机械制造装备课程设计

1、机床课程设计1、机床课程设计目的通过机床主运动机械变速传动系统得结构设计，在拟定传动和变速的结构方案过程中，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，并具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。2：机床的用途和规格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。本次设计的是普通型床主轴变速箱。主要用于加工回转体。表1车床的主参数（规格尺寸）和基本参数工件最大回转直径dmax（mm）正转最高转速nmax(r/min) 电机功率（kw）公比转速级数3602

2、40031.41123、 各运动参数的确定3.1计算主轴各级转速n1=nmin=53r/min 查表取标准值 n1=53r/min n2=n1*=53*1.41=74.73 r/min n2=75r/min n3=n1*2=53*1.412=105.3693r/min n3=106r/min n4=n1*3=53*1.413=148.5707r/min n4=150r/min n5=n1*4=53*1.414=209.4847r/min n5=212r/min n6=n1*5=53*1.415=295.3734r/min n6=300r/min n7=n1*6=53*1.416=416.476

3、5 r/min n7=425r/min n8=n1*7=53*1.417=587.2319r/min n8=600r/min n9=n1*8=53*1.418=827.9970r/min n9=850r/min n10=n1*9=53*1.419=1167.4758r/min n10=1180r/min n11=n1*10=53*1.4110=1646.1409r/min n11=1700r/min n12=n1*11=53*1.4111=2321.0586r/min n12=2360r/min 3.2确定传动方案3.2.1已知条件 【1】确定转速范围：主轴最小转速nmin=53 r/min【

4、2】确定公比：=1.41 【3】转速级数：3.2.2结构式确定说明：1：考虑到卧式普通机床主传动系统轴上通常采用双向摩擦片离合器进行停车和变向，且它又占了较长的轴向位置。为了使轴不致过长，因此轴-间只安排了两级变速组，这样上式（1）-（6）即12=3x2x2六个结构式均不合适。2：根据各变速组应按“前多后少”的原则（即级数“前多后少”的原则，)这样上式（13）-（18）即12=2x2x3六个结构式均不合适。3：有根据转速扩大顺序应尽可能与传动顺序一致，且根据合理分配传动比，使中间轴有较高的转速（或降速应按“前慢后快”的原则，即）这样上式（8）（9）（10）四个结构式不合适。这样就剩下（7）（1

5、1）两个结构式，即-a式 -b式4：验算最后扩大组：如果最后扩大组为 ，则r2=（p2-1）x2=1.41(3-1)*8=15.68不合适，说明上式18个结构式中，含有 最后扩大组(即3，5，10，12，15，17均不合适)，现就b式（12=23x31x26）进一步讨论如下：参见下面转速图拟定时的说明。5：绘制结构网：先找对称点b。6：根据b式12=23x31x26转速图拟定说明如下： 对于b式很容易确定m，n点分析方法如下：确保升降速原则。确定了p1点，保证率带传动的传动比，保证了大带轮较大，当然选择p2（或p）也可以，又是一种新的方案。见图6对中间轴上e（e1）的选择，应考虑其转速尽可能高

6、一些，但又不能过高的原则，可确定e点较理想。见图7 综述：拟定转速图优劣，应遵守变速组的变速级数“前多后少”的原则，即；papbpc；各变速组的变扩大顺序应尽可能与运动的顺序相一致原则或叫射线“前密后疏”原则，即；x0x1x2;各变速组最小传动比应采取递减的原则，叫降速“前慢后快”的原则。考虑中间轴上e，f点的距离，b式更接近，更符合“中间各轴的转速尽可能高一些，但又不能高”的要求，所以认为b方案较好。 因此决定采用b式12=2*3*2方案，图8为转速图。3.4 主电动机的选择合理地确定电机功率n，使机床既能充分发挥其性能，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3

7、kw，根据机械设计课程设计查表17-7选y100l-2，额定功率3kw，满载转速2870r/min，最大额定转矩2.2。7：计算转速n对于车，铣，刨床主运动多采用单速异步电动机，其输出最大功率即额定功率是恒定的，但主轴是在不同转速下工作，其所传递的扭矩随转速降低而加大。当主轴转速最低时，其扭矩最大，则轴径将最大。然而最低几级转速常用于切削螺纹，铰孔，精镗，切断等工序，所需功率较小。而此时转速较低，也不可能用到全功率（p=fv）因此，各类普通机床都设计成只有从高于最低转速的某一级转速开始才能使用电动机的全部功率，这个有可能使用全部功率的主轴最低转速，称为主轴的“计算转速”，用n表示，同理，各传动

8、件传递全功率时各自的最低转速，称为各传动件的计算转速，计算如下：对于普通车床，铣床nj=n1*z/3-1=n1*12/3-1=53*1.413=n4=150r/min轴或齿轮z14z13z12z11z10z9计算转速nj150212600118042521253600850600齿轮或者带轮z8z7z6z5z4z3z2z1d2d1计算转速nj42560021260085011806001180118024008：拟定传动系统图依照图8转速图拟定了卧式车床主运动系统如图9，应注意问题：1）：主轴上大齿轮尽可能放在前轴承处（z12）对主轴减少变形有利。2）:轴上双联齿轮的大齿轮（z3）应靠近双向摩

9、擦片，这样有利于摩擦片安装。3）：滑移齿轮尽可能置于主轴上，有利于齿轮滑移，同时保证两滑移齿轮之间的距离不应小于（b+2），如图9上四处所标的（b+2）的距离，b为齿宽。4）:三联滑移齿轮应按中间齿轮啮合给出（如z5和z6），这样便于安装轴向尺寸，不容易产生相碰或者干涉现象。9：计算各传动副的传动比（参照图8转速图）1):a变速组找出各齿轮副的传动比值u。可查机械制造装备手册得；sz=.60，63，72，84，87，90.考虑到轴轴间安装双向摩擦片离合器的径向尺寸较大，故取sz=87，这时：z1=29 z2=58，z3=36 z4=512）：b变速组参照图8转速图查机械制造装备手册，计算齿轮齿

10、数查的齿数和sz=.65,68,72,73,77,80.从传动比误差来看，选齿数和sz=65，72，80较好，但考虑到装在轴上齿轮的齿顶圆碰到轴双向摩擦片外径，故取sz=72这时z5=19 z6=53; z7=30 z8=42; z9=42 z10=30当齿数和取值过小，应考虑“为保证三联滑移齿轮能在轴上顺利滑移，不与中间齿轮相干涉，其相邻两齿轮的齿数差应”3） ：c变速组依据图8转速图，查机械制造装备手册计算齿轮齿数并查的齿数和sz=86，89，90，95，96，99.从传动比误差来看，选齿数和sz=90，96，99较好，但考虑到主轴轴径较大（满足刚性要求），保证齿轮能套在主轴上。故，sz取

11、90，这时z11=18 z12=72; z13=60 z14=30从整体结构看，保证结构紧凑，齿数和sz100-12010:验算主轴转速误差从图8转速图可知： 从上面计算主轴转速误差可以看出，均未超过允许范围，验算合格。如果上面转速误差过大，超过允许范围，首先要修正带轮传动比d1/d2，当正差过大，可增加d2，如果差过大，可减小d2，这时还满足不了转速误差，就要考虑修正各传动比中各级误差较大的传动比，即修正齿轮齿数齿数，直至满足转速误差为止。4：皮带轮设计1）：确定带轮的基准直径d1 d2验算带速度v，按【4】式（8-13）验算带的速度 ，故带速合适。(2)、初定中心距带轮的中心距，通常根据机

12、床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取： 根据【4】经验公式（8-20）0.7*（140+280）=294 2*（140+280）=840mm 取a0=800mm.(3)、三角带的计算基准长度由机械设计【4】公式（8-22）计算带轮的基准长度 由机械设计【4】表8-2，圆整到标准的计算长度 (5) 、按时机械设计（8-23）式计算实际中心距a。所以中心矩的变化范围是765.05-869.9mm(8)、验算小带轮包角根据【4】公式（8-25），故主动轮上包角合适。(9)、确定三角带根数根据式（8-26）得查机械设计手册表8-5由 i=2和得= 0.29kw,查表8-6，=0.99；查表8-

13、2，长度系数=0.98查表8-8，ka=1.5 pca=kap=1.5*3=3.9 根据d1=140mm，n1=2400m/s查表8-4 得，p0=3.22 取z=3 根5:传动轴的计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。1）传动轴直径的估算：确定各轴最小直径根据【5】公式（7-1），轴的直径：取，查表15-3得a0=130 d1=25

14、mm轴的直径：取轴的直径：取其中：p-电动机额定功率（kw）； -从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；-该传动轴的计算转速（）；2):键的选择查【4】表6-1选择轴上的键，根据轴的直径，键的尺寸选择，键的长度l取22。主轴处键的选择同上，键的尺寸为，键的长度l取100。6:各变速组齿轮模数的确定和校核1 ):齿轮模数的确定：齿轮模数的估算。通常同一变速组内的齿轮取相同的模数，如齿轮材料相同时，选择负荷最重的小齿轮，根据齿面接触疲劳强度和齿轮弯曲疲劳强度条件按查表进行估算模数，并按其中较大者选取相近的标准模数，为简化工艺变速传动系统内各变速组的齿轮模数最好一样，通常不超过23种模数。先计

15、算最小齿数齿轮的模数，齿轮选用直齿圆柱齿轮及斜齿轮传动，查表10-8齿轮精度选用7级精度，再由机械设计手册查表10-1选择小齿轮材料为40cr(调质)，硬度为280hbs：(1)a变速组（- 齿轮弯曲疲劳的计算）：n为功率 选取相近的标准模数。所以取m=2(2) :b变速组（-齿轮弯曲疲劳的计算）选取相近的标准模数。所以取m=2.5（3） ：c变速组（-齿轮弯曲疲劳的计算）选取相近的标准模数。所以取m=3.5（4）标准齿轮：从机械原理 表10-2查得以下公式齿顶圆 齿根圆 分度圆 齿顶高 齿根高 齿轮的具体值见表齿轮尺寸表齿轮齿数z模数m分度圆齿顶圆齿根圆齿顶高齿根高1192384252223

16、.752582118120149272.533627276942454512102106131.5263.755192.547.552.5622.523.756532.5132.5137.51642.566.257302.57580952.537.58422.51051101312.552.59422.51051101312.552.510302.57580952.537.511183.56370793.522.512723.52522592953.59013603.52102172473.57514303.51051121273.537.5 （5） 齿宽的计算 由公式得：b=1*38=38一

17、般一对啮合齿轮，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，应主动轮比从动轮齿宽大（510mm）。所以：同理： （5） 双向摩擦片离合器计算片式摩擦离合器目前在机床中应用广泛，因为它可以在运转中接通或脱开，具有结合平稳、没有冲击、结构紧凑的特点，部分零件已经标准化，多用于机床主传动。按扭矩选择，即：计算转矩，查机械设计手册得摩擦盘工作面的平均直径式中d为轴的直径。摩擦盘工作面的外直径摩擦盘工作面的内直径摩擦盘宽度b摩擦面对数m，查【15】表6-3-17，摩擦副材料为淬火钢，对偶材料为淬火钢，摩擦因数取0.08，许用压强取，许用温度120.摩擦面片数8摩擦片

18、脱开时所需的间隙，因为采用湿式所以六、主轴结构设计6.1对主轴组件的性能要求主轴组件是机床主要部件之一，它的性能对整机性能由很大的影响。主轴直接承受切削力，转速范围又很大，所以对主轴组件的主要性能特提出如下要求：回转精度 主轴组件的回转精度，是指主轴的回转精度。当主轴做回转运动时，线速度为零的点的连线称为主轴的回转中心线。回转中心线的空间位置，在理想的情况下应是固定不变。实际上，由于主轴组件中各种因素的影响，回转中心线的空间位置每一瞬间都是变化的，这些瞬时回转中心线的平均空间位置成为理想回转中心线。瞬时回转中心线相对于理想回转中心线在空间的位置距离，就是主轴的回转误差，而回转误差的范围，就是主

19、轴的回转精度。纯径向误差、角度误差和轴向误差，它们很少单独存在。当径向误差和角度误差同时存在时，构成径向跳动，而轴向误差和角度误差同时存在构成端面跳动。由于主轴的回转误差一般都是一个空间旋转矢量，它并不是所有的情况下都表示为被加工工件所得到的加工形状。刚度 主轴部件的刚度是指受外力作用时，主轴组件抵抗变形的能力。通常以主轴前端产生单位位移时，在位移方向上所施加的作用力大小来表示。主轴组件的刚度越大，主轴受力变形就越小。主轴组件的刚度不足，在切削力及其它力的作用下，主轴将产生较大的弹性变形，不仅影响工件的加工质量，还会破坏齿轮、轴承的正常工作条件，使其加快磨损，降低精度。主轴部件的刚度与主轴结构

20、尺寸、支承跨距、轴承类型及配置型式、轴承间隙的调整、主轴上传动元件的位置等有关。抗振性 主轴组件的抗振兴是指切削加工时，主轴保持平稳地运行而不发生振动的能力。主轴组件抗振兴差，工作时容易产生，不仅降低加工质量，而且限制了机床生产率的提高，使刀具耐用度下降。提高主轴抗振兴必须提高主轴组件的静刚度，采用较大阻尼比的前轴承，以及在必要时安装阻尼器。另外，使主轴的固有频率远远大于激振力的频率。温升 主轴组件在运转中，温升过高会引起两方面的不良后果：一是主轴组件和箱体因热彭涨而变形，主轴的回转中心线和机床其它组件的相对位置会发生变化，直接影响加工精度；其次是轴承等元件会因温度过高而改变已调好的间隙和破坏

21、正常润滑条件，影响轴承的正常工作。严重时甚至会发生“抱轴”。数控机床一般采用恒温主轴箱来解决恒温问题。耐磨性 主轴组件必须有足够的耐磨性，以能长期保持精度。主轴上易磨损的地方是刀具或工件的安装部位以及移动式主轴的工作部位。为了提高耐磨性，主轴的上述部位应该淬硬或氮化处理。主轴轴承也需有良好的润滑，以提高耐磨性。6.2主轴轴径计算主轴的直径对刚度影响很大，通常前端直径d1按传递功率确定，见下表（对车床而言）功率kw2.6-3.63.7-5.45.5-7.37.4-11直径mm70-9070-10595-130110-145（1）材料选取：主轴采用45号钢，调质处理。（2）计算直径：根据功率p=3

22、kw，查文献【2】表2-5得主轴前轴颈直径=70-90，取=75mm，主轴后轴颈直径=52.5-60mm，取为了通过棒料或安装工具，主轴需做成空心的主轴内孔直径d=（0.5-0.7）d取主轴内孔直径: 则内孔直径取d=30mm(3)主轴前端悬伸量的确定根据文献1表3-13，取=105mm。(4)主轴合理跨距的确定，取l=4a=420mm 6.2校核轴的强度需要验算传动轴薄弱环节处的倾角荷挠度。验算倾角时，若支撑类型相同则只需验算支反力最大支撑处倾角；当此倾角小于安装齿轮处规定的许用值时，则齿轮处倾角不必验算。验算挠度时，要求验算受力最大的齿轮处，但通常可验算传动轴中点处挠度（误差%3）.当轴的

23、各段直径相差不大，计算精度要求不高时，可看做等直径，采用平均直径进行计算，计算花键轴传动轴一般只验算弯曲刚度，花键轴还应进行键侧挤压验算。弯曲刚度验算；的刚度时可采用平均直径或当量直径。一般将轴化为集中载荷下的简支梁，其挠度和倾角计算公式见机械设计手册，分别求出各载荷作用下所产生的挠度和倾角，然后叠加，注意方向符号，在同一平面上进行代数叠加，不在同一平面上进行向量叠加。轴上皮带轮必须采用弃荷装置，这样在该处只传递扭矩，不承受弯矩，可减少弯矩变形，大大提高机床的运动精度。正转时，受力较大，双联滑移齿轮受到圆周力和径向力，找出其中最大的一对进行计算，一般选在靠近双向摩擦离合器处的那一对齿轮。由于中

24、间齿轮（即和）啮合时轴的挠度最大，所以选中间齿轮啮合时来进行校核。根据文献3式(10-3)为齿轮到左轴承的距离，为齿轮到右轴承的距离，为弹性模量，取，为惯性矩，为两轴承跨距，。计算得根据文献2表4-14查得，允许挠度=，所以合格。根据文献2表4-15查得倾角计算公式为计算得根据文献2表4-14查得，轴承处允许倾角=0.005，所以合格。（三）结构设计1. 周向定位：可采用平键、花键、销子、紧定螺钉等。2.轴向定位可采用：轴肩、轴环、粗牙螺纹（六角螺母）、细牙螺纹（圆螺母)、销子、紧定螺钉、轴套、轴承盖、挡块、轴用弹性卡圈等。3.箱体壁厚 主轴箱受力较大，易变形，相对壁厚较厚。 一般取主轴前轴承处的壁厚为30mm；主轴后轴承处的壁厚为20mm；主轴箱底、箱盖、隔墙的壁厚为15mm。其他尺寸确定：轴上轴承宽度建议b12mm 用弃荷装置上大套筒单边厚度为8mm 轴肩、轴环的单边高度至少为23mm4.简洁装配展开图绘制开始绘第一根轴，先从皮带轮( )开始，再绘配合轴径与大套筒；画轴径与轴承支撑，再画a变速组滑移齿轮位置，留足滑移空间；再绘b变速组，按中间齿轮啮合绘制，留足滑移空间，注意干涉。四、机床课程设计应注意问题 皮带传动最好采用降速传动，i=12，不要升速传动，但传动比不要过大；应采用弃荷装置的皮带传动，承受皮带拉力的支撑套应一定厚度，不得小于8，或内外直径差