《金属切削机床》课程设计铣床主轴箱设计(完整图纸)

目录1.概述 (2)2.参数的拟定 (2)3.传动设计 (3)4.传动件的估计 (5)5.动力设计 (11)6.结构设计与说明 (15)总结 (20)主要参考文献 (21)CAD图纸，联系1538937061.概述1.1机床课程设计的目的 机床课程设计，是在金属切削机床课程之后进行的实践性教学环节。

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，掌握基本的设计方法，并培养学生具有初步的结构分析，结构设计和计算能力1.2铣床的规格系列和用处普通机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的基础。

因此，对这些基本知识和资料作些简要介绍。

1.3 1）具有皮带轮卸荷装置2）手动操纵双向摩擦片离合器实现主轴的正反转及停止运动要求 3）主轴的变速由变速手柄完成2.参数的拟定2.1 确定极限转速与转速范围由任务书已给，max 1250/min n r =，min 100/min n r =转速范围maxmin12.5n n R n ==2.2 主电机选择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3KW ，根据《车床设计手册》附录表11-32选10024Y L -，额定功率3kw ，转速1420 minr，最大额定转距2.2,效率82.5%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1Z 、2Z 、……个传动副。

即321Z Z Z Z =传动副中由于结构的限制以2或3为合适，即变速级数Z 应为2和3的因子：baZ 3⨯2= ，可以有三种方案：12=3×2×2；12=2×3×2；12=2×2×3；3.2.2 动式的拟定传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。

在Ⅰ轴如果安置换向摩擦离合器时，为减少轴向尺寸，第一传动组的传动副数不能多，以2为宜。

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=3×2×2。

3.2.3 结构式的拟定对于12=2×3×2传动式，有6种结构式和对应的结构网。

分别为：13612322=⨯⨯， 21612322=⨯⨯， 26112322=⨯⨯， 16312322=⨯⨯ 42212322=⨯⨯ 42112322=⨯⨯初选13612322=⨯⨯的方案。

3.3 转速图的拟定（见下图）图3-1转速图图3-3主传动系统图3.4展开图简图4. 传动件的估算4.1 三角带传动的计算三角带传动中，轴间距A 可以加大。

由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。

带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定比传动。

(1)选择三角带的型号 根据公式1.1 5.5 6.05ca a P K P KW ==⨯=式中P---电动机额定功率，a K --工作情况系数查《机械设计》图8-8因此选择A 型带，尺寸参数为B=80mm ，d b =11mm ，h=10，︒=40ϕ。

(2)确定带轮的计算直径1D ，2D带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。

为提高带的寿命，小带轮的直径1D 不宜过小，即min D D ≥1。

查《机械设计》表8-3，8-7取主动轮基准直径1D =125mm 。

由公式()ε-=11212D n n D 式中：1n -小带轮转速，2n -大带轮转速，ε-带的滑动系数，一般取0.02。

所以()2144014010.02220.5800D mm =⨯-=，由《机械设计A 》表8-7取园整为224mm 。

(3)确定三角带速度 按公式113.1412514409.42601000601000D n m V s π⨯⨯===⨯⨯(4)初定中心距带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取： 根据经验公式()()120120.72D D A D D mm +<<+ 取()2125224698mm ⨯+=，取0A =600mm.(5)三角带的计算基准长度0L()()021221004-++2+2=A D D D D A L π()()202241253.1426001252241751.9324700L mm -=⨯+⨯++=⨯ 由《机械设计》表8-2，圆整到标准的计算长度 1800L mm = (6)验算三角带的挠曲次数100010.3140s mvu L==≤次，符合要求。

(7)确定实际中心距A0A 6001800175226242L L A mm -=+=+-÷=（）(8)验算小带轮包角α000021118057.51170.9120D D Aα-≈-⨯=>，主动轮上包角合适。

(9)确定三角带根数Z根据《机械设计》式8-22得 00calp z p p k k α=+∆传动比121440/800 1.8v i v === 查表8-5c ，8-5d 得0p ∆= 0.15KW,0p = 1.32KW查表8-8，k α=0.98；查表8-2，l k =0.96 ()6.05Z 4.31.320.150.98 1.01==+⨯⨯所以取Z 5= 根 (10)计算预紧力查《机械设计》表8-4，q=0.1kg/m2022.550016.05 2.550010.17.547.5450.98130.1ca p F qv vz k N α⎛⎫=-+⎪⎝⎭⎛⎫=⨯-+⨯ ⎪⨯⎝⎭=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)d mm I ≥其中：d:传动轴受扭部分的直径 N ：该轴传递的功率 d N ：电动机的功率j n -该传动轴的计算转速。

d N N η=⋅η：电动机到该轴的传动效率计算转速j n 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确定。

所以 122d mm ==228d mm ==330d mm ==此轴径为平均轴径，设计时可相应调整。

主轴轴径直径的确定：为保证机床的工作精度，主轴尺寸一般都是根据其刚度决定的。

对于通用机床的主轴尺寸参数，通常由结构上的要求而定，查表得主轴前轴径 1D =80mm, 210.864D D mm ==4.3 齿轮齿数的确定和模数的计算4.3.1 齿轮齿数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z S 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18～20。

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。

第一组齿轮：传动比：1011u ϕ==, 21111.26u ϕ==查《机械制造装备设计》表3-6，齿数和z S 取681Z =34，2Z =34，3Z =26，4Z =42,538Z =,630Z =；第二组齿轮：传动比：1011u ϕ==, 23113u ϕ== 齿数和z S 取80：7Z =40，8Z =40，9Z =27，10Z =53；第三组齿轮：传动比：2121u ϕ==,26116u ϕ==齿数和z S 取90：11Z =72，12Z =18，13Z =26，14Z =64，4.3.2 齿轮模数的计算按统一模数的方法计算各齿轮齿数，齿轮模数的初步计算式为16338]J M mm = J M ：按接触疲劳强度计算的齿轮模数[]mm d N ：驱动电动机功率 j n ：计算齿轮的计算转速I:大齿轮齿数与小齿轮齿数之比 i ≥1 1Z :小齿轮齿数m ϕ：齿宽系数 ()m BB m mϕ=为齿宽，为模数 m ϕ=6~10 []j σ：许用接触应力其中，d N =1.5kw, j n =200r/min, 1Z =26m ϕ=10, j σ=600[MPa]163383[]J M mm ∴=≈ (4)标准齿轮：**20h 1c 0.25αα===度，，从机械原理 表10-2查得以下公式齿顶圆 m h z d a a )2+(=*1齿根圆 **1(22)f a d z h c m =++ 分度圆 mz d =齿顶高 m h h a a *=齿根高 m c h h a f )+(=**4.3.4齿宽确定由前面可知，齿宽系数为m ϕ=10，m=3所以大齿轮齿宽为3824B mm =⨯=大，一般小齿轮比大齿轮宽1~2mm,所以小齿轮的宽度为24226B mm =+=小。

轴1上各传动副齿轮依次的直径为：（mm ）1343102d =⨯= (342)3108a d =+⨯= (34 2.5)394.5f d =-⨯= 226378d =⨯= (262)384a d =+⨯= (26 2.5)365f d =-⨯= 3383114d =⨯= (382)3120a d =+⨯= (38 2.5)3106.5f d =-⨯=轴2上各传动副齿轮依次的直径为：（mm ）1343102d =⨯= (342)3108a d =+⨯= (34 2.5)394.5f d =-⨯= 2423126d =⨯= (422)3132a d =+⨯= (42 2.5)3138.5f d =-⨯= 330390d =⨯= (302)396a d =+⨯= (30 2.5)382.5f d =-⨯= 4403120d =⨯= (402)3126a d =+⨯= (40 2.5)3112.5f d =-⨯=527381d =⨯= 527381d =⨯= (27 2.5)373.5f d =-⨯=轴3上各传动副齿轮依次的直径为：（mm ）1120d = 126a d = 112f d = 2159d = 165a d = 151.5f d = 3216d = 222a d = 208.5f d =478d = 84a d = 70.5f d =主轴上各传动副齿轮依次的直径为：（mm ）118354d =⨯= 60a d = 46.5f d = 2643192d =⨯= 198a d = 184.5f d =4.4 带轮结构设计查《机械设计》P156页，当300d d mm ≤时,采用腹板式。