1、1全套 CAD 图纸，联系 153893706第 1 章 绪 论1.1 项目的研究意义在当今时代，任何一个具备完整工业体系的国家，都会有相当数量的制造业，如汽车、机车、电力、船舶、航空航天、冶金矿山、石油化工、机床工具、通信、轻工、建材、家电、食品、仪器、仪表等。上述这些部门大多与机械工业有关，有的是实质上就是机械工业，它们都是用机械设备制造各种各样的产品。所以说机械工业是国民经济的装备部，是国民经济的先导，是国家重要的基础工业。如果一个国家的机械工业水平不高，它生产的产品在国际市场上是很难有竞争力的，也是很难立于世界民族之林的！美国是世界工业强国，70年代美国曾认为制造业是“夕阳工业” ，经
2、济重心应由制造业转向高科技产业及服务业等第三产业。科研重理论成果，不重视实际应用，政府不支持产业技术，使美国制造业产生衰退。而同期日本重视制造技术，重视高素质人才的培养，注重将高科技成果应用于制造业，加之严密的社会组织，很快把原来美国占绝对优势的产业如汽车、照相机、家电、机床、复印机、半导体等变成自己的主导产业，占领了世界市场。这很快引起了美国政界、科技界、企业界有识之士的关注。为此，80 年代后期，美国政府和企业迅速组织调查，MIT 在调查报告中指出：“一个国家要想生活的好，必须生产的好。振兴经济的出路在于振兴制造业” ，当前国际间“经济的竞争归根到底是制造技术和制造能力的竞争” 。镗床是一
3、种主要用镗刀在工件上加工孔的机床。通常用于加工尺寸较大、精度要求较高的孔，特别是分布在不同表面上、孔距和位置精度要求较高的孔，2如各种箱体、汽车发动机缸体等零件上的孔。所以对其进行合理设计，其意义十分重大。1.2 国内外的科技现状国外现状：德国政府一贯重视机床工业的重要战略地位，在多方面大力扶植。特别讲究“实际”与“ 实效”，坚持“以人为本” ，师徒相传，不断提高人员素质。在发展大量大批生产自动化的基础上，于 1956 年研制出第一台数控机床后，一直坚持实事求是，讲求科学精神，不断稳步前进。德国特别注重科学试验，理论与实际相结合，基础科研与应用技术科研并重。企业与大学科研部门紧密合作，对用户产
4、品、加工工艺、机床布局结构、数控机床的共性和特性问题进行深入的研究，在质量上精益求精。德国的数控机床质量及性能良好、先进实用、货真价实，出口遍及世界。尤其是大型、重型、精密数控机床。德国特别重视数控机床主机及配套件之先进实用，其机、电、液、气、光、刀具、测量、数控系统、各种功能部件，在质量、性能上居世界前列。如西门子公司之数控系统和 Heidenhain 公司之精密光栅，均为世界闻名，竞相采用。国内现状：在产品开发上，国内支柱企业重点放在数控机床上，年生产机床台数和数控机床所占比例逐年上升。据不完全统计，2004 年钻镗床行业共开发新产品 81 种，其中数控机床新产品 61 种，占开发新产品的
5、近 80%。数控产品中在国内具有领先水平的有 36 种，包括车铣镗等复合加工中心，高速（最高转速在 15000r/min 至 36000r/min）立、卧式加工中心、高速铣削中心、大型卧式加工中心（工作台尺寸 2000mm4000mm 及以上） 、龙门式加工中心（龙门五面、龙门五轴） 、五轴联动加工中心、高精度数控机床等。1.3 设计产品的用途和应用领域该产品主要用于加工尺寸较大、精度要求较高的孔，特别是分布在不同表面上、孔距和位置精度要求较高的孔，如各种箱体、汽车发动机缸体等零件上的孔。卧式镗床的主轴水平布置并可轴向进给，主轴箱沿前立柱导轨垂向运动，工作台可纵向或横向运动，可钻、扩、铰、和镗
6、孔及车削内、外螺纹、攻螺纹、车外圆柱面、端面及用端铣刀、圆柱铣刀铣平面等。1.4 设计方案1.4.1 设计目标、研究内容和拟解决的关键问题3设计目标：完成对 T611 型镗床主轴箱体传动设计以及尾柱设计研究内容：（1）T611 镗床主轴箱设计（2）T611 镗床尾柱设计解决的关键问题：T611 型镗床主轴箱体传动设计1.4.2 设计方案对 T611 型镗床主轴箱体传动设计以及尾柱设计1.4.3 题目的可行性分析当今世界，工业发达国家对机床工业高度重视，竞相发展机电一体化、高精、高效、高自动化先进机床，以加速工业和国民经济的发展。中国加入WTO 后，正式参与世界市场激烈竞争，今後如何加强机床工业
7、实力、加速数控机床产业发展，实是紧迫而又艰巨的任务。1.4.4 本项目的创新之处对主轴箱传动进行优化设计，提高生产效率和降低生产成本。4第 2 章 机床总体设计该型号镗床是一种主要用镗刀在工件上加工孔的机床。通常用于加工尺寸较大、精度要求较高的孔，特别是分布在不同表面上、孔距和位置精度要求较高的孔，如各种箱体、汽车发动机缸体等零件上的孔。卧式镗床的主轴水平布置并可轴向进给，主轴箱沿前立柱导轨垂向运动，工作台可纵向或横向运动，可钻、扩、铰、和镗孔及车削内、外螺纹、攻螺纹、车外圆柱面、端面及用端铣刀、圆柱铣刀铣平面等。根据机床的精度等级和工作性能要求，构思主传动系统，初步拟定采用集中传动，采用三相
8、异步电动机，经分级变速箱实现主轴所需的各级转速和转速范围。（1）确定变速组传动副数目实现 18 级主轴转速变化的传动2.1 确定电机根据功率要求查表选取电动机型号Y160M-4 11kw n=1460r/min2.2 机床布局确定结构方案主轴传动系统采用普通 V 带，齿轮传动传动型式采用集中传动主轴正反转方向，制动采用能耗制动器变速齿轮系统采用多联滑移齿轮5润滑系统采用飞溅油润滑（2）布局采用卧式镗床常规的布局型式，机床主要组成部件有床身、前立柱、主轴箱、工作台和后立柱等。此次设计主传动系统包括、轴及相关部件。第 3 章 主传动系统设计3.1 拟定结构（1）确定变速组传动副数目：18=332（
9、2）确定基本组和扩大组：18=3 3 2139（3）验算最后扩大组变速范围： 826.)1(9)1(22pxrmaxR所以符合设计原则3.2 分配降速比该镗床主轴系统共设有四个传动组，其中有一个是带传动，根据降速比分配应“前快后慢”的原则，确定各传动组最小传动比：=u总 6.1min234.6105.E6536.26.1 3.3 绘制转速图6由 1.26=1.06 ，查表 4.2-1（文献 13）转速有431.5、40、50、63、80、100、125、160、200、250、315、400、500、630、800、1000、1250、1600。3.4 确定齿轮齿数利用查表法及各对齿数比求出个
10、传动组齿轮齿数。26.1:1Z401Z50258.:.43 3472:16.:365Z305Z60.87 74288.1:2.:109 39510.36.5Z21Z72:2.:3143 63314416.:65 2015796变速组 一 二 三齿数和 90 95 99齿轮 1Z2345Z6789Z1012Z3145Z16齿数40 50 35 55 30 60 53 42 37 58 23 72 66 33 20 793.5 确定带轮直径带传动是机械传动学科的一个重要分支，主要用于传递运动和动力。它是机械传动中重要的传动形式，也是电机设备的核心，联接部件，种类异常繁多，用途极为广泛。其最大的特点
11、是可以自由变速，远近传动，结构简单，更换方便。设计功率 由表 3.2-5（文献 2）查得载荷修正系数dP 3.1AK8kw3.14.PKAd查表 2.4-3，图 2.4-1（文献 1） 。取小带轮基准直径：mm120d大带轮直径由公式 求得：)(12dmm498.06.1.2d3.6 验算主轴转速误差主轴各级实际转速值由公式： cbadEun)1(2实其中 ， ， 分别为第一、二、三变速齿轮传动比。aubc1n98.0246326.15.62.15.32 .8.9=50.13n98.014626.5.162.=63.1423.=79.65n98.01626.2.16.=100.224.1.26
12、 =126.37n9.016326.62.191.26 =159.18n98.0214626.16.11.26 =200.59 =252.610n980246326.15.321=318.3 .6=401.112n9804626.15.32.1= 505.43.36.=636.814n9802626.12.3.1=802.35.61.26 =1010.916n98024326.13.11.26 =1273.8726.1.26 =1604.918n98.02426.13.转速误差：=4.1%标 准 标 准实 际 n%所以转速误差表为：主轴转速 1n23n45n67n89n标准转速r/min31.
13、5 40 50 63 80 100 125 160 20010实际转速r/min31.56 39.8 50.1 63.1 79.6 100.2 126.3 159.1 200.5转速误差% 0.2 0.5 0.2 0.2 0.5 0.2 1.0 0.6 0.3主轴转速 10n12n134n1516n1718n标准转速r/min250 315 400 500 630 800 1000 1250 1600实际转速r/min252.6 318.3 401.1 505.4 636.8 802.3 1010.9 1273.8 1604.9转速误差% 1.0 1.0 0.3 1.1 1.1 0.3 1.1
14、 1.9 0.3易知转速误差满足要求3.7 绘制传动系统图根据传动情况及齿轮分布情况，绘制传动系统图如下：1112第 4 章 估算传动件参数并确定其结构尺寸4.1 确定传动件转速由转速图可得各轴转速及各齿轮转速：传动件 计算转速 800 400 125轴 1001Z800263038004Z500580064007Z6308800950010Z315齿轮4001312Z12538001416005Z 12516 31.54.2 确定主轴支承轴颈尺寸参照图 2.3-2（文献 1） ，选取前支承轴颈直径：=100mm1D后支承轴颈直径：=（0.70.8） =7085mm21D取 =80mm4.3
15、估算传动轴直径(mm)491cnPd其中 为轴危险截面的直径 （mm）P 为该传动轴的载入功率（kw）P= (kw)E计算公式轴号计算转速 cn传动效率 输入功率 Pkw允许扭转角 传动轴长 估计轴直 花键轴尺寸NdDB14r/min deg/m 度mm径mm 800 0.96 10.56 1.5 400 35.0 836427 400 0.960.995 10.51 1.5 400 41.6 842488491cnPd 125 0.960.9950.9910.4 1.5 500 52.5 85260104.4 估算传动齿轮模数许用接触应力 =0.96 ，查表 2.4-17，图 2.4-8（文
16、献 1）HPLim得 =1100N/ 2由表 2.4-17（文献 1）有 = ，查图 2.4-13（文献 1）取FPLim=518 N/FP2查表 2.4-17 取齿宽系数=b/m=7。m由图 2.4-10 （文献 1）取 =30 时 =4.1；5ZFSY=23 时 =4.24；1=20 时 =4.345FS按齿面疲劳强度： 321()267HmcHPKuAnZ按轮齿弯曲疲劳强度：1531267FSFmcPKYAnZ可得下表：传动组小齿轮齿数比 1齿宽系数 m传递功率P载荷系数K系数 HA系数 F许用接触应力 P许用齿根应力F计算转速 cn系数 FSY模数 Hm模数 F选取模数第一变速组5Z3
17、02 7 10.56 1 61 1 1100 518 800 4.1 2.23 2.12 2.5第二变速组1Z233.17 7 10.51 1 61 1 1100 518 400 4.24 3.22 2.94 3.5第三变速组15Z204 9 10.4 1 61 1 1100 518 125 4.34 3.96 4.19 4.54.5 制动器的选择与计算选择电机能耗制动方式，特点是制动比较平稳，制动时间可以调整，简化16机床结构，但需要直流电源，功率大，设备复杂。由于电机制动采用电气方法直接制动电动机使机床结构简化。制动器安装位置应根据机床具体结构，使用条件、综合全面考虑来确定。一般情况下，力
18、争将制动器安放在靠近主轴（或其他执行元件上） 、且转速较高，变速范围较小的轴上，可达到制动时间短、冲击小、制动灵敏、结构尺寸小（制动转矩小）的综合效果。因此将制动器放在轴上。4.6 普通 V 带的选择与计算计算内容符号单位计算公式 计算过程 结果设计功率dPkw ,表 2.4-2（文献dAKP1）=1.311dP14.3带型选择mm 图 2.4-1（文献 1）=120mm,1dr/mm460EnA 型初选中心距0amm 根据机床的布局及结构方案 120120.7()()dda600计算带的基 0dLmm0122()dda06(1204)dL1728.317准长度210()4da 2(140)6
19、选择的带的基准长度dLmm 表 2.4-4（文献 1） 1800实际中心距amm 21()8dB124ddLA21()8dB1()dalPZK=318.82(40)4.58B2311.a635.9V带轮包角0a 1211sind014080sin635.9171.5合格带速vdL16dnv525m/s12046v9.17合格带的挠 1s 10.218曲次数u104dmvL1029.78u合格带的根数Z 1()aLPK表 2.4-6 表 2.4-9 表 2.4-10（文献 1）4.3(1.9205)91.0Z8.16取 8其中 表示接触弧的包角修正系数；aK表示带长修正系数。L4.7 几何计算计
20、算 的尺寸：2Z端面齿形角：20ta分度圆直径：mm250.12dzm齿顶高：mm.ah齿根高：mm1.253.fm全齿高：mm.125.6afh齿顶圆直径：19=125+22.5=130 mm2aadh齿根高直径：=125-23.125=118.75 mmff中心矩：=112.5 mm12()(405)2.zma同理算出 的几何尺寸：4Z20tamm452.137.5dzmmm.ahmm1.253.fmm.125.6afh=137.5+22.5=142.5 mmd=137.5-23.125=131.25 mm2ffh的几何尺寸：6Z20tamm602.51dzmmm.ahmm1.253.f2
21、0mm2.531.625afh=150+22.5=155 mmd=150-23.125=143.75 mm2ffh21第 5 章 结构设计5.1 带轮设计根据 V 带计算选用 8 根 A 型 V 带，由于轴安装制动器及传动齿轮，为了改善它们的工作条件，保证加工精度，采用卸荷带轮结构。5.2 齿轮块设计齿轮采用滑移齿轮变速机构，根据各传动组的工作特点，第一扩大组的滑移齿轮采用销钉联接装配式结构，基本组采用了整体滑移式齿轮。第二扩大组，由于传递转矩较大，采用链接装配式齿轮，所有滑移齿轮与传动轴间均采用花键联接。5.3 轴承选择为了简化结构，主轴采用了轴向后端定位的两支承轴组件、前支承采用双列圆柱滚
22、子轴承，后支承采用角接触球轴承和推力轴承，为了保证主轴的回转精度，主轴前后轴承均用压块式防松螺母调整轴承的间隙。5.4 操纵机构为了适应不同的加工状态，主轴的转速经常需要调整。根据各滑移变速传动组的特点，分别采用了集中变速操纵机构和单独操纵机构。5.5 润滑系统设计主轴内采用飞溅式润滑，卸荷皮带轮轴承采用脂润滑方式。5.6 密封装置为了保证密封效果，采用接触密封，主轴直径大，线速度高，采用非接触式密封，卸荷皮带轮的润滑采用毛毡式密封以防止杂物进入。22第 6 章 传动件验算6.1 验算轴弯曲刚度（1）受力分析轴上的齿轮为滑移齿轮。根据本镗床齿轮排列特点。主轴转速为100r/min 时，轴受力变
23、形最大，故采用此时的齿轮位置为计算位置。（2）计算挠度、倾角齿轮受力计算齿轮 2z齿轮 9z；69.510PTn；2tFd；cost；ar传递功率转速传动转矩齿轮压力角齿面摩擦角切向力合力1F在X轴上的投影在Z轴上的投影分度圆直径切向力合力1F在X轴上的投影在Z轴上的投影分度圆直径23Pkwnr/minTNmmar 1tFN N1xNzNdmm2tFN N2xNzNdmmdmz10.51630 1593182062317.42578.3359.82554.3137.52460.52737.6-1515-2280.2129.56.2 花键键侧挤压应力计算max28()jy jyTDdlNk其中
24、为计算挤压应力jy为许用挤压应力j为花键轴传递的最大转矩maxT为花键轴的大径D为花键轴的小径d为花键的赤数N为载荷分布不均系数 =0.70.8kk24计算公式最大转矩maxTNmm花键轴小径dmm花键轴大径Dmm花键数N载荷系数k工作长度lmm许用挤压应力 jyMPa计算挤压应力 jyMPa结论6max9.510cPTnax28()jy jyDdlNk250926.342 48 8 0.8 70 30 8.30 合格6.3 验算齿轮模数按齿面接触疲劳强度2231cos(1)267 )AHPntvHaHn HEmPKumZZ 验算公式按齿轮弯曲疲劳强度 31AFntvFaFSFncPKY计算内
25、容序号名称符号 单位 计算用图表或公式 计算过程 结果1 齿数Z 232使用系 AK表 3.4-31（文献 2） 1.025数 HPK表 3.4-32（文献 2） 0.843功率系数 F表 3.4-32（文献 2） 0.83Hn表 3.4-33（文献 2） 0.974转速变化系数FnK表 3.4-33（文献 2） 0.97HPntHPntHntK=0.840.971.27HPnt1.035变动工作用量系数FPntKFPntFnt=0.830.972.02FPnt 取 1Ht=HtK6. 7041051.276工作期限系数FtKmin60()pHtFtKN=Ft6.2563102.027名义切向
26、力tFN ；71.90tcPnE= t7.9.45.10分度圆 26.6268 圆周速度vm/s max60cosnzv6302.5v9动载系数 vK112()/vtAKzvFb21u 512.(.0/4236.7.9)1.1210齿向载荷分布系数K1SMK=1+0.2+0.17K1.37Ha表 3.4-38（文献 2） 1.111齿间载荷分配系数FaK表 3.4-38（文献 2） 1.112节点区域系数HZ图 3.4-7（文献 2） 2.5弹2713 性系数EZ/Nm表 3.4-39（文献 2） 189.814接触强度重合度及螺旋角系数Z图 3.4-8（文献 2） 0.915许用接触应力HP
27、N/mm 2=HPLimVRZ=12000.89HP106816复合齿形系数FSY插齿、滚齿查图 3.4-10（文献 2）剃齿、磨齿查图 3.4-11（文献 2）4.0弯曲强度重2817 合度及螺旋角系数Y图 3.4-12（文献 2） 0.818许用齿根应力FPN/mm 2lim1.3FP=1.3446FP579.819接触强度模数Hnmmm 3.2420弯曲强度模数Fnmmm 3.316.4 滚动轴承验算根据轴的受力状态，分别计算出左（A 端） 、右（ B 端）两支承端支反力。29在 xoy 平面内：N215639.81530.4xxAFfbRlN74.6.9xBca在 zoy 平面内：N2180.2165.315.9zZAFfbRlN.74.48.zBca左、右端支反力为：N222530.9.60.AARN64.8.3.BB两端支承受力相同、左端受力大，所以只验算左端轴承。轴承验算：30疲劳寿命验算 （h）50()nhAHPlCfLTKF计算公式 静负荷验算（N）0oj计算内容序号名称符号 单位 计算用表或公式 计算过程 结果1额定动负荷C N 查轴承手册 200002速度系数nf103cn3.104nf0.473使用系数AK表 2.4-19（文献 1） 1.04功率利用系数HP表 2.4-20（文献 1） 0.805转速变化系HnK表 2.4-21（文献 1） 0.97
