最大加工直径为400mm的普通车床的主轴箱部件设计原创【4KW 公比1.41 转速1600 35.5】【毕业论文+CAD图纸全套】

购买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 1 宁 学  课程 设计 (论文 ) 400 普通车床主轴箱设计【 4比  所在学院   专    业   班    级   姓    名   学    号   指导老师   年    月    日  购买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 2 摘   要  本 设计 着重研究机床主传动系统的设计步骤和设计方法，根据已确定的运动参数以变速箱展开图的总中心距最小为目标，拟定变速系统的变速方案，以获得最优方案以及较高的设计效率。在机床主传动系统中，为减少齿轮数目，简化结构，缩短轴向尺寸，用齿轮齿数的设计方法是试算，凑算法，计算麻烦且不易找出 合理的设计方案。本文通过对主传动系统中三联滑移齿轮传动特点的分析与研究，绘制零件工作图与主轴箱展开图及剖视图。  关键词 :传动系统设计 ,传动副，结构网，结构式，  购买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 4 购买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 5 购买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 6 目   录  摘   要  . 2 目   录  . 4 第 1 章  绪论  . 8 程设计的目的  . 8 程设计的内容  . 8 论分析与设计计算  . 8 样技术设计  . 8 制技术文件  . 8 程设 计题目、主要技术参数和技术要求  . 8 第 2 章  车床参数的拟定  . 10 床主参数和基本参数  . 10 床的变速范围 R 和级数 Z . 10 定级数主要其他参数  . 10 定主轴的各级转速  . 10 电机功率 动力参数的确定  . 10 定结构式  . 10 定结构网  . 12 制转速图和传动系统图  . 12 定各变速组此论传动副齿数  . 14 算主轴转速误差  . 14 第 3 章  传动件的计算  . 15 传动设计  . 15 择带型  . 16 定带轮的基准直径并验证带速  . 16 定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角  . 17 定带的根数 z . 18 定带轮的结构和尺寸  . 18 购买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 7 定带的张紧装置  . 18 算压轴力  . 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  . 24 轴合理跨距的计算  . 25 第 4 章  主要零部件的选择  . 26 承的选择  . 26 的规格  . 26 轴弯曲刚度校核  . 27 . 27 滑与密封  . 27 第 5 章   摩擦离合器 (多片式 )的计算  . 28 第 6 章  主要零部件的选择  . 29 动机的选择  . 29 承的选择  . 29 速操纵机构 的选择  . 30 的校核  . 30 承寿命校核  . 32 第 7 章  主轴箱结构设计及说明  . 33 构设计的内容、技术要求和方案  . 33 开图及其布置  . 33 结束语  . 35 参考文献  . 36 购买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 8 第 1 章  绪论  程设计的目的  课程设计是在学完本课程后，进行一次学习设计的综合性练习。通过课程设计，使学生能够运用所学过的基础课、技术基础课和专业课的有关理论知识，及生产实习等实践技能，达到巩固、加深和拓展所学知识的目的。通过课程设计，分析比较机械系统中的某些典型机构，进行选择和改进；结合结构设计，进行设计计算并编写技术文件；完成系统主 传动设计，达到学习设计步骤和方法的目的。通过设计，掌握查阅相关工程设计手册、设计标准和资料的方法，达到积累设计知识和设计技巧，提高学生设计能力的目的。通过设计，使学生获得机械系统基本设计技能的训练，提高分析和解决工程技术问题的能力，并为进行机械系统设计创造一定的条件。  程设计的内容  机械系统设计课程设计内容由理论分析与设计计算、图样技术设计和技术文件编制三部分组成。  论分析与设计计算  （ 1）机械系统的方案设计。设计方案的分析，最佳功能原理方案的确定。  （ 2）根据总体设计参数，进行传 动系统运动设计和计算。  （ 3）根据设计方案和零部件选择情况，进行有关动力计算和校核。  样技术设计  （ 1）选择系统中的主要机件。  （ 2）工程技术图样的设计与绘制。  制技术文件  （ 1）对于课程设计内容进行自我经济技术评价。  （ 2）编制设计计算说明书。  程设计题目、主要技术参数和技术要求  题目： 中型普通车床主轴箱设计  购买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 9 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下：  工件最大回转直径  正转最高转速   正转最低转速   电机功率  N（  公比  400 1600  买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 10 第 2 章  车床参数的拟定  床主参数和基本参数  车床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下：  工件最大回转直径  正转最高转速    正转最低转速   电机功率  N（  公比  400 1600  床的变速范围 R 和 级数 Z R=600 由公式 R= 1Z ，其中   =R=以计算 z=12 定 级数 主要其他参数  定 主轴的 各级 转速  依据题目要求 选级数 Z=12，  =虑到设计的结构复杂程度要适中，故采用常规的扩大传动。各级转速数列可直接从标准的数列表中 查出， 按标准转速数列为：  50， 71， 100， 140， 200， 280， 400， 560， 800， 1120， 1600 电机功率 动力参数的确定  合理地确定电机功率 N，使机床既能充分发挥其性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。  根据题设条件电机功率为 4选取电机为： 定功率为 4载转速为 1440r/定结构式  已知 Z=2a a、 b 为正整数，即 Z 应可以分解为 2 和 3 的因子，以便用 2、 3 联滑移齿轮实现变购买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 11 速。  取 Z=12级   则 Z=22 2  （ 1）  拟订结构式：  1） 确定变速组传动副数目：  实现 12 级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合：  A 12=3*4   B. 12=4*3    C。 12=3*2*2   D 12=2*3*2    E。 12=2*2*3  方案 A、 B 可节省一根传动轴。但是，其中一个传动组内有四个变速传动副，增大了该轴的轴向尺寸。这种方案不宜采用。  根据传动副数目分配应“前多后少”的原则，方案 C 是可取的。但是，由于主轴换向采用双向离合器结构，致使 轴尺寸加大，此方案也不宜采用，而应选用方案 D 2） 确定变速组扩大顺序：  12=2*3*2 的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有以下 6 种形式：  A 12=21*32*26        B。 12=21*34*22 C 12 =23*31*26       D。 12=26*31*23 E 22*34*21           F。 12=26*32*21 根据级比指数非陪要“前疏后密”的原则，应选用第一种方案。然而，对于所设计的机构，将会出现两个问题：    第一变速组采用降速传动（图 1a）时，由于摩擦离合器径向结构尺寸限制，使得轴上的齿轮直径不能太小，轴上的齿轮则会成倍增大。这样，不仅使 -轴间中心距加大，而且 -轴间的中心距也会加大，从而使整个传动系统结构尺寸增大。这种传动不宜采用。  购买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 12  如果 第一变速组采用升速传动（图 1b），则轴至主轴间的降速传动只能由后两个变速组承担。为了避免出现降速比小于允许的极限值，常常需要增加一个定比降速传动组，使系统结构复杂。这种传动也不是理想的。  如果采用方案 C，即 12 =23*31*26。  （ 2）  绘制转速图：  1） 验算传动组变速范围：  第二扩大组的变速范围是  6 =8，  符合设计原则要求。  综合上述可得：主传动部件的运动参数   600n Z=12   = 确定结构网  根据“前多后少”  , “先降后升”  , 前密后疏 ,结构紧凑的原 则 ,选取传动方案  Z=23 31 26,易知第二扩大组的变速范围 r= (x=8  满足要求，其结构网如图 2 Z=23 31 26 制转速图和传动系统图  （ 1）选择电动机：采用  （ 2）绘制转速图：  购买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 13 （ 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 1 (m+D) 轴最小齿数和 :+D/m) 购买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 14 图 2主传动系统图  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 （ 7） 齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等， 据设计要求 1820,齿数和 00 120，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  传动比  基本组  第一扩大组   1:2 1： 1 1:： 2  代号  Z'1  Z'2  Z'3  4  5  齿数  55 39  31  63   42 42 35 49  28 56 第二扩大组  2： 1 1： 4 '759 29 18 70 算主轴转速误差  实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过 10(  ,即  n 10(  = n   1600 1120 800 560 400 280 200 买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 15 各级转速误差 转速误差 小 于 因此不需要修改齿数。  第 3 章  传动件的 计算  传动设计  输出功率 P=4速 440r/60r/ 计算设计功率 Pd 表 4 工作情况系数原动机   类   类  一天工作时间 /h 10  1016 16  10  1016 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  变动较螺旋式运输机；斗式上料机；往复式水泵和压缩机；.6 n 差          购买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 16 大  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 4 4 . 4 k  e  P k W 择带型  普通 机械设计 3 11选取。  根据算出的 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 表 3 子版图纸， 1970985 或 401339828 17 槽型  Y Z A B C D E 0 75 125 200 355 500 21211440 = 2 . 5 7 , = 1 0 0 2 . 5 7 = 2 5 7 m 所 以   由 机械设计 3得250  误差验算传动比：21250= 2 . 5 5( 1 ) 1 0 0 ( 1 2 % )d 误（ 为弹性滑动率）  误差112 . 5 5 2 . 51 0 0 % 1 0 0 % 2 . 0 4 % 5 %2 . 5 误   符合要求    带速  1 1 0 0 1 4 4 0v = 7 . 5 4 /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。  购买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 19 算压轴力  由 机械设计  13 12 查得， A 型带的初拉力 面已得到1a =z=4，则1a 1 5 9 . 4 42 s i n = 2 4 1 2 5 . 1 5 s i n N = 9 8 5 . 1 7 z F 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 V 带轮槽角  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 V 带轮的轮槽尺寸（摘自   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 12 15 19  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  购买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 20 带轮宽   B  B =( z e + 2 f   z 轮槽数   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 100r/ (2). 传动轴的计算转速   轴 3=400 r/ 2=800r/ 2=560r/ （ 2）确定各传动轴的计算转速。  表 3各轴计算转速  购买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 21 （ 3）  确定齿轮副的计算转速。 3 表 3齿轮副计算转速  序号  00 800 400 100 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。  表 3模数  （ 2） 基本组齿轮计算 。  基本组齿轮几何尺寸见下表  齿轮  1   2 齿数  55 39 31 63 分度圆直径  顶圆直径  根圆直径    号    轴    轴    轴  计算转速  r/          560 800 400 组号  基本组  第一扩大组  模数          买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 22 齿宽  20 20 20 20 按基本组最小齿轮计算 。 小齿轮用 40质处理，硬度 241286均取260齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229286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/. 00（ r/; , m=; ;B=24（ ; z=31 u=2;  K   里取 T=15000h.; 1n r/, 1n =500（ r/ 0触载荷取0C= 710 ，弯曲载荷取0C= 6102  购买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 23 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（ 3） 扩大组齿轮计算 。  第一扩大组  齿轮几何尺寸见下表  齿轮  3   4 5 齿数  35 49 28 56 49 39 分度圆直径  0 140 顶圆直径  5 145 根圆直径  宽  20 20 20 20 20 20 购买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 24 第二 扩大组齿轮几何尺寸见下表   齿轮  5 6 齿数  59 29 18 70 分度圆直径  177 87 54 210 齿顶圆直径  183 93 60 216 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 241286均取 260齿轮用 45 钢，调质 处理，硬度 229286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   jw=135 w动轴最小轴径的初定  由【 5】式 6，传动轴直径按扭转刚度用下式计算：  d=4 或            d=91 4   式中     N*    T=9550000；  购买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 25   = 01 。  各轴最小轴径如表 3 表 3最小轴径  轴合理跨距的计算  由于电动机功率 P=3据【 1】表 轴径应为 6090步选取 0轴径的   0据设计方案，前轴承为 ，后轴承为圆锥滚子轴承。定悬伸量 a=120轴孔径为 30 轴承刚度， 主轴最大输出转矩 T=95509550 4100=该 机床为车床 的最大加工直径为 250床身上最常用的最大加工直径，即经济加工直径约为最大回转直径的 50%，这里取 60%，即 180半径为  切削力（沿 y 轴）         4716N 背向力（沿 x 轴）         c=2358N 总作用力                 F= 22F =力作用于工件上，主轴端受力为 F= 先假设 l/a=2， l=3a=240后支承反力 B 分别为  40240120 =B=F40120=据  文献 【 1】式 得： iz 前 支承的刚度：   号    轴    轴  最小轴径          35 40 购买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 26 N/ m   ； N/ m ；轴的当量外径 80+60)/2=70惯性矩为  I=64 )4 =10 =38 9 = 【 1】图 3  原假设接近，所以最佳跨距0l=120 40理跨距为（ l，取合理跨距 l=360 根据结构的 需要，主轴的实际跨距大于合理跨距，因此需要采取措施  增加主轴的刚度，增大轴径：前轴径 D=100轴径 d=80轴承  采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用背对背安装的角接触球轴承。  第 4 章  主要零部件的选择   承的选择  带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号 7007C 另一安装 深沟 球轴承 6012 称布置 深沟 球轴承 6009 端安装双列角接触球轴承代号 7015C   另一安装端角接触球轴承代号 7010C 中间布置角接触球轴承代号 7012C 的规格   0 N  d  =8            规格：  4购买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 27 轴弯曲刚度校核  （ 1）主轴刚度符合要求的条件如下：  a 主轴的前端部挠度 0 . 0 0 0 2 5 2 5 0 . 1 0 5 b 主轴在前轴承处的倾角 0 . 0 0 1 r a d容 许 值 轴 承 c 在安装齿轮处的倾角 0 . 0 0 1 r a d容 许 值 齿  (2)计算如下：  前支撑为双列圆柱滚子轴承，后支撑为角接触轴承架立放圆柱滚子轴承跨距L=450当量外径     21 = 2 11 045 0 主轴刚度：  因为 di/5/285=以孔对刚度的影响可忽略；  4442410)110450(03)()(103 442kN/度要求：主轴的刚度可根据机床的稳定性和精度 要求来评定   61010 ( ) 1 7 6 3 960 滑与密封  主轴转速高，必须保证充分润滑，一般常用单独的油管将油引到轴承处。  主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要而困难。防漏的措施有两种：  1）密封圈 加密封装置防止油外流。  2）疏导 在适当的地方做出回油路，使油能顺利地流回到油箱。  购买文档送 子版图纸， 1970985 或 401339828 28 第 5 章   摩擦离合器 (多片式 )的计算  设计多片式摩擦离合器时，首先根据机床结构确定离合器的尺寸，如为轴装式时，外摩擦片的内径 d 应比花键轴大 2 6摩擦片的外径 D 的确定，直