机械制造装备设计课程设计

1、.机械制造装备设计课程设计说明书学生姓名：姜思成 学生学号：151134110学科专业：机械设计所在单位：白城师范学院 2016 年 6月19 一、概述11.1机床课程设计目的11.2车床的规格系列和用处21.3操作性能要求3二、参数的拟定32.1主电机的选择3三、设计步骤33.1运动设计33.2传动结构式拟定43.3绘制结构网43.4绘制转速图5四、传动件估算64.1齿轮齿数64.2传动系统图74.3带传动设计74.4各传动组齿轮模数的确定和校核94.4 齿轮强度校核：114.5校核第一组传动组齿轮114.6校核第二传动组齿轮134.7校核c传动组齿轮14五、主轴挠度的校核155.1确定各轴

2、最小直径155.2轴的校核16六、主轴最佳跨距的确定166.1选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距166.2 求轴承刚度17七、各传动轴支承处轴承的选择18八、主轴刚度的校核1881 主轴图:188.2 计算跨距19九、总结20一、概述1.1机床课程设计目的通过本课程设计的训练，使学生初步掌握机床的运动设计（包括主轴箱、变速箱传动链），动力计算（包括确定电机型号，主轴、传动轴、齿轮的计算转速），以及关键零部件的强度校核，获得工程师必备设计能力的初步训练。同时巩固机械制造装备设计课程的基本理论和基本知识。 1运用所学的理论及实践知识，进行机床设计的初步训练，培养学力；  

3、;           2掌握机床设计（主轴箱或变速箱）的方法和步骤； 3掌握设计的基本技能，具备查阅和运用标准、手册、图册等有关技术资料的能力； 4基本掌握绘图和编写技术文件的能力；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。工件最大回转直径D(mm)正转最高转速Nmax( )电机功率N（kw）公比320140041.41表1车床主参

4、数和基本参数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、参数的拟定2.1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Y132S-4，额定功率5.5KW，满载转速1440r/min，最大额定转矩2.3N/m。三、设计步骤3.1运动设计已知，nmax=1400 r/min,nmin=31.5 r/min, =1.14,可求得转速范围：Rn=44.4根据转速范围、公比已知，可求得转速级数:Z=

5、+1 得Z=123.2传动结构式拟定级数为Z的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有、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：有以下三种方案：12=3×2×2，12=2×2×3，12=2×3×212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12=3×22。传动副应前多后少的原则，故12=322传动式，有6种结构式和对应

6、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=3223.3绘制结构网在降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比imin；升速时为防止产生过大的噪音和震动常限制最大转速比imax2。在主传动链任一传动组的最大变速范围Rmax=(imax/imin)810。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小，根据中间传动轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下：传动系统的结构网3.4绘制转速图确定传动轴转轴数：传动轴轴数=变速组数+定比传动副+1=5确定各级转速绘制转速图：由nmin=31.5 r/min, =1.14,Z=12,得各级转速：31.

7、5、45、63、90、125、180、250、355、500、710、1000、1400。得转速图：四、传动件估算4.1齿轮齿数第一传动组：查机械制造装备设计表3-6，齿数和取72，传动比u1=1/2=1/2,u2=1/=1/1.41,u3=1/1=1,于是得轴齿轮齿数分别为：24、30、36。于是i1=24/48,i2=30/42,i3=36/36,可得轴上三联齿轮齿数分别为：48、42、36。第二传动组：取Sz=84,传动比a1=1/3=1/2.8,a2=1/1,可得轴两联齿轮的齿数分别为：22、42。于是得ai1=22/62,ai2=42/42,得轴上两齿轮齿数分别为：62、42.第三传

8、动组：取Sz=90，传动比b1=1/4,b2=2,传动比为1/4为降速传动，取轴齿轮齿数为18，传动比为2升速传动，取轴齿轮齿数为30。于是得bi1=18/72, bi2=60/30,得轴两联动齿轮的齿数分别为18、60，得轴两齿轮齿数分别为72、30。4.2传动系统图根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图：4.3带传动设计电动机转速n=1440r/min,传递功率P=7.5KW,传动比i=2.03，两班制，一天运转16.1小时，工作年数10年。1.确定计算功率 取Ka=1.1,则Pca=KaP=1.1×7.5=8.25KW。2.选取V带型 根据小齿轮的转速和计算功率，选B

9、 型带。3.确定带轮直径和验算带速。 查表小带轮基准直径d1=125mm, d2=125×i=125×2.03=254mm,验算带速成=d1n160×1000其中 n1-小带轮转速，r/min； d1-小带轮直径，mm；带入数值=3.14×125×140060×1000=9.42m/s5,25,合适。4. 确定带传动的中心距和带的基准长度。  设中心距为a0,则：0.55（d1+d2）a2(d1+d2),于是，208.45a758,取中心距为a0=400mm.带长L0=2a0+2(d1+d2)+(d2-d1)24a0,得L0

10、=1450mm,查表取相近的基准长度Ld, Ld=1400mm。带传动实际中心距a=a0+Ld-L02=397.5。5. 验算小带轮的包角。一般小带轮的包角不应于120°。1180°-d2-d1a×57.3°=161.4°>120°。合适。6.确定带的根数。Z=其中： -时传递功率的增量； -按小轮包角，查得的包角系数； -长度系数； 为避免V型带工作时各根带受力严重不均匀，限制根数不大于10。 7.计算带的张紧力 其中： -带的传动功率,KW； v-带速,m/s； q-每米带的质量，kg/m；取q=0.17kg/m。 v =

11、1440r/min = 9.42m/s。 8.计算作用在轴上的压轴力 4.4各传动组齿轮模数的确定和校核模数的确定：第一传动组：分别计算各齿轮模数先计算24齿齿轮的模数：其中: -公比 ； = 2； -电动机功率； = 7.5KW； -齿宽系数； -齿轮传动许允应力; -计算齿轮计算转速。 ， 取= 600MPa,安全系数S = 1。 由应力循环次数选取 ，取S=1，。 取m = 4mm。 按齿数30的计算，可取m = 4mm； 按齿数36的计算，, 可取m = 4mm。 于是传动组a的齿轮模数取m = 4mm，b = 32mm。 轴上齿轮的直径： 。 轴上三联齿轮的直径分别为： 第二传动组：

12、 确定轴上另两联齿轮的模数。 按22齿数的齿轮计算： 可得m = 4.8mm； 取m = 5mm。 按42齿数的齿轮计算： 可得m = 3.55mm； 于是轴两联齿轮的模数统一取为m = 5mm。于是轴两联齿轮的直径分别为： 轴上与轴两联齿轮啮合的两齿轮直径分别为： c传动组： 取m = 5mm。轴上两联动齿轮的直径分别为： 轴四上两齿轮的直径分别为： 4.4 齿轮强度校核：计算公式4.5校核第一组传动组齿轮校核齿数为24的即可，确定各项参数1. P=8.25KW,n=710r/min,2.确定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数3.4.确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称 ,查

13、机械设计得5.确定齿间载荷分配系数: 由机械设计查得6.确定动载系数: 7.查表 10-5 8.计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合适。4.6校核第二传动组齿轮1.校核齿数为22的即可，确定各项参数 P=8.25KW,n=355r/min,2.确定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数3.4.确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称 ,查机械设计得5.确定齿间载荷分配系数: 由机械设计查得6.确定动载系数: 7.查表 10-5 8.计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图10-18查得 ,S = 1.

14、3 ， 故合适。4.7校核c传动组齿轮1.校核齿数为18的即可，确定各项参数 P=8.25KW,n=355r/min,2.确定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数3.4.确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称,查机械设计得5.确定齿间载荷分配系数: 由机械设计查得6.确定动载系数: 7.查表 10-5 8.计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合适。五、主轴挠度的校核5.1确定各轴最小直径1.轴的直径：2.轴的直径：3.轴的直径：4.主轴的直径：5.2轴的校核轴的校核：通过受力分析，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿

15、轮对轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核 。轴、轴的校核同上。六、主轴最佳跨距的确定6.1选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距400mm车床，P=7.5KW.前轴颈应为75-100mm,初选=100mm,后轴颈取,前轴承为NN3020K,后轴承为NN3016K,根据结构,定悬伸长度6.2 求轴承刚度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60%,取50%即200,故半径为0.1.切削力 背向力 故总的作用力 次力作用于顶在顶尖间的工件上主轴尾架各承受一半,故主轴轴端受力为 先假设 前后支撑分别为根据 。七、各传动轴支承处轴承的选择 主轴 前支承：NN3020K;中支承：N219E;后支承：NN3016K 轴 前支承：30207;后支承：30207 轴 前支承：30207;中支承：NN3009;后支承：30207 轴 前支承：30208;后支承：30208八、主轴刚度的校核81 主轴图:8.2 计算跨距前支承为双列圆柱滚子轴承，后支承为双列圆柱滚子轴承当量外径主轴刚度：由于故根据式（10-8）对于机床的刚度要求，取阻尼比当v=50m/min,s=0.1mm/r时,取 计算 可以看出，该机床主轴是合格的.九、总结对于这次实习，开始真的是不知道从哪里下手，设计也是比较繁琐的，用到的知识也是几乎涵