最大加工直径320mm的卧式车床的主运动系统设计【85 10 1.26】（全套含CAD图纸）

买文档就送您 纸全套， Q 号交流 197216396 或 11970985 1 课程设计报告 320 床的主运动系统设计 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 197216396 或 11970985 2 设计任务书 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下： 完成 最大加工直径 320 卧式 车 床的主运动系统设计 ，主要参数如下： 转速级数 Z=10 公比 最低转速 5 转 /分 工件最大回转直径 正转最低转速 转速级数 公比 320 85 10 文档就送您 纸全套， Q 号交流 197216396 或 11970985 4 目 录 设计任务书 . 2 目 录 . 4 第 1 章 设计要求及目的 . 6 第 2 章 机床主参数的确定 . 8 定转速范围 . 8 定电动机型号 . 8 定机床传动方案 . 9 动系统扩大顺序的安排 . 10 制结构网 . 10 动组的变速范围的极限值 . 11 大扩大组的选择 . 11 制转速图和传动系统图 . 12 定各变速组此论传动副齿数 . 13 第 3 章 传动件的计算 . 14 传动设计 . 14 择带型 . 15 定带轮的基准直径并验证带速 . 15 定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角 . 16 定带的根数 z . 17 定带轮的结构和尺寸 . 17 定带的张紧装置 . 17 算主轴转速误差 . 19 算转速的计算 . 20 轮模数计算及验算 . 21 动轴最小轴径的初定 . 26 第 4 章 主要零件的设计与验算 . 30 轮强度的校核验算 . 30 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 197216396 或 11970985 5 的校核 . 31 承寿命校核 . 33 参考文献 . 35 全套图纸加 Q 401339828 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 197216396 或 11970985 6 第 1章 设计要求及目的 一、设 计 任 务： 完成 最大加工直径 320 卧式 车 床的主运动系统设计 ，主要参数如下： 转速级数 Z=10 公比 最低转速 5 转 /分 二、设 计 要 求： 案合理 ，运动设 计和动力 计算正确； 图和 展开图设计（ 计算机打印 布局合理、结构紧凑 ， 内容表达完整 、 正确 ， 图纸规范整洁 。 张主轴箱的剖面图（ 能综合反映各轴的空间位置，操纵机构 安排合理、表达清楚， 主轴中心高适当； 结构合理 ，形位公差和表面粗糙度等 技术要求 标注合理，尺寸标注完整正确 。 份（ 25 页） ： 包括目录、设计任务书、总论或前言（概述）、 参数、运动设计的分析和拟定、动力计算、结构的选择和分析及必要的说明 、设计心得体会、参考文献（书目前排 列序号，以便正文引用）。要求 条理清楚 ， 计算、分析准确 。 机床技术参数有主参数和基本参数，他们是运动传动和结构设计的依据，影响到机床的加工能力、决定和影响其他基本参数的依据，如车床的最大加工直径，一般在设计题目中给定，基本参数是一些加工件尺寸、机床结构、运动和动力特性有关的参数，可归纳为尺寸参数、运动参数和动力参数。 通用车床工艺范围广，所加工的工件形状、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬质合金刀具又用高速钢刀具。因此，必须对所设计的机床工艺范围和使用情况做全面的调研和统计，依据某些典型工艺和加工对 象，兼顾其他的可能工艺加工的要求，拟定机床技术参数，拟定参数时，要考虑机床发展趋势和同国内外同类机床的对比，使拟定的参数最大限度地适应各种不同的工艺要求和达到机床加工能力下经济合理。 机床主传动系因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同，应满足的要求也不一样。设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。买文档就送您 纸全套， Q 号交流 197216396 或 11970985 7 在设计时应结合具体机床进行具体分析，一般应满足的基本要求有：满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性，如机床主轴油足够的转速范围和转速级数；满足机床传递动力的要求。主电动机和 传动机构能提供足够的功率和转矩，具有较高的传动效率；满足机床工作性能要求。主传动中所有零部件有足够的刚度、精度和抗震性，热变形特性稳定；满足产品的经济性要求。传动链尽可能简短，零件数目要少，以便节约材料，降低成本。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 197216396 或 11970985 8 第 2 章 机床主参数的确定 定转速范围 根据 =为已知 1 0 - 1m a x m a x m i nm i 2 6 8 5 = 6 8 0 r / m i n R ， ， 查标准数列表取最大转速m a x 6 7 0 r / m i 因为 =据【 1】77准数列。首先找到最小极限转速 85，再每跳过 3个数取一个转速，即可得到公比为 数列： 85， 106， 132， 170， 212， 265，335， 425， 530， 670 定电动机型号 合理地确定电机功率 N，使用的功率实际情况既能充分的发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。 目前，确定机床电机功率的常用方法很多，而本次设计中采用的是：估算法，它是一种按典型加工条件（工艺种类 、 加工材料 、 刀具 、 切削用量）进行估算。根据此方法，中型车床典型切削条件下的用量： 1）主（垂直）切削力： 2 0 01 9 0 2）切削功率： N 切 = 2 0 0/903 0 2 66 1 2 0 0 3）估算主电动机功率： 总切根据以上条件，选定主电机： ： 根据机床切削能力的要求确定电机功率。但电机产品的功率已经标准化，因此，按要求应选取相近的标准值。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 197216396 或 11970985 9 N= 440r/ 这个选择是根据电机的转速与主轴最高转速 的转速相近或相宜，以免采用过大的升速或过小的降速传动。 根据电机不同的安装和使用的需要，有四种不同的外形结构，用的最多的有底座式和法兰式两种。本次设计的机床所需选用的是外行安装尺寸之一。具体的安装图可由手册查到。 根据常用电机所提供的资料，选用： 定机床传动方案 级数为 Z 的传动系统由若干个顺序的传递组组成，各传动组分别有 个传动副 Z= 传动副数为使结构尽量简单以 2或 3为适合，即变速级数 和 3的因子： 即 Z=2a 3b 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 4 2) 12=4 3 3) 12=3 2 2 4) 12=2 3 2 5) 12=2 2 3 方案 1）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，加之主轴对加买文档就送您 纸全套， Q 号交流 197216396 或 11970985 10 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，故方案 5）亦不采用。而应先择 12=2 3 2。 综上所述： 方案 4） 12=2 3 2 是比较合理的 动系统扩大顺序的安排 12=2 3 2的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有 6种形式： 1) 12=21 32 26 2) 12=21 34 22 3) 12=23 31 26 4) 12=26 31 23 5) 12=22 34 21 6) 12=26 32 21 以上各种结构式方案中，由于传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围的限制，一般升速时41m a x 2 降速时。极限变速范围 8 检查传动组的变速范围时，只需检查最后一个扩大组。因其他传动组的变速范围都比他小。由式 81 对于方案 2）和 方案 5）有： m a 则、 ,则对于方案 2）和 方案 5）不予考虑。 对于其余方案有：m a 则、。然而在可行的结构式方案 1）、 3）、 4）、 6）中，为了使中间轴变速范围最小，在各方案同号传动轴的最高转速相同时，变速范围越小，最低转速越高，转矩越小，传动件尺寸也就越小。比较方案 1）、 3）、 4）、 6），方案 1）的中间传动轴变速范围最小，方案 1）最佳。但由于轴装有摩擦离合器，在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于 离合器的直径因而采用方案 3） 12=23 31 26 最佳 制结构网 由上选择的结构式 12=23 31 26 画其结构图如下： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 197216396 或 11970985 11 图 构网 动组的变速范围的极限值 齿轮传动最小 传动比 1/4,最大传动比 ,决定了一个传动组的最大变速范围 。 因此，要按照下表，淘汰传动组变速范围超过极限值的所有传动方案。 极限传动比及指数 X,X,值为： 表 比 极限传动比指数 值： x1 =1/4 4 X值： x, =2 2 (X+ X)值： x+x =8 6 大扩大组的选择 正常连续的顺 序扩大组的传动的传动结构式为： Z= 1 1 最后扩大组的变速范围 按照 r 8 原则，导出系统的最大级数 Z 和变速范围 表 文档就送您 纸全套， Q 号交流 197216396 或 11970985 12 2 3 Z=12 4 Z=9 后扩大组的传动副数目 时的转速范围远比 时大 因此，在机床设计中，因要求的 后扩大组应取 2更为合适。 同时，最后传动组与最后扩大组往往是一致的。安装在主轴与主轴前一传动轴的具有极限或接近传动比的齿轮副承受最大扭距，在结构上可获得较为满意的处理，这也就是最后传动组的传动副经常为 2 的另一原因。 制转速图和传动系统图 （ 1）选择电动机：采用 （ 2）绘制转速图： （ 3）画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数，画主传动系统图如图 2 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 197216396 或 11970985 13 1 (m+D) 轴最小齿数和 :+D/m) 定各变速组此论传动副齿数 (1)100型机床 02)直齿圆柱齿轮 18m 4 图 2主传动系统图 （ 7） 齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等， 据设计要求 1824,齿数和 00 124，由表 据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表2 表 2齿轮齿数 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 197216396 或 11970985 14 传动比 基本组 第一扩大组 第二扩大组 1:2 1: 1： 号 Z1 Z2 Z3 4 5 7 齿数 33 42 25 50 18 57 30 38 26 42 61 38 38 61 第 3 章 传动件的计算 传动设计 输出功率 P=速 440r/70r/算设计功率 Pd 表 4 工作情况系数原动机 类 类 一天工作时间 /h 101016 16101016 16载荷 平稳 液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（ ）；离心式压缩机；轻型运输机 荷 变动小 带式运输机（运送砂石、谷物 ），通风机（ ）；发电机；旋转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛 荷 螺旋式运输机；斗式上料 文档就送您 纸全套， Q 号交流 197216396 或 11970985 15 变动较大 机；往复式水泵和压缩机；锻锤；磨粉机；锯木机和木工机械；纺织机械 载荷 变动很大 破碎机（旋转式、颚式等）；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机 据 稳 ，两班工作制（ 16 小 时），查机械设计 ， 取 1 . 1 5 . 5 6 . 0 5 k e P k W 择带型 普通 械设计 3 11选取。 根据算出的 小带轮转速 1440r/查图得： 0 100 可知应选取 带。 定带轮的基准直径并验证带速 由机械设计 3 7查得，小带轮基准直径为 80 100取 0075 295表 13 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 197216396 或 11970985 16 表 3 Y Z A B C D E 0 75 125 200 355 500 21211440 = 2 . 1 4 9 , = 1 0 0 2 . 1 4 9 = 2 1 5 m 所 以 由机械设计 3得224 误差验算传动比：21224= 2 . 2 8 6( 1 ) 1 0 0 ( 1 2 % )d 误（ 为弹性滑动率） 误差112 . 2 8 6 2 . 1 4 91 0 0 % 1 0 0 % 4 . 3 % 5 %2 . 1 4 9 误 符合要求 带速 1 1 0 0 1 4 4 0v = 7 . 4 3 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 满足 5m/以宜选用 总之，小带轮选 带轮选择 带轮的材料：选用灰铸铁， 定带的张紧装置 选用结构简单，调整方便的定期调 整中心距的张紧装置。 对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精买文档就送您 纸全套， Q 号交流 197216396 或 11970985 18 度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小 , 带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通 0 ，为了适应 V 带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通 为 32 、 34 、 36 、 38 （按带的型号及带轮直径确定），轮槽尺寸见表 7在轴上的筒形部分称为轮毂，是 带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板），用来联接轮缘与轮毂成一整体。 表 普通 自 项目 符号 槽型 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 基准线上槽深 h 基准线下槽深 h 槽间距 e 8 121519 37 第一槽对称面至端面的距离 f 6 7 9 16 23 28 最小轮缘厚 5 6 10 12 15 带轮宽 B B =( z e + 2 f z 轮槽数 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 197216396 或 11970985 19 外径 d a 轮 槽 角 32 对应的基准直径 d d 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 190 315 475 600 极限偏差 1 辐） 结构的不同分为以下几种型式： （ 1） 实心带轮：用于尺寸较小的带轮 (3)，如图 7 （ 2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮 ( 300 )，如图 7 （ 3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮 (d) 100 )，如图 7 （ 4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮 ( 500 )，如图 7 （ a） （ b） （ c） （ d） 图 7轮结构类型 根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图（ a） ,大带轮选择腹板带轮如图（ b） 算主轴转速误差 由于确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计的理论转速难以完全相符，需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过 10( 。 主轴各级实际转速值用下式计算 n 实 =(1 中： 滑移系数 =0.2 别为各级的传动比 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 197216396 或 11970985 20 转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示 n=理论理论实际 n 10( 实际转速及转速误差如下 : 表 级传动组的转速误差 主轴转速 n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9 论转速 85 106 132 170 212 265 335 425 530 670 实际转速 速误差 （ %） 转速误差满足要求。 算转速的计算 （ 1）主轴的计算转速 公式 nj=3/( z 得，主轴的计算转速 取 212r/ (2). 传动轴的计算转速 轴 3=132 r/轴 2=212 r/ 1=670r/ （ 2）确定各传动轴的计算转速。各计算转速入表 3 表 3各轴计算转速 （ 3） 确定齿轮副的计算转速。齿轮 Z6装在主轴上 其中只有 212r/递全功率，故 Z6j=212r/ 依次可以得出其余齿轮的计算转速，如表 3 表 3齿轮副计算转速 轴 号 轴 轴 轴 计算转速 r/ 670 212 132 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 197216396 或 11970985 21 序号 12 212 132 212 轮模数计算及验算 （ 1）模数计算。 一般同一 变速组内的齿轮取同一模数，选取负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算，即 63383 221 )1( 可得各组的模数，如表 3示。 根据据其中较大值取相近的标准模数： 63383 221 )1( =16338 321213211 齿轮的最低转速 r/ T 顶定的齿轮工作期限，中型机床推存： T =15 24 转速变化系数； 功率利用系数； 材料强化系数。 （寿命系数）的极值 齿轮等转动件在接取和弯曲交边载荷下的疲劳曲线指数 0 1k 工作情况系数。中等中级的主运动： 2k 动载荷系数； 3k 齿向载荷分布系数； Y 齿形系数； 根据弯曲疲劳计算齿轮模 数公式为： 式中： N 计算齿轮转动递的额定功率 N= 计算齿轮（小齿轮）的计算转速 r/m 齿宽系数 , 8 计算齿轮的齿数，一般取转动中最小齿轮的齿数： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 197216396 或 11970985 22 i 大齿轮与小齿轮的齿数比， i = 112 +）用于外啮合，（ -）号用 于内啮合：s s T N n qk k k k k k：命系数； 作期限 ， Tk=m 1000 00002000 035560 = 6102 2000035560 =1.8 sk=sksk= sk= 1k= 2k= 3k=1 Y = 许用弯曲应力，接触应力， ( W=354J=1750m 1轴由公式 63383 221 )1( 可得 m=3轴由公式 63383 221 )1( 可得 m=3轴由公式 63383 221 )1( 可得 m=3据有关文献，也为了便于统一，在这里传动齿轮统一取 m=3 表 3模数 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 197216396 或 11970985 23 （ 2） 基本组齿轮计算 。 基本组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 1 2 3 齿数 33 42 25 50 18 57 分度圆直径 99 126 75 150 54 171 齿顶圆直径 105 132 91 156 60 177 齿根圆直径 宽 24 24 24 24 24 24 按基本组最小齿轮计算 。 小齿轮用 40质处理，硬度 241246均取260齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229246均取 240算如下： 齿面接触疲劳强度计算： 接触应力验算公式为 P n )()1(102088 3218弯曲应力验算公式为： P )(101 9 12 3215 式中 这里取 N=5r/. 12（ r/; , m=3（ ; ;B=24（ ; z=18; 组号 基本组 第一扩大组 第二扩大组 模数 3 3 3 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 197216396 或 11970985 24 u= K 里取 T=15000h.; 1n r/, 1n =500（ r/ 0触载荷取0C= 710 ，弯曲载荷取0C= 6102 触载荷取 m=3；弯曲载荷取 m=6; 【 5】 2 上，取 【 5】 2 上，取 【 5】 2 上， 3K=K 【 5】 2 上，取 2K =1 1K 【 5】 2 上， 1K =1 【 5】 2 上， Y= j ,查 【 4】，表 4 j =650 w 查 【 4】，表 4 w =275 根据上述公式，可求得及查取值可求得： j=635 jw=78 w买文档就送您 纸全套， Q 号交流 197216396 或 11970985 25 （ 3） 第一扩大组齿轮计算 。 扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 4 5 齿数 30 38 26 42 分度圆直径 90 114 78 126 齿顶圆直径 96 120 84 132 齿根圆直径 宽 24 24 24 24 （ 4） 第二扩大组齿 轮计算 。 扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 5 6 齿数 61 38 38 61 分度圆直径 183 114 114 183 齿顶圆直径 189 120 120 189 齿根圆直径 宽 24 24 24 24 按扩大组最小齿轮计算 。 小齿轮用 40质处理，硬度 241246均取 260齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229246均取 240 同理根据基本组的计算， 查 文献 【 6】， 可得 K= 2K =1， 1K =1， m=355； 可求得： j=619 j买文档就送您 纸全套， Q 号交流 197216396 或 11970985 26 w=135 w动轴最小轴径的初定 传动轴直径按扭转刚度用下列公式估算传动轴直径： 91 中： N 该传动轴的输入功率 d 电机额定功率； 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 r/ 每米长度上允许的扭转角 (m),可根据传动轴的要求选取如表 表 度要求 允许的扭转角 主 轴 一般的传动轴 较低的传动轴 1 1 2 对于一般的传动轴，取 =估算的传动轴长度为 500 对轴有：1 5 . 5 0 . 9 6 5 . 2 8 K W 70r/ 41 67010005 . 2 89 1 3 0 . 16 7 0 1 . 5d m m 预取 301 d 轴有： 120 r/ 10005002 文档就送您 纸全套， Q 号交流 197216396 或 11970985 27 预取 382 d 对轴有：3 5 . 5 0 . 9 6 0 . 9 9 5 0 . 9 9 5 . 0 9 KW 40 3 45 . 0 99 1 4 6 . 46701 4 0 1 . 51000d 取 463 将估算的传动轴直径 d 减小 7%为花键轴的直径，在选相近的标准花键。 1d =32 2d =38 3d =46 表可以选取花键的型号其尺寸 )741 14 4( 别为 1d 轴取 626 6 2d 轴取 633 10 3 640 12 最脆弱轴的计算校核 对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。 轴的抗弯断面惯性矩（ 4 花键轴 42 4( ) ( ) ()64d b N D d D dI m m =42 443 2 . 2 6 8 ( 3 8 3 2 . 2 ) ( 3 8 3 2 . 2 ) 7 . 4 2 1 064 式中 d 花键轴的小径（ ； i 花轴的大径（ ； b、 N 花键轴键宽，键数； 传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上 的最大扭矩求得： 4 5 1 0 ( N m m )扭= 445 . 2 89 5 5 1 0 6 . 5 5 1 0670 N m m 式中 N 该轴传递的最大功率（ ; 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 197216396 或 11970985 28 该轴的计算转速（ r/。 传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆 周力 4 32 2 6 . 5 5 1 0 2 . 3 4 1 0 6 扭 式中 D 齿轮节圆直径（ ,D= 齿轮的径向力 ( ) / c o s ( ) t g N 式中 为齿轮的啮合角， 20； 齿面摩擦角， ； 齿轮的螺旋角； 0 故 30 . 5 1 . 1 7 1 0 N 花键轴键侧挤压应力的验算 花键键侧工作表面的挤压应力为： m a ( )()nj y j P aD d l N K 式中 花键传递的最大转矩（ ； D、 d 花键轴的大径和小径（ ； L 花键工作长度； N 花键键数； K 载荷分布不均匀系