机械制造装备课程设计任务书

1、白城师范学院机械工程学院课程设计说明书1. 概述31.1机床课程设计的目的31.2 车床的规格系列和用处31.3 操作性能要求32. 参数拟定42.1确定转速范围42.2 主电机的选择43. 传动设计43.1 主传动方案拟定43.2 传动结构式、结构网的选择43.2.1 确定传动组及各传动组中传动副的数目53.2.2 传动式的拟定53.2.3 结构式的拟定63.3 转速图的拟定64. 传动件的估算74.1 v带传动的计算74.2 传动轴的估算104.2.1 传动轴直径的估算114.3 齿轮齿数的确定和模数的计算124.3.1 齿轮模数的确定：124.3.2 齿宽的确定184.4 带轮结构设计1

2、85. 动力设计195.1主轴刚度验算195.1.1 选定前端悬伸量C195.1.2 主轴支承跨距L的确定195.1.3 计算主轴前端挠度196. 箱体与润滑的设计226.1 箱体的设计226.2 润滑与密封246.3 其他256.3.1箱座在加工过程中要注意以下几点:256.3.2部件装配过程要注意有几步：257.总结261. 概述1.1机床课程设计的目的 课程设计是在学生学完相应课程及先行课程之后进行的实习性教学环节，是大学生的必修环节，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

3、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 车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。本次设计的是普通型车床主轴箱。工件最大回转直径D(mm)最高转速及最低转速NmaxNmin( )主电机功率P（kw）公比转速级数Z主电动机的额定转速n( )3202000-4541.41121450表1 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数1.3 操作性能要求（1）要求主轴正反转。（2）加工工件的材料为钢铁。（3）采用硬质合金刀具。（4）机床精

4、度等级为普通级。2. 参数拟定2.1确定转速范围 查金属切削机床表得：45r/min，63r/min，90r/min，125r/min，180r/min，250r/min，355r/min，500r/min，710r/min，1000r/min，1400r/min， 2000r/min。2.2 主电机的选择合理的确定电机功率，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4KW，根据车床设计手册附录表2选Y112M-4三项异步电动机，额定功率4KW，满载转速1450r/min，最大额定转矩2.3N/m。3. 传动设计3.1 主传动方案拟定 拟

5、定传动方案，包括传动形式的选择以及开停、换向、制动、操作等整个传动系统的确定。传动形式指传动和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的传动形式、变速类型。 传动方案和形式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此，确定传动方案和形式，要从结构、工艺、性能及经济等方面统一考虑。传动方案有多种，传动形式更是众多，比如：传动形式上有集中传动、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、分支传动等形式；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，我们采用集中传动形式的主轴变速箱。3.2 传动结构式、结构网

6、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： ，实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副的组合:1) 12=3×2×2 2) 12=2×3×23) 12=2×2×3 3.2.2 传动式的拟定12级转速变速系统的变速组，选择变速组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能，应该遵守以下四个原则：（1）传动副前多后少原则

7、（2）传动顺序与扩大顺序相一致的原则（3）变速组的降速要前快后慢，中间轴的转速不宜超过电动机的转速（4）转速图中传动比的分配以上原则，还需根据具体情况加以灵活运用。分析：和方案2)可省掉一根轴。但有一个传动组有四个传动副。若用一个四联滑移齿轮，则将大大增加其轴向尺寸；若用两个双联滑移齿轮，则操纵机构必须互锁以防止两个滑移齿轮同时啮合。将使得结构比较复杂。故在此不予采用。按照传动副“前多后少”的原则选择Z=3×2×2这一方案，但主轴换向采用双向片式摩擦离合器结构，致使轴的轴向尺寸过大，所以此方案不宜采用，加之主轴对加工精度、表面粗超度的影响最大。因此在主轴的传动副不宜太多，故

8、方案5）亦不采用。而应先择12=2×3×2。3）方案4，因为I轴上装有双向摩擦片式离合器M，轴向尺寸较长，为使结构紧凑第一变速组采用了双联齿轮，而不是按照前多后少的原则，采用三个传动副。设计车床主变速传动系时，为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，一般限制降速最小传动比 ；为避免扩大传动误差，减少振动噪声，一般限制直齿圆柱齿轮最大升速比。斜齿圆柱齿轮传动较平稳，可取。因此在主变速链任一变速组的最大变速范围。在设计时必须保证中间变速轴的变速范围最小。综上所述：方案采用12=2x3x23.2.3 结构式的拟定 传动副应前多后少的原则，故传动式12=2x3x2，有6种结构式

9、和对应的结构网。又因为传动顺序应前密后疏，变速组的降速要前慢后快，所以结构式为： 12=23×31×263.3 转速图的拟定 图1正转转速图 图2主传动系图4. 传动件的估算4.1 v带传动的计算带传动是一种挠性传动，具有结构简单、传动平稳、价格低廉和缓冲吸振等特点，在近代机械中广泛应用。电动机转速n=1440r/min,传递功率P=4kW,传动比i=1.41，每天8小时，工作年数10年。(1)确定计算功率（式中为v带计算功率，kW、为工作情况系数、P为电动机额定功率）查机械设计，由表8-7查的工作情况系数1.1则（小轮转速（即电机轴转速）为1440查机械设计图8-10）（

10、2）选择V带的带型根据、n，由机械设计图8-10，选用A型普通V带。(3)确定带轮的基准直径并验算带速。带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径不宜过小，即。初选小带轮的基准直径。根据普通V带轮的基准直径系列取主动小带轮基准直径。由公式2)、验算带速度，按公式验算带的速度 ，故带速合适。3）计算大带轮的基准直径 式中：-小带轮转速，-大带轮转速，-带的滑动系数，一般取0.02。 根据普通V带轮的基准直径系列圆整为180mm。 (4)确定V带的中心距和基准长度带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取： 根据经验公式1）取取。2）由计算带轮的基准长

11、度公式： 由表8-2选带的基准长度 3)确定实际中心距中心距的变化故范围为(5)、验算三角带的挠曲次数，故能满足要求。(6)、验算小带轮上的包角根据公式 (7)、确定三角带根数1）计算单根V带的额定功率Pr由和，查表8-4a得根据，和A型带，查表4-8b得查表8-5得，表8-2得，于是计算V带根数zZ故取4根 (8)计算单根V带的初拉力的最小值查表8-3的A型带V带单位长度质量得，q=0.10kg/m由公式：其中： -带的变速功率,KW； v-带速,m/s； q-每米带的品质，kg/m；取q=0.1kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。（9）计算作用在轴上的压轴力压轴力的

12、最小值为4.2 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。4.2.1 传动轴直径的估算根据轴的最小直径公式，并查表表3.2 刚度要求允许的扭转角 主 轴 一般的传动轴较低的传动轴0.5111.51.52对于一般的传动轴，取=1.1。取估算的传动轴长度为1000mm。轴的直径：取，圆整为d1=25mm轴的直径：取,圆整为d2=32m

13、m轴的直径：取 ,圆整为d3=38mm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（）； -传动轴允许的扭转角（）。4.3 齿轮齿数的确定和模数的计算4.3.1 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进行估算模数和，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。先计算最小齿数齿轮的模数，齿轮选用直齿圆柱齿轮,齿轮精度选用7级精度，选择小齿轮材料为40C(合金铸钢调质)

14、，硬度为280HBS：（一对轴承的传递效率为0.98-0.99，齿轮传动效率为0.98-0.99，此处去轴承位）根据机械设计手册有公式：齿面接触疲劳强度：齿轮弯曲疲劳强度：a变速组：分别计算各齿轮模数，先计算最小齿40的齿轮。齿面接触疲劳强度：其中: -公比 ； = 2； P-齿轮传递的名义功率；P = 0.963=2.88KW； -齿宽系数=； -齿轮许允接触应力，按MQ线查取;（查查这个图） -计算齿轮计算转速;K-载荷系数取1.2。（查表）=650MPa，根据标准模数系列将模数圆整为2mm。齿轮弯曲疲劳强度：其中: P-齿轮传递的名义功率；P = 0.963=2.88KW； -齿宽系数=

15、； -齿轮许允齿根应力， MQ线查取；-计算齿轮计算转速; K-载荷系数取1.2。，根据标准模数系列将齿轮模数圆整为2.0mm 。所以于是变速组a的齿轮模数取m =2.0mm轴上主动轮齿轮的直径： 轴上三联从动轮齿轮的直径分别为： 、b变速组：确定轴上另两联齿轮的模数，先计算最小齿数25的齿轮。齿面接触疲劳强度：其中: -公比 ； =2.5； P-齿轮传递的名义功率；P = 0.9224=3.688KW； -齿宽系数=； -齿轮许允接触应力，由MQ线查取; -计算齿轮计算转速;K-载荷系数取1.2。=650MPa， 根据标准模数系列将齿轮模数圆整为3mm齿轮弯曲疲劳强度：其中: P-齿轮传递的

16、名义功率；P =0.9224=3.688KW； -齿宽系数=； -齿轮许允齿根应力，由MQ线查取；-计算齿轮计算转速; K-载荷系数取1.2。，根据标准模数系列4将齿轮模数圆整为3mm 。所以于是变速组b的齿轮模数取m = 4mm 轴上主动轮齿轮的直径： 轴上二联从动轮齿轮的直径分别为：、c变速组：确定轴上另两联齿轮的模数，先计算最小齿数18的齿轮。齿面接触疲劳强度：其中: -公比 ； =4； P-齿轮传递的名义功率；P = 0.894=3.56KW； -齿宽系数=； -齿轮许允接触应力，由MQ线查取; -计算齿轮计算转速;K-载荷系数取1.2。=650MPa， 根据标准模数系列将齿轮模数圆整

17、为5mm齿轮弯曲疲劳强度：其中: P-齿轮传递的名义功率；P =0.894=3.56KW； -齿宽系数=； -齿轮许允齿根应力，由MQ线查取；-计算齿轮计算转速; K-载荷系数取1.2。，根据标准模数系列4将齿轮模数圆整为4mm 。所以m3=5mm于是变速组c的齿轮模数取m = 5mm 轴上主动轮齿轮的直径： 轴上二联从动轮齿轮的直径分别为：、标准齿轮参数：齿顶圆直径 ； 齿根圆直径；分度圆直径 ；齿顶高 ；齿根高 ； 齿轮的具体值见表表4.1齿轮尺寸表 （单位：mm）齿轮齿数z模数分度圆直径d齿顶圆直径齿根圆直径齿顶高齿根高1803240246232.522.52403120126112.5

18、22.53503150156142.522.54703210216 202.522.55354140148 130456494196204 186457284112120 1024585642242322144592248896784510624248256 2384511605300310 287.556.2512305150160 137.556.251318590100 77.556.2514725360370 347.556.254.3.2 齿宽的确定由公式得：轴主动轮齿轮；轴主动轮齿轮；轴主动轮齿轮；一般一对啮合齿轮，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

19、的载荷，设计上，应主动轮比从动轮齿宽大（510mm取6）。所以：4.4 带轮结构设计1. 带轮的材料常用的V带轮材料为HT150或HT200，转速较高时可以采用铸钢或钢板冲压焊接而成，小功略时采用铸铝或塑料。2. 带轮结构形式V带轮由轮缘、轮辐和轮毂组成。V带轮的结构形式与基准直径有关，当带轮基准直径（d为安装带轮的轴的直径，mm）时。可以采用实心式，当可以采用腹板式，时可以采用孔板式，当时，可以采用轮辐式。 带轮宽度：。 分度圆直径： 5. 动力设计5.1主轴刚度验算5.1.1 选定前端悬伸量C主轴悬伸量a指的是主轴前支承反力的作用点到主轴前端受力作用点之间的距离。主轴悬伸量a取决于主轴端部

20、的结构形状及尺寸，一般应按标准选取。有时为了提高主轴刚度或定位精度，可不按标准取。另外，悬伸量a与前支承中轴承的类型及组合形式、工件或工件夹具的夹紧方式以及前支承的润滑与密封装置的结构尺寸等有关。因此，在满足结构要求的前提下，应尽可能减少悬伸量a，以利于提高主轴组件的刚度。根据结构类型,定悬伸长度 5.1.2 主轴支承跨距L的确定 一般最佳跨距L0=110×2.8=308mm。由于采用分离式主轴箱，没有结构等限制原因，所以主轴最佳跨距既是主轴实际跨距L=303mm。且不用采用三支承。5.1.3 计算主轴前端挠度（1）考虑机械效率，主轴最大输出转距.床身上最大加工直径约为最大回转直径的

21、50到60%,即加工工件直径200mm,则半径为0.1.（2）计算切削力 前后支撑力分别设为,.如上图所示为主轴的计算简图。主轴端部受到F力作用，产生弯曲形变，在主轴端部引起的挠度为YF。当假设轴承为刚性支撑，主轴为弹性体，则主轴前端受力F后的弹性形变引起的挠度为Y1，即Y1=Fa33EI(La+1式中：代入数据得：Y1=2719.8×11033×2.1×105×5.119×106×（308110+1）=0.00426mm当假设主轴为刚体，支承件为刚性体，又前后支承的支反力分别为FA,FB,其支承刚度相应为KA,KB,则主轴前端受力F

22、后的弹性变形引起的挠度为F2,即Y2=FKA(1+KAKB)a2L2+2aL+1 代入数据得：Y2=2719.813.04×105×(2.4×11023082+2×110308+1)=0.00420mm根据叠加原理，主轴端部最大变形量YF是在刚性支承弹性主轴引起的主轴端部变形Y1和刚性主轴弹性支承引起的主轴端部变形Y2的代数和，即YF=Y1+Y2=0.00426+0.00420=0.00846mm对一般设备，则取Y=0.0002L则YF=0.00846mm<0.0002L=0.0616mm符合要求。5.2 主轴的验算5.2.1 主轴组件扭转刚度的验

23、算对以扭转变形为主的主轴，还要验算其扭转刚度。通常要求其扭转角在（2025）D的长度内不超过1o,即：=MnLGIR180O<10式中： Mn主轴传递的最大扭矩，单位为Nmm L计算长度，取2025D,单位为mmG剪切弹性模量，对于钢材为8.1×104Nmm2 IR轴截面极惯性矩，对于圆截面IR0.1D4,单位为mm4 D主轴直径，单位为mm代入数据得=2.7198×105×22×3088.1×104×0.1×1054×180o=0.08960<1o符合要求。5.2.2 主轴轴承寿命的验算在水平面：在水

24、平面：考虑压轴力FC=839.2N的影响的 因轴承在运转中有中等冲击载荷，又由于不受轴向力，查得载荷系数，取，则有： 轴承的寿命计算:所以按轴承的受力大小计算寿命 故该轴承NN3000K能满足要求。6. 箱体与润滑的设计6.1 箱体的设计名称符号减速器型及尺寸关系mm箱体壁厚=12mm箱盖壁厚=12mm箱座凸缘厚度bb=1.5=18mm箱盖凸缘厚度b1b1=1.5=18mm箱座底凸缘厚度b2b2=2.5=30mm表5-1 续名称符号减速器型及尺寸关系mm地脚螺钉直径df0.36a+12=0.036124+12=16.464mm,取常用值df=20mm,型号为GB5782-86M2030,采用标

25、准弹簧垫圈，型号:垫圈GB93-8720地脚螺钉数目na<250mm,取n=6轴承旁联接螺栓直径 d1d1=0.75df=15mm,取d1=16mm型号为：螺栓GB5782-86M1630采用标准弹簧垫圈，型号：GB93-8716机盖与机座联接螺栓直径d2d2=12mm,型号为：螺栓GB5782-86采用标准弹簧垫圈，型号：GB93-8710联接螺栓d2的间距l10m轴承端盖螺钉直径d310mm窥视孔盖螺钉直径d46mm定位销直径d8mmdf,d1,d2至外机壁距离c1c1f=26mm,c11=22mm,c12=16mmdf,d2至凸缘边缘距离c2c2f=40mm,c22=14mm轴承旁

26、凸台半径R1c2凸台高度h根据轴承座外径确定，便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面的距离l1c1+c2+18-12大齿轮顶圆与内机壁距离12mm齿轮端面与内机壁距离12mm机盖，机座肋厚m1,m7.65mm,8.5mm轴承端盖外径D2160mm轴承端盖凸缘厚度t(1-1.2)d3轴承旁联接螺栓距离s=D2以上参数作为画图依据，为便于装配，尺寸将会有所调整，以图为准。1. 窥视孔及视孔盖取长L=145mm宽B=118mm,厚h=6mm.2. 通气器用通气帽，查机械设计课程设计手册表11-5，得以下数据：取M362, D1=20mm, D2=48mm, D3=42mm, D4=24mm,B=40mm

27、, h=20mm, H=60mm, H2=42mm, a=8mm, =4mm,K=12mm,b=11mm,h1=29mm,b1=8mm,s=41mm,孔数6 .3. 启盖螺钉：型号为：螺栓GB5782-86 M10304. 调整垫片：由多片很薄的软金属制成，用以调整轴承间隙。5. 环首螺钉，吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩用以搬运或拆卸机盖，在机座上铸出吊钩，用以搬运机座或整个减速器。6.2 润滑与密封减速器内的传动零件和轴承都需要有良好的润滑，这不仅可以减小摩擦损失，提高传动效率，还可以防止腐蚀，降低噪声。虽然高速轴上的大锥齿轮齿顶线速度大于2m/s，但滚动轴承dn的值过大（3-1）所以轴承采用脂润滑，选用滚动轴承脂SY1514-82,轴承端盖均采 用毡圈密封。齿轮采用油润滑，选用中负工业齿轮油代号N100。6.3 其他6.3.1箱座在加工过程中要注意以下几点:1. 箱座铸成后