X6132型万能升降台铣床主轴箱设计.docx

1、X6132型万能升降台铣床主轴箱设计X6132型万能升降台铣床主轴箱设计学号：班专题目：时间：2022年9月5号2022年9月23号绪论设计的过程是通过分析、创造和综合而达到满足特定功能目标的一种活动。在此过程中需不断的对设计方案进行评论，根据评价的结果进行修改，在设计的过程中不断地发现问题和解决问题。金属切削机床是机械制造业的基础设备，随着社会不断发展和科学不断进步对机床设计要求越来越高，计算机辅助设计和计算机辅助工程应用。使得机床的设计理论和方法由人工绘图向计算机绘图，由定性设计向定量设计。由表态和线性分析向动态和非线性分析，由可行性设计向最佳设计过度。金属切削机床的基本功能是提供切削加工

2、所必需运动和动力。机床基本工作原理是通过刀具与工件之间相对运动，由刀具切除工件加工表面多余的金属材料，形成工件加工表面的几何形状、尺寸，并达到其精度要求。某6132万能升降台铣床是一个十分典型的普通车床，广泛的应用在生产中。主轴箱的设计不仅要满足机床总体布局变速箱的形状和尺寸的限制、达到18级转速，还要便于装配、调整、润滑和维修。根据指导教师的推荐、重点选用金属切削机床以及辅助类书刊包括材料力学、机械制造装备设计、机械制图、机械设计等图书。由于能力所限、设计中难免有许多不妥之处，恳请老师多多指教。一、概述.41.1金属切削机床在国民经济中的地位.41.2机床课程设计的目的.41.3车床的规格系

3、列和用处.41.4操作性能要求.5二、传动设计.52.1主传动方案拟定.52.2传动结构式、结构网的选择.52.2.1确定传动组及各传动组中传动副的数目.52.2.2确定传动顺序.62.2.3确定扩大顺序.62.2.4确定变速组中的极限传动比及变速范围.62.2.5确定最小传动比.7三、传动件的估算.93.1带轮设计.93.2齿轮齿数的确定和计算转速的计算.113.2.1齿轮齿数的确定.113.2.2齿轮计算转速的计算.143.3轴及传动轴的计算转速.163.4齿数模数的确定.错误！未定义书签。3.5传动轴直径的确定.173.6主轴轴径的确定.18四、验算主要零件.错误！未定义书签。4.1齿轮

4、模数验算.错误！未定义书签。4.2传动轴刚度验算.204.3轴承寿命验算.22五、结构设计及说明.2345.1结构设计的内容、技术要求和方案.234六、总结.24七、参考文献.24一、概述1.1金属切削机床在国民经济中的地位金属切削机床是用切削的方法将金属毛坯加工成机器零件的机器，它是制造机器的机器，又称为“工作母机”或“工具机”。在现代机械制造工业中，金属切学机床是加工机器零件的主要设备，它所担负的工作量，约占机器总制造工作量的40%60%。机床的技术水平直接影响机械制造工业的产品质量和劳动生产率。1.2机床课程设计的目的1.3车床的规格系列和用处规格系列：表1某6132万能升降台铣床的主参

5、数（规格尺寸）和基本参数Rnnma某nminz11500305017所以1.261.4操作性能要求用处：该机床用于铣削平面、斜面、沟槽、齿轮等。工作台可绕垂直轴在水平面45范围整，如采用分度头附件，还可加工螺旋表面。二、传动设计2.1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、幻想、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

6、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。2.2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。2.2.1确定传动组及各传动组中传动副的数目一定变速组组数的变速系统可由不同数目的变速组组成。变速传动装置总变速级数应等于各变速组变速级数的连乘积，即Zpqr，式中Z主轴总变速级数；p、q、r各组变速机构的变速级数（即为

7、每组传动副数）。减少变速组的数目可以缩短传动链，但在总变速级数不一定的情况下，势必会增加各变速组内传动副数目P，并且降速过快，会导致齿轮的径向尺寸增大。18级转速的变速系统，其变速级和传动副数的组合方案为：1833218323182331836186318291892首先应该确定，预使主轴得到18级转速需要几个变速组，以及他们各需要几个传动副。方案：变速组数目为3个，传动轴数最少为4根，但齿轮对数目为3328，结构简单、紧凑，同时由于机床结构原因，通常采用双联或三联齿轮进行变速。方案：虽然变速组数目为2个，传轴轴数最少为3根，但齿轮对数目为3+6=9、9+2=11，比方案中多。同时使变速箱的轴

8、向尺寸增加，使操纵机构变得复杂，难以实现。综上所述，主轴为18级转速的变速系统，应采用由3个变速组所组成的方案，即应选择方案。2.2.2确定传动顺序在一般情况下，变速系统为降速的，电动机转速往往比主轴变速范围内大多数转速高，现对上述方案进行分析。方案：变速组a有3对传动副，在靠近主轴处为低速的变速组b为2对，变速组c也为2对。根据扭矩公式可知，当传动件传递的功率一定，转速高时所传递的扭矩小，则轴、齿轮等传动件尺寸相应的可小一些。因此，从传动顺序来说，应尽量使前面的传动件多些，可节省材料，减轻重量，故第一方案为最佳方案。2.2.3确定扩大顺序当传动顺序确定后，由于基本组、扩大组的排列顺序不同，可

9、得出不同的排列方案，其结构式为：183133291831362318333129183631231832362118363221射线开口大势必造成低转速较低，其结果是使传动件的尺寸较大。因此，在网上表现为前后传动组的射线间开口笑，后面传动组的射线间开口大，这时各变速组的变速范围是逐渐增大的，故方案为最佳方案。2.2.4确定变速组中的极限传动比及变速范围在主传动系统中，对于降速，为了防止被动齿轮的直径过大而使径向尺寸太大，常应限制最小传动比umin14。对于升速，为了防止产生过大的振动和噪声，常应限制最大传动比uma某2(直齿轮)；uma某2.5(斜齿轮)。由于齿轮副的极限传动比有了限制，则变速

10、组的最大变速范围相应地也应有一定的限制。在主运动中：rma某uma某uminuma某umin2148(直齿)rma某2.51410(斜齿)因此，一般只要最后扩大组的变速范围不超过限制范围，则其余的变速组也不会超过。通常，最后扩大组的传动副数为2，可以减少最后扩大组的变速范围，以利于不超过限制范围。因此，设计传动系统时，Rn值的扩大，由于受到rma某值的限制，就不能通过无限增加变速组的数目来实现。验算：方案18313329，其最后扩大组的变速范围r22.2.5确定最小传动比在设计传动系统时，电动机与主轴的转速已经确定。当降速时，分配传动比应使各个中间传动轴的最低转速适当地高些。因为n高后，在传递

11、一定功率下，传递的扭矩就小，相应的使传动件的尺寸也小。未来使更多的传动件在相对高速下工作，减少变速箱的结构尺寸，除了在传动顺序上前多后少，扩大顺序上前密后疏，对于降速运动最小传动比应采取前缓后急的原则，即在传动顺序上，越靠前最小传动比越小，最后变速组的最小传动比常取1/4。某j(pj1)911.2698，合格。据上所述，主运动转速图为：传动系统图为：三、传动件的估算3.1带轮设计1、确定计算功率pca查表8-6知kA1.2p=kcaAp1.27.59kw2、选择带型根据计算功率pca和小带轮转速n1由图8-9知选择V带B型。3、确定带轮的基准直径dd1和dd2初选小带轮的基准直径dd1根据机械

12、设计8-11图，取主动轮基准直径dd1=150mm根据式（8-15）从动轮基准直径dd2dd2=idd1=1.933112=290mm根据表8-8取dd2=290mm按式（8-13）验算带的速度Vd16010001121410601000m/11.39m/25m/带的速度合适4确定A型V带的基准长度和传动中心距根据0.7(dd1dd2)a02(dd1dd2)初步确定中心距：初定中心距a450mm根据式（8-22）计算带所需的基准长度Ld2a02(dd1d)d2(dd)4a21602mm由表8-2选带的基本长度Ld=1600mm按式（8-21）计算实际中心距aaaLdd2250160216002

13、4515、验算主动轮上的包角1由（8-6）得：1180d2ad157.518020011225157.3162120主动轮的包角合适6、计算V型带的根数Z由式（8-22）Z由n11450p(pp)kkcalr/mdd1150mmi1.933查表8-4a和表8-4b得p03.22kw查表8-5得：kZcap0.4kw0.95查表8-2得kl0.9293.620.950.923根p(pp)kkl7、计算预紧力F0由式8-27知F0500pvcaz(2.5kqv2查表8-3得q=0.18kg/m故：F0500993(2.50.951)0.1811.39238.22N28、计算作用在轴上的压轴力式（8

14、-28）FPFP=2ZF03.2齿轮齿数以及计算转速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Sz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1820。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。3.2.1齿轮齿数的确定in223238.22in16221411.72Nu111143211.2611.2611.2643211.5

15、81212.52第一组齿轮：传动比u2u3，查机械制造装备设计表1.7可得相应的齿数Z323和SZ的值可取60，78.,我们可取SZ的值为60，则各齿轮相对应的齿数为Z374Z520Z717Z406Z843检查主轴各级转速误差：检验式为n理-n实n理10（-1）%n理主轴理论转速式中n实主轴实际转速公比值第一对齿轮n实7502337466.216n理-n实n理475-466.216475符合要求0.01850.026第二对齿轮n实7502040375n理-n实n理375-375375符合要求00.026第三对齿轮n实7501743375n理-n实n理300-296.51300符合要求0.011

16、60.026u11.582第二组齿轮：传动比u2u311411.2612.52，查机械制造装备设计表1.7可得相应的齿数和SZZ943的值可取70,77.,我们可取SZ的值为70，则各齿轮相对应的齿数为Z1027Z1320Z1131Z1239Z1450检查主轴各级转速误差：检验式为n理-n实n理10（-1）%n理主轴理论转速式中n实主轴实际转速公比值第一对齿轮n实4754327756.48n理-n实n理750-756.48750符合要求0.00860.026第二对齿轮n实475377.56n理-n实n理375-377.56375符合要求0.00680.026第三对齿轮n实4752050190n

17、理-n实n理190190190符合要求00.026u1u23第三组齿轮：传动比u21u61，查机械制造装备设计表1.7可得相应的齿数和SZ的值可4Z59取85,89,90,95.,我们可取SZ的值为89，则各齿轮相对应的齿数为15Z1630Z1718Z7118检查主轴各级转速误差：检验式为n理-n实n理10（-1）%n理主轴理论转速式中n实主轴实际转速公比值第一对齿轮n实75059301475n理-n实n理1500-14751500符合要求0.0160.026第二对齿轮n实7501871190.14n理-n实n理190190.14190符合要求0.000740.0263.2.2齿轮计算转速的确

18、定齿轮Z15的计算转速。齿轮Z15装在轴上，从转速图可以看出，Z15共有118r/min750r/min共9级转速，经齿轮Z15/Z16传动主轴得到235r/min1500r/min这9级转速能传递全部功率，故齿轮Z15的这9级转速也能传递全部功率，其中最低转速118r/min正好为齿轮Z15的计算转速。齿轮Z16的计算转速。齿轮Z16装在轴（主轴）上，有235r/min1500r/min共9级转速，都能传递全部功率，其最低转速235r/min即为齿轮Z16的计算转速。齿轮Z17的计算转速。齿轮Z17装在轴上，有118r/min750r/min共9级转速。其中375r/min750r/min的

19、4级转速能传递全部功率，而118r/min300r/min的5级转速不能传递全部功率。因此，齿轮Z17的计算转速即为375r/min。其余依次类推，各齿轮的计算转速如下。齿轮的具体值见表齿轮尺寸表3.3轴及传动轴的计算转速主轴的计算转速。由械制造装备设计中表1.8可查出18njnmin3nmin5n695r/min传动轴的计算转速。从转速图上可以看出，轴共有9级转速：118r/min1500r/min之间的所有转速都传递全部功率。此时，轴若经齿轮副Z17/Z18传动主轴，它只有在375r/min750r/min的那4级转速时才能传递全部功率；若经过齿轮副Z15/Z16传动主轴。则118r/min750r/min的9级转速能传递全部功率，因此，其中的最低转速118r/min即为轴的计算转速。其余，依次类推。各轴的计算转速如下：3.4齿数模数的确定一般同一变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷最重的小齿轮按简化的接触疲劳强度公式计算mjmm式中：mj按疲劳接触强度计算的齿轮模数mmNd驱动电机功率KWn