机设装备课程该设计18级机床.

1、课程设计任务书学院：机械工程学院专业：机械设计制造及其自动化学生姓 名：学号：课程设计题目：普通机床主轴箱部件设计指导教 师：姚建明1机械制造装备设计课程设计任务书1普通车床(I型)主轴箱部件设计1.1最大加工直径为 250 mm的普通车床的主轴箱部件设计1原始数据电机功率(KW )电机转速(r/min)主轴最低转速主轴最咼转速公比©转速级数Z7.5144031.516001.26ig审182工艺要求(1) 要求主轴正反转。(2) 加工工件的材料为钢铁。(3) 米用硬质合金刀具。(4) 机床精度等级为普通级。1. 2设计内容1. 运动设计根据给定的转速主传动的结构网、转速图、传动系统

2、图、计算齿 轮齿数。2. 动力计算选择电动机型号，对主要零件(如带轮、齿轮、主轴、传动轴、 轴承等)进行计算(初算和验算)。3. 绘制图纸1）机床主传动系统图（画在说明书上）（2）主轴箱部件展开图及主剖面图。（3）主轴零件图4编写设计说明书 1 份课程设计说明书目录一、概述1.1机床课程设计的目的 41.2车床的规格系列和用处 .41.3操作性能要求.4二、参数的拟定2.1确定转速范围 .52.2主电机的选择5三、传动设计3.1主传动方案拟定.53.2传动结构式、结构网的选择.53.2.1确定传动组及各传动组中传动副的数目 63.2.2传动式的拟定63.2.3结构式的拟定63.3 转速图的拟定

3、.7四、传动件的估算4.1三角带传动的计算 84.2传动轴的估算10421传动轴直径的估算114.3 齿轮齿数的确定和模数的计算4.3.1 齿轮齿数的确定 13432齿轮模数的计算134.3.3 齿宽的确定 144.4 带轮结构设计 15五、动力设计5.1 主轴刚度验算5.1.1 选定前端悬伸量C .165.1.2 主轴支承跨距L的确定 165.1.3计算C点挠度165.2齿轮校验.19六、结构设计及说明6.1结构设计的内容、技术要求和方案.206.2展开图及其布置 216.3齿轮块设计216.3.1 其他问题226.4主轴组件设计 .2223-七、总结 一、概述11机床课程设计的目的课程设计

4、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 床主轴变速箱。主要用于加工回转体。工件最大回主轴最咼电机功率公比护转速转直径转速

5、N (kw)级数D maxNmaxZ(mm)（隘）25016007.51.2618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）具有皮带轮卸荷装置（2）手动操作纵双向摩擦片离合器实现主轴的正反转及停止运 动要求（3）主轴的变速由变速手柄完成二、参数拟定2.1 确定转速范围查金属切削机床表得： 31.5r/min，40r/min，50r/min ，63r/min，80r/min， 100r/min ， 125r/min ， 160r/min ， 200r/min ， 250r/min ， 315r/min ， 400r/min ， 500r/min， 630r/min ， 800

6、r/min ， 1000r/min， 1250r/min， 1600r/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 7.5KW ，根据机械设计课程设计手册附 录表2选Y132M-4，额定功率7.5KW，满载转速1440r/min，最大额 定转矩 2.2N/m。三、传动设计3.1 主传动方案拟定拟定传动方案，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

7、，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

8、传动系统由若干个顺序的传动组组成，各传动组分别 有Z ? Z ?个传动副。传动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：Z = f ；b有多种方案，例如：18=3X 3X 2;18=2X 3X 2 x 2-1 ; 18=2X 3X 1+2 x 1322传动式的拟定 18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。主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴上的齿轮少些为好。最后一个传动组的传动副常选用 2。综上所述，传动式为18=3 3 2323结构式的拟定传动副应前多后少的原则，故18=3 3 2传动式，有6种结构式和对

9、 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：18=3, 33 293.3转速图的拟定转速(r/min)图1正转转速图X1440r/mi n图2主传动系图四、传动件的估算4.1三角带传动的计算三角带传动中，轴间距 A可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮结构 简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定比传动。(1)选择三角带的型号根据公式：巳二 KaP =1.1 7.5=8.25KW式中P电动机额定功率，Ka-工作情况系数查机械设计图8-11因此选择A型带，尺寸参数为B=80m，d =11mmh=10, * =4

10、0(2)确定带轮的计算直径D , D、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D.不宜过小，即D - Dmin。查机械设计表8-3，8-7取主动轮基准直径d =125m由公式D2二D Di 1 - ；式中：n -小带轮转速，n：-大带轮转速，；-带的滑动系数，一般取0.02。793所以D2 = 1440 125 1 -0.02 = 222.45mm，由机械设计表8-8取圆整为224mm(3)确定三角带速度(4) 初定中心距带轮的中心距，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0.7 D1 D2 f ：2 D1 D2 mm取 2125 22

11、4 = 698mm，取 A0=698mm.(5) 三角带的计算基准长度L,- D D卫:于匚113 14L0 =2 698125 224由机械设计表8-2，圆整到标准的计算长度2000mm(6) 验算三角带的挠曲次数=10.140次s，符合要求。L/s(7) 确定实际中心距AL L0A =代0 =698 -( 2000 -1947)2 = 724mm2(8) 验算小带轮包角:：-180 DD1 57.5° =172.8°1200，主动轮上包角合适。A(9) 确定三角带根数Z根据机械设计式8-26得PeaP0：P0k：K传动比i =匕=1440/793=1.82V2查表 8-

12、4a，8-4b 得 p。二 0.15KW, p。二 1.92KW查表 8-5， k- =0.98 ;查表 8-2， kl =1.038.251.92 0.15 0.98 1.03-3.98（224-125）1947.44mm丿 4汇69812#所以取Z =4根#(10) 计算预紧力查机械设计表 8-4 , q=0.1kg/mF0 =500匹空1 +qv2 vz <ka丿= 500 汉 8.25 i-25 -1+ 0仆 9.422 9.42 汉 40.98 丿= 178.67N4.2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

13、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d 亠 KA4 mm其中：P-电动机额定功率K-键槽系数A-系数-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；j -该传动轴的计算转速。计算转速nj是传动件能传递全部功率的最低转速。各传动件的计 算转速可以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定查机械制造装备设计表 2-10取I , IV轴的K=1.05，A=92;II，III 轴是花键轴，取 K=1

14、.06，A=77。所以，取 30mmd2 =(77 1.06)4 7.5 0.96 0.99 0.989315mm = 31.5mm取 35mmd3 =(77 1.06)4 了5 O.96 O.99 诃 O." 0.9仏二 39.4mm V12540mmd4 =(92 1.05)4 5.5 0.96 0.99 0.98 0.99 0.98 0.98 0.99 V100mm = 48.9mm取 50mm此轴径为平均轴径，设计时可相应调整4.3齿轮齿数的确定和模数的计算4.3.1齿轮齿数的确定当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿 轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法

15、确定。 对于变速组内齿轮的齿 数，如传动比是标准公比的整数次方时， 变速组内每对齿轮的齿数和 Sz及小齿轮的齿数可以从表3-6 （机械制造装备设计）中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于 1820。采用三联 滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最 大齿轮之间的齿数差应大于或等于 4,以保证滑移是齿轮外圆不相 碰。第一组齿轮:传动比：1 111U1 -护-1/1.26 ,U2-护-1/2 ,比-铲-1/1.26查机械制造装备设计表3-6，齿数和Sz取55Z =19， Z2 =16， Z3 =22,乙=36, Z5 =39, Z6 =33；第二组齿轮:传动比：1 1 1U12

16、- 1.26 ,U21/1.26 , u34 - 1/1.26齿数和 Sz取 65：Z7=18 ，Z8 =28，Z9=26,Z10=47,Z1 仁37第三组齿轮：由于变数组齿轮传动比和各传动副上受力差别较大齿轮副的速度变 化，受力差别较大，为了得到合理的结构尺寸，可采用不同模数的齿 轮副。轴皿轴W间的两对齿轮，其传动比为ui =丄=2 ,1吐=66 "1/1.26 6 =1/4 ,分别取= 4,m2 = 3则/ 屯二 q / G = 3/ 4取 K=30, SZ =30 3 = 90,屯=30 4 =120按传动比将齿数分配如下:Ui =1/4=18/72 ：19/71,U2 =2

17、=80/40 ： 82/38432齿轮模数的计算按接触疲劳和弯曲强度计算次论模数比较复杂， 而且有些系数只 有在齿轮各参数都已知的情况下才能确定， 所以只在草图画完之后校 核用。在画草图之前，先估算，再选用标准齿轮模数。齿轮弯曲疲劳强度的估算：齿面点蚀的估算:其中nj为大齿轮的计算转速，A为齿轮中心距，由中心距 A及齿数召，Z2求出模数mj = 2A / (乙 z2)mm根据估算所得mw和mj中较大的值，选择相近的标准模数。(1) 轴I轴H间基本组齿轮模数的估算、 N 37.5mw -3233232.759 Znj 39 300A -3703 N =370 3 7.5 =108.18AV 30

18、0mj=2A/(Z1 Z2)=2 108.18/(16 39) = 3.93mm取标准模数m=4(2) 轴H 皿间传动组齿轮模数的估算:miw 3323 =3237.5 =2.98 Znj . 37 250A _3703 N =370 3 7.5 =114.97Qn 250mij =2A/(z z2) =2 114.97/(28 37) = 3.54mm取标准模数m=4(3) 轴皿轴W间传动组齿轮模数m =4,m2 =3标准齿轮：-20度，h=1, d =0.25从机械原理 表10-2查得以下公式齿顶圆 da = (z1 + 2h*a)m齿根圆 df =-2h*a -2c*)m分度圆 d =

19、mz齿顶咼 ha = h*am齿根高 hf=(h*a+c*)m齿轮的具体值见表齿轮尺寸表齿轮齿数模数分度圆齿顶圆齿根圆齿顶咼齿根高zmddadfhahf11947684662.55216464765445322488967845436414415213445539415616414645633413214012245718472806245828410212010245926410411294451047418819617845113741481561384512823246252238.532.5131947684664514383114120106.532.5157142842922744

20、5434齿宽确定由公式8= ddit得：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，应主动轮比小齿轮齿宽大所以 = 28mm, B2 = 28mm，B3 =28mm， B4 -26mm，B5 = 26mm, B 26mm, B7 = 30mm,= 30mm, B9 = 28mm, Bo = 28mm ,Bi =30mm,Bi2 = 32mm, B3 = 30mm,Bu = 28mm, B5 = 28mm4.4带轮结构设计查机械设计P156页，当dd乞300mm时,采用腹板式。D是轴承 外径，查机械设计手册确定选用深沟球轴承6211，d=55m

21、m,D=100m带轮内孔尺寸是轴承外径尺寸 100mn机械设计 表8-10确定参数得：bd = 11.0池=2.75,hf =8.7,e=15, f = 9,：min = 5.5,=38带轮宽度：B=z-1e2f=4-115 2 63mm分度圆直径：dd = 224mm，d1 =1.9D =1.9 30mm =57mm,C= 4/28 63 =9mm，L = B = 63mm,五、动力设计5.1主轴刚度验算5.1.1选定前端悬伸量C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的确定一般最佳跨距g二2L3 C = 240L 420

22、mm，考虑到结构以及支承刚度因磨损会不断降低，应取跨距L比最佳支承跨距Lo大一些，再考虑到结构需要，这里取L=600mm5.1.3计算C点挠度2 955 104 NdPt 二1)周向切削力R的计算Djnj其中 Nd =7.5KW,=0.96 0.987,Dj h0.5 Lo.6 Dmax h0.50.6400 =200 240mm,取 Dj = 240, nj =31.5r/min2 955 104 0.82 7.544故 pt1.44 10 N，故 P =1.12R =1.61 10 N。240 35.5P =0.45R 二 N,Pf =0.35R =5.43 103N2)驱动力Q的计算参考

23、机械设计手册，7 NQ =2.12 107 -nzn其中N =Nd =7.5 0.96 0.987 =6.25KW,z = 72,m = 3,n = 35.5r / min 所以76.254Q =2.12 10 沁=1.13 10 N72 35.53）轴承刚度的计算这里选用4382900系列双列圆柱子滚子轴承根据 c =22.222 1.50.103 d0.8 求得：0.1030.85Ca =22.222 1.570=8.48 10 N/mmCB =22.222 1.50.103 1000.8 = 9.224 105 N/mm4）确定弹性模量，惯性距I ; * ；和长度a,b,s。 轴的材产选

24、用40Cr，查机械设计手册P6,有5E =2.1 10 MPa 主轴的惯性距I为：兀（D4外一 D4内）64I- =4.27 106mm464主轴c段的惯性距Ic可近似地算：叮 D： - 0.64D41）64Ic- = 6.25 106mm464 切削力P的作用点到主轴前支承支承的距离 S=C+W对于普通车床，W=0.4H（ H是车床中心高，设H=200mm）则：S=120 0.4 200 =200mm 根据齿轮、轴承宽度以及结构需要，取 b=60mm 计算切削力P作用在S点引起主轴前端C点的挠度ycsp = p3sc2 -c3_ 6EIc上 L S L C上3EICAL2CAL2I mm代入

25、数据并计算得ycsp=0.1299mm 计算驱动力Q作用在两支承之间时，主轴前端 C点子的挠度ycmqycmq=Qbc（2L-ZL-b）+（L+C 片一叽bc2mm6EILCbLCAL _计算得：ycmq=-0.0026mm求主轴前端C点的终合挠度yc水平坐标 Y 轴上的 分 量代数和为ycy = ycsp COS日 p + ycmq COS日q +COS,其中日p =66",0q =270/m T80",计算得：ycy =0.0297mm.ycz = 0.0928mm。综合挠度 ycycy ' ycz0.118mm。综合挠度方向角Gyc=a tgZ= c 7 2又

26、2 5ycy-0.0 L 0020。因为0yc 0y2,所以此0$由满足 0.12要求。5.2齿轮校验在验算算速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大， 齿数最小的齿轮进接触应力和弯曲应力的验算。这里要验算的是齿 轮2,齿轮7,齿轮13这三个齿轮。齿轮12的齿数为19，模数为4，齿轮的应力:25#1）接触应力:Qf2088 104zmu 1 kKAaksNuBnju-大齿轮齿数与小齿轮齿数之比;#k 齿向载荷分布系数；kv-动载荷系数；kA-工况系数;ks-寿命系数查机械装备设计表10-4及图10-8及表10-2分布得kHB =1.15,kFB = 1.20;kv = 1.05,kA =

27、1.25假定齿轮工作寿命是48000h，故应力循环次数为N =60njLh =60 500 1 48000=1.44 109次2）弯曲应力：_19105kpkvkaksN°w "zm2BYnj查材料力学有 Y=0.378，代入公式求得：Qw = 158.5Mpa查机械设计图10-21e,齿轮的材产选40Cr渗碳，大齿轮、小齿轮的硬度为60HRC故有f f =1650MPa，从图10-21e读出kJ - 920MPa。因为:二f :： ；f ,；W ： l；w 1 ,故满足要求，另外两齿轮计算方法如上，均 符合要求。六、结构设计及说明6.1结构设计的内容、技术要求和方案设计主

28、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。6.2 展开图及其

29、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。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。6.3

30、 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：1）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。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。6.3.1 其他问题滑移齿轮进出啮合的一端要圆齿，有规定的形状和尺寸。圆齿 和倒角性质不同，加工方法和画法也不一样，应予注意。选择齿轮块的结构要考虑毛坯形式（棒料、自由锻或模锻）和 机械加工时的安装和定位基面。尽可能做到省工、省料又易于保证 精度。齿轮磨齿时，