XQ2012轻型龙门铣床中铣头主轴传动箱的设计方案
的有效应力; hl( x ) = 0 为边界曲线或曲面方 程; gj ( x ) ≤0 为边界约束, 几何约束或 性能 约束。
若定义 p = 1, 则式 ( 1) 转 化为极小化可
变边界上最大应力的极小——极大的形状优
轴前端外径 128. 57m m。 综上所述, XQ2012 轻型龙门铣床 中的
铣头主轴传动箱, 具有结构简单紧凑、操作维 修方便、耗电少、性能好的特点。根据我厂的 生产实践表明, 该铣头的设计方案已经达到 预期的效果, 并有相当的通用性, 即可适用于 多种机床中: 例如, XQ2012、XQ2010 等轻型
XQ2012 轻型龙门铣床是太原第一机床 厂 1995 年 开 发的 新 产 品, 最 大 铣 削 宽 度 1250mm , 最大铣削长度 4000mm 。通常, 该机 床配置有一个或两个立铣头, 以及一个或两 个侧铣头, 主要是为轻工、化工、纺织等机械 制造行业服务, 最适于机架、壳体之类的大体 积、小吨位零件的平面、沟槽、导轨等铣削加 工。现将该机床中铣头主轴传动箱的设计方 案简介如下:
对于具有可变边界 v 的弹性连续体, 使 应力集 中处应力集中 系数最小的优 化问题 是: 选择其一边界形状 ′作为 v, 使弹性体 应力集中处应力集中系数最小。其数学模型
如下: 求 X = { x 1 , x 2, …, x n } T
min{ max (
( x) p
)
}
………… ( 1)
图 2 铣头主轴的转速图
图 1 和图 2 所示铣头主轴传动箱, 属於 箱体移动式, 该箱体和其滑座间具有燕尾导 轨; 依靠箱体正面的方头轴的转动, 经圆锥齿 轮副( 20/ 20) 可使滑座上的丝杆转动, 从而使 其螺母和箱体在其主轴轴向移动, 用以实现 吃刀运动。方头轴的端部还有刻度盘( 图中未 画出) , 整圆周共分 100 等分, 每格移动量为 0. 05mm ; 当其吃刀完毕后, 可籍紧固螺钉锁 住 其 箱 体。 铣 头 主 轴 箱 轴 向 移 动 范 围 250mm , 铣头铣刀最大直径 160mm , 铣头主
关键词: 形状优化 形状算法 网格划分 框图 敏度分析
任何一个构件或零件的设计都包括结构 尺寸和几何形状两方面的设计。结构尺寸优 化设计已经是一个比较成熟的领域, 在工程 中获得了广泛的应用。形状优化设计起步较 晚, 属于高层次的新问题, 对于改善结构性能 和功能是非常有效的。本文选择“用边界元法 进行任意三维弹性构件的形状优化的算法原 理”作为研究对象, 以期对三维形状优化中的 主要困难之一——敏度分析作基本方法的探 讨, 提出一种提高分析效率并具有广泛适用 性的混和方法。 1 形状优化的数学模型
龙门铣床, BXQ 2312、BXQ2310 等轻型龙门 刨铣床, BXQ 1312、BXQ1310 等轻型悬臂刨 铣床。此外, 还可作为独立铣头部件配置在某 些专用铣削机床中, 以及作为我厂 BQ 系列 轻便刨床用户改装或加装铣削功能的配置部
件。因此, 本文所述铣头部件具有广泛的适用 性。
· 6 · 山 西 机 械 1997 年第 1 期
XQ 2012 轻型龙门铣床中铣头 主轴传动箱的设计方案
余为民 刘晓村 王志勇 陈工业大学)
图 1 铣头主轴 传动箱简图
主电动机可有四种状态灵活选用( 功率为5. 5 或 4 千瓦, 转速为 1440 或 960 转/ 分) ; 电动 机轴Ⅰ的端部尚可驱动润滑油泵。Ⅰ轴和Ⅱ 轴间为降速齿轮副 26/ 54, Ⅱ轴和 Ⅲ轴间为 三级变 速齿轮副 30/ 22、23/ 29、17/ 35, Ⅲ 轴 和Ⅳ轴间为二级 变速齿轮副 29/ 39、17/ 51。
r ∈B x ∈R
s、t hl( x ) = 0 l = 1, 2, …, L
gj ( x ) ≤0 j = 1, 2, …, J
式中 B 为具有可变边 V 的弹性连续体集
合; R 为具有某一 可变边界 ′∈ V 的 连续
体; X 为设计变量向量; p 为定义应力集中系 数的应力标准值; ( x ) 为可变边界上任一点
1997 年第 1 期 山 西 机 械 · 7·
形状优化设计算法的探讨
吴原生 许和变
( 华北工学院专科学校)
摘 要
本文从形状优化的 数学模型着手, 分析了形状算法的两种基本模型, 编制了网格 自动 重划分程序及优化算 法原理的框图, 提出了一种伴 随变量法 与直接法相 结合的 敏度分析的混合方法。采用该方法将提高敏度分析的效率, 解决三维形状优化机时过 多的一大困难。
图 1 为铣头主轴传动箱传动图, 其中的
因此铣头主轴Ⅳ获得六级转速。 图 2 为铣头主轴的转速图, 其中的主轴
转速数列具有两种公比( 两端为大公比, 中间 为小公比) , 主轴的六级转速依靠位于同一轴 上的两个滑移齿轮块变换, 可由两个单独手 柄分别操纵; 并且这两个操纵手柄均为复式 定位操纵, 不仅定位可靠, 尚能抵抗滑移齿轮 块重力。与同类型铣头产品相比, 该铣头主轴 传动箱的变速级数和变速范围较为简单和适 用。
铣床主轴箱设计方案说明书16
铣床主轴箱设计方案说明书1. 引言本文档旨在介绍铣床主轴箱设计方案，包括设计目标、技术要求、设计原理、结构设计和性能评估等内容。
该设计方案旨在满足铣床主轴箱的使用需求，并具备良好的可靠性和性能。
2. 设计目标铣床主轴箱的设计目标主要包括以下几个方面：1.提供稳定可靠的主轴转速和扭矩输出；2.实现精确的轴向和径向定位精度；3.具备良好的刚度和减震性能，保证加工精度；4.降低噪音和振动水平，提高操作舒适性；5.简化维护和保养流程，提高设备的可维护性。
3. 技术要求设计方案需要满足以下技术要求：1.主轴转速范围：1000-8000rpm；2.主轴最大扭矩：200Nm；3.轴向定位精度：0.01mm；4.径向定位精度：0.02mm；5.主轴箱结构刚度：足够抵抗加工过程中产生的剧烈振动；6.噪音水平（在标准工作负荷下）：不超过80dB；7.振动水平（在标准工作负荷下）：不超过5μm；8.维护保养周期：500小时。
4. 设计原理铣床主轴箱的设计原理主要包括以下几个方面：1.选用适当的主轴驱动方式，如直驱或带传动的方式，以达到所需的转速和扭矩输出；2.采用高精度轴承和传动组件，以实现精确的轴向和径向定位精度；3.结构设计中考虑刚度和减震性能，通过增加结构刚度或采用减震装置来减小振动；4.通过合理的隔音和减振材料使用，降低噪音和振动水平；5.设计易于拆卸和维护的结构，方便维修和保养。
5. 结构设计铣床主轴箱的结构设计应考虑以下几个方面：1.主轴箱外壳：选用高强度材料制造，结构紧凑，能够满足刚度要求和防护要求；2.主轴承支撑结构：采用高精度的轴承和稳定的支撑结构，以实现主轴的轴向和径向定位；3.主轴驱动系统：选用适当的驱动方式，如电机直接驱动或采用传动装置，并考虑到输出扭矩和转速要求；4.减震装置：在结构设计中考虑采用减震装置，以减小振动对工件加工的影响；5.隔音材料和结构：在外壳设计中应用隔音材料和合理的结构设计，降低噪音水平；6.维护保养设计：设计易于拆卸和维护的结构，方便维修和保养。
铣床主轴箱设计说明书.1资料.doc
铣床主轴箱设计说明书.1资料.doc目录1.概述 (1)1.1机床课程设计的目的 (1)1.2机床的规格系列和用处 (1)1.3 操作性能要求 (1)2.参数的拟定 (1)2.1 公比选择 (1)2.2 求出转速系列 (1)2.3 主电机选择 (2)3.传动设计 (2)3.1 主传动方案拟定 (2)3.2 传动结构式､结构网的选择 (2)3.2.1 确定传动组及各传动组中传动副的数目 (2)3.2.2 传动式的拟定 (3)3.2.3 结构式､结构网的拟定 (3)3.2.4 转速图的拟定 (4)4. 传动件的估算 (4)4.1 V型带传动 (4)4.1.1 确定计算功率 (4)4.1.2 选择三角胶带的型号 (5)4.1.3 确定带轮直径 (5)4.1.4 计算V带速度V (5)4.1.5 初定中心距A (5)4.1.6 计算V带的长度 (5)4.1.7 计算实际中心距A (6)4.1.8 确定定小带轮的包角a (6)4.1.9 确定V型带的根数Z (6)4.1.10 计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min (6)4.1.11 作用在支撑轴上的径向力 (7)4.2 传动轴的估算 (7)传动轴直径的估算 (7)4.2.2齿轮模数的计算 (8)4.2.3 齿宽的确定 (10)4.2.4 确定各轴的间距 (11)4.2.5 带轮结构设计 (11)5. 动力设计 (11)5.1主轴刚度验算 (11)5.2 齿轮校验 (13)6.主轴空间位置图 (15)7.主轴箱位置展开图 (16)8.结构设计及说明 (17)9.总结 (22)10.参考文献 (23)1.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机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｡本次设计的是普通铣床主轴变速箱｡1.3 操作性能要求1)具有皮带轮卸荷装置2)主轴的变速由变速手柄和滑移齿轮完成2.参数的拟定2.1 公比选择已知最低转速n min =12.5rpm,最高转速n max =2120rpm,变速级数Z=12,转速调整范围:max min 2120169.612.5n n R n ===,1-=z n R ϕ 2.2求出转速系列根据最低转速n min =12.5rpm,最高转速n max =2120rpm,公比φ=1.58,按《机床课程设计指导书》(陈易新编)表5选出标准转速数列:2000 1250 800 500 315 200125 80 50 31.5 20 12.52.3 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4 KW,根据《机床设计手册》选Y132S-4,额定功率4 kw ,满载转速1440 min r ,最大额定转距2.3｡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 ､……传动副｡即 321Z Z Z Z =本设计中传动级数为Z=12｡传动副中由于结构的限制以2或3为合适,本课程设 选择方案: 12=3×2×2;12=2×3×2;12=2×2×33.2.2 传动式的拟定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､装置和性能以及一个“前多后少”的原则｡故离电动机近的传动组的传动副个数最好高于后面的传动组的传动副数｡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､结构网的拟定对于12=3×2×2传动式,有6种结构式和对应的结构网｡分别为:13612322=⨯⨯ 21612322=⨯⨯ 26112322=⨯⨯16312322=⨯⨯ 41212322=⨯⨯ 42112322=⨯⨯根据(1)传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围(2)基本组扩大组的排列顺序,初选13612322=⨯⨯的方案｡图1､63122312⨯⨯=结构网3.2.4转速图的拟定上述所选定的结构式共有三个传动组,变速机构共需4轴,加上电动机共5轴,故转速图需5条竖线,如下图所示｡主轴共12速,电动机轴与主轴最高转速相近,故需12条横线｡中间各轴的转速可以从电动机轴往后推,也可以从主轴开始往前推｡通常以往前推比较方便,即先决定轴3的转速｡图2转速图4. 传动件的估算4.1 V 型带传动4.1.1 确定计算功率j Nca A P K P (KW)P ——主动带轮传动的功率P =4KWK A ——工作情况系数工作时间为 二班制 K A =1.1故P ca =1.1×4=4.4kw4.1.2 选择三角胶带的型号小带轮的转速:n 1=1440 r/min 选用A 型带4.1.3 确定带轮直径12,D D小轮直径D 1应满足条件: 1min D D ≥(mm)D min =75mm 查《机械设计》图8-11取1D =125mm 大轮直径D 2= D 1 2n 为大轮的转速2n =1250rpm ∴ D 2=×125=144mm,查表8-8圆整为150mm ｡4.1.4 计算V 带速度V V== =9.42m/s4.1.5 初定中心距A 0两带轮中心距应在0.7(D 1+D 2)<A 0<2(D 1+D 2)mm 则0.7×275< A 0<2×275,即192.5<A 0<550mm初定A 0=250mm4.1.6 计算V 带的长度0L22100120()2()24D D L A D D A π-=+++=2×250 + ×(125+150)+ = 932.38(mm)根据L 0由《机械设计》表8-2确定为1000mm,带长修正系数K L =0.894.1.7 计算实际中心距AA=A 0+=250+=284(mm)为了张紧和装拆胶带的需要,中心距的最小调整范围为:A min =A-0.015L=280-0.015×1000=265mm A max =A+0.03L=280+0.03×1000=310mm4.1.8 确定定小带轮的包角aa ≈180o -(D 2-D 1)×57.3o /A=180o -(150-125)×57.3o /284=174.96o4.1.9 确定V 型带的根数Z0100()jca a L N P Z N C P P K K ==+∆a K (包角系数)查《机械设计》表8-5a K =0.99L K (长度系数)查表8-2 L K =0.89 0P (单根V 带基本额定功率)由表8-4a 小带轮节圆直径1250P =1.91kw 0P ∆ 由表8-4b 传动比 i=1.15 P ∆=0.08ca P (计算功率)ca A P K P = A K (工作情况系数)A K =1.1 可得P ca =1.1×5.5=6.05kw,代入计算得 Z=4根｡4.1.10 计算单根V 带的初拉力的最小值(F 0)min (F 0)min =500+qv 2,其中由《机械设计》表8-3得A 型带的单位长度质量q=0.10kg/m,所以代入计算得(F 0)min =153.6N4.1.11 作用在支撑轴上的径向力为QQ=2Z (F 0)min =2×4×153.6×=1227.6N4.2 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｡ 传动轴直径的估算1）.确定各变速齿轮传动副的齿数Ⅰ轴:111.58a i = 212a i = 313a i =取72Z S =,则从《金属切削机床》表8-1中查出小齿轮齿数分别为28,24,1812844a i =22448a i =31854a i =Ⅱ轴: 111b i =213b i =取80z S =从《金属切削机床》表8-1小齿轮齿数为40,2014040b i =22060b i =Ⅲ轴:12:1c i =21:4c i = 取 S z =90从《金属切削机床》表8-1查得小齿轮齿数为30,1816030c i =21872c i =1η为(V 带传动效率)=0.96 2η (滚子轴承)=0.98 3η (9级精度的齿轮)=0.964η为(十字滑块联轴器)=0.98Ⅰ轴:1250I n =Ⅱ轴:221235.50.960.980.96 4.87P P ηηη==⨯⨯⨯=ⅡKW 800II n =Ⅲ轴: 3232123 5.50.960.980.96 4.58P P ηηη==⨯⨯⨯=ⅢKW200n =ⅢⅣ轴:23 4.580.980.96 4.31P P ηη==⨯⨯=ⅣⅢKW 31.5IV n =445.1795510 3.95101250T =⨯⨯=⨯ⅠN·mm 444.8795510 5.8110800T =⨯⨯=⨯ⅡN·mm 454.5895510 2.1910200T =⨯⨯=⨯ⅢN·mm464.3195510 1.311031.5T =⨯⨯=⨯ⅣN·mm传动轴为Ⅰ,Ⅱ,Ⅲ轴, 一般传动轴ψ取0.5︒1.6423.76I d ===mm 取d=25 轴承302051.6426.02d ===Ⅱmm 取d=30 轴承302061.6436.25d ===Ⅲmm 取d=40 轴承302081.6456.7d ===Ⅳmm 取d=60 轴承30212轴承30205 30206 30208 30212T=15.25 T=17.25 T=19.75 T=23.75 C=12 C=14 C=16 C=19 D=52 D=62 D=80 D=110 d=25 d=30 d=40 d=60 B=15 B=16 B=18 B=22 4.2.2齿轮模数的计算 (1)I-Ⅱ齿轮弯曲疲劳的计算1.29m ≥==mm齿面点蚀的计算:37054.3A ≥==取A=55,由中心距A 及齿数计算出模数1222551.524824j A m Z Z ⨯===++所以取 2.5j m =(2)Ⅱ-Ⅲ齿轮弯曲疲劳的计算1.58m ≥=71.65A ≥=取A=751222751.346020j A m Z Z ⨯===++取m=2.5(3)Ⅲ-Ⅳ齿轮弯曲疲劳的计算321.9N =KW3.4j m ≥=177.01A ≥=取A=180 12221803.41872j A m Z Z ⨯===++ 取m=3.5(4)标准齿轮: 20α=︒,1a h *=,0.25c *=表14.2.3 齿宽的确定公式mB ψ=m (610mψ=,m 为模数)第一套啮合齿轮:(610) 2.51525I B =⨯=mm 第二套啮合齿轮:(610) 2.51525II B =⨯=mm 第三套啮合齿轮:(610) 3.52135III B =⨯=mm反转啮合齿轮:(610) 3.52135IV B =⨯=mm 118B =218B =325B =420B =520B = 625B=720B =818B =925B =1020B =1120B =1218B =1320B =1418B =4.2.4 确定各轴的间距a=2)(21Z Z m + a I-II =2.5(2844)2⨯+=90mma II-III =2.5(4040)2⨯+=100mma III-IV =3.5(6030)157.52⨯+=mm4.2.5 带轮结构设计当300d d ≤mm 时,采用腹板式,D 是轴承外径,采用圆锥滚子轴承由《机械设计》表8-10确定参数11.0d b =,2.75a h =,min 8.7f h =,e =15, f =9, 34ψ=︒带轮宽度:B=(1)2(41)152963z e f -+=-⨯+⨯= 分度圆直径:(1.82)36~40dd d == (d 为轴直径)21502 2.75155.5a d a d d h =+=+⨯=mmL=B=635. 动力设计5.1主轴刚度验算5.1.1 选定前端悬伸量C ,参考《机械装备设计》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.5.1.2 主轴支承跨距L 的确定根据《金属切削机床》表10-6前轴颈应为60~90mm ｡初步选取1d =90mm.后轴颈2d =(0.7~0.9)1d ,取2d =80mm.根据设计方案,选前轴承为30218型,后轴承为30216型｡根据结构,定悬伸长度a=120mm ｡ 5.1.3求轴承刚度主轴最大输出转矩(未考虑机械效率)T= 5.595509550420212.5P N m N m n =⨯•=• 切削力:4202350170.12C F N N ==背向力:0.50.53501717509N p c F F ==⨯=故总此作用力:F=22223510717509=39231N C p F F +=+ 此力主轴颈和后轴颈个承受一般,故主轴端受力为F/2=19616N ｡ 在估算时,先假设初值,l=3⨯120=360mm ｡前后支承的支反力A R 和B R :360120196162615523601201961665392360A B F l a R N N l F a R N Nl ++==⨯≈==⨯≈根据式(10-6)可求出前､后轴承的刚度:3081/A K N m μ= ;2388/B K N m μ=5.1.4 求最佳跨距3081 1.292388A B K K == 初步计算时,可假定主轴的当量外径e d 为前､后轴承颈的平均值,mm mm d e 852/)8090(=+=｡故惯性矩为:44841183360.05(0.850.048)234.5102.110234.5100.1716770.1210A I m EI K a η-=⨯-=⨯⨯⨯⨯===⨯⨯ 查线图8.1/0≈a l ｡计算出的a l /0与原假定不符｡经过反复验算得a l /0仍接近1.8｡可以看出,这是一个迭代过程,a l /0很快收敛于正确值｡最佳跨距0120 1.8216l mm ≥⨯=｡ 5.2 齿轮校验齿轮校核:应选模数相同,齿数最小的齿轮 验算齿轮3,齿轮9,齿轮13 5.2.1齿根弯曲强度的计算: 齿轮3的齿数z=24,模数m=20t Fa SaF F Sa KFY Y Y bmσσ==Sa Y (应力校正系数)=1.58 Fa Y (齿形系数)=2.65K (载荷系数)=Av KK K K αβA K (使用系数)=1.25v K (动载系数)=1.4K α(齿间载荷分配系数)=1.0K β(齿向载荷分布系数)=1.1 K=1.93 b=25 m=2.541122 2.1610617.1470t T F d ⨯⨯∴===1.93617.142.16 1.58=65.04[]25 2.5F F σσ⨯⨯⨯=≤⨯ 合金调质(250HBS)齿轮9的齿数z=20,模数m=2.5 齿根弯曲强度计算0t Fa SaF F Sa KFY Y Y bmσσ==Fa Y =2.72SaY =1.57 K 1.93= 25b = m 2=.542222 3.1710126850t T F d ⨯⨯===N1.9312682.72 1.57167.2[]25 2.5F F σσ⨯⨯⨯==≤⨯齿轮13的齿数z=18,模数m=3.50t Sa FaF F Sa KFY YY bmσσ==Fa Y =2.91SaY =1.53 1.93K = 20b = 3.54332211.93103787.3N18 3.5t T F d ⨯⨯===⨯1.933787.32.91 1.53465[]20 3.5F F σσ⨯⨯⨯==≤⨯小齿轮选用2024r i C N (渗碳后淬火)Bσ(强度极限)=1200S σ(屈服极限)=1100 5.2.2轴的校核45#钢 调质 毛土坯直径200≤ 硬度217255抗拉强度极限640Bσ= []2545tτ=屈服强度极限355s σ= 弯曲疲劳极限1275σ-= 剪切疲劳极限1155τ-=许用弯曲应力1[]60σ-= 按扭转强度校验439551041.6[]0.2T t Pn dττ⨯==< n=12.5 P=2.35KW d=60mm故轴符合,轴选用45#钢调质处理｡6.主轴空间位置图7.主轴箱位置展开图8.结构设计及说明8.1 结构设计的内容､技术要求和方案设计主轴变速箱的结构包括传动件(传动轴､轴承､带轮､齿轮､离合器和制动器等)､主轴组件､操纵机构､润滑密封系统和箱体及其联结件的结构设计与布置,用一张展开图和若干张横截面图表示｡课程设计由于时间的限制,一般只画展开图｡主轴变速箱是机床的重要部件｡设计时除考虑一般机械传动的有关要求外,着重考虑以下几个方面的问题｡精度方面的要求,刚度和抗震性的要求,传动效率要求,主轴前轴承处温度和温升的控制,结构工艺性,操作方便､安全､可靠原则,遵循标准化和通用化的原则｡主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点,由于结构复杂,设计中不可避免要经过反复思考和多次修改｡在正式画图前应该先画草图｡目的是:2）布置传动件及选择结构方案｡3）检验传动设计的结果中有无干涉､碰撞或其他不合理的情况,以便及时改正｡4）确定传动轴的支承跨距､齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置,以确定各轴的受力点和受力方向,为轴和轴承的验算提供必要的数据｡8.2 展开图及其布置展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序,假想将各轴沿其轴线剖开并将这些剖切面平整展开在同一个平面上｡I轴上装的摩擦离合器和变速齿轮｡有两种布置方案,一是将两级变速齿轮和离合器做成一体｡齿轮的直径受到离合器内径的约束,齿根圆的直径必须大于离合器的外径,负责齿轮无法加工｡这样轴的间距加大｡另一种布置方案是离合器的左右部分分别装在同轴线的轴上,左边部分接通,得到一级反向转动,右边接通得到三级反向转动｡这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大｡我们采用第一种方案,通过空心轴中的拉杆来操纵离合器的结构｡总布置时需要考虑制动器的位置｡制动器可以布置在背轮轴上也可以放在其他轴上｡制动器不要放在转速太低轴上,以免制动扭矩太大,是制动尺寸增大｡齿轮在轴上布置很重要,关系到变速箱的轴向尺寸,减少轴向尺寸有利于提高刚度和减小体积｡8.3 I轴(输入轴)的设计将运动带入变速箱的带轮一般都安装在轴端,轴变形较大,结构上应注意加强轴的刚度或使轴部受带的拉力(采用卸荷装置)｡I轴上装有摩擦离合器,由于组成离合器的零件很多,装配很不方便,一般都是在箱外组装好I轴在整体装入箱内｡我们采用的卸荷装置一般是把轴承装载法兰盘上,通过法兰盘将带轮的拉力传递到箱壁上｡离合器及其压紧装置中有三点值得注意:5）摩擦片的轴向定位:由两个带花键孔的圆盘实现｡其中一个圆盘装在花键上,另一个装在花键轴上的一个环形沟槽里,并转过一个花键齿,和轴上的花键对正,然后用螺钉把错开的两个圆盘连接在一起｡这样就限制了轴向和周向德两个自由度,起了定位作用｡6）摩擦片的压紧由加力环的轴向移动实现,在轴系上形成了弹性力的封闭系统,不增加轴承轴向复合｡7）结构设计时应使加力环推动摆杆和钢球的运动是不可逆的,即操纵力撤消后,有自锁作用｡I轴上装有摩擦离合器,两端的齿轮是空套在轴上,当离合器接通时才和轴一起转动｡但脱开的另一端齿轮,与轴回转方向是相反的,二者的相对转速很高(约为两倍左右)｡结构设计时应考虑这点｡齿轮与轴之间的轴承可以用滚动轴承也可以用滑动轴承｡滑动轴承在一些性能和维修上不如滚动轴承,但它的径向尺寸小｡空套齿轮需要有轴向定位,轴承需要润滑｡8.4 齿轮块设计齿轮是变速箱中的重要元件｡齿轮同时啮合的齿数是周期性变化的｡也就是说,作用在一个齿轮上的载荷是变化的｡同时由于齿轮制造及安装误差等,不可避免要产生动载荷而引起振动和噪音,常成为变速箱的主要噪声源,并影响主轴回转均匀性｡在齿轮块设计时,应充分考虑这些问题｡齿轮块的结构形式很多,取决于下列有关因素:8）是固定齿轮还是滑移齿轮;2)移动滑移齿轮的方法;3)齿轮精度和加工方法;变速箱中齿轮用于传递动力和运动｡它的精度选择主要取决于圆周速度｡采用同一精度时,圆周速度越高,振动和噪声越大,根据实际结果得知,圆周速度会增加一倍,噪声约增大6dB｡工作平稳性和接触误差对振动和噪声的影响比运动误差要大,所以这两项精度应选高一级｡为了控制噪声,机床上主传动齿轮都要选用较高的精度｡大都是用7—6—6,圆周速度很低的,才选8—7—7｡如果噪声要求很严,或一些关键齿轮,就应选6—5—5｡当精度从7—6—6提高到6—5—5时,制造费用将显著提高｡不同精度等级的齿轮,要采用不同的加工方法,对结构要求也有所不同｡8级精度齿轮,一般滚齿或插齿就可以达到｡7级精度齿轮,用较高精度滚齿机或插齿机可以达到｡但淬火后,由于变形,精度将下降｡因此,需要淬火的7级齿轮一般滚(插)后要剃齿,使精度高于7,或者淬火后在衍齿｡6级精度的齿轮,用精密滚齿机可以达到｡淬火齿轮,必须磨齿才能达到6级｡机床主轴变速箱中齿轮齿部一般都需要淬火｡8.5 传动轴的设计机床传动轴,广泛采用滚动轴承作支撑｡轴上要安装齿轮､离合器和制动器等｡传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作｡首先传动轴应有足够的强度､刚度｡如挠度和倾角过大,将使齿轮啮合不良,轴承工作条件恶化,使振动､噪声､空载功率､磨损和发热增大;两轴中心距误差和轴芯线间的平行度等装配及加工误差也会引起上述问题｡传动轴可以是光轴也可以是花键轴｡成批生产中,有专门加工花键的铣床和磨床,工艺上并无困难｡所以装滑移齿轮的轴都采用花键轴,不装滑移齿轮的轴也常采用花键轴｡花键轴承载能力高,加工和装配也比带单键的光轴方便｡轴的部分长度上的花键,在终端有一段不是全高,不能和花键空配合｡这是加工时的过D为65~85mm｡滤部分｡一般尺寸花键的滚刀直径刀机床传动轴常采用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承｡在温升､空载功率和噪声等方面,球轴承都比滚锥轴承优越｡而且滚锥轴承对轴的刚度､支撑孔的加工精度要求都比较高｡因此球轴承用的更多｡但是滚锥轴承内外圈可以分开,装配方便,间隙容易调整｡所以有时在没有轴向力时,也常采用这种轴承｡选择轴承的型号和尺寸,首先取决于承载能力,但也要考虑其他结构条件｡同一轴心线的箱体支撑直径安排要充分考虑镗孔工艺｡成批生产中,广泛采用定径镗刀和可调镗刀头｡在箱外调整好镗刀尺寸,可以提高生产率和加工精度｡还常采用同一镗刀杆安装多刀同时加工几个同心孔的工艺｡下面分析几种镗孔方式:对于支撑跨距长的箱体孔,要从两边同时进行加工;支撑跨距比较短的,可以从一边(丛大孔方面进刀)伸进镗杆,同时加工各孔;对中间孔径比两端大的箱体,镗中间孔必须在箱内调刀,设计时应尽可能避免｡既要满足承载能力的要求,又要符合孔加工工艺,可以用轻､中或重系列轴承来达到支撑孔直径的安排要求｡两孔间的最小壁厚,不得小于5~10mm,以免加工时孔变形｡花键轴两端装轴承的轴颈尺寸至少有一个应小于花键的内径｡一般传动轴上轴承选用G级精度｡传动轴必须在箱体内保持准确位置,才能保证装在轴上各传动件的位置正确性,不论轴是否转动,是否受轴向力,都必须有轴向定位｡对受轴向力的轴,其轴向定位就更重要｡回转的轴向定位(包括轴承在轴上定位和在箱体孔中定位)在选择定位方式时应注意: 9）轴的长度｡长轴要考虑热伸长的问题,宜由一端定位｡10）轴承的间隙是否需要调整｡11）整个轴的轴向位置是否需要调整｡12）在有轴向载荷的情况下不宜采用弹簧卡圈｡13）加工和装配的工艺性等｡8.6 主轴组件设计主轴组件结构复杂,技术要求高｡安装工件(车床)或者刀具(铣床､钻床等)的主轴参予切削成形运动,因此它的精度和性能直接影响加工质量(加工精度和表面粗糙度),设计时主要围绕着保证精度､刚度和抗振性,减少温升和热变形等几个方面考虑｡8.6.1 各部分尺寸的选择主轴形状与各部分尺寸不仅和强度､刚度有关,而且涉及多方面的因素｡14） 内孔直径铣床床主轴由于要夹紧刀柄,安装自动卡紧机构及通过卸顶尖的顶杆,必须是空心轴｡为了扩大使用范围,加大可加工棒料直径,车床主轴内孔直径有增大的趋势｡15） 轴颈直径前支撑的直径是主轴上一主要的尺寸,设计时,一般先估算或拟定一个尺寸,结构确定后再进行核算｡16） 前锥孔直径前锥孔用来装顶尖或其他工具锥柄,要求能自锁,目前采用莫氏锥孔｡17） 支撑跨距及悬伸长度为了提高刚度,应尽量缩短主轴的外伸长度a ｡选择适当的支撑跨距L ,一般推荐取:a L =3~5,跨距L 小时,轴承变形对轴端变形的影响大｡所以,轴承刚度小时,a L 应选大值,轴刚度差时,则取小值｡跨距L 的大小,很大程度上受其他结构的限制,常常不能满足以上要求｡安排结构时力求接近上述要求｡8.6.2 主轴轴承1)轴承类型选择主轴前轴承有两种常用的类型:双列短圆柱滚子轴承｡承载能力大,可同时承受径向力和轴向力,结构比较简单,但允许的极限转速低一些｡与双列短圆柱滚子轴承配套使用承受轴向力的轴承有三种:600角双向推力向心球轴承｡是一种新型轴承,在近年生产的机床上广泛采用｡具有承载能力大,允许极限转速高的特点｡外径比同规格的双列圆柱滚子轴承小一些｡在使用中,这种轴承不承受径向力｡推力球轴承｡承受轴向力的能力最高,但允许的极限转速低,容易发热｡向心推力球轴承｡允许的极限转速高,但承载能力低,主要用于高速轻载的机床｡2)轴承的配置大多数机床主轴采用两个支撑,结构简单,制造方便,但为了提高主轴刚度也有用三个支撑的了｡三支撑结构要求箱体上三支撑孔具有良好的同心度,否则温升和空载功率增大,效果不一定好｡三孔同心在工艺上难度较大,可以用两个支撑的主要支撑,第三个为辅助支撑｡辅助支撑轴承(中间支撑或后支撑)保持比较大的游隙(约0.03~0.07mm),只有在载荷比较大､轴产生弯曲变形时,辅助支撑轴承才起作用｡8.6.3 主轴与齿轮的连接齿轮与主轴的连接可以用花键或者平键;轴做成圆柱体,或者锥面(锥度一般取1:15左右)｡锥面配合对中性好,但加工较难｡平键一般用一个或者两个(相隔180度布置),两国特键不但平衡较好,而且平键高度较低,避免因齿轮键槽太深导致小齿轮轮毂厚度不够的问题｡8.6.4 润滑与密封主轴转速高,必须保证充分润滑,一般常用单独的油管将油引到轴承处｡主轴是两端外伸的轴,防止漏油更为重要而困难｡防漏的措施有两种:1)堵——加密封装置防止油外流｡主轴转速高,多采用非接触式的密封装置,形式很多,一种轴与轴承盖之间留0.1~0.3mm的间隙(间隙越小,密封效果越好,但工艺困难)｡还有一种是在轴承盖的孔内开一个或几个并列的沟槽(圆弧形或v形),效果比上一种好些｡在轴上增开了沟槽(矩形或锯齿形),效果又比前两种好｡在有大量切屑､灰尘和冷却液的环境中工作时,可采用曲路密封,曲路可做成轴向或径向｡径向式的轴承盖要做成剖分式,较为复杂｡2)疏导——在适当的地方做出回油路,使油能顺利地流回到油箱｡9.总结通过此次设计,我觉得能做类似的课程设计是十分有意义,而且是十分必要的｡它把过去所学的知识来一个全面性的总结,过去的三年时间里我们大多数接触的是专业基础课｡我想做类似的课程设计就为我们提供了良好的实践平台｡在做本次设计的过程中,我感触最深的当数查阅大量的设计手册了｡为了让自己的设计更加完善,更加符合工程标准,一次次翻阅机械设计手册是十分必要的,同时也是必不可少的｡我们是在作设计一切都要有据可依,有理可寻,不切实际的构想永远只能是构想,永远无法升级为设计｡作为一名机械专业学生掌握一门或几门制图软件同样是必不可少的,这次也是检验我们用CAD制图软件的考察,以后我们还要好好掌握proe､UG等设计加工软件｡我在课程设计中不仅弥补了过去CAD 软件的空白处还大大提高了绘图的速度｡边学边用这样才会提高效率,这是我作本次课程设计的第二大收获｡但是由于水平有限,难免会有错误,还望老师批评指正｡争取毕业设计做得更好｡10.参考文献[1] 戴曙主编.金属切削机床.机械工业出版社. 北京.1993.5[2] 陈易新主编. 金属切削机床课程设计手册.[3] 曹玉榜易锡麟.机床主轴箱设计指导. 机械工业出版社. 北京.1987.5.[4] 濮良贵纪名刚主编.机械设计.高等教育出版社.北京.2001[5] 黄鹤汀主编. 金属切削机床设计. 北京. 机械工业出版社,2005[6] 冯开平左宗义主编.画法几何与机械制图.华南理工出版社.2001.9[7] 唐金松主编.简明机械设计手册.上海科技技术出版社.上海.1992.06[8] 卢秉恒主编.机械制造技术基础.机械工业出版社.北京.2001[9] 孙恒陈作模主编.机械原理.高等教育出版社.北京.2001[10]曹金榜主编机床主轴/变速箱设计指导,北京.机械工业出版社.。
铣床床头箱主轴课程设计
铣床床头箱主轴课程设计一、课程目标知识目标：1. 学生能够理解铣床床头箱主轴的基本结构及其在铣削加工中的作用；2. 学生能够掌握床头箱主轴的拆装、调整及维护的基本知识；3. 学生能够了解并描述床头箱主轴的传动原理及其与铣床性能之间的关系。
技能目标：1. 学生能够运用所学的理论知识，独立完成床头箱主轴的拆装和组装操作；2. 学生能够通过实际操作，掌握床头箱主轴的调整方法和技巧；3. 学生能够运用铣床床头箱主轴的相关知识，解决简单的铣削加工问题。
情感态度价值观目标：1. 学生通过本课程的学习，培养对机械加工行业的兴趣和热情；2. 学生能够认识到铣床床头箱主轴在铣削加工中的重要性，增强对机械设备的敬畏之心；3. 学生在学习过程中，培养团队合作精神，养成良好的操作习惯，提高安全意识。
课程性质：本课程属于实践性较强的课程，结合铣床床头箱主轴的理论知识和实际操作，帮助学生更好地理解和掌握相关技能。
学生特点：学生具备一定的机械基础知识，具有较强的动手能力和学习兴趣。
教学要求：教师需注重理论与实践相结合，关注学生的个体差异，引导学生主动参与，培养其独立思考和解决问题的能力。
同时，注重培养学生的安全意识和团队协作精神。
通过本课程的学习，使学生能够达到上述课程目标，为后续的铣削加工学习打下坚实基础。
二、教学内容本课程教学内容主要包括以下几部分：1. 铣床床头箱主轴的结构与功能- 分析床头箱主轴的组成部分及其在铣床中的作用；- 介绍床头箱主轴的传动原理。
2. 床头箱主轴的拆装与组装- 讲解拆装工具的使用方法及注意事项；- 演示拆装和组装过程，指导学生进行实际操作。
3. 床头箱主轴的调整与维护- 介绍调整方法，包括轴承间隙、齿轮间隙等的调整；- 讲解日常维护保养方法，提高学生设备维护意识。
4. 铣床床头箱主轴故障分析与处理- 分析常见的故障原因及排除方法；- 引导学生学会分析问题、解决问题。
教学内容安排与进度：1. 第1课时：铣床床头箱主轴结构与功能；2. 第2课时：床头箱主轴拆装与组装；3. 第3课时：床头箱主轴调整与维护；4. 第4课时：铣床床头箱主轴故障分析与处理。
数控龙门铣床主轴箱设计
127机械装备研发Research & Development of Machinery and Equipment数控龙门铣床主轴箱设计王艳妮（齐齐哈尔二机床（集团）有限责任公司，黑龙江 齐齐哈尔 161000）摘 要：随着我国工业化进程的不断加快，运用在工业中的设备需要不断更新，以赶上时代的变迁和社会的发展。
数控铣床作为工业生产中不可或缺的设备之一，在工业生产方面占据重要地位。
数控铣床的主动力供应就是主轴箱供给的，文章主要研究了一种数控龙门铣床的主轴箱，结合数控技术的发展和数控机床的工作原理以及机械结构，阐述数控龙门铣床主轴箱的设计。
关键词：数控技术；龙门铣床；主轴箱中图分类号：TG547 文献标志码：A 文章编号：1672-3872（2019）12-0127-01——————————————作者简介： 王艳妮（1985—），女，陕西西安人，本科，研究方向：专机、龙门铣设计及结构改进。
数控技术的产生彻底改变了工业生产形势，其高自动化、高进度、高效率的特点为我国的工业发展带来了福音。
但是我国现在各个工厂所使用的机床大多数都是传统的封闭式体系，这种传统的机床不能为我国的工业发展带来更多的便利，对此应该大力着手于数控技术的改革方案，在达到市场需求的同时，解决数控系统中微小零部件的可靠性和安全性问题，改革完毕后肯定会使得我国的工业生产更加的规范化、产业化[1]。
1 数控机床的工作原理和组成数控机床就是用数字化的控制系统去控制机床，把计算单元进行翻译，运算出加工指令，随之驱动机床进行加工，最后加工出所需要的零件[2]。
2 数控机床的机械结构数控机床的机械结构为以下几种：主传动系统、进给传动系统、基础支撑件、辅助系统和其他系统。
主传动系统就是为数控机床进行主运动的系统；进给传动系统，通常指工作台和刀架，它的主要功能就是使得工件可以自动进给的系统；基础支撑件，主要功能是支撑正在处在加工过程中的零件和机床本体，并且很大程度上确保了加工零件的位置不改变。
铣床主传动系统设计说明书精品
第一章 运动设计1.1技术要求最低转速n min =30 rpm ； 级数Z =11； 公比ϕ=1.41； 功率P =5 .5KW ；工件材料：钢、铸铁和有色金属 刀具材料：高速钢、硬质合金、陶瓷1.2 确定公比和转速序列公比ϕ=1.41=1.066，最低转速n min =30 rpm ，根据标准转速序列可得11级转速为：30、42.5、60、85、118、170、236、335、475、670、950。
1.3 确定结构网或结构式级数为Z 的变速系统由若干个顺序的变速组组成，各变速组分别有21Z Z 、……个变速副。
即 321Z Z Z Z =变速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b a Z 32⨯=。
因此确定结构式为：122311531-⨯⨯=。
1.4 绘制转速图1.4.1 选定电动机根据技术要求，选择Y132M2-6型三相异步电动机，同步转速1000rpm,额定功率5.5KW,满载转速d n =960rpm1.4.2 确定传动轴轴数传动轴数 = 变速组数 + 定比变速副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。
1.4.3 分配总降速传动比总降速变速比03.0960/30/min ===d n n i 。
又电动机转速min /960r n d =不符合转速数列标准，因而增加一定比变速副。
在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按变速顺序依次设为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ（主轴）。
Ⅰ与Ⅱ、Ⅱ与Ⅲ、Ⅲ与Ⅳ轴之间的变速组分别设为a 、b 、c 。
现由Ⅳ（主轴）开始，确定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速。
⑴确定Ⅲ轴的转速：变速组c 的变速范围为86.541.155<==ϕ，故两个传动副的传动比有两种方案：311ϕ=C I 、122ϕ=C I 或411ϕ=C I 、12ϕ=C I 。
选取第一种方案311ϕ=C I、122ϕ=C I 结合结构式，Ⅲ轴的转速：85、118、170、236、335、475。
铣床主轴箱设计
目录1.题目要求及参数确定-------------------------------------------2 1.1设计要求--------------------------------------------------------------------2 1.2运动参数确定-------------------------------------------------------------21.3动力参数的确定------------------------------------------------------------22.运动设计------------------------------------------------------ 2 2.1传动组的传动副数的确定--------------------------------------2 2.2结构网和结构式各种方案的选择-------------------------------3 2.3拟定转速图----------------------------------------------------4 2.4齿轮齿数确定--------------------------------------------------52.5传动系统图----------------------------------------------------53.传动零件的初步计算---------------------------------------------6 3.1传动轴直径初定------------------------------------------------63.2齿轮模数的初步计算-------------------------------------------74.主要零件的验算-------------------------------------------------8 4.1三角胶带传动的计算和选定------------------------------------8 4.2圆柱齿轮的强度计算------------------------------------------10 4.3传动轴的验算、强度验算、弯曲刚度验算---------------------144.4 滚动轴承的验算----------------------------------------------165.总结-----------------------------------------------------------------------------176.参考文献-------------------------------------------------------181. 题目要求及参数确定1.1设计要求1）机床的类型、用途及主要参数铣床，工作时间：二班制，电动机功率： 1.5N KW =，主轴最高、最低转速如下： max 1250n rpm =，min 100n rpm =变速级数：z=12。
机床课程设计 --铣床主轴箱设计
目录目录 (1)1. 机床参数确定： (1)2. 运动设计 (1)2.1 传动组、传动副的确定： (1)2.2 结构式、结构网的选择： (2)2.3 拟定转速图： (2)2.4 齿轮齿数确定 (4)2.5传动系统图如图四所示： (5)2.6轴、齿轮的计算转速： (5)2．7展开图简图 (7)3. 传动零件的初步计算： (7)3.1传动轴直径初定 (7)3.2 主轴轴颈直径的确定 (8)3.3 齿轮模数的初步计算 (8)4. 主要零件的验算 (9)4.1 V带传动的计算和选定 (9)4.2 圆柱齿轮的强度计算： (10)4.3主轴的验算 (12)4.4 滚动轴承的验算 (13)参考文献 (15)1. 机床参数确定：运动参数： 回转主运动的机床，主运动的参数是主轴转速。
其数列的公比φ应选取标准的公比值，取公比φ=1.26。
主轴转速级数：12126.1lg 5.12lg 1lg lg =+=+=ϕn R z 式中Rn 为主轴变速范围：5.121001250min max ===n n R n 。
机床传动系统的变速组大多采用双联齿轮或三联齿轮，因此转速级数宜为2、3因子的乘积，即n m Z 23⋅=为宜，其中m 、n 为正整数。
动力参数：由任务书设定电动机功率：N=3KW 。
查表应选用Y 系列三相异步电动机Y100L2-4，转速1420 r/min ，效率82.5%。
功率因素cos φ=0.81，额定转矩2.2KNm 。
2. 运动设计2.1 传动组、传动副的确定：实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合： 1）12=3×4 2）12=4×3 3）12=3×2×2 4）12=2×3×2 5）12=2×2×3方案1）、2）可以省一根传动轴，但是其中一个传动组内有四个传动副，果增大了该轴的轴向尺寸这种方案不宜采用。
12级机床主轴箱课程设计
目录1. 前言 (1)2．设计目的： (1)3．设计内容和要求： (1)3．1．运动设计 (1)3．2．动力计算： (2)3．3．结构设计 (2)3．4．编写设计说明书 (2)4．设计过程： (2)4．1机床主传动系统运动设计： (2)4．1．1确定极限转速 (2)4．1．2确定公比 (3)4．1．3确定结构网或结构式： (3)4．1．4绘制转速图: (4)4．1．5确定各变速组此轮传动副齿数: (5)4．1．6核算主轴转速误差 (5)4．1．7传动系统图 (5)5．主要零件的计算： (6)5．1三角胶带传动的计算和选定： (6)5．1．1确定计算功率： (6)5．1．2选择三角胶带的型号： (6)5．1．3确定带轮的直径1D、2D： (6)5．1．4计算胶带速度： (6)5．1．5计算胶带的长度0L： (6)5．1．6 计算实际中心矩A: (7)5．1．7定小带轮的包角1 ： (7)5．1．8确定三角胶带的根数： (7)5．1．9预紧力0F (7)5．1．10计算带传动作用在轴上力P F (7)5．2传动件的选择和计算： (8)5．2． 1传动轴的计算： (8)5．2．2主轴轴颈的确定： (8)5．2．3主轴轴承设计 (8)5．2．4齿轮模数的计算： (10)6．主轴零件的验算 (11)6．1齿轮的验算： (11)6．2轴的验算： (12)6．2．1花键轴侧挤压应力的验算 (12)7．润滑与密封 (13)1.前言金属切削机床是人类在改造自然的长期实践生产中，不断改进生产工具的基础上产生和发展起来的。
最原始的机床是依靠双手的往复运动，在工件上钻孔。
最初的加工对象是木料。
为加工回转体，出现了依靠人力使工件往复回转的原始车床。
在原始加工阶段，人既是提供机床的动力，又是操纵者。
近些年来，随着电子技术、计算机技术、信息技术以及激光技术等的发展并应用于机床领域，使机床的发展进入了一个新时代。
人不仅不需要提供动力，连操纵都交给及其了。
铣床主轴箱设计
AUTOMOBILE DESIGN | 汽车设计铣床主轴箱设计毛秋林成都工业职业技术学院 四川省成都市 610218摘 要： 铣床主轴箱是铣床的重要装备件，是铣床的输出端，对铣床输出的转速及加工精度起主要作用。
分析铣床主轴箱设计，从而为铣床主轴箱设计提供更加广泛的思路。
关键词：铣床；主轴箱；设计1 铣床传动轴的设计实际铣床传动轴的质量是连续分布的，用基于集中参数的模型来表示这样的铣床传动轴会导致分析结果与精确模型之间的差异，这些差异随着模型中集中点的数量而减少。
将具有分布质量的铣床传动轴划分为几个较短的单元，用第i个单元的质量、弹性和阻尼等集中参数来描述，可以得到与将轴划分为无限个单元时所得结果基本相同的计算机模拟结果，与波模型相对应。
上述划分过程称为运动结构的离散化，对应于铣床传动轴的多质量集中参数模型。
为了展示铣床传动轴模型的综合，采用了以下假设：铣床传动轴是弹性元件，在集总参数模型的情况下，轴被分成有限个相同的单元，其参数（弹性、质量和耗散）相同。
在分布参数模型的情况下，轴被分成无限多个相同的单元，这些单元的参数是相同的；轴由特定的（每单位长度）常数参数表示：特定的惯性矩J′，轴内粘滞摩擦系数D′和扭转敏感系数S′c，圆周运动由角速度表示，而轴偏转则省略，轴内的粘性摩擦也用集中阻尼参数D1m和Dm1表示，为轴的每个元件定义角速度和扭矩。
在上述假设的基础上，将铣床传动轴的运动结构（图1）转换成m个离散单元，其中，J1，…，Jm，Cs，12，…，Cs，m-1，m，Sc，12，…，Sc，m-1，m，D12，…，Dm-1，m是惯性矩，扭转刚度系数，扭转敏感系数（Sc=1/Cs）和分离铣床传动轴各元件内的粘性摩擦系数；D1，Dm是为轴承定义的摩擦系数。
图1 铣床传动轴的运动结构离散单元ω1ωmD1D12D23D m-1,mC s,m-1,mC s,23C s,12M1D mJ mm m m根据机电能转换理论，广义坐标是机械系统中的力或力矩和电路中的电压，而广义速度是机械系统中的速度或角速度和电气系统中的电流。
数控铣床主轴箱结构设计方案(有全套图纸)
目录绪论 (1)第1章主传动系统设计概述 (3)第2章数控铣床主传动系统的配置方式 (4)第3章主轴电动机的选取 (5)第4章同步带传动设计与计算 (6)4.1、同步材料选择 (6)4.2、同步带参数的计算 (6)4.2.1、模数的选取 (6)4.2.2、小带轮齿数 (6)4.2.3、同步带节距 (6)4.2.4、节圆直径 (7)4.2.5、大带轮齿数 (7)4.2.6、大带轮直径 (7)4.2.7、带的速度 (7)4.2.8、定中心距 (7)4.2.9、带的节线长度 (7)4.2.10、计算中心距 (7)4.2.11、带轮与带的啮合齿数 (8)4.2.12、带宽 (8)4.2.13、作用在轴上的力 (8)4.2.14、小带轮的最小包角 (8)4.2.15、带轮宽度 (8)第5章主轴组件的设计 (9)5.1、主轴组件的设计要求 (9)5.1.1、回转精度 (9)5.1.2、主轴刚度 (9)5.1.3、主轴的抗振性 (10)5.1.4、主轴温升 (10)5.1.5、主轴耐磨性 (10)5.1.6、提高主轴组件抗振性的措施 (10)5.2、减少主轴组件热变形的措施 (10)5.3、主轴材料的选择及尺寸、参数的计算 (11)5.4、主轴转动装置箱体的作用 (13)5.5、主轴箱体的截面形状和壁厚的计算 (15)第6章主轴轴承的选择 (15)6.1、轴承的选择和轴承的精度 (15)6.2、轴承预紧力的要求 (15)6.3、主轴轴承的润滑与密封 (16)6.4、选取轴承求 (16)6.5、轴承寿命校核 (18)6.6、轴承座孔的设计要求 (19)第7章联接键的选择碟形弹簧的选择与计算 (20)7.1、碟形弹簧的特点 (20)7.2、碟形弹簧材料及热处理厚度和脱碳 (21)7.3、碟形弹簧的强压处理 (21)7.4、表面强化处理和防腐处理 (21)第8章螺钉联接的设计 (23)8.1、根据设计要求计算 (23)8.2、螺钉的强度计算与校核 (23)第9章液压缸的设计 (24)9.1.液压压缸安装应注意的问题 (24)9.2.压缸各部分的结构及主要尺寸的确定 (24)9.3.强度校核 (25)第10章润滑与密封件设计 (26)10.1、封件的作用及其意义 (26)10.2、密封的分类及密封件的材料要求 (26)10.3、防尘圈的设计要求 (27)结论 (28)致谢……………………………………………………………………………….................. .29参考文献………………………………………………………………………….................. ..30绪论数控技术，简称数控（Numerical Control）。