车床320床头箱设计【320mm 3KW 40 2000 1.26 18级】（CAD图纸全套）

宁院 课程 设计 (论文 ) 车床 320 床头箱 设计 所在学院 专 业 班 级 姓 名 学 号 指导老师 年 月 日 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 2 摘要 主传动系统设计是机床设 计 中非常重要的组成部分，本次设计主要 由 机床的级数入手，于结构式、 结 构网 拟 定，再到齿轮和轴的设计，再选 择 各 种 主传动配合件，对轴和齿轮及配合件进行校核，将主传动方案“结构化”，设计主轴变速箱装配图及零件图，侧重进行传动轴组件、主轴组件、变速机构、箱体、润滑与密封、传动轴及滑移齿轮零件的 设计，完成设计任务。 本次突出了结构设计的要求，在保证机床的基本要求下，根据机床设计的原则，拟定机构式和结构网，对机床的机构进行精简，力求降低生产成本；主轴和齿轮设计在满足强度需要的同时，材料的选择也是采用折中的原则，没有选择过高强度的材料从而造成浪费。 【关键词】车床、主传动系统、 结构式、电动机 。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 3 of he of to by n to of a of of of to , a to a on to on to a to of to to of of of to o of in 【 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 4 目录 摘要 . 2 绪论 . 5 极限转速的确定 . 6 2. 主动参数的拟定 . 7 定传动公比 . 7 电动机的选择 . 8 . 9 . 9 定变速组及各变速组中变速副的数目 . 10 构式基本组和扩大组的拟定 . 10 构网的拟定和结构式 . 12 变速组的变速范围及极限传动比 . 13 定各轴的转速 . 14 制转速图 . 15 定各变速组变速副齿数 . 15 . 17 轮的设计 . 17 动轴的直径估算 . 20 定各轴转速 . 21 动轴直径的估算：确定各轴最小直径 . 22 的选择、传动轴、键的校核 . 23 . 24 . 28 核 a 组齿轮 . 28 核 b 组齿轮 . 30 . 31 轴的基本尺寸确定 . 32 径尺寸 D . 32 轴孔径 d . 32 轴悬伸量 a . 33 撑跨距 L . 34 轴最佳跨距 0L 的确定 . 34 轴刚度验算 . 36 轴轴承的选用的型号 . 38 小 结 . 39 参考文献 . 40 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 5 绪论 机床主传动系统因机床的类型、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。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。 本文设计的为普通车床的传动系统，根据不同的加工条件，对传动系统的要求也不尽相同，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，从而获得最优的参数，使机床设计的最为合理。 本文从开始到结束的流程如下： 1） 查阅资料，拟定计划； 2） 拟定传动结构，绘制草图； 4） 设计传动件和零件； 5） 校核零件、组件； 6） 绘图，编写 论文说明书。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 6 确定主轴的最高转速和最低转速，应该在分析所设计机床几种典型加工方式的切削用量和参考现有同类型机床的技术性能的基础上，并按照“技术上先进，经济上合理”的原则进行。 由于通用性机床加工对象很广，不同工序所采用的切削用量相差悬殊，而且加工零件的尺寸变换也很大，所以要合理地确定其极限转速是一个复杂的任务，必须对有关加工工序和切削用量进行分析，在分析切削用量的过程中，应特别注意下列几点： 所选的切削用量不应该是个别记录，而 应该具有普遍性。 如普通车到在大多数情况下已经采用硬质合金，目前陶瓷刀具也已开始应用等情况。 应该和先进的同类机床比较，因为过大的转速范围不仅不能充分发挥其性能，而且还可能使结构无法实现。在传动系统拟定好以后，验算各主要传动件的最大圆周速度应不超过允许值。 主轴最高和最低转速可按下列计算： vv其中： 主轴最高、最低转速（ m/ 典型工序的最大、最小切削速度（ m/ 、 最大、最小计算直径。 根据切削用量那个手册 普通车床采用最大速度 典型工序一般为用硬质合金车刀精车或半精车钢质轴类工件的外圆，取 200r/ 采用最小速度 典型工序又以下几种情况： 求获得粗糙度小于 m； 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 7 铸铁材料的盘类工件进行粗车端面工 作，取25r/ 一般取计算直径： 20=160mm (60=32 式中 主参数 ( 按在车床上常用最大铰孔直径或经常加工的最大螺纹直径作为最大计算直径 根据调研可推荐：D ,( 1D 为刀架上最大工件回转直径） 故 c=322001000 =1990 r/取 2000 r/ v=160251000 =r/取 40 r/ 与本次设计给定的参数相差不大，取计算值。 2. 主动参数的拟定 定传动公比 根据机械制造装备设计公式（ 3为已知 1 Z=1 = )1( 7 据机械制造装备设计 和金属切削机床手册 标准公比 ，对于通用机床，为了转速损失不大，机床结构不过于复杂，一般取 =这里我们取标准公比系列 = 因为 = 根据机械制造装备设计77先找到最小极限转速 40，再每跳过 3个数（ 取一个转速，即可得到公比为 40、 50、 63、 80、 100、 125、 160、 200、 250、 315、 400、 500、630、 800、 1000、 1250、 1600、 2000。 44买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 8 电动机的选择 合理的确定电机功率 P，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。 现在以常见的中碳钢为工件材料，取 45 号钢，正火处理，车削外圆，表面粗糙度用车刀具，可转位外圆车刀，刀杆尺寸： 1625具几何参数：0 =15o ， 0 =6o ， r =75o ， r =15o ， =0o ， 01 = 1 现以确定粗车是的切削用量为设计： 确定背吃刀量 进给量 f， 3f 取 0.2 确定切削速度，取 1.7 机床功率的计算， 主切削力的计算 ： 主切削力的计算公式及有关参数： = 270 3 1038（ N） 切削功率的计算 310 =1038 310 = 依照一般情况，取机床变速效率 = =2.3(根据 Y 系列 三相异步 电动机的技术数据 ,Y 系列 三相异步 电动机为一般用途全封闭自扇冷式笼型异步电动机，具有防尘埃、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点， B 级绝缘，工业环境温度不超过 +40，相对湿度不超过 95%，海拔高度不超过 1000m，额定电压 380V，频率 50用于无特殊要求的机械上，如机床，泵，风机，搅拌机，运输机，农业机械等。 根据以上 计算 ， 为满足转速和功率要求，选择 Y 系列三相异步电 动机型号为： 技术参数见下表 3表 3电动机技术数据 电动机型号 额定功率/载转速/定转矩/大转矩/100 1440 此，可得到 下表 3的车床参数。 表 3床的主参数（规格尺寸）和基本参数表 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 9 工 件 最 大 回转直径 最高转速 最低转速 电机功率 P（ 公比 转速级数 Z 320 2000 40 3 8 根据以上的计算和设计任务书可得到本次设计车床的基本参数： 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数表 工件最大回转直径 最高转速 最低转速 电机功率 P（ 公比 转速级数Z 320 2000 40 3 8 拟定变速方案，包括变速型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个变速系统的确定。变速型式则指变速和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的变速型式、变速类型。 变速方案 和型式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此，确定变速方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。 变速方案有多种，变速型式更是众多，比如：变速型式上有集中变速，分离变速；扩大变速范围可用增加变速组数，也可采用背轮结构、分支变速等型式；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。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 10 定变速组及各变速组中变速副的数目 机床主参数：机床的主轴转速范围为 40 2000转 /分，转速级数 Z=18，公比 =动机的转速 1440转 /分。 级数为 变速组分别有 Z 、Z 个变速副。即 321 由于结构上的限制，变速组中的传动副数目通常选用 2 或 3 为宜，故其结构式为：Z=2n3 8 级传动，其结构式可为以下三种形式： 18=332； 18=323； 18=233； 在电动机功率一定的情况下，所需传递的转矩越小，传动件和传动轴的集合尺寸就越小。因此，从传动顺序来讲， 尽量使前面的传动件多以些，即前多后少 原则。故本设计采用结构式为： 18=332。 从轴 I 到轴 三队齿轮分别啮合，可得到三种不同的传动速度；从轴 轴 三对齿轮分别啮合，可得到 三 种不同的传动速度，故从轴 I 到轴 得到 33=9 种不同的传动速度；同理，轴 轴 两对齿轮分别啮合，可得到两种不同的传动速度，故从轴 V 共可得到 332=18 种不同的传动转速。 设计车床主变速传动系时，为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，在降速变速中，一般限制限制最小变速比 41u ；为避免扩大传动误差，减少震动噪声，在升速时一般限制最大转速比 2u 。斜齿圆柱齿轮传动较平稳，可取 u 。因此在主变速链任一变速组的最大变速范围 )108(m i nm a xm a x 在设计时必须保证中间变速轴的变速范围最小。 构式 基本组和扩大组 的拟 定 （ 1） 绘制 常规的 转速图 时 ， 要注意， 为了结构紧凑， 减小振动和噪声 ，通常限制： a： 最小传动比 1/4; b： 最小传动比 2(斜齿轮 =所以，在一个变速组中， 变速范围要小于等于 8，对应本次设计，转速图中，一个轴上的传动副间最大不能相差 6 格。 c： 前缓后急 原则；即传动在前的传动组，其降速比小，而在后的传动组，其降速比大。 （ 2） 但在绘制 床转速图 时，要注意，由 =2000r/40r/Z=各级转速为： 40、 50、 63、 80、 100、 125、 160、 200、250、 315、 400、 500、 630、 800、 1000、 1250、 1600、 2000，是非常规的转速数列，故在绘制它的转速图 线时 ，先要确定其主传动系统 结构 。 精密 车床采用分离式传动，即变速箱和主轴箱分离。 为皮带传动。在主轴箱的传动中采用了 背轮机构 ，解决了传动比不能过大（受极限传动比限制）的问题。 (3)绘制转速图 100系列笼式三相异步电动机。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 11 总降速变速比 又电动机转速 ,不符合转速数列标准，因而增加一定比变速副。 变速轴轴数 = 变速组数 + 3（背轮机构） = 3 +3= 6 在五根轴中，按变速顺序依次设为、（背轮机构）、（主轴）。与、与、与、和轴之间的变速组分别设为 a、 b、 c、 d. （主轴）开始，确定、 的转速： 先来确定背轮机构的公比 变速组 d 的变速范围为 =8，构式， 采用背轮机 构，则其公比为： =1 = = = 确定轴 的 公比 变速组 带传动 降速， 可取 确定轴的 公比 为了扩大变速范围，变速组 采用混合公比，使用三联滑移齿轮，可 取 = = = 确定轴的转速 对于变速组 a,是第一扩大组 ，其级比指数为 3,可取 = 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 12 = = 由此也可确定加在电动机与主轴之间的定变速比 。下面画出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）。 精密 车床（ 18 级转速， 混合公比 ）采用了背轮机构后的转速图 构网的拟定 和结构式 结构网和结构式可以用来分析和比较机床传动系统的方 案。结构网与 速图的主要差别是：结构网只表示传动比的相对关系 ，而不表示传动比和转速的绝对值，而且结构网上代表传动比的射线对成分布。 根据中间变速轴变速范围小的原则选择结构网。 结构网可表示成结构式： 式中 18表示转速级数； 3， 3， 2分别表示个转速组的传动副数 ，角标中 1， 3，9，则分别表示个变速组中相邻传动比的比值关系，即变速组级比指数。 由 系统的组成可以得出，主轴得到 Z=3 3 2=18种公比为 的等比数列的转速；各变速组的传动副数即：0P=3， 1P =3， 2P =2；各变速组之间相邻传动比之间的关系，即： 、 3 、 9 ，各变速组的范围即 0r = 2 、 1r = 6 、 2r = 9 。 931 23318 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 13 变速组的变速范围及极限传动比 传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围：在降速传动时，为防止被动齿轮的直径过大而使进径向尺寸过大，常限制最小传动比， 1/4，升速传动时，为防止产生过大的振动和噪音，常限制最大传动比 2i ，斜齿轮比较平稳，可取 i ，故变速组的最大变速范围为 8 10。 主轴的变速范围应等于住变速传动系中各个变速组变速范围的乘积，即： 210检查变速组的变速范围是否超过极限值时，只需检查最后一个扩大组。因为其他变速组的变速范围都比最后扩大组的小，只要最后扩大组的变速范围不超过极限值，其他变速组就不会超过极限值。 所以对 931 23318 进行验算： Z=18， =2r = 9)12(33 x 8 10，符合要求 . 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 14 定各轴的转速 机床的主轴转速范围为 40 2000转 /分，转速级数 Z=18，公比 =动机的转速 1440转 /分。 确定变速 组 的数目 大多数机床采用滑移齿轮的变速方式 为满足结构设计和方便的要求，通常都采用双联和三联齿轮，因此 18级级转速 需要三个变速组，即 Z=18=3 3 2 确定变速轴轴数 变速轴轴数 = 变速组数 + 定比变速副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。 在五 个变速轴 中， 按 变速顺序依次设为、 、 （主轴）。与、与 、与 轴之间的变速组分别设为 a、 b、 c。现由 （主轴）开始，确定、 、 轴的转速。 先来确定 轴的转速 变速组 c 的变速范围为 降速 比为 6 ， 升速比 3 为故 两个传动副的传动比必然是两个极限值：61141 1232 轴的转速只有一种可能： 160、 200、 250、 315、 400、 500、 630、 800、 1000。 确定轴 的转速 变速组 ，希望中间轴转速较小 ，又不致变速比太小， 由此可见变速组中的三个传动比之间相差均为三格，即相差为 3 倍关系，通过这三个传动比使轴得到 9 种连 续等比数列的转速（ 180 1000）即从轴上的三种转速扩大到轴上 9种转速，故 可取 441 23 转速确定为： 630、 500、 1000。 定轴 的转速 对于轴 ，其级比指数为 1,可取： 131 =21 2 21 = 3 确定轴 转速为 800， 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 15 制转速图 定各变速组变速副齿数 确定齿轮齿数的原则和要求： 齿轮的齿数和 应过大；齿轮的齿数和 大会加大两轴之间的中心距，使机床结构庞大，一般推荐 100 200. 最小齿轮的齿数要尽可能少；但同时要考虑： 最小齿轮不产生根切，机床变速箱中标准直圆柱齿轮，一般最小齿数 18； 受结构限制的最小齿轮最小齿数应大于 18 20； 齿轮齿数应符合转速图上 传动比的要求：实际传动比（齿数之比）与理论传动比（转速图上要求的传动比）之间又误差，但不能过大，确定齿轮数所造成的转速误差，一般不应超过 10%（ %，即 ）（理实理 110n n n % 理n 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 16 实 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 小齿轮的齿数可以从机械制造装备设计表 3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。 根据机械制造装备设计94P,查表 3种常用变速比的使用齿数。 变速组 a: 1 21 22 31 33 确定最小齿轮的齿数 最小齿数和 该变速组内的最小齿轮必在 i=1/2的齿轮副中，根据结构条件，假设最小齿数为 22时，查表得到 66。 找出可能采用的齿数和诸数值 11 60、 62 2 60、 63 32 60、 63 在具体结构允许下，选用较小的 宜，现确定 72， 确定各齿数副的齿数 i=1/2，找出 1z =24， 1z = 1z =728； i=1/出 2z =32， 2z = 2z =40； i=1/，找出 3z =30， 3z =42； 变速组 1 231 44 故变速组中最小齿轮必在 1/ 4 的齿轮副中，假设最小齿数为 22，77， 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 17 同上 i=找出 1z =48， 1z =29， i=找出 2z =34， 2z =43， i=找出 3z =22； 3z =55。 变速组 113 =2 ； 2故变速组中最小齿轮必在 1/ 6 的齿轮副中，假设最小齿数为 18， 89， 轮的设计 三角带传动中，轴间距 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。电动机转速 n=1440r/递功率 P=3动比 i=1440/1000=班制，一天运转 16小时，工作年数 10 年。 (1)选择三角带的型号 由机械设计156K 查的共况系数 故根据机械设计1568 ） 式中 因此根据1n 由机械设计157通 型。 (2)确定带轮的基准直径 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 。查机械设计157 8D =90 由机械设计1508 11212 式中： n n 般取 1 66 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 18 故 32)0100014402 ， 由机械设计15732 (3)验算带速度 V， 按 机械设计1508算带的速度 V= 1 以 05 ，故带速合适。 (4)初定中心距0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： 根据机械设计1528 )(2)(1021 90+132） 0A 2（ 90+132） 0A 444 取0A=300(5)三角带的计算基准长度械设计1588算带轮的基准长度 02122100 422 由机械设计146整到标准的计算长度 L=10006)确定实际中心距 A 按机械设计1588算实际中心距 A= 0A +2 07)验算小带轮包角 1 根据机械设计1588 ，故主动轮上包角合适。 (8)确定三角带根数 Z 根据机械设计1588 21 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 19 00p k k 查表机械设计 153P 表 8i= 得0p= 表机械设计表 8k=表机械设计表 8度系数=2。 (9)计算预紧力 查机械设计表 8q=m 由机械设计式（ 8 20 ) 0 0 其中： m/s； kg/m；取 q=m。 v = 1460r/ s。 00 20 （ 10）计算作用在轴上的压轴力 221 6 9s i i 0 带轮结构设计 带轮的材料 常用的 速较高时可以采用铸钢或钢板冲压焊接而成，小功略时采用铸铝或塑料。 带轮结构形式 缘、轮辐和轮毂组成，根据轮辐结构的不同可以分为实心式（机械制图图 8腹板式（机械制图图 8孔板式（机械制图图8椭圆轮辐式（机械制图图 8 V 带轮的结构形式与基准直径有关，当带轮基准直径 。可以采用实心式，当 00可以采用腹板式， 00,300 11 同时时可以买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 20 采用孔板式，当 00时，可以采用轮辐式。 带轮宽度： 0012219)15(2)1( 。 D=90210轴承外径，其他尺寸见带轮零件图。 带型号相对应，见机械制图表 8槽型 B 0190 0190 带型号 了使 般不应该超出带轮外圆，也不应该与轮槽底部接触。为此规定了轮槽基准直径到带轮外圆和底部的最小高度fa 。 轮槽工作 表面的粗糙度为 R 或 。 铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有沙 眼、裂缝、缩孔及气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面缺陷进行修补；转速高于极限转速的带轮要做静平衡，反之做动平衡。其他条件参见 的规定。 动轴的直径估算 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