機床主軸箱設計—金屬切削機床機床二級項目說明書—燕山大學.

1、金屬切削機床課程二級項目報告 班 級：15級機制1班 姓 名：袁夢 學 號： 課程名稱：金屬切削機床 指導教師：陳老師 所在院系：機械工程學院 2016年 12月20日一、設計任務3二、主軸參數(shù)的確定3三、電機的選擇3四、方案改進8五、電機參數(shù)說明115.1 機床號115.2 使用條件115.3 主要技術性能125.4 主要技術參數(shù)12六、傳動軸的估算12七、主軸軸徑尺寸的確定14八、齒輪模數(shù)的估算14九、齒輪寬度確定16十、中心距的確定17十一、確定齒輪的軸向布置18十二、主軸主要參數(shù)的計算及校核1912.1 主軸前端直徑1912.2 主軸內徑1912.3 主軸前端懸伸量a確定20十三、零件

2、的校核2313.1 齒輪模數(shù)的驗算2313.2 傳動軸的驗算25一、設計任務25號題數(shù)控銑床7.5kw275025無級調速袁觀陽機床類型是數(shù)控銑床，滿載功率為7.5KW，最高轉速為2750rpm，最低轉速為25rpm，采用無級變速。二、主軸參數(shù)的確定主軸要求的最高轉速： 主軸要求的最低轉速：計算轉速： 取:三、電機的選擇1、 轉速要求轉速范圍 電機的基本參數(shù)中，給出了額定轉速n0，頻率范圍fmax與fmin。其中，n0是對應工頻50HZ是的轉速，而電機的速度范圍如下計算(轉速與頻率成正比 )： nmax= n0fmax/50nmin = n0fmin /50電機的頻率范圍有幾種供選擇，需要查找

3、不同的產(chǎn)品。當電機的轉速范圍不能滿足實際需要時，可采取串聯(lián)有級變速組以擴大變速范圍。轉速匹配：傳動系統(tǒng)盡可能采取降速或等速傳動，即使采取升速傳動，傳動比不宜太大。應選取電機的最高轉速nmax與需要的最高轉速相近。 依據(jù)設備要求，選擇YVF2系列高效率變頻調速專用三相異步電動機。.基本參數(shù)額定電壓：380V基頻： 50Hz額定轉速：1500r/min調頻范圍：5-100Hz則：最高轉速：nmax= n0fmax/50=3000r/min最低轉速：nmin = n0fmin /50=150r/min.電機特點特點：無級調速、調速范圍寬系統(tǒng)調速性能好、節(jié)能效果更顯著采用耐高頻脈沖電壓沖擊的絕緣材料和

4、工藝獨立風機強制通風冷卻.絕緣等級 F 圖1. 采用 V/f 控制的轉矩特性2、功率要求 雖然在轉速范圍內電機可以工作，但應注意在恒轉矩區(qū)低速段工作時，電機的功率因數(shù)很低，效率很低，接近最低轉速時，效率只有百分之幾，電機發(fā)熱較大，耗費功率較多，不宜應用于經(jīng)常使用條件下，只有在偶爾短期使用才可以。當不滿足此要求時，應采取降速措施，使電機在較高轉速時實現(xiàn)低速輸出到執(zhí)行件上。 當電機與有級變速串聯(lián)時，速度分配為高速傳動區(qū)與低速傳動區(qū)，速度分配選擇傳動比，應使電機額定功率最小，需要考慮功率曲線的銜接要合理。根據(jù)圖示可列下式：由已知條件及計算得出的數(shù)據(jù)可得： 則：其中為傳動總效率,取=0.80電機功率：

5、傳動比為時： 定比傳動組小齒輪齒數(shù)：；大齒輪齒數(shù)：傳動比為時： 一級傳動組小齒輪齒數(shù)：；大齒輪齒數(shù)：傳動比為時： 二級傳動組小齒輪齒數(shù)：；大齒輪齒數(shù)：對照電機樣本可選電機功率為18.5KW.校核：即：設計不滿足轉速要求；而且所需電機功率太高，浪費太大。所以改二聯(lián)滑移齒輪傳動為三聯(lián)滑移齒輪傳動。四、方案改進三聯(lián)傳動傳動路線圖根據(jù)圖示可列下式：聯(lián)立上述解析式，解得： 則：其中為傳動總效率,取=0.80電機功率：綜合考慮三聯(lián)滑移齒輪應用特點：應檢查滑移齒輪之間的齒數(shù)關系：三聯(lián)滑移齒輪的最大和次大齒輪之間的齒數(shù)差應大于或等于4； 根據(jù)表8-1選取合適的齒輪齒數(shù)且滿足u1、u2兩個不同齒輪副的等齒數(shù)，從

6、而使得當齒輪模數(shù)選取一致時，滿足中心距一致，使得兩組齒輪安裝在兩根軸上，簡化運算和結構。選取齒輪齒數(shù)如下：、傳動比為時：（由后續(xù)機構設計中確定電機軸和傳動軸之 間用齒形帶傳動)確定計算功率：選擇齒形帶模數(shù)：查機床設計手冊2圖得：確定小帶輪齒數(shù)：;則大帶輪齒數(shù)：帶輪直徑：確定齒形帶帶速：齒形帶速度：查機床設計手冊2表5.2-41，選取齒形帶長度：齒形帶齒數(shù)：確定實際中心距：；取為288mm 式中t為節(jié)距，查機床設計手冊2表5.2-40，取t=15.70mm B 為系數(shù)，查表機床設計手冊2表5.2-48，取B=0.24758核驗小帶輪與齒形帶的嚙合齒數(shù)： 式中為小帶輪包角，查表5.240確定1mm

7、寬齒形帶由離心力而產(chǎn)生的張力： 式中q查表5.247，取為q=0.0060；g為重力加速度確定齒形帶寬度：；取為50mm、齒數(shù)之和可?。?傳動比為時： 一級傳動組小齒輪齒數(shù)：；大齒輪齒數(shù)：傳動比為時： 二級傳動組小齒輪齒數(shù)：；大齒輪齒數(shù)：傳動比為時： 三級傳動組小齒輪齒數(shù)：；大齒輪齒數(shù)：對照電機樣本可選電機功率為15KW。由實際傳動副確定的傳動情況如下：第一段傳動比覆蓋范圍：2750rpm137rpm；第二段傳動比覆蓋范圍：916rpm46rpm；第三段傳動比覆蓋范圍：307rpm15rpm；由此可知實際傳動滿足速度和功率的要求，即設計合理。有以上計算結果可得最終速度匹配圖如下：5、 電機參數(shù)

8、說明五、電機參數(shù)說明1、機床號當時，對應的級電機，電機型號為YVF2-160L-4。其中：YVF2電機型號；160機座中心高；L機座長度代號（短，中，長）；4電機級數(shù)。2、使用條件1）海拔不超過。2）環(huán)境空氣溫度隨季節(jié)而變化，但不超過，最低不超過。3）最濕月平均相對濕度為，同時該月月平均最低溫度不高于。3、主要技術性能1）電機為連續(xù)工作制。2）額定電壓為，額定頻率為。3）絕緣等級為級。4）為恒轉矩調速，為恒功率調速。5）過載能力強。6）低速性能好。7）采用接法。8）外殼防護等級為。9）冷卻方式為全封閉帶軸流通風機冷卻（）。4、主要技術參數(shù)表（1）主要技術參數(shù)表型號電壓頻率同 步轉 速功 率額定

9、 電 流額 定轉 矩效率噪聲VHZr/minKWAN·M%dbYVF2-160L-43805015001530.098.189.490六、傳動軸的估算傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度要求。強度要求保證軸在反復載荷和扭轉載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大的變形。因此疲勞強度一般不是主要矛盾。除了載荷比較大的情況外，可以不必驗算軸的強度。剛度要求軸在載荷下（彎曲，軸向，扭轉）不致產(chǎn)生過大的變形（彎曲，失穩(wěn)，轉角）。如果剛度不夠，軸上的零件如齒輪，軸承等由于軸的變形過大而不能正常工作，或者產(chǎn)生振動和噪音，發(fā)熱，過早磨損而失效。因此，必須保證傳動軸有足夠

10、的剛度。通常，先按扭轉剛度軸的直徑，畫出草圖后，再根據(jù)受力情況，結構布置和有關尺寸，驗算彎曲剛度。計算轉速nj是傳動件傳遞全部功率時的最低轉速，各個傳動軸上的計算轉速可以從轉速圖上直接得出如表2所示。 表2 各軸的計算轉速軸電機軸傳動軸主軸計算轉速（r/min）1004532103各軸功率和扭矩計算：電機功率為15KW，輸出效率為89.4%，軸承效率為98%。則各軸輸入轉矩：軸：軸：軸：是每米長度上允許的扭轉角（deg/m），可根據(jù)傳動軸的要求選取，其選取的原則如表2-2所示。表3 許用扭轉角選取原則軸要求較高的軸一般傳動軸較低的軸（deg/m）0.25-0.50.5-1 1-2根據(jù)表2-2確

11、定各軸所允許的扭轉角如表2-3所示。表3-3 許用扭轉角的確定軸（deg/m）110.25 把以上確定的各軸的輸入功率N=11KW、計算轉速nj（如表2-1）、允許扭轉角（如表2-3）代入扭轉剛度的估算公式 (3-3)可得各個傳動軸的估算直徑：把以上確定的各軸傳動軸的輸入功率、允許扭轉角代入扭轉剛度的估算公式：，可得傳動軸的估算直徑：軸：，取32mm軸：，取40mm七、主軸軸徑尺寸的確定軸為數(shù)控銑床主軸，查閱機床課程設計指導書表3 功率（kw）1.52.82.8445.55.57.57.5101014銑床及加工中心5090609060957510090105100115知： 主軸的驅動功率在1

12、2.62kw時，其前端軸頸為100115mm，此時取為軸前段。計算出的軸徑要進行圓整，電機軸根據(jù)所選電機確定，YVF2-160L-4型號交流主軸電動機電機軸d=42mm，取滿足要求；為便能夠采用標準量具和刀具，軸做成花鍵軸，故選擇花鍵軸外徑（GB/T 1144-2001花鍵尺寸8-42×46×8）。則估算各軸直徑如下表所示：各軸估算直徑軸軸軸軸估算直徑3240100八、齒輪模數(shù)的估算由于機床主軸齒輪一般在高速、中載、無猛烈沖擊的條件下工作，而且要求熱處理變形小，所以選擇齒輪材料為45，高頻淬火，HRC5257，許用接觸應力，許用彎曲應力。按接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度計算齒輪

13、模數(shù)比較復雜，而且有些系數(shù)只有在齒輪的各參數(shù)都已知方可確定，故只有在裝配草圖畫完后校驗用。在畫草圖時用經(jīng)驗公式估算，根據(jù)估算的結果然后選用標準齒輪的模數(shù)。齒輪模數(shù)的估算有兩種方法，第一種是按齒輪的彎曲疲勞進行估算，第二種是按齒輪的齒面點蝕進行估算，而這兩種方法的前提條件是各個齒輪的齒數(shù)必須已知，所以必須先給出各個齒輪的齒數(shù)。根據(jù)齒輪不產(chǎn)生根切的基本條件：齒輪的齒數(shù)不小于17，在該設計中，即最小齒輪的齒數(shù)不小于17。按接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度計算齒輪模數(shù)比較復雜，而且有些系數(shù)只有在齒輪的各參數(shù)都已知方可確定，故只有在裝配草圖畫完后校驗用。在畫草圖時用經(jīng)驗公式估算，根據(jù)估算的結果然后選用標準齒輪

14、的模數(shù)。齒輪模數(shù)的估算有兩種方法，第一種是按齒輪的彎曲疲勞進行估算，第二種是按齒輪的齒面點蝕進行估算，而這兩種方法的前提條件是各個齒輪的齒數(shù)必須已知，所以必須先給出各個齒輪的齒數(shù)。根據(jù)齒輪不產(chǎn)生根切的基本條件：齒輪的齒數(shù)不小于17，在該設計中，即最小齒輪的齒數(shù)不小于17。而由于Z7、Z8這對齒輪有最大的傳動比，各個傳動齒輪中最小齒數(shù)的齒輪必然是Z7。已取Z7=20，S=116，則Z6=96。從轉速圖上可以直接看出Z7的計算轉速是532r/min。齒輪彎曲疲勞估算公式Z7=20，,可得 驅動電動機功率（kW）； 小齒輪齒數(shù)； 計算齒輪的計算轉速；齒輪接觸疲勞估算公式式中：按接觸疲勞強度計算的齒輪

15、模數(shù)（mm）; 驅動電動機功率（kW）； i大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)比，外嚙合取“+”號，內嚙合取“-”號； 齒寬系數(shù)，； 小齒輪齒數(shù)； 許用接觸應力（Mpa）； 計算齒輪的計算轉速；II-III齒輪副中Z7=20，齒輪材料45，高頻淬火處理，可得對比上述結果，可知這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，而且考慮到兩傳動軸的間距，根據(jù)標準模數(shù)表選取m=3.5mm。同理可計算其他齒輪模數(shù)現(xiàn)將各齒輪齒數(shù)和模數(shù)列表如下： 表3-4 齒輪的估算齒數(shù)和模數(shù)列表齒輪Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8齒數(shù)2751744243732096模數(shù)（mm）3.53.53.53.53.5

16、3.53.53.5九、齒輪寬度確定機床主傳動系統(tǒng)中推薦的齒寬系數(shù),取，同一齒輪副中，小齒輪比大齒輪寬12mm，則各齒輪的齒寬如表4-24-2 各齒輪副的齒寬齒輪ZZ1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8齒寬b3028283030283028中心距的確定齒輪Z1和齒輪Z2的中心距：分度圓直徑：齒輪Z3和齒輪Z4的中心距：分度圓直徑：齒輪Z5和齒輪Z6的中心距：分度圓直徑：齒輪Z7和齒輪Z8的中心距：分度圓直徑：由計算公式；齒頂：齒根：得到下列尺寸表齒輪的直徑?jīng)Q定了各軸之間的尺寸。各主軸部件中各個齒輪的尺寸計算如下表各齒輪的直徑齒輪Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8分度圓直徑(mm)94.5178.5259

17、147150.5255.570336齒頂圓直徑(mm)101.5185.5266154157.5262.577343齒根圓直徑(mm)85.75169.75250.25138.25141.75246.7561.25327.25 由此可以計算出各軸之間的距離，現(xiàn)將它們列出如下表各軸的中心距軸I-IIII-III距離136.5203十一、確定齒輪的軸向布置為避免同一滑移齒輪變速組內的兩對齒輪同時嚙合，兩個固定齒輪的間距，應大于滑移齒輪的寬度，一般留有間隙1-2mm，所以首先設計滑移齒輪。軸上的滑移齒輪的兩個齒輪輪之間必須留有用于齒輪加工的間隙，插齒時，當模數(shù)在1-2mm范圍內時，間隙必須不小于5m

18、m,當模數(shù)在2.5-4mm范圍內時，間隙必須不小于6mm，且應留有足夠空間滑移，據(jù)此選取該滑移齒輪三片齒輪之間的間隙分別為d1= 12mm,d2=8mm。由滑移齒輪的厚度以及滑移齒輪上的間隙可以得出主軸上的齒輪的間隙?，F(xiàn)取齒輪之間的間距為84mm和70mm。十二、主軸主要參數(shù)的計算及校核 主軸的主要參數(shù)是：主軸前端直徑D1（即），主軸內徑d。主軸懸伸量a和主軸支撐跨距l(xiāng)。 1、主軸前端直徑D1車床、銑床、鏜床、加工中心等機床因裝配的需要，主軸直徑常是自前往后逐漸減小的。前軸頸直徑D1大于后軸直徑D2。對于車、銑床一般，由上表可取D1=100mm，取 2、主軸內徑 d根據(jù)機床設計手冊表4-1-2

19、7 內孔選擇：銑床主軸結構根據(jù)標準選取，選7：24圓錐連接的主軸端部錐度號為45的軸頭，內孔為32.4mm。3、主軸前端懸伸量a確定由前軸頸取，后軸頸取，選前軸承為NN3020K型和234420B/P5型，后軸承為NN3015K型。選主軸錐度號為45的軸頭，根據(jù)結構，定懸伸長度a=120mm。軸承類型子分類型號規(guī)格(dxDxB)圓柱滾子軸承雙列圓柱滾子軸承NN3020K100×150×37圓柱滾子軸承雙列圓柱滾子軸承NN3015K75×115×30球軸承雙向推力角接觸球軸承234420B/P5100×150×60求軸承剛度：主軸最大輸

20、出轉矩：查閱機床課程設計指導書表34，設定工作臺面積為3201250（mm²），銑削最大圓周力為200kN，端銑刀的計算直徑為200mm，端銑刀寬度60mm，故半徑為0.1m。最大圓周切削力 該銑床進給系統(tǒng)末端傳動副有消隙機構，應采用不對稱順銑，則作用端銑刀上的切削分力與銑削圓周力的比例關系大致為：垂直于進給方向的鉛直分力:平行于進給方向的水平分力: 軸向分力:則端銑刀徑向作用力: 此力作用在工件和端銑刀上，主軸和工作臺各承受一半，故主軸端受力約為在估算時，先假定初值,則前后支承的支反力和分別為： 軸向力 根據(jù)金屬切削機床公式10-5、10-6（如下）球軸承軸向剛度 滾子軸承徑向剛度

21、式中 、軸向和徑向剛度（）； 、徑向和軸向變形（）； 接觸角（°）； 球徑（mm）； 滾子的有效長，等于滾子長度扣除兩端的倒角（mm）； I、z圓柱滾子軸承滾動體的列數(shù)和沒列的滾動體數(shù)（z雙向推力角接觸球軸承的球數(shù)）。查金屬切削機床表10-4知，雙向推力角接觸球軸承z=28，可得；雙列圓柱滾子軸承NN3020K中iz=60，可得雙列圓柱滾子軸承NN3015K中iz=52，可得可求出前、后軸承剛度軸承NN3020K徑向剛度：軸承NN3015K徑向剛度：軸承234420B/P5軸向剛度：求最佳跨距：初步計算時，可假設主軸的當量外徑為前、后軸承頸的平均值，可得 。故慣性矩為查金屬切削機床圖

22、1024主軸最佳跨距計算線圖，查得，已經(jīng)與假設極其接近。再次經(jīng)過計算支反力和支撐剛度及最佳跨距，經(jīng)過進一步的迭代過程，最終取得最佳跨距為十三、零件的校核1 、齒輪模數(shù)的驗算一般對高速傳動的齒輪以驗算接觸疲勞強度為主，對低速傳動的齒輪以驗算彎曲疲勞強度為主，對硬齒面軟齒芯的高頻淬火齒輪，一定要驗算彎曲疲勞強度。接觸彎曲強度計算齒輪模數(shù)式中 傳遞的額定功率（kw），；電機額定功率（kw）；從電機到所計算齒輪的傳遞效率；齒輪的計算轉速（r/min）；初算的齒輪模數(shù)（mm）齒寬（mm）大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比；小齒輪齒數(shù)；工況系數(shù)，考慮載荷沖擊的影響，中等沖擊取1.21.6；動載荷系數(shù)齒向載荷分布系數(shù)齒形系數(shù)壽命系