主轴箱设计_课程设计说明书(编辑修改稿)

主轴箱设计_课程设计说明书(编辑修改稿)内容摘要：

效率  输入功率 kwP 估计轴的最小直径 mm  491 j pd n  I 800 30 II 500 35 III 250 50 齿轮齿数的确定和模数的计算 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 zS 及小齿轮的齿数可以从表 36（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：1 01 1ai  ，2 , 3  查表，齿数和 zS 取 72 Z =36， 2Z =36， 3Z =28， 4Z =44， 5Z =32， 6Z =40； 中 北大学课程设计说明书 9 第二组齿轮： 传动比：1 01 1bi ,2 1132bi  齿数和 zS 取 84： 7Z =42， 8Z =42， 9Z =28， 10Z =56； 第三组齿轮： 传动比：1 11=4 ,2 2 =11ci  齿数和 zS 取 88： 11Z =54， 12Z =34， 13Z =25， 14Z =63， 表 2 各传动组齿轮齿数 变速组 第一变速组 第二变速组 第三变速组 齿数和 72 84 88 齿轮 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 Z13 Z14 齿数 36 36 28 44 32 40 42 42 28 56 54 34 25 63 通过以上齿轮的齿数，传动副，级比指数以及传动比确定如下所示传动系统图：ⅠⅡⅢⅣ 中 北大学课程设计说明书 10 核算主轴转速误差 实际传动比所造成的主轴转速误差一般不应超过 10( 1)%，即：  1 0 1 % 实 际 传 动 比 理 论 传 动 比理 论 传 动 比  1 .2 4 1 .2 6 1 .5 % 2 .6 %  主轴转速合格。 齿轮模数的计算 3 221( 1 ) .1 6 3 3 8 [ ]. . . [ ] .djm j jiNm m mz i n 式中： jm ―――按接触疲劳强度计算的齿轮模数 [mm]； dN ―――驱动电机功率 [KW]； jn ―――该传动轴的计算转速 i―――大齿轮齿数与小齿轮齿数之比 i 1； 1z ―――小齿轮齿数； m ―――齿宽系数， mBm （ B为齿宽， m为模数）， m ＝ 6～ 10； ][j ―――许用接触应力 [MPa]，查表 26。 (1)Ⅰ Ⅱ 齿轮弯曲疲劳的计算： 3244( 1 ) 5 . 5281 6 3 3 8 3 . 66 2 8 4 4 5 0 0 6 0 0jm       取 m＝ 4 (2) Ⅱ Ⅲ齿轮弯曲疲劳的计算： 3256( 1 ) 5 . 52816338 6 2 8 5 0 2 5 0 6 0 0jm       取 m＝ 5 (3)Ⅲ Ⅳ 齿轮弯曲疲劳的计算： 中 北大学课程设计说明书 11 3263( 1 ) 5 . 52516338 6 2 5 6 3 2 0 0 6 0 0jm       取 m＝ 5 (4)标准齿轮： **2 0 h 1 c 0 .2 5   度， ， 从机械原理 表 102查得以下公式 齿顶圆 mhzd aa )2+(= *1 齿根圆 **1( 2 2 )fad z h c m   分度圆 mzd= 齿顶高 mhh aa *= 齿根高 mchh af )+(= ** 齿轮的具体值见表 表 3齿轮尺寸表 齿轮 齿数 z 模数 m 分度圆 d 齿顶圆ad 齿根圆 fd 齿顶高 ah 齿根高 fh 1 36 4 144 152 134 4 5 2 36 4 144 152 134 4 5 3 28 4 112 120 102 4 5 4 44 4 176 184 166 4 5 5 32 4 128 136 118 4 5 6 40 4 160 168 150 4 5 7 42 5 210 220 5 8 42 5 210 220 5 9 28 5 140 150 5 10 56 5 280 290 5 11 54 5 270 280 5 12 34 5 170 180 157 5 13 25 5 125 135 5 14 63 5 315 325 5 中 北大学课程设计说明书 12 齿宽确定 由公式  6 ~ 1 0 ,mmB m m 为 模 数得： 第一套啮合齿轮  6 ~ 1 0 4 2 4 ~ 4 0IB m m   第二套啮合齿轮  6 ~ 1 0 5 3 0 ~ 5 0B m m    第三套啮合齿轮  6 ~ 1 0 5 3 0 ~ 5 0IIIB m m   一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应主动轮比小齿轮齿宽大 所以 1225 , 30B m m B m m， 3 25B m ， 4 30B mm ，5 6 7 8 9 1 02 5 , 3 0 , 3 0 , 3 5 , 3 0 , 3 5B m m B m m B m m B m m B m m B m m     ， 1 1 1 2 1 3 1 430 , 35 , 30 , 35B m m B m m B m m B m m    带轮结构设计 查《机械设计》 [4]P161 页，当 300dd m m 时 , 采 用 腹 板 式。 D 是轴承外径，查《机械零件手册》 [2]确定选用深沟球轴承 6010， d=50mm,D=80mm。 带轮内孔尺寸是轴承外径尺寸80mm。 齿《机械设计》 [4]表 810 确定参 数得： 38 1 ( )  查 表 带轮宽度：  1 2 5 1 5 2 1 0 9 5B z e f m m        39。 1 2 1 0 0 , 0 . 2 1 9d d m m C B m m    ， mmD 5 0)(1 8 01  ， mmdDD )( 110  mmdDd )( 110  100 ,L B mm 五 . 动力设计 主轴刚度验算 选定前端悬伸量 C，参考《机械装备设计》 [1]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. 中 北大学课程设计说明书 13 主轴支承跨距 L的确定 根据《金属切削机床》 [5]表 106 前轴颈应为 60～ 90mm。 初步选取 1d ＝ 2d ＝（ ～ ） 1d ，取 2d ＝ ，选前轴承为双列圆柱滚子轴承 3182118型，后轴承为圆柱滚子轴承 30216 型。 根据结构，定悬伸长度 a＝ 120mm。 求轴承刚度 主轴最大输出转矩（未考虑机械效率） T= mNmNnP  6 22 0 5 5 09 5 5 0 切削力： NNFC 1 8 6 2  背向力： NFF cp  故总此作用力： F= . 4 4 622 NFF pC  此力主轴颈和后轴颈个承受一般，故主轴端受力为 F/2=。 在估算时，先假设初值 l/a=3,l=3 120=360mm。 前后支承的支反力 AR 和 BR : NNlaFRNNl alFRBA  根据式（ 10－ 6）可求出前、后轴承的刚度： mNK A /1624。 mNK B /1256 求最佳跨距 6162 4 BAKK 初 步 计 算 时 ， 可 假 定 主 轴 的 当 量 外 径 ed 为 前 、 后 轴 承 颈 的 平 均 值 ，mmmmd e 852/)8090( 。 故惯性矩为： 6 3 1 3 3 4)0 4 8..00 8 (6381134844 aKEImIA 查线图 al。 计算出的 al /0 与原假定不符。 经过反复验算得 al /0 仍接近。 中 北大学课程设计说明书 14 可以看出，这是一个迭代过程， al /0 很快收敛于正确值。 最佳跨距 mml 。 齿轮校验 在验算算速箱中的齿轮应力时，选相同模数中 承受载荷最大，齿数最小的齿轮进接触应力和弯曲应力的验算。 这里要验算的是齿轮 3，齿轮 9，齿轮 13 这三个齿轮。 齿轮 3的齿数为 28，模数为 4，齿轮的应力： 1）接触应力： 11tH H EKF u ZZbd u    u大齿轮齿数与小齿轮齿数之比； HZ 区域系数； EZ 弹性影响系数； K载荷系数； tF 圆周力。 查《机械设计》 [4]表 104 及图 108及表 102分布得 1 .1 5 , 1 .2 0。 1 .0 5 , 1 .2 5H B F B v Ak k k k    假定齿轮工作寿命是 48000h。 最终确定 ：接触应力 H 接触疲劳强度校核 H ≤ [ H ]满足 2）弯曲应力： 在验算变速箱中的齿轮强度时，选用模数中承载最大的，齿数最小的齿轮进行接触和弯曲疲劳强度验算。 一般对高速传动齿轮主要验算接触疲劳强度，对于低速传动齿轮主要验算弯曲疲劳强度，对硬齿面软齿芯淬火齿轮，一定要验算弯曲疲劳强度。 bm YYKT SaFaF 12 FaY ―――齿型系数； SaY ―――应力校正系数 . ○ 1 校核 a传动组齿轮 校核齿数为 28的即可，确定各项参数 1）由于 5 .2 8 , 8 0 0 / m inP kw n r，则： 6 6 49 . 5 5 1 0 / 9 . 5 5 1 0 5 . 2 8 / 8 0 0 6 . 3 1 0T P n N m m         计算可知： 2 / 2 63 00 0 / 11 2 11 25tF T d N    2）由公式  6 ~ 1 0 ,mmB m m 为 模 数，  6 ~ 1 0 4 2 4 ~ 4 0b m m  取 30b mm。 3）计算圆周速度： 1 1 2 8 0 0 4 . 6 9 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0dnv m。