机设装备课程该设计18级机床综述

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《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◎250mm的普通车床的主轴箱部件设计1原始数据电机功率电机功率（KW）电机转速（r/min）主轴最低转速7.5144031.5主轴最高转速公比/转速级数Z16001.26Z=lgRn+1=lg中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） 采用硬质合金刀具。（4） 机床精度等级为普通级。1.2设计内容.运动设计根据给定的转速主传动的结构网、转速图、传动系统图、计算齿轮齿数。.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）。.绘制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剖面图。主轴零件图.编写设计说明书1份课程设计说明书一、 概述TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"1.1机床课程设计的目的 4\o"CurrentDocument"1.2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\o"CurrentDocument"2.1确定转速范围 5\o"CurrentDocument"2.2主电机的选择 5三、 传动设计\o"CurrentDocument"3.1主传动方案拟定 5\o"CurrentDocument"3.2传动结构式、结构网的选择 5\o"CurrentDocument"3.2.1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 6\o"CurrentDocument"3.3转速图的拟定 7四、 传动件的估算TOC\o"1-5"\h\z4.1三角带传动的计算 8\o"CurrentDocument"4.2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齿轮齿数的确定 134.3.2齿轮模数的计算 134.3.3 齿宽的确定 14\o"CurrentDocument"4.4带轮结构设计 15五、 动力设计5.1主轴刚度验算选定前端悬伸量C 16主轴支承跨距L的确定 165.1.3计算C点挠度 16\o"CurrentDocument"5.2齿轮校验 19六、 结构设计及说明\o"CurrentDocument"6.1结构设计的内容、技术要求和方案 20\o"CurrentDocument"6.2展开图及其布置 216.3齿轮块设计 216.3.1其他问题 22\o"CurrentDocument"6.4主轴组件设计 22\o"CurrentDocument"七、总结 23-一、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。工件最大回转直径Dmax(mm)主轴最高转速Nmax()/mm电机功率N(kw)公比转速级数Z25016007.51.2618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，800r/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，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=2ax3b有多种方案，例如：18=3X3X2；18=2X3X[2X2-1]；18=2X3X[1+2X1]3.2.2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=3x3x23.2.3结构式的拟定传动副应前多后少的原则，故18=3x3x2传动式，有6种结构式和对应的结构网。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：18二斗x33x293.3转速图的拟定转速(转速(r/min)图1正转转速图图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。选择三角带的型号根据公式：p=KP=1.1x7.5=8.25KW式中P 电动机额定功率，k―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=80mm，b=11mm，d

h=10,中h=10,中=40。。确定带轮的计算直径D〔，D2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Di不宜过小，即D产D.。查《机械设计》表8-3,8-7取主动轮基准直径D=125m1由公式D2=约D1G-C)2式中："小带轮转速，n2-大带轮转速，8-带的滑动系数，一般取0.02。所以D=1440x125(1-0.02)=222.45mm，由《机械设计》表8-8取圆2 793整为224mm。确定三角带速度按公式y="H=3.14xI25x1440=9.4260x1000 60x1000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)<A0<2(D1+D2)mm取2x(125+224)=698mm，取％=698mm.(5)三角带的计算基准长度乙o丁c/兀( )(D—D)2L=2A+—(D+D)+—2 1—o

3.14 (224—125》4x698由《机械设计》表8-2，圆整到标准的计算长度2000mmL0=2x698+—^~x(125+4x698由《机械设计》表8-2，圆整到标准的计算长度2000mm验算三角带的挠曲次数u=100Lmv=10.12<40次S，符合要求。确定实际中心距aA=A+L—L^=698+(2000—1947)-2=724mm02验算小带轮包角a主动轮上包角合适。…D—D… 主动轮上包角合适。aw1800一 1x57.5。=172.80>12001 A(9)确定三角带根数Z根据《机械设计》式8-26得Pca+Apkk传动比vi=T=1440/793=1.822查表8-4a，8-4b得Ap0=0.15KW,p=1.92KW8.25查表8-5，k=0.98；查表8-2，k=1.038.25Z=1.92+0.15x0.98x1.03=讷所以取Z=4根

(10)计算预紧力查《机械设计》表8-4,q=0.1kg/m(2.5「F0=500乙—-1+F0=500乙"ka J8.25(2.5八v八”=500x 1+0.1x=500x9.42x4"0.98J=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——mmn其中：P-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;n.-该传动轴的计算转速。

计算转速七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=1.06,A=77。所以d=(92x1.05)]I'x°・96mm=29.8mm， 取30mmTOC\o"1-5"\h\zi 4 793d=(77x1.06)47.5X0.96X0."X巫mm=31.5mm, 取35mm2 4 3157.5x0.96x0.99x0.98x0.99x0.98d3=(77x1.06)4 125 mm=39.4mm ,取40mmd4=(92x1.mm=48.9mm：5.5x0.96x0.99x0.98d4=(92x1.mm=48.9mm)4 150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s,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18〜20。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：，u=^—=1/1.262,u=—=1/2，u=^—=1/1.264TOC\o"1-5"\h\z1中2 2中3 3中4查《机械制造装备设计》表3-6,齿数和s取55Z=19，z=16，z=22,z=36,z=39,z=33；1 2 3 4 5 6第二组齿轮：传动比：u=^―=1.262,u=^―=1/1.26，u=^―=1/1.2641中-2 2中 3中4齿数和S取65：Z7=18,Z8=28，Z9=26,Z10=47,Z11=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III——轴W间的两对齿轮，其传动比为"广土=2，u=—=1/1.266=1/4，分别取m=4,m=3则S/S=e/e=3/42中6 1 2 Z1Z2 21取K=30，s=30x3=90，S=30x4=120Z1 Z2按传动比将齿数分配如下:U1=1/4=18/72=19/71,U2=2=80/40=82/384.3.2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:m>32\—mm'nj齿面点蚀的估算：A>370|—mm3气其中n为大齿轮的计算转速，A为齿轮中心距，由中心距A及齿数七，知求出模数m=2A/(z+z)mm根据估算所得m和m.中较大的值，选择相近的标准模数。轴I——轴II间基本组齿轮模数的估算、气^=3气3=Z759njA>370，—=370x3：'至=108.183n [300m=2A/(z1+z2)=2x108.18/(16+39)=3.93mm取标准模数m=4

轴II——III间传动组齿轮模数的估算:'N|7.5_。°父

mw-323：/=32$击50-2.98*njA>370，'—=370x3旦=114.973n t'250m=2A/(q+%)=2x114.97/(28+37)=3.54mm取标准模数m=4轴I——轴W间传动组齿轮模数m=4,m=3标准齿轮：a=20度，小以=1,c*=0.25从机械原理表10-2查得以下公式齿顶圆d=(z+齿顶圆d=(z+2h*)m齿根圆d=(z一2h*一2c*)m分度圆d=mz齿顶高齿根高h齿根高h=(h*+c*)m齿轮的具体值见表齿轮尺寸表齿轮囚数z模数m分度圆d齿顶圆da齿根圆df齿顶高ha齿根高hf11947684662.55

216464765445322488967845436414415213445539415616414645633413214012245718472806245828410212010245926410411294451047418819617845113741481561384512823246252238.532.5131947684664514383114120106.532.515714284292274454.3.4齿宽确定由公式BMH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B=28mm,B=28mm，B=28mm，B=26mm，B=26mm,B=26mm,B=30mm,B=30mm,B=28mm,B=28mm,5 6 7 8 9 10B=30mm,B=32mm,B=30mm,B=28mm,B=28mm4.4带轮结构设计查《机械设计》P156页，当dd<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=55mm,D=100mm。带轮内孔尺寸是轴承外径尺寸100mm。《机械设计》表8-10确定参数得：气=11.0,h=2.75,hf=8.7,e=15,f=9,8.=5.5,中=38带轮宽度：B=(z-1)e+2f=(4-1)x15+2x9=63mm分度圆直径：d=224mm，《=1.9D=1.9x30mm=57mm,C'=4/28x63=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L=（23）C=240420mm，考虑到结构以及支承0刚度因磨损会不断降低，应取跨距L比最佳支承跨距l大一些，再考0虑到结构需要，这里取L=600mm。5.1.3计算C点挠度1）周向切削力p的计算_2x955x104门如

pt ~D~n 去其中、=7.5KW,n=0.96x0.987,D=（0.5口0.6）D =（0.5口0.6）x400=200x240mm,取D.=240,n-31.5//min士后 2x955x104x0.82x7.5240x35.5故p =1.44x104N，故P=1.12P=1.61x104240x35.5P=0.45P=N,Pf=0.35P=5.43x103N2） 驱动力Q的计算参考《机械设计手册》， NQ=2.12x107一nzn其中

N=N?=7.5x0.96x0.987=6.25KW,z=72,m=3,n=35.5r/min所以Q=2.12xQ=2.12x107x6.254x72x35.5=1.13x104N3）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=22.222x1.50.103xd0.8求得:C=22.222x1.50.103x700.8=8.48x105N/mmCB=22.222x1.50.103x1000.8=9.224x105N/mm4）确定弹性模量，惯性距I；ic;和长度a,b,s。轴的材产选用40Cr，查《机械设计手册》P6，有E=2.1x105MPa主轴的惯性距I为：I=兀M4外—D4内）=4.27x106mm464主轴C段的惯性距Ic可近似地算:I=“M「0.64D=6.25x106mm4c 64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+0.4X200=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3sc2—c3 Lsc（L+S）（L+C） scy=y=Pcspmm6EI 3EI CLCLc A A代入数据并计算得y=0.1299mmo计算驱动力Q作用在两支承之间时，主轴前端C点子的挠度挠度ycmq—bc（2—bc（2L—b）（L-b）（L+C）（L—b）bc

y=Q + + cmqX] 6EIL CL2 CL2mm计算得：y=-0.0026mm求主轴前端C点的终合挠度yc水平坐标Y水平坐标Y轴上的分量代数和为y=ycos0y=ycos0+ycos0+ycos0,

cycsp pcmq qcm m其中0=66,0=270,0=180计算得y=0.0297mm.y=0.0928mm。综合挠度y=<y2+y2=0.118mm。cy cz c'cycz综合挠度方向角ac=a理yc= 。72又25cy[y]=0.0L002x0=。扇为y0[y2所以此轴满足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: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:1）接触应力:u 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比;上---齿向载荷分布系数；k----动载荷系数；k----工况系数;p v Ak 寿命系数查《机械装备设计》表10-4及图10-8及表10-2分布得匕=1.15,kB=1.20;k=1.05,七=1.25假定齿轮工作寿命是48000h，故应力循环次数为N=60njL=60x500x1x48000=1.44x109次h2）弯曲应力：191x105kkkkNQ= P_v_a_s- zm2BYnj查《材料力学》有Y=0.378，代入公式求得：q=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—J=1650MPa，从图10-21e读出"]=92QMPa。因为：七＜gj，。wd。」’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