钻床主轴箱设计说明.doc

1机床课程设计的目的课程设计是在学生学完相应课程与先行课程之后进展的实习性教学环节，是大学生的必修环节，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，掌握根本的设计方法，并培养学生具有初步的结构分析，结构设计和计算能力目录一． 主传动的运动设计 1．主电机的选定 2．转速图的拟定 3．齿轮确实定 4．齿轮的布置二． 传动件的估算与验算1．传动件的估算与验算 2.齿轮模数的估算和计算 3•轴承选择三. 夹具设计1.工艺加工过程2 .设计夹具四 致五 参 考 资 料1.1 主传动的运动设计1．主电机的选定由总体设计方案可知：Z5140钻床的总功率为4kW,转速为1450 r/min，根据机械设计手选取电机为JO2-32,其外型见以下图，其安装尺寸见下表：机座号DEMNPRJO2-3228602151802505412014415其螺栓直径为12mm。

2．转速图的拟定拟定立式钻床的主传动系统的转速图，由总体设计方按可知：主轴的转速围为31.5～1400 r/min，异步电动机的转速为1450 r/min1． 选定公比中型通用机床，常用的公比失，选定=1.41取Z=12按标准转速数列为：31，45，63，90，125，180，1250，355，500，710，1000，1450r/min2． 选择结构式1〕确定变速组的数目和各变速组中传动副的数目 大多数的机床广泛应用滑移齿轮的变速方式，为了满足结构设计和操纵方便的要求，通常采用双联或三联滑移齿轮该机床的变速围较大，必须经过较长的传动链减速才能把电动机的转速降到主轴所需的转速，故主轴转速为12级的变速系统需要2个或3个变速组，即Z=12=4×3，或Z=12=4×2×2-4,或Z=12=3×2×2为了结构紧凑和主轴箱不过分的大，应选取Z=12=4×2×2-4.2〕确定不同传动副数的各变速组的排列次序按着传动顺序，各变速组排列方案有： 12=4×2×2-4 12=2×2×4-4 12=2×4×2-4 因本钻床在结构上有特殊要求，根据设计要点，应遵守“前多后少〞的原那么，选择12=4×2×2-4的方案。

3〕确定变速组的扩大顺序根据“前密后疏〞的原那么，选择12=的结构式4〕验算变速组的变速围最后扩大组的变速围,在允许的变速围之3． 确定是否需要增加降速的定比传动副该铣床的主传动系统的总降速比为30/1450=1/48，三个变速组的最小降速比都为1/4，那么总降速比为1/64，这样是无需增加降速的定比传动副，为使中间的二个变速组降速缓慢，有利于变型机床的设计，改变降速齿轮副的传动比，就可以将主轴12级转速一起提高或降低4． 分配各变速组的最小传动比，拟定转速图钻床的电机和输入轴之间齿轮传动， 运动由电机经弹性联轴节和一对齿轮传动轴I，再由传动变速机构中的传动齿轮传至轴IV，使主轴获得12级转速画出转速图的格线如下图① 在轴IⅤ上标出12级转速：30～1500r/min,在第Ⅰ轴上用A点代表电动机转速；最低转速用E点标出，因此A、E两点连线相距约17格，即代表总的降速传动比② 决定III轴和Ⅳ轴之间的最小降速传动比：为了提高主轴运转的平稳性，主轴上齿轮应大一些，能起到飞轮的作用，所以最后一个变速组的降速传动比取1/3按公比=1.41，查表可知，，即从E点向上数3.5格〔3lg〕，在III轴上找出D点，DE传动线表示Ⅳ-Ⅴ轴间变速组〔第二扩大组〕的降速传动比。

③ 决定其余变速组的最小传动比：根据降速前慢后快的原那么，Ⅲ-Ⅳ轴间变速组〔第一扩速前慢后快的原那么，II-Ⅲ轴间变速组〔第一扩大组〕，取u=,即从D点向上数四格〔3lg〕,在II轴上找出C点，用CD传动线表示；同理，I-Ⅱ轴见取u=，用BC传动线表示；0-Ⅰ轴间取u=,用AB线表示④画出各变速组其他传动线〔图五〕，-I轴间有一对齿轮传动，转速图上为一条AB传动线I-Ⅱ轴间为根本组，有四对齿轮传动，级比指数，故四条传动线在转速图上各相距一格，从C点向上每隔一格取、、点，连结、B和B得根本组四条传动线，它们的传动比分别为、，，II-Ⅲ轴间为第一扩大组也有二对齿轮传动，级比指数=2，二条传动线转速图上各相距一格，即和CD,它们的传比分别为，，III-Ⅳ轴间为第二扩大组，有三对齿轮传动，级比指数，两条传动线在转速图上应相距4格，即D,DE,它们的传动比分别为和⑤ 画出全部传动线，即钻床的主传动转速图如前所述，转速图两轴之间的平行线代表同一对齿轮传动，所以画II-Ⅲ轴间的传动线时，应从、、两点分别画CD、、C、的平行线，使III轴得到8种转速由于特殊理由，画III-Ⅳ轴间的传动线时，应画4条与DE平行的线，8条与D平行的线，使主轴得到12种转速。

3．齿轮确实定1．齿轮齿数确实定应注意以下问题：1〕.不产生根切一般要求～202〕.保证强度和防止热处理变形过大，齿轮齿根圆到键槽的厚度，一般取，那么3〕.同一传动组的各对齿轮副的中心距应当相等假设模数相等时，那么齿数和亦应当相等但由于传动比的要求，尤其是在传动中使用了公用齿轮后，常常满足不了上述要求机床上可用修正齿轮，在一定围调整中心距使其相等但修正量不能太大，一般齿数差不能超过3～4个齿4〕.防止各种碰撞和干预5〕.应保证最小齿轮装到轴上或套筒上具有足够的强度6〕.保证主轴的转速误差在规定围之2．齿数的计算1〕.同一变速组模数一样的齿数确实定为了便于设计和制造，主传动系统中所采用的齿轮模数的种类尽可能少一些在同一个变速组一般都采用一样的模数，这是因为各齿轮副的速度变化不一样，受力情况差异不大当各对齿轮模数一样，且不采用变位齿轮时，那么各对齿轮的齿数和也必须相等，其间的关系是： 〔3-1〕式中 —主动齿轮的齿数—被动齿轮的齿数—一对齿轮的传动比—一对齿轮的齿数和 为了保证不产生根切，必须先找出具有最少齿数的传动副〔一般出现在最高升速或最低降速的传动副上〕，确定最小齿数，然后确定最适宜的齿数和，再根据传动比确定其它齿轮的齿数。

由上面两个公式得： 〔3-2〕 一般=17~30,初选=18,参考有关资料选取m为标准模数m=3 由a=()和选取的=1.41，查表2-1《金属切削机床》，得=76故=-=76-18=58　所以=(18+58)=114=0.31===0.31==31.5÷0.31=101.6r/minIII轴的最高转速 =×=101.6×1.41=1125.r/minU=1400÷1125.7=1.24Z=×S==42Z=S-Z=76-42=343·齿轮参数确实定分度圆直径∶ d=mZ=3×42=126mmd=mZ=3×34=102mm齿顶高∶ h=m=3mm齿根高∶ h=1.25m全齿高∶ h= h+ h顶隙∶ C= h- h=0.25m=0.75mm齿顶圆直径∶ d= d+2 h=126+2×3=132mm d=d+2 h=108mm齿根圆直径∶d= d-2 h=118.5mm d=d-2 h=94.5mm齿宽∶ B=13mm B=18mm4．齿轮的布置为了使变速箱结构紧凑，必须合理布置齿轮。

因为他直接影响到变速箱的尺寸，变速操纵的方便性和结构实现的可能性等问题在考虑主轴适当的支承距和散热条件下，一般应尽可能减少变速箱尺寸，但是变速箱的轴向尺寸和径向尺寸经常不可能同时缩小为了防止一对齿轮尚未完全脱开，另一对齿轮就开场进入啮合状态，如图七所示尺寸L应比2B大2～4mm,其中B为齿宽，这是设计是排列齿轮首先要注意的问题二.传动件的估算与验算传动方案确定之后，要进展方案的机构化，确定各零件的实际尺寸和有关布置为此，常对传动件的尺寸先进展估算，如传动轴的轴径等在这些尺寸的根底上，画出草图，得到初步结构化的有关布置与尺寸；然后按结构尺寸进展主要零件的验算，如轴的刚度、齿轮的疲劳强度等，必要时做结构和方案上的修改，从新验算，知道满足要求1． 传动轴的估算和验算传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度要求强度要求保证轴在反复载荷和扭荷作用下不发生疲劳破坏机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大的变形因此疲劳强度一般不是主要矛盾除了载荷很大的情况外，可不必验算轴的强度刚度要求保证轴在载荷下〔弯曲、轴向、扭转〕不致产生过大的变形〔弯曲、失稳、转角〕如果刚度缺乏，轴上的零件如齿轮、轴承等将由于轴的变形过大而不能正常工作，或者产生震动和噪声、发热、过早磨损而失效。

因此，必须保证传动轴具有足够的刚度通常，先按扭转刚度估算轴的直径，画出草图之后，再根据受力情况，结构布置和有关尺寸，验算弯曲刚度1） 传动轴直径的估算传动轴直径按扭转刚度用以下公式估算传动轴直径：d=91mm其中： N—该传动轴的输入功率N=kW—电机额定功率—从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积—该传动件的计算转速r/min计算转速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而确定，而中型车、钻床主轴的计算转速为：〔主〕= []—每米长度上允许的扭转角〔deg/m〕,可根据传动轴的要求选取 估算是应该注意：①．[]值为每米长度上允许的扭转角，而估算的传动轴的长度往往缺乏一米，因此在计算时应按轴的实际长度进展折算和修正②．效率对估算轴径d影响不大，可以不计，也可以用有关传动件效率的概略值的积求出③．如使用花键时，可根据估算的轴径d选取相近的标准花键轴的规格主轴前径可参考机械设计手册的经历统计数据确定2） 传动轴刚度的验算 ① 轴的弯曲变形的条件和允许值机床主传动轴的弯曲刚度验算，主要验算轴上装齿轮和轴承处的挠度y和倾角。

各类轴的挠度y和装齿轮和轴承处的倾角，应小于弯曲刚度的许用值[Y]和[]值，即：y[Y]; []② 轴的弯曲变形计算公式当轴的直径相差不大且计算精度要求不高时，可把轴看作等径轴，采用平均直径〔〕来进展计算，计算花键轴的刚度时可采用平均直径〔〕或当量直径〔〕计算公式为：圆轴：平均直径= 惯性矩I=矩形花键轴：平均直径= 当量直径= 惯性矩I=③ 轴的力分解和变形合成对于复杂受力轴的变形，先将受力分解成三个垂直平面上的分力，应用弯曲变形的公式求出所要求截面的两个垂直平面的y和值，然后进展叠加：在同一平面的可进展代数叠加，在两垂直平面的按几何向量合成，求出该截面的总挠度和总倾角。