数控龙门铣床设计(7)

第3章 机床主轴箱的设计

可得各个传动轴的估算直径：

Ⅰ轴： d1=28.8mm 取d1=30mm Ⅱ轴： d2=34.0mm 取d1=35mm 主轴轴径尺寸的确定：

已知铣床最大加工直径为Dmax=400mm, 则：

主轴前轴颈直径 D1=0.25Dmax±15=85～115mm 取D1=95mm 主轴后轴颈直径 D2=(0.7～0.85)D1=67～81mm 取D2=75mm

主轴内孔直径 d=0.1Dmax±10=35～55mm 取d=40mm

3.2.5齿轮模数的估算

按接触疲劳强度和弯曲疲劳强度计算齿轮模数比较复杂，而且有些系数只有在齿轮的各参数都已知方可确定，故只有在装配草图画完后校验用。在画草图时用经验公式估算，根据估算的结果然后选用标准齿轮的模数。 齿轮模数的估算有两种方法，第一种是按齿轮的弯曲疲劳进行估算，第二种是按齿轮的齿面点蚀进行估算，而这两种方法的前提条件是各个齿轮的齿数必须已知，所以必须先给出各个齿轮的齿数。

根据齿轮不产生根切的基本条件：齿轮的齿数不小于17，在该设计中，即最小齿轮的齿数不小于17。而由于Z3,Z3’这对齿轮有最大的传动比，各个传动齿轮中最小齿数的齿轮必然是Z3’。取Z3’=20,S=114，则Z3=94。

N从转速图上直接看出直接可以看出Z3的计算转速是750r/min。 3?32z?nj=2.4 (3-4) 根据齿轮弯曲疲劳估算公式mω

根据齿轮接触疲劳强度估算公式计算得: m=2.84

由于受传动轴轴径尺寸大小限制，选取齿轮模数为m =3mm，对比上述结果，可知这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，而且考虑到两传动轴的间距，故取同一变速组中的所有齿轮的模数都为m=3mm。现将各齿轮齿数和模数列表如下：

表3-4 齿轮的估算齿数和模数列表

Z0 Z0’ Z1 Z1’ Z2 齿轮 35 70 38 76 68 齿数 3 3 3 3 模数（mm） 3 17

Z2’ 46 3 Z3 94 3 Z3’ 20 3 燕山大学本科生毕业设计（论文）

3.3主轴箱展开图的设计

主轴箱展开图是反映各个零件的相互关系，结构形状以及尺寸的图纸。因此设计从画展开图开始，确定所有零件的位置，结构和尺寸，并以此为依据绘制零件工作图。

3.3.1设计的内容和步骤

这一阶段的设计内容是通过绘图设计轴的结构尺寸及选出轴承的型号，确定轴的支点距离和轴上零件力的作用点，计算轴的强度和轴承的寿命。

3.3.2 有关零部件结构和尺寸的确定

传动零件，轴，轴承是主轴部件的主要零件，其它零件的结构和尺寸是根据主要零件的位置和结构而定。所以设计时先画主要零件，后画其它零件，先画传动零件的中心线和轮廓线，后画结构细节。 1）传动轴的估算

这一步在前面已经做了计算。 2）齿轮相关尺寸的计算

为了确定轴的轴向距离，齿轮齿宽的确定是必须的。

而容易引起振动和噪声，一般取齿宽系数Φm =(6-10)m。这里取齿宽系数Φm=10, 则齿宽B=Φm×m=10×3=30mm.现将各个齿轮的齿厚确定如表3-5所示:

表3-5 各齿轮的齿厚

齿轮 齿厚（mm） Z1 30 Z1′ 30 Z2 30 Z2′ 30 Z3 30 Z3′ 30 齿轮的直径决定了各个轴之间的尺寸，所以在画展开图草图前，各个齿轮的尺寸必须算出。现将主轴部件中各个齿轮的尺寸计算如表3-6所示:

表3-6 各齿轮的直径 齿轮 分度圆直径（mm） 齿顶圆直径（mm） Z1 114 120 Z1′ 228 234 Z2 204 210 Z2′ 138 144 Z3 282 288 Z3′ 60 66 18

第3章 机床主轴箱的设计

齿根圆直径（mm） Z0 105 111 97.5 Z0’ 210 216 202.5 106.5 220.5 196.5 130.5 274.5 52.5 由表3-2可以计算出各轴之间的距离，现将它们列出如表3-7所示:

表3-7 各轴的中心距

轴 距离（mm） 3）确定齿轮的轴向布置 ⅠⅡ 160 ⅡⅢ 175 为避免同一滑移齿轮变速组内的两对齿轮同时啮合，两个固定齿轮的间距，应大于滑移齿轮的宽度，一般留有间隙1-2mm，所以首先设计滑移齿轮。

Ⅱ轴上的滑移齿轮的两个齿轮轮之间必须留有用于齿轮加工的间隙，插齿时，当模数在1-2mm范围内时，间隙必须不小于5mm,当模数在2.5-4mm范围内时，间隙必须不小于6mm，且应留有足够空间滑移，据此选取该滑移齿轮三片齿轮之间的间隙分别为d1= 45mm,d2=8mm。

由滑移齿轮的厚度以及滑移齿轮上的间隙可以得出主轴上的齿轮的间隙。

现取齿轮之间的间距为82mm和45mm。

图3-4 齿轮的轴向间距

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燕山大学本科生毕业设计（论文）

4）轴承的选择及其配置 主轴组件的滚动轴承既要有承受径向载荷的径向轴承，又要有承受两个方向轴向载荷的推力轴承。轴承类型及型号选用主要应根据主轴的刚度，承载能力，转速，抗振性及结构要求合理的进行选定。

同样尺寸的轴承，线接触的滚子轴承比电接触的球轴承的刚度要高，但极限转速要低；多个轴承的承载能力比单个轴承的承载能力要大；不同轴承承受载荷类型及大小不同；还应考虑结构要求，如中心距特别小的组合机床主轴，可采用滚针轴承。

为了提高主轴组件的刚度，通常采用轻型或特轻型系列轴承，因为当轴承外径一定时，其孔径（即主轴轴颈）较大。

通常情况下，中速重载采用双列圆柱滚子轴承配双向推力角接触球轴承（如配推力轴承，则极限转速低），或者成对圆锥滚子轴承，其结构简单，但是极限转速较低，如配空心圆锥滚子轴承，其极限转速显著提高，但成本也相应的提高了。高速轻载采用成组角接触球轴承，根据轴向载荷的大小分别选用25°或 15°的接触角。轴向载荷为主且精度要求不高时，选用推力轴承配深沟球轴承，精度要求较高时，选用向心推力轴承。

该设计的主轴不仅有刚度高的要求，而且有转速高的要求，所以在选择主轴轴承时，刚度和速度这两方面都要考虑。主轴前轴承采用3182119型轴承一个，后支承采用30215型和8215型轴承各一个。

3.3.3 各轴结构的设计

I轴的一端与电动机相连，将其结构草图绘制如下图4—2所示

图3—5

II轴安装滑移齿轮，其结构如草图3—2所示

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第3章 机床主轴箱的设计

图3-6

III轴其结构完全按标准确定，根据轴向的尺寸将结构简图绘制如下图4—4所示

图4-4

3.3.4 主轴组件的刚度和刚度损失的计算：

最佳跨距的确定：

取弹性模量E=2.1X10Pa，D=（95+75）/2=85；

(D4?d4)I???2.48?10?6m42主轴截面惯距

截面面积：A=4415.63mm

主轴最大输出转矩：

p Mn?9550?477.5N?m

n床身上最大回转直径约为最大加工直径的60%，即240mm。故半径为0.12m

M Fz?n?3979.2N

0.12 Fy=0.5Fz=1989.6N

故总切削力为： F=Fz2?Fy2=4448.9N 估算时，暂取L0/a=3,即取3x120=360mm.

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