目錄1.概述1
2.引數的擬定1
3.傳動設計1
4. 傳動件的估算4
5. 動力設計10
6.主軸空間位置圖13
7.主軸箱位置展開圖14
8.結構設計及說明14
9.總結19
10.參考文獻20
1.概述
1.1銑削專用主軸箱設計的目的
課程設計是在金屬切削工具機課程之後進行的實踐性教學環節。其目的在於通過工具機運動機械變速傳動系統的結構設計，使學生在擬定傳動和變速的結構的結構方案過程中，得到設計構思，方案分析，結構工藝性，機械製圖，零件計算，編寫技術檔案和查閱技術資料等方面的綜合訓練，樹立正確的設計思想，掌握基本的設計方法，並培養學生具有初步的結構分析，結構設計和計算能力。
1.2車床的規格系列和用處
普通工具機的規格和型別有系列型譜作為設計時應該遵照的基礎。因此，對這些基本知識和資料作些簡要介紹。本次設計的是普通銑床主軸變速箱。
1.3 操作效能要求
1）具有皮帶輪卸荷裝置
2）主軸的變速由變速手柄，和滑移齒輪完成
2.引數的擬定
2.1 公比選擇
已知最低轉速nmin=12.5rpm，最高轉速nmax=2120rpm，變速級數z=12，
轉速調整範圍
2.2求出轉速系列
根據最低轉速nmin=20rpm，最高轉速nmax=1800rpm，公比φ=1.26，按《工具機課程設計指導書》（陳易新編）表5選出標準轉速數列：
2000 1250 800 500 315 200
125 80 50 31.5 20 12.5
2.3 主電機選擇
合理的確定電機功率n，使工具機既能充分發揮其使用效能，滿足生產需要，又不致使電機經常輕載而降低功率因素。
已知電動機的功率是5kw，根據《工具機設計手冊》選y100l-2，額定功率5，滿載轉速2870，最大額定轉距2.2。
3.傳動設計
3.1 主傳動方案擬定
擬定傳動方案，包括傳動型式的選擇以及開停、換向、制動、操縱等整個傳動系統的確定。傳動型式則指傳動和變速的元件、機構以及組成、安排不同特點的傳動型式、變速型別。
傳動方案和型式與結構的複雜程度密切相關，和工作效能也有關係。因此，確定傳動方案和型式，要從結構、工藝、效能及經濟等多方面統一考慮。
傳動方案有多種，傳動型式更是眾多，比如：傳動型式上有集中傳動，分離傳動；擴大變速範圍可用增加傳動組數，也可用背輪結構、分支傳動等型式；變速箱上既可用多速電機，也可用交換齒輪、滑移齒輪、公用齒輪等。
顯然，可能的方案有很多，優化的方案也因條件而異。此次設計中，我們採用集中傳動型式的主軸變速箱。
3.2 傳動結構式、結構網的選擇
結構式、結構網對於分析和選擇簡單的串聯式的傳動不失為有用的方法，但對於分析複雜的傳動並想由此匯出實際的方案，就並非十分有效。
3.2.1 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數目
級數為z的傳動系統由若干個順序的傳動組組成，各傳動組分別有、、……
傳動副。即
本設計中傳動級數為z=12。傳動副中由於結構的限制以2或3為合適，本課程設
選擇方案： 12=3×2×2；12＝2×3×2；12＝2×2×3
3.2.2 傳動式的擬定
12級轉速傳動系統的傳動組，選擇傳動組安排方式時，考慮到工具機主軸變速箱的具體結構、裝置和效能以及乙個「前多後少」的原則。故離電動機近的傳動組的傳動副個數最好高於後面的傳動組的傳動副數。
主軸對加工精度、表面粗糙度的影響很大，因此主軸上齒輪少些為好。最後乙個傳動組的傳動副常選用2。
綜上所述，傳動式為12=3×2×2。
3.2.3 結構式、結構網的擬定
對於12=3×2×2傳動式，有6種結構式和對應的結構網。分別為：
根據(1)傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速範圍（2）基本組擴大組的排列順序，初選的方案。
根據級比指數分配使傳動順序與擴大順序相一致，方案的結構網如下圖所示：
圖1 結構網
3.2.4轉速圖的擬定
上述所選定的結構式共有三個傳動組，變速機構共需4軸，加上電動機共5軸，故轉速圖需5條豎線，如下圖所示。主軸共12速，電動機軸與主軸最高轉速相近，故需12條橫線。中間各軸的轉速可以從電動機軸往後推，也可以從主軸開始往前推。
通常以往前推比較方便，即先決定軸三的轉速。
圖2轉速圖
4. 傳動件的估算
4.1 三角帶傳動
4.1.1 確定計算功率
[kw]
n——主動帶輪傳動的功率=3kw
k——工作情況係數
工作時間為二班制 k=1.2
故4.1.2 選擇三角膠帶的型號
小帶輪的轉速： rpm 選用b型三角膠帶
4.1.3 確定帶輪直徑
小輪直徑d應滿足條件: (mm)
mm 故=150mm
大輪直徑為大輪的轉速=1250rpm
mm4.1.4 計算膠帶速度
m/s4.1.5 初定中心距
兩帶輪中心距應在mm
故mm4.1.6 計算膠帶的長度
mm查表12，選標準計算長度l及作為標記的三角膠帶的內周長度
=1823.7 查得l=1800
4.1.7 計算膠帶的彎曲次數
帶輪的個數m=2
次/s 符合要求
4.1.8 計算實際中心距a
(mm)
為了張緊和裝拆膠帶的需要，中心距的最小調整範圍為：
4.1.9 定小帶輪的包角
4.1.10 確定三角膠帶的根數z
（包角係數）查《機械設計》表8-8 =0.93
（長度係數）查表8-2 =0.95
（單根v帶基本額定功率）8-5a 小帶輪節圓直徑140 =3.85
(8-5b) 傳動比 i=1.15 =0.89
（計算功率） （工作情況係數）=1.2
可得 故 z=2根
4.1.11 作用在支撐軸上的徑向力為
（膠帶初拉力）=200
故q=4.2 傳動軸的估算
傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度的要求，強度要求保證軸在反覆載荷和扭載荷作用下不發生疲勞破壞。工具機主傳動系統精度要求較高，不允許有較大變形。因此疲勞強度一般不失是主要矛盾，除了載荷很大的情況外，可以不必驗算軸的強度。
剛度要求保證軸在載荷下不至發生過大的變形。因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。
4.2.1 傳動軸直徑的估算
（1）.確定各變速齒輪傳動副的齒數
ⅰ軸:取,則從表中查出小齒輪齒數分別為28,24,18
ⅱ軸:取小齒輪齒數為40,20
ⅲ軸：為(v帶傳動效率)=0.96 (滾子軸承)=0.98 (9級精度的齒輪)=0.96
為(十字滑塊聯軸器)=0.98
ⅰ軸： kw
ⅱ軸： kw
ⅲ軸： kw
ⅳ軸： kw
n·mm
n·mm
n·mm
n·mm
傳動軸為ⅰ,ⅱ,ⅲ軸, 一般傳動軸取
mm 取d=25 軸承30205
mm 取d=30 軸承30206
mm 取d=40 軸承30208
mm 取d=60 軸承30212
軸承30205302063020830212
t=15.25t=17.25t=19.75 t=23.75
c=12c=14c=16c=19
d=52d=62d=80d=110
d=25d=30d=40d=60
b=15b=16b=18b=22
4.2.2齒輪模數的計算
(1)i-ⅱ齒輪彎曲疲勞的計算
mm齒麵點蝕的計算:
取a=50,由中心距a及齒數計算出模數
,所以取
(2)ⅱ-ⅲ齒輪彎曲疲勞的計算
kw取a=60
，取m=2.5
(3)ⅲ-ⅳ齒輪彎曲疲勞的計算
kw取a=145
取m=3.5
(4)標準齒輪：, ,表1
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