机械制造装备课程设计计算书_中心高为200mm专用车床主轴箱设计_-_副本

1、目 录机械制造装备课程设计任务书2一、设计目的3二、设计步骤31.运动设计31.1已知条件31.2电动机的选择31.3确定结构式31.4绘制转速图31.5查表确定齿数41.6绘制转动系统图41.7正反转控制电路52.动力设计52.1确定各轴转速，输入功率及转矩52.2带传动设计62.3各传动组齿轮设计72.4各轴的设计计算102.5各轴支承处轴承的选择112.6键的选择112.7轴承的润滑与密封113.校核计算113.1齿轮强度校核113.2模数的验算123.3传动轴的强度校核133.4主轴刚度校核153.5主轴轴承寿命校核15三、课程设计总结15四、参考文献15宁波工程学院机械工程学院机械制

2、造装备课程设计任务书一、设计题目：中心高为200mm的专用车床的主轴箱部件设计原始数据：主要技术参数题目12345主电动机功率P/kW3主电动机n电/(r/min)1500n1200n2300n3400n4500二、工艺要求：加工工件材料为棒料钢材，要求正反转。加工工件表面为外圆柱表面，加工直径为90（加工零件图略）。刀具采用硬质合金刀。工件装夹采用专用卡盘（不作设计内容）。机床精度等级为普通级。三、设计内容：1）运动设计：根据给定的转速确定主传动的结构网、转速图、传动系统图、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、齿轮、主轴、传动轴、轴承等）进行计算（初算和验算）。3）

3、绘制下列图纸： 机床主传动系统图（画在说明书上）。 主轴箱部件展开图及主要剖面图。 主轴零件图。4） 编写设计说明书1份四、设计要求：1）设计图样必须用计算机绘制，图样正确清晰，结构完整合理，尺寸标注、技术要求规范且符合生产实际。2）说明书条理清楚，内容充实，分析透彻，计算准确。3）说明书中引用的内容、公式、数据必须注明出处。五、设计期限：自2013年06月08日至2013年06月21日六、答辩日期：自2013年06月22日至2013年06月23日一、设计目的通过机床主运动机械变速传动系统的结构设计，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

4、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，并且具有初步的结构分析、结构设计和计算能力，为以后的毕业设计，以及将来的工作打下基础。二、设计步骤1.运动设计1.1已知条件，所以，据文献1表3-1选取公比，标准转速数列为200、250、315、400、500，重新取定，。变速范围，级数，所以取Z=6。1.2电动机的选择根据文献2表8-184，确定电机型号为Y100L2-4，额定功率3kw，转速为1430r/min。1.3确定结构式根据“前多后少” 、“前紧后松” 、“前缓后急” 原则确定结构式为。1.4绘制转速图0轴之间为带传动，传动比为，其目的是为了防止中间变

5、速组降速过快，缩小齿轮径向尺寸。a变速组为轴之间传动：；b变速组为轴之间传动：；1.5查表确定齿数根据文献3表7-2，轴之间的齿轮副齿数和Sz取90，所以：；轴之间的齿轮副齿数和Sz取90，所以：；.1.6绘制转动系统图1.7正反转控制电路本专用车床正反转采用PLC直接控制电动机正反转来实现，PLC控制电路如下：2.动力设计2.1确定各轴转速，输入功率及转矩2.1.1各轴转速电动机主轴转速，所以：轴转速：；轴转速：，；轴转速：，；2.1.2确定输入功率轴：；轴：；轴：；2.1.3确定各轴转矩轴：；轴：；轴：；2.2带传动设计V带带型选A型，根据文献4图8-11选定小带轮基准直径，大带轮直径，则

6、大带轮直径，圆整为125mm。一般初选带轮中心距为，取。 相应的带长由文献4式8-22：；根据文献4表8-2选取带长基准长度，修正系数；实际中心距由文献4式8-23：；带的根数由文献4式8-26：；大带轮宽度，由文献4表8-10，查得，所以：。2.3各传动组齿轮设计只作降速最大的传动副的计算说明2.3.1选定齿轮类型，精度等级，材料及模数 1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动； 2）车床主轴箱精度要求较高，故用6级精度；（GB1009588） 3）材料的选择。由4表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为200HBS，两者硬度差为40HB

7、S； 4）选小齿轮齿数为，传动比，大齿轮齿数；2.3.2按齿面接触疲劳强度设计 按公式：；（1）确定公式中各数值1）试选；2）取齿宽系数；3）计算小齿轮传递的转矩：；4）由4表10-6查的材料的弹性影响系数；5）由4图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限。6）由4式10-13计算应力循环次数：；7）由4图10-19取接触疲劳寿命系数,；8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，有：；（2）计算 1）计算小齿轮的分度圆直径，代入中较小的值得；2）计算圆周速度：；3）计算齿宽b：；4）计算齿宽与齿高之比：模数： ；齿高： ；5）计算载荷系数

8、：根据，6级精度，由4表10-8查得动载系数；直齿轮，；由4表10-2查得使用系数；由4表10-4用插值法查得6级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，；由，查4图10-13得，故载荷系数：；6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由4式10-10a得：；7）计算模数m：；2.3.3按齿根弯曲疲劳强度设计由4式10-5得弯曲强度的设计公式为：；（1）确定计算参数1）计算载荷系数K：；2）查取齿形系数：由4表10-5查得，；3）查取应力校正系数：由4表10-5查得，；4）由4图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极，大齿轮的弯曲疲劳强度极限；5）由4图10-18取弯曲疲劳寿命系数，；6）计算弯曲

9、疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由4式10-12得：；7）计算大、小齿轮的，并加以比较：；经比较大齿轮的数值大。 （2）设计计算；对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 m =3mm，已可满足弯曲疲劳强度。各齿轮的几何尺寸如下表：齿轮模数m压力角齿数z分度圆直径d齿宽b齿顶圆直径daZ1320°4012029126Z2320°5015024156Z3320°3510529111Z4320°5516524171Z5320°30902996Z6320°6018024186Z7420

10、°3514029111Z8420°5522024171Z9420°261042984Z10420°64256241982.4各轴的设计计算2.4.1各传动轴最小轴径估算传动轴直径按4式15-2估算，公式如下：选取轴的材料为45钢，调制处理，根据4表15-3，取，所以：轴：轴：2.4.2主轴设计计算(1)主轴直径的确定：根据文献1表2-5，取主轴前轴颈直径，取D2=55mm；(2)主轴内孔直径的确定：一般应保证，取d=34mm；(3)主轴前端悬伸量的确定：根据文献5表3-13，取=105mm；(4)主轴合理跨距的确定：，取L=4a=420mm；2.5各轴支

11、承处轴承的选择查2表8-155，各轴轴承选择如下：轴轴承：前支承，后支承均选深沟球轴承6205；轴轴承：前支承，后支承均选深沟球轴承6206，中支承选深沟球轴承6207；轴轴承：前支承选双列圆柱滚子轴承NN3000K系列，后支承选深沟球轴承6212，定位选择推力球轴承52218；2.6键的选择查2表8-63，各轴键选择如下：轴键：花键；轴键：花键；轴键：平键；2.7轴承的润滑与密封各轴轴承采用润滑油循环润滑，它同时具有润滑和冷却的作用，适用于高速重载主轴部件；主轴密封方式采用毛毡圈密封，该方式结构简单，密封可靠。3.校核计算3.1齿轮强度校核只校核降速比最大的齿轮副（）3.1.1齿根弯曲强度校

12、核根据文献4式(10-5a,)，齿根危险截面的弯曲强度条件式为：；载荷系数：分别根据文献4表10-2，图10-8，表10-3，查得，；根据文献4表10-4，取，再根据文献4图10-13，得=1.03。则：根据文献:4表10-5，查得，； 【文献4式(10-12)】取安全系数S=1.4，分别根据文献4图10-18，图10-20c，取KFN=1.0，：；100.1MPa<；所以弯曲强度合格；3.1.2齿面接触疲劳强度校核根据文献4式10-8，齿面接触疲劳强度条件式为：；根据文献4表10-6查得；，；分别根据文献4图10-19，图10-21d取，；取S=1；所以接触疲劳强度合格。3.2模数的验

13、算只验算降速比最大的齿轮副按接触疲劳强度计算齿轮模数(mm)：；分别根据文献4表10-2，图10-19取，；分别根据文献6表4-17，表4-18取，；根据文献6表4-16，齿轮材料为40Cr调质，=650MPa；。计算得：2.64；按弯曲疲劳强度计算齿轮模数(mm)：；根据文献6表4-24，表4-16取Y=0.414,=275MPa。计算得：；由以上确定齿轮模数。3.3传动轴的强度校核只校核受力相对复杂的轴3.3.1求作用在带轮及齿轮上的力已知轴小齿轮的分度圆直径为，所以：；带轮上所受轴压力为：；3.3.2求轴上的载荷轴的计算简图如下，对于6205型深沟球轴承，支承点为轴承接触面线中点，因此作

14、为简支梁的支承跨距：；根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，如下：（弯矩图，扭矩图见下一页）从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出前支承截面是轴的危险截面，先将计算出的前支承截面处的值列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力F，,弯矩M总弯矩扭矩T3.3.3按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核是通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据4式15-5及上表中的数据，取，轴的计算应力为：；轴的材料为45钢，调制处理，由4表15-1查得，因此，轴的强度满足要求，故安全。3.4主轴刚度校核选左侧齿轮啮合时来进行校核；根据文献4式10-3：；根据文献6表4-15查得挠度计算公式为：；为齿轮到左轴承的

15、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6表4-14查得，允许挠度=，所以合格。根据文献6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。3.5主轴轴承寿命校核3.5.1后支承深沟球轴承6212寿命计算轴承受到的力：；参考2表8-155，6212的基本额定动载荷，基本额定静载，参考4表13-6，表13-5，取，；当量动载荷：；轴承的使用寿命：；设计轴承的使用寿命为10年，每年工作300天，两班制，则，所以，故寿命符合要求。3.5.2前支承双列圆柱滚子轴承的寿命计算略！三、课程设计总结本次关于专用车床的主轴箱部件设计的课程设计告一段落了，虽然在其过程中遇到了许多问题，但在老师的指导下及其同学的帮助下，还是完成了此次任务。这次的课程设计中有许多我们淡忘了的知识，例如皮带轮的设计等。此次设计，不仅对我学过的课本知识进行了一次复习与巩固，也让我学到了平时接触较少的机械知识，让我明白了计算结合实际的重要性，培养我有关这方面的设计能力，为以后