
60
51
24
48
52
43
4
40
80
84
75
5
44
88
92
83
6
96
100
91
7
42
105
110
98.75
3.125
8
70
63.75
9
10
140
145
133.75
11
34
3.0
102
108
94.5
3.75
12
22
66
72
58.5
13
25
81
67.5
14
62
186
192
178.5
4.2.3齿宽的确定
公式
m（
，m为模数）
第一套啮合齿轮：
mm
第二套啮合齿轮：
第三套啮合齿轮：
4.2.4带轮结构设计
当
mm时，采用腹板式，D是轴承外径，采用轴承6006
由《机械设计》表8-11确定参数
=15,
=9,
带轮宽度：
B=
，
分度圆直径：
（d为轴直径）
大带轮：
d=30,
=60,
小带轮：
d=38,
=76,
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
＝90mm.后轴颈
＝（0.7～0.9）
，取
＝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=
切削力：
背向力：
故总此作用力：
F=
N
此力主轴颈和后轴颈个承受一般，故主轴端受力为F/2=2170.75N。
在估算时，先假设初值l/
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