车床主传动系统设计[含word说明书CAD图纸全套]【4KW 26.5 1.41 11级】
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I 目录 目录 . I 1，项目背景分析 . 1 2，研究计划要点与执行情况 . 2 3，项目关键技术 . 3 4，具体研究内容与技术实现 . 4 床的规格及用途 . 4 动设计 . 4 定极限转速 . 4 定公比 . 4 轴转速级数 . 4 定结构式 . 4 制转速图 . 5 制传动系统图 . 5 动零件的初步计算 . 8 动轴直径初定 . 8 轴轴径直径的确定 . 9 轮模数的初步计算 . 9 制级讨论 . 10 键零部件校核 . 11 轴静刚度验算 . 11 动轴的弯曲刚度验算 . 17 齿圆柱齿轮的应力计算 . 20 5，技术指标分析 . 24 动系统图的设计 . 24 轮齿数、模数的选择 . 24 径、孔径的选择 . 24 他零部件、细节 . 25 ，存在的问题与建议 . 26 参考文献 . 27 1 1， 项目 背景分析 本项目旨在 设计一款无丝杠车床 。车床 主要用于加工轴、盘、套和其他具有 回转 表面的工件， 以 圆柱体为主 。 在 机械制造及其自动化专业的整体教学计划中， 综合 课程设计一个 及其重要的实践教学环节， 目的是为了锻炼学生机械结构的设计能力，这是机械类学生最重要的设计能力；同 时 ，机床位制造工业 “母机 ”结构 典型， 适合作为作为课程设计内容。 2 2， 研究计划 要点 与执行情况 机械 制造及其自动化专业 的 综合课程设计 2，是以 车床主传动系统 为 设计内 容 ，完成展开图和截面图各一张及相关计算 ， 并撰写报告。 设计 内容要求 图纸 工作量：画两张图 展开图 （ ： 轴系展开图。其中 摩擦 离合器、制动和润滑不要 求画 ， 但要求 掌握 ，操纵机构只画一个变速手柄。 截面图 （ ： 画 剖面 轴系布置示意图（ 包括截面外形及尺寸 ，车床标中心） 。 标注 ： 中心距 、配合尺寸、定位尺寸、中心高（ 车床 ） 、 外形尺寸。 标题栏 和明细栏 主轴 端部结构按标 准 画 编写 课程设计报告。 3 3， 项目关键技术 减速箱 内各级减速比分配、转速图的选取，传动系统齿轮的分布。 齿轮 模 数 齿数齿宽的选取为本次设计应首要解决的内容，解决以上问题可以使机床主轴箱大体分布得到解决。主轴 箱内 传动件的空间布置是极其重要的问题，变速箱内各传动轴 的 空间布置首先要满足机床总体布局对变速箱的形状和尺寸的限制，还要考虑各轴受力情况，装配调整和操纵维修的方便 。其中 齿轮的布置与排列是否合理将直接影响 主轴 箱的尺寸大小、结构实现的可能性， 以及 变速操纵的方便性。主轴 传动 中的合理布置也很重要 。 合理布置传动件在主轴上的轴向位置，可以改善主轴的受力情况，减小主轴变形，提高主轴的抗 振 性。 4 4， 具体 研究内容与技术实现 床 的 规格 及用途 本 设计机床 为 卧式机床，其级数 Z=11，最小转数 速公比 =驱动电动机功率 P=4要 用于 加工钢以及铸铁有色金属，采用高速钢 、 硬质合金 、陶瓷 材料 做成的 刀具。 动 设计 限转速 根据设计参数，主轴最低转速为 数为 11，且公比 =是可以得到主轴的转速分别为： 53， 75，106， 150， 212， 300， 425， 600， 850r/转速的调整范围 4 比 根据设计数据，公比 = 轴 转速级数 根据设计数据，转速级数 Z=11。 定 结构式 按照主变速传动系设计的一般原则，选用结构式 11=31 23 25 （ 4 其最后扩大组的变速范围 5 = 8 （ 4 符合要求 。 初 定 其最大传动比 最小传动比 ，在 要求范围内。 5 制 转速图 （ 1） 选定 电动机 根据设计要求，机床功率为 4高转速为 1000r/以选用 同步转速为 1000r/载转速为 960r/定功率 （ 2） 确定 传动轴轴数 传动 轴数 =变速组数 +定必传动副数 +1=3+1+1=5 （ 3） 绘制 转速图 选取 传动组 c 的两个传动比分别为 ， 传动组b 级比指数为 3， 为了避免升速，又不使传动比太小，取 ； 传动组 a 可取 ， ， 。 转速图见图 4 制 传动系统图 （ 1） 确定 变速组齿轮传动副的齿数 变速组 a 有三个传动 副 ， 其 传动比 分别为 ， ， 取其倒数，分别按 U=1， 2 查 常用传动比适用齿数表 ，取 2， 则主动轮齿数分别为 36， 30， 24， 则三个传动副齿轮齿数为 36:36， 30:42， 24:48。 同理 ，变速组 b， 0，齿数 40:40， 21:59； 变速组 c， 4，齿数 55:39， 19:75。 6 图 4速图 （ 2） 核算 主轴转速误差 实际 传动比所造成的主轴转速误差，一般不超过 10（ %，即 带传动 的 传动比为 125/200= 对于第一级 转速 其实际转速 = nu带 960 125200 2448 2159 1975 = 4 7 转速 误差 为 |= | = （ 4 在 标准范围内， 依次 计算各级转速误差，结果如表 4 表 4速 误差 表 标准转速 r/际转速 r/轴转速 误差 是否在标准 值范围之内 53 75 106 150 212 300 300 0% 425 600 600 0% 850 （ 2） 核算 主轴转速误差 实际 传动比所造成的主轴转速误差，一般不超过 10（ %，即 带传动 的 传动比为 125/200= 对于 第一级 转速 其实际转速 = nu带 960 125200 2448 2159 1975 = 速 误差 为 |= | = 在 标准范围内， 依次 计算各级转速误差，结果如表 4 8 （ 3）传动系统图 （图 4 图 4动系统 图 动 零件的初步计算 动轴 直径初定 由 参考文献 2， 传动轴直径按扭转刚度进行计算 d = 91 4 （ 4 其中 d传动轴直径 N该轴传递的 功率 该轴的计算 转速 由 转速图可知，各轴的计算转速： 9 = 75r ； = 106r ； = 300r ； = 600r ； 初算 各轴轴径 d = 91 4 = 91 460014= d = 91 4 = 91 430014= d = 91 4 = 91 410614= 主轴轴径 直径的确定 主轴 尺寸参数多由结构上的需要而定，由参考文献 3， 功率为4 卧式车床 选用前轴径为 70105定为 100轴径 取 80 轮 模数的初步计算 同一 变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷量 最重 的小齿轮，按减缓的接触疲劳强度公式进行计算 16338 (1)j2（ 4 式中 按接触疲劳强度计算的齿轮模数（ ； 10 驱动电动机的功功率（ ； m齿宽系数， m=B/m（ B 为齿宽， m 为模数 ） ， m=610； 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比， 1，外啮合取 “+”，内啮合取 “-”； 齿轮的计算转速 ， 见表 4 j许用接触应力（ 齿轮材料为调质 45 钢表面淬火，许用接触应力 j=1370 表 4轮 计算转速 齿轮 24 42 40 计算转速 600 600 300 425 425 300 齿轮 59 19 75 计算转速 300 106 106 78 106 75 初算 各 传动组齿轮模数 = ； 取 m= = ； 取 m=3 = ； 取 m= 制级讨论 对于第二 扩大组，主轴轴径较大，前轴径为 100轴径为80 安装 齿轮处轴外径约为 90 参考 文献 3， 轴上的小齿轮还要考虑到齿根和到 它的 键槽 深处 的最小尺寸应大于基圆齿厚， 以 防止断裂，即其最小齿数 应满足 m+ 对于 主轴，选用单键槽，查得 D= m=39， 满足要求 。考虑到 花键 滑动 与定位较容易，除主轴和电动机轴外， 其余轴 均选用花键 连接 。第二扩大 变速组 在轴 =19， 选用花键 646508； 将 D=46入 ，m=19， 满足要求。 故 第二扩大变速组的 模数 取m=1 （ 4 对于 第一扩大 变速 组，在轴 的最小齿数 Z=21， 选用花键636408， 将 D=36入， m=321，满足要求 。 第一扩大变速组 在轴 最小齿数 Z=40， m=340， 满足要 求。 故第一扩大 变速 组的模数取 m=3 对于 基本组，在轴 =36，将 D=36代入 ， m=336， 满足要求 。轴 I 为 单键槽，查得 D=20其 最小齿数 Z=24， 则 24， 满足要求。故 基本组 模数取 m= 机床主传动系统 最小齿数 9， 符合 17 20， 满足条件。 机床 主传动系统最小极限传动比 ， 最大传动比 ，中型机床 最大 齿数和 4， 满足要求。 键 零部件校核 轴 静 刚度 验算 （ 1） 主轴支撑跨距 l 的确定 前端悬伸量 C ：主轴前端的悬伸长度，即从主轴外侧前支撑中点（滚锥轴承及向心推力轴承则是接触角法线与轴线的交点处）到主轴前端的距离。这里选定 C=108 一般最佳跨距 0 = (23) = 216325，考虑到结构以及支承刚度会因磨损而不断降低，应取跨距 l 比最佳支承跨距0般是0，再综合考虑结构的需要，本设计取0 = 350。 （ 2） 最大切削合力 P 的确定 最大圆周切削力42 9 5 5 1 0 () 12 （ 4 其中： 电动机额定功率 (， 主传动系统的总效率，1 ，i为各传动副、轴承的效率， 取 1； 主轴的计算转速 (r / ，由前文计算结果，主轴的计算转速为 75r/ 计算直径 (，对于卧式 车床 ，板上最大加工直径， = ( = (200240)，取 = 240。 可以得到， = 2955 104 175 = 03 验算主轴组件刚度时，须求出作用在垂直于主轴轴线的平面内的最大切削合力 P 。对于卧式升降台铣床的铣削力，一般按端铣计算。 对于普通车床切削力合力 P = 2 +2 ， 总切削力 2 +2 +2。 则各切削分力 比例关系 大致 为 ： = = 03 = = 03 则 P = 2 +2 = 03 ， 2 +2 +2 =。 （ 3） 切削力作用点的确定 设切削力 P 的作用点到主轴前支撑的距离为 s (m m )s c w 其中： c 主轴前端的悬伸长度， C = 108 13 （ 4 （ 4 w 对于普通 车床， w = 80 可以得到， s = 188 4） 齿轮驱动力 Q 的确定 齿轮传动轴受输入扭矩的齿轮驱动力 Q 的作用而产生弯曲变形，当齿轮为直齿圆柱齿轮时，其啮合角 20，齿面摩 擦角 时，其弯曲载荷 72 . 1 2 1 0 ( N )NQ m z n 其中： N 齿轮传递的全功率 (， N=4 ,该齿轮的模数 (、齿数； n 该传动轴的计算工况转速 (r/。 可以得到， Q = 07 475 = 2673 （ 5） 变形量允许值的确定 变形量允许值：对普通机床前端挠度的允许值0y，目前广泛使用的经验数据 0 0 0 2 m () 其中： l 主轴两支撑间的距离， l = 650 可以得到 0 （ 6）滚动轴承径向刚度计算 14 （ 4 仅以滚动轴承的游隙为零时，承受径向载荷来计算轴承的径向刚度，圆锥滚子轴承的径向刚度 0 . 9 0 . 9 0 . 8 0 . 1 1 . 903 . 0 1 c o sC i z l R 其中： I 滚动体列数； Z 每列中滚动体数； 0l滚子有效长度 (； R 轴承的径向负荷 (N) ； 轴承的接触角 (。 可以得到， 0 . 9 0 . 9 0 . 8 0 . 1 1 . 9 63 . 0 1 1 1 6 2 0 2 4 0 . 72 0 0 0 c o s 5 61 1 0 0 . 9 0 . 9 0 . 8 0 . 1 1 . 9 63 . 0 1 1 2 0 2 4 4 4 1 . 20 0 0 0 c o s 5 51 1 0 （ 7） 主轴 组件前段挠度算切削力 P 作用在 S 点引起主轴前端 c 点的挠度 23223 ( ) ( ) ()63 c s p c B As c c l s c l s l c s m E I C l C l (4式中 E抗拉弹性模量，钢的 52 0E M p a； 为 惯性转矩，对于主轴前端 44446631 0 0 ( 1 ( ) )( 1 ) 100 4 . 1 4 1 06 4 6 4 ； I 为 惯性转矩，对于主轴前端 15 44446608 0 ( 1 ( ) )( 1 ) 80 1 . 3 7 1 06 4 6 4 ； 双支撑主轴径向力计算简图 : 图 4轴负载 简化模型 图 4轴组件的计算简图 l = 650s = 188算得 其余各参数定义与之前保持一致。代入计算，得： 2322231 1 6 1 1 6 2 23 ( ) ( )636 3 0 2 3 0 6 3 0 1 5 03 2 3 0 1 5 0 1 5 0 6 3 0 1 5 0 2 3 0 2 3 0 1 5 04 5 9 8 . 6 6 2 . 1 1 0 4 . 1 4 1 0 3 2 . 1 1 0 1 . 3 7 1 0 2 0 6 6 . 7 6 3 0 3 6 6 . 3 6 6 300 . 0 5 7 8 4c s As c c l s c l s l c s E I C l C 16 其方向如图 4示，沿 P 方向， a r c t a n ( / ) a r c t a n (1 / 0 . 5 8 2 ) 5 9 . 8 ( d e g )P z 其余各参数代入，得 23223 ( ) ( ) 0 . 0 2 8 1 ( )63 c s p c B As c c l s c l s l c s m E I C l C 计算力偶矩 M 作用在主轴前端 C 产生的挠度 ()63 c B Ac l c l c m E I C l C l (4代入数据得 2 6226 8 2 8 0 6 8 ( 2 8 0 6 8 ) 6 81 2 3 . 6 2 . 5 0 1 0 ( )63 c B Ay m E I C l C 计算驱动力 Q 作用在两支承之间时，主轴前端 c 点的挠度2 ) ( ) ( ) ( ) ()6 c m Q c l b l b l c l b b m l C l C l (4代入式（ 4得 = 03） 主轴前端 c 点的综合挠度 水平坐标轴 H 上的分量代数和为： 3c o s 7 5 . 8 2 c o s 1 5 4 . c o s 1 8 02 8 7 . 3 9 1 0 m m y c s p c m Q my 标 轴 V 上的分量代数和为： s i n 7 5 . 8 2 s i n 1 s i n 1 8 05 4 . 2 8 0 . 0 2 7 m m c z c s p c m cQ y y y 综合 挠度 为： 22c c y c zy y y m m (417 （ 4 代入 2327 . 3 9 1 0 0 . 0 2 7 0 . 0 2 8 cy m m 由综合挠度，可见0故主轴通过校核。 动轴 的弯曲刚度验算 （ 1） 齿轮驱动力 Q 的确定 齿轮传动轴同时受输入扭矩的齿轮驱动力齿轮为直齿圆柱齿轮，其啮合角 20，齿面摩擦角 时，其弯曲载荷 72 . 1 2 1 0 ( N )Nm z 其中： N 该齿轮传递的全功率 (，取 N = 4 ,该齿轮的模数 (和齿数； n 该传动轴的计算工况转速 (r/，（ aj n n 或aj n n ） ； 该轴输入扭矩的齿轮计算转速 (r/； 该轴输出扭矩的齿轮计算转速 (r/。 （ 2） 变形量允许值的确定 齿轮传动轴的抗弯刚度验算，包括轴的最大挠度，滚动轴承处及齿轮安装处的倾角验算。其值均应小于允许变形量0 。 允许变形量可由参考文献 3表 得： y = (m = (3 = ，取y = ， = （ 3）传动轴 的载荷分析 18 （ 4 （ 4 图 4动轴 荷分布 从齿轮实现变速的传动轴上，每个齿轮在轴上的工作位置不同，使轴产生的最大挠度点不同 ， 为了计算上的简便，可以近似地以该轴的中点挠度代替最大挠度，其最大误差不超过 3%。 两支承的齿轮传动轴， 其中点挠度 为 3 2 34( 0 . 7 5 )1 7 1 . 3 9 ( m m ) l N x m z n 其中： l 两支承间的跨距 (， l = 358 D 该轴的平均直径 (， D = 40 /ix a l 齿轮； 输入扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度 (； 输出扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度 (； 其余各符号定义与前文一致。 可以得到， 19 36 = 74358 = 48 = 110358 = 42 = 136358 = 40 = 114358 = 21 = 84358 = 以得到 36 = 583 4(04 6300= 05 48 = 583 4(04 6300= 04 42 = 583 4(04 6300= 03 40 = 583 4(04 6300= 04 21 = 583 4(04 6300= 05 故 42、 40引起的中点挠度最大，在计算合成挠度时使用420时轴 转速为 300/。 由参考文献 2，中点的合成挠度 20 （ 4 （ 4 （ 4 = 2 +2 2 其中： 被验算轴的中点合成挠度 (； 在横截面上，被验算的轴与其前、后传动轴连心线的夹角 () ； 驱动力 阻力 横截面上，两向量合成时的夹角() 。 ) )2 ( ( 可以得到 2 ( ) 1 8 0 2 ( 2 0 5 . 7 2 ) 1 2 8 . 5 6 可以得到 =(03)2 +(04)2 203 04 =06综合挠度，可见 足要求。 由参考文献 2，传动轴在支承点 A、 B 处的倾角A、B3 ( r a d ) 可以得到， = = 30638 = 07 可见 ，满足要求，故不用计算传动轴在齿轮处的倾角。综上，传动轴 通过校核。 齿圆柱 齿轮 的应力计算 在验算变速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大的，21 （ 4 （ 4 （ 4 齿数最小的齿轮进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动齿轮主要验算接触应力，对低速传动齿轮主要验算弯曲应力。 此处验算选择 19 75 齿轮。 由参考文献 2式（ 9）和式（ 10） ，齿面接触应力 3 1 2 3 8 8 1 0 M p a K NZ m u B 齿根弯曲应力 5 1 2 3 1 1 0 M p K NZ m B Y 其中： m 初算得到的齿轮模数 (， 取 m = N 传递的额定功率 (， N=4 齿轮的计算转速 (r/， 小齿轮 取 1 = 300/， 大齿轮取 2 = 75/； u 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比， 1u ，外啮合取 “ ”号，内啮合取 “ ”号 ， 此处 = 7519； Z 小齿轮的齿数 ,Z = 19； B 齿宽 (， B = 36 j 许用接触应力 (，由参考文献 3表 轮材料选用 45 钢 ，高频淬火，可得 1 3 7 0 M p ； w 许用弯曲应力 (，由参考文献 3表 3 5 4 M p a w ； 寿命系数； s T N n K K K 22 （ 4 工作期限系数； 1060 齿轮在机床工作期限 的总工作时间 (h) ，对于中型机床的齿轮， 1 5 0 0 0 2 0 0 0 0 ，取 = 20000， 同 一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为p， p 为该变速组的传动副数，取 p=2，则 ： = 10000 1n齿轮的最低转速 (r/， 小齿轮 取 1 = 106/， 大齿轮取 2 = ， 0C基准循环次数，对于钢和铸铁件，接触载荷取 70 10C ，弯曲载荷取 60 2 10C ； m 疲劳曲线指数，接触载荷取 3m ， 弯曲载荷对正火、调质及整体淬硬件取 6m ，对表面淬硬（高频、渗碳、氮化等）件取 9m ； 转速变化系数 = 功率利用系数 ， = 材料强化系数 ， = Y齿形系数， z=19， Y= 1K齿向载荷分布系数 ，1 ； 2K动载荷系数 ，2 ； 3K 工作状况系数，3 。 可以得到 : = 6010 = 601061000021069= 3 寿命系数 : = = 力计算结果： = 2088 10375 (7519 +1)7519 3675= 285 = 1370 = 191 1051232= 191105 193600= = 35421 9 1 1 0 1 . 0 5 1 . 0 5 1 . 3 1 . 2 5 9 5 . 5 1 2 2 . 5 7 9 4 3 2 0 . 5 1 7 5 a 因此 满足要求。 24 5， 技术指标分析 动系统图的设计 主轴高转速范围的传动比排列，可采用先降速后升速的传动，使总转速和减小，以期降低噪声。这种高速传动采用先降后升，可使同一变速组的传动比有升速有降速，有利于减小齿数和，齿轮线速度及中心距； 主轴高速传动时，应缩短传动链，以减小传动副数； 不采用噪声大的锥齿轮传动副； 前边的变速组中的降速传动比不宜采用极限值，以避免增加径向尺寸。最末变速组中可采用最小传动比，特别是铣床以增加主轴的飞轮效应。 轮齿数、模数的选择 中型机床一般取 70100 ，20，机床主传动系统齿数 m 8 2 0Z ； 变速组内所有齿轮的模数相同，并是标准齿轮，初算齿轮模数时应选择各组负荷最重的小齿轮进行设计； 同时应该考虑齿根到它的键槽深处的最小尺寸应大于基圆齿厚。 径、孔径的选择 轴径的设计需要在考虑扭矩的基础上，综合考虑轴用挡圈、轴承的选用，花键的加工和过度，齿轮、轴承、套筒等其他轴系部件的安装等。同时应该根据实际情况适当地添加过度轴段，增大轴肩高度等； 孔的大小需要在能够安装轴承的基础上，综合考虑镗刀加工路线，钻孔时钻头能否顺利进行加工等问题。 25 他零部件、细节 其他零部件的设计则需要在图册、手册的参考之下综合考虑实际应用情况。例如垫圈、挡圈的使用，螺母的选择，甩油环、油沟的设计，转动体及非转动体之间的间隙； 此外，需要考虑实际的配合关系，确定配合方式和配合对象； 同时， 需要考虑实际加工所产生的空刀槽、越程槽、月牙槽等。 26 6， 存在的问题与建议 实践是最好的老师，希望在日常的教学当中能够理论与实践综合学习的方式对学生进行授课，加深学生对于知识的理解以及应用。希望以后的指导书能够减少错误，给学生给多的帮助。 27 参考文献 1机械制造装备设计：哈尔滨工业大学出版社， 2金属 切削机床 课设 指导书 ， 哈尔滨工业大学 . 3实用 机床 设计 手册 ， 李洪，辽宁科学技术出版社 . 4宋宝玉，王黎钦 . 机械设计：高等教育出版社， 5范云涨，陈兆年 . 金属切削机床设计简明手册：机械工业出版社，1993 6隋秀凛，高安邦 . 实用机床设计手册：机械工业出版社， 2010. 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 I 目录 目录 . I 1，项目背景分析 . 1 2，研究计划要点与执行情况 . 2 3，项目关键技术 . 3 4，具体研究内容与技术实现 . 4 床的规格及用途 . 4 动设计 . 4 定极限转速 . 4 定公比 . 4 轴转速级数 . 4 定结构式 . 4 制转速图 . 5 制传动系统图 . 5 动零件的初步计算 . 8 动轴直径初定 . 8 轴轴径直径的确定 . 9 轮模数的初步计算 . 9 制级讨论 . 10 键零部件校核 . 11 轴静刚度验算 . 11 动轴的弯曲刚度验算 . 17 齿圆柱齿轮的应力计算 . 20 5，技术指标分析 . 24 动系统图的设计 . 24 轮齿数、模数的选择 . 24 径、孔径的选择 . 24 他零部件、细节 . 25 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 ，存在的问题与建议 . 26 参考文献 . 27 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 1 1，项目 背景分析 本项目旨在 设计一款无丝杠车床 。车床 主要用于加工轴、盘、套和其他具有 回转 表面的工件， 以 圆柱体为主 。 在 机械制造及其自动化专业的整体教学计划中， 综合 课程设计一个 及其重要的实践教学环节，目的是为了锻炼学生机械结构的设计能力，这是机械类学生最重要的设计能力；同 时 ，机床位制造工业 “母机 ”结构 典型，适合作为作为课程设计内容。 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 2 2， 研究计划 要点 与执行情况 机械 制造及其自动化专业 的 综合课程设计 2，是以 车床主传动系统 为 设计内 容 ，完成展开图和截面图各一张及相关计算 ， 并撰写报告。 设计 内容要求 图纸 工作量：画 两张图 展开图 （ ： 轴系展开图。其中 摩擦 离合器、制动和润滑不要 求画， 但要求 掌握 ，操纵机构只画一个变速手柄。 截面图 （ ： 画 剖面 轴系布置示意图（ 包括截面外形及尺寸 ，车床标中心） 。 标注 ： 中心距 、配合尺寸、定位尺寸、中心高（ 车床 ） 、 外形尺寸。 标题栏 和明细栏 主轴 端部结构按标 准 画 编写 课程设计报告。 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 3 3， 项目关键技术 减速箱 内各级减速比分配、转速图的选取，传动系统齿轮的分布。 齿轮 模 数 齿数齿宽的选取为本次设计应首要解决的内容，解决以上问题可以使机床主轴箱大体分布得到解决。主轴 箱内 传动件的空间布置是极其重要的问题，变速箱内各传动轴 的 空间布置首先要满足机床总体布局对变速箱的形状和尺寸的限制，还要考虑各轴受力情况，装配调整和操纵维修的方便 。其中 齿轮的布置与排列是否合理将直接影响 主轴 箱的尺寸大小、结构实现的可能性， 以及 变速操纵的方便性。主轴 传动 中的合理布置也很重要 。 合理布置传动件在主轴上的轴向位置，可以改善主轴的受力情况，减小主轴变形，提高主轴的抗 振 性。 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 4 4，具体 研究内容与技术实现 床 的 规格 及用途 本 设计机床 为 卧式机床，其级数 Z=11，最小转数 速公比 =驱动电动机功率 P=4要 用于 加工钢以及铸铁有色金属，采用高速钢 、 硬质合金 、陶瓷 材料 做成的 刀具。 动 设计 限转速 根据设计参数，主轴最低转速为 数为 11，且公比 =是可以得到主轴的转速分别为： 53， 75，106， 150， 212， 300， 425， 600， 850r/转速的调整范围 4 比 根据设计数据，公比 = 轴 转速级数 根据设计数据，转速级数 Z=11。 定 结构式 按照主变速传动系设计的一般原则，选用结构式 11=31 23 25 （ 4 其最后扩大组的变速范围 5 = 8 （ 4 符合要求。 初 定 其最大传动比 最小传动比 ，在 要求范围内。 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 5 制 转速图 （ 1） 选定 电动机 根据设计要求，机床功率为 4高转速为 1000r/以选用 同步转速为 1000r/载转速为 960r/定功率 （ 2） 确定 传动轴轴数 传动 轴数 =变速组数 +定必传动副数 +1=3+1+1=5 （ 3） 绘制 转速图 选取 传动组 c 的两个传动比分别为 ， 传动组b 级比指数为 3， 为了避免升速，又不使传动比太小，取 ； 传动组 a 可取 ， ， 。 转速图见图 4 制 传动系统图 （ 1） 确定 变速组齿轮传动副的齿数 变速组 a 有三个传动 副 ， 其 传动比 分 别为 ， ， 取其倒数，分别按 U=1， 2 查 常用传动比适用齿数表 ，取 2， 则主动轮齿数分别为 36， 30， 24， 则三个传动副齿轮齿数为 36:36， 30:42， 24:48。 同理 ，变速组 b， 0，齿数 40:40， 21:59； 变速组 c， 4，齿数 55:39， 19:75。 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 6 图 4速图 （ 2） 核算 主轴转速误差 实际 传动比所造成的主轴转速误差，一般不超过 10（ %，即 带传动 的 传动比为 125/200= 对于第一级 转速 其实际转速 = nu带 960 125200 2448 2159 1975 = 4 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 7 转速 误差 为 |= | = （ 4 在 标准范围内， 依次 计算各级转速误差，结果如表 4 表 4速 误差 表 标准转速 r/际转速 r/轴转速 误差 是否在标准 值范围之内 53 75 106 150 212 300 300 0% 425 600 600 0% 850 （ 2） 核算 主轴转速误差 实际 传动比所造成的主轴转速误差，一般不超过 10（ %，即 带传动 的 传动比为 125/200= 对于第一级 转速 其实际转速 = nu带 960 125200 2448 2159 1975 = 速 误差 为 |= | = 在 标准范围内， 依次 计算各级转速误差，结果如表 4 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 8 （ 3）传动系统图 （图 4 图 4动系统 图 动 零件的初步计算 动轴 直径初定 由 参考文献 2， 传动轴直径按扭转刚度进行计算 d = 91 4 （ 4 其中 d传动轴直径 N该轴传递的 功率 该轴的计算 转速 由 转速图可知，各轴的计算转速： 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 9 = 75r ； = 106r ； = 300r ； = 600r ； 初算 各轴轴径 d = 91 4 = 91 460014= d = 91 4 = 91 430014= d = 91 4 = 91 410614= 主轴轴径 直径的确定 主轴 尺寸参数多由结构上的需要而定，由参考文献 3， 功率为4 卧式车床 选用前轴径为 70105定为 100轴径 取 80 轮 模数的初步计算 同一 变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷量 最重 的小齿轮，按减缓的接触疲劳强度公式进行计算 16338 (1)j2（ 4 式中 按接触疲劳强度计算的齿轮模数（ 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 10 驱动电动机的功功率（ m齿宽系数， m=B/m（ B 为齿宽， m 为模数）， m=610； 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比， 1，外啮合取 “+”，内啮合取 “-”； 齿轮的计算转速 ， 见表 4 j许用接触应力（ 齿轮材料为调质 45 钢表面淬火，许用接触应力 j=1370 表 4轮 计算转速 齿轮 24 42 40 计算转速 600 600 300 425 425 300 齿轮 59 19 75 计算转速 300 106 106 78 106 75 初算 各 传动组齿轮模数 = ； 取 m= = ； 取 m=3 = ； 取 m= 制级讨论 对于第二 扩大组，主轴轴径较大，前轴径为 100轴径为80 安装 齿轮处轴外径约为 90 参考 文献 3， 轴上的小齿轮还要考虑到齿根和到 它的 键槽 深处 的最小尺寸应大于基圆齿厚， 以 防止断裂，即其最小齿数 应满足 m+ 对于 主轴，选用单键槽，查得 D= m=39， 满足要求 。考虑到 花键 滑动 与定位较容易，除主轴和电动机轴外， 其余轴 均选用花键 连接 。第二扩大 变速组 在轴 =19， 选用花键 646508； 将 D=46入 ，m=19， 满足要求。 故 第二扩大变速组的 模数 取m=买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 11 （ 4 对于 第一扩大 变速 组，在轴 的最小齿数 Z=21， 选用花键636408， 将 D=36入， m=321，满足要求 。 第一扩大变速组 在轴 最小齿数 Z=40， m=340， 满足要 求。 故第一扩大 变速 组的模数取 m=3 对于 基本组，在轴 =36，将 D=36代入 ， m=336， 满足要求 。轴 I 为 单键槽，查得 D=20其 最小齿数 Z=24，则 24， 满足要求。故 基本组 模数取 m= 机床主传动系统 最小齿数 9， 符合 17 20， 满足条件。 机床 主传动系统最小极限传动比 ， 最大传动比 ，中型机床 最大 齿数和 4， 满足要求。 键 零部件校核 轴 静 刚度 验算 （ 1） 主轴支撑跨距 l 的确定 前端悬伸量 C ：主轴前端的悬伸长度，即从主轴外侧前支撑中点（滚锥轴承及向心推力轴承则是接触角法线与轴线的交点处）到主轴前端的距离。这里选定 C=108 一般最佳跨距 0 = (23) = 216325，考虑到结构以及支承刚度会因磨损而不断降低，应取跨距 l 比最佳支承跨距0般是0，再综合考虑结构的需要，本设计取0 = 350。 （ 2） 最大切削合力 P 的确定 最大圆周切削力42 9 5 5 1 0 () 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 12 （ 4 其中： 电动机额定功率 (， 主传动系统的总效率，1 ，i为各传动副、轴承的效率， 取 1； 主轴的计算转速 (r / ，由前文计算结果，主轴的计算转速为 75r/ 计算直径 (，对于卧式 车床 ，板上最大加工直径， = ( = (200240)，取 = 240。 可以得到， = 2955 104 175 = 03 验算主轴组件刚度时，须求出作用在垂直于主轴轴线的平面内的最大切削合力 P 。对于卧式升降台铣床的铣削力，一般按端铣计算。 对于普通车床切削力合力 P = 2 +2 ， 总切削力 2 +2 +2。 则各切削分力 比例关系 大致为： = = 03 = = 03 则 P = 2 +2 = 03 ， 2 +2 +2 =。 （ 3） 切削力作用点的确定 设切削力 P 的作用点到主轴前支撑的距离为 s (m m )s c w 其中： c 主轴前端的悬伸长度， C = 108 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 13 （ 4 （ 4 w 对于普通 车床， w = 80 可以得到， s = 188 4） 齿轮驱动力 Q 的确定 齿轮传动轴受输入扭矩的齿轮驱动力 Q 的作用而产生弯曲变形，当齿轮为直齿圆柱齿轮时，其啮合角 20，齿面摩 擦角 时，其弯曲载荷 72 . 1 2 1 0 ( N )NQ m z n 其中： N 齿轮传递的全功率 (， N=4 ,该齿轮的模数 (、齿数； n 该传动轴的计算工况转速 (r/。 可以得到， Q = 07 475 = 2673 （ 5） 变形量允许值的确定 变形量允许值：对普通机床前端挠度的允许值0y，目前广泛使用的经验数据 0 0 0 2 m () 其中： l 主轴两支撑间的距离， l = 650 可以得到 0 （ 6）滚动轴承径向刚度计算 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 14 （ 4 仅以滚动轴承的游隙为零时，承受径向载荷来计算轴承的径向刚度，圆锥滚子轴承的径向刚度 0 . 9 0 . 9 0 . 8 0 . 1 1 . 903 . 0 1 c o sC i z l R 其中： I 滚动体列数； Z 每列中滚动体数； 0l滚子有效长度 (； R 轴承的径向负荷 (N) ； 轴承的接触角 (。 可以得到， 0 . 9 0 . 9 0 . 8 0 . 1 1 . 9 63 . 0 1 1 1 6 2 0 2 4 0 . 72 0 0 0 c o s 5 61 1 0 0 . 9 0 . 9 0 . 8 0 . 1 1 . 9 63 . 0 1 1 2 0 2 4 4 4 1 . 20 0 0 0 c o s 5 51 1 0 （ 7） 主轴 组件前段挠度算切削力 P 作用在 S 点引起主轴前端 c 点的挠度 23223 ( ) ( ) ()63 c s p c B As c c l s c l s l c s m E I C l C l (4式中 E抗拉弹性模量，钢的 52 0E M p a； 为 惯性转矩，对于主轴前端 44446631 0 0 ( 1 ( ) )( 1 ) 100 4 . 1 4 1 06 4 6 4 ； I 为 惯性转矩，对于主轴前端 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 15 44446608 0 ( 1 ( ) )( 1 ) 80 1 . 3 7 1 06 4 6 4 ； 双支撑主轴径向力计算简图 : 图 4轴负载 简化模型 图 4轴组件的计算简图 l = 650s = 188算得 其余各参数定义与之前保持一致。代入计算，得： 2322231 1 6 1 1 6 2 23 ( ) ( )636 3 0 2 3 0 6 3 0 1 5 03 2 3 0 1 5 0 1 5 0 6 3 0 1 5 0 2 3 0 2 3 0 1 5 04 5 9 8 . 6 6 2 . 1 1 0 4 . 1 4 1 0 3 2 . 1 1 0 1 . 3 7 1 0 2 0 6 6 . 7 6 3 0 3 6 6 . 3 6 6 300 . 0 5 7 8 4c s As c c l s c l s l c s E I C l C 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 16 其方向如图 4示，沿 P 方向， a r c t a n ( / ) a r c t a n (1 / 0 . 5 8 2 ) 5 9 . 8 ( d e g )P z 其余各参数代入，得 23223 ( ) ( ) 0 . 0 2 8 1 ( )63 c s p c B As c c l s c l s l c s m E I C l C 计算力偶矩 M 作用在主轴前端 C 产生的挠度 ()63 c B Ac l c l c m E I C l C l (4代入数据得 2 6226 8 2 8 0 6 8 ( 2 8 0 6 8 ) 6 81 2 3 . 6 2 . 5 0 1 0 ( )63 c B Ay m E I C l C 计算驱动力 Q 作用在两支承之间时，主轴前端 c 点的挠度2 ) ( ) ( ) ( ) ()6 c m Q c l b l b l c l b b m l C l C l (4代入式（ 4得 = 03） 主轴前端 c 点的综合挠度 水平坐标轴 H 上的分量代数和为： 3c o s 7 5 . 8 2 c o s 1 5 4 . c o s 1 8 02 8 7 . 3 9 1 0 m m y c s p c m Q my 标 轴 V 上 的分量代数和为： s i n 7 5 . 8 2 s i n 1 s i n 1 8 05 4 . 2 8 0 . 0 2 7 m m c z c s p c m cQ y y y 综合 挠度 为： 22c c y c zy y y m m (4购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 17 （ 4 代入 2327 . 3 9 1 0 0 . 0 2 7 0 . 0 2 8 cy m m 由综合挠度，可见0故主轴通过校核。 动轴 的弯曲刚度验算 （ 1） 齿轮驱动力 Q 的确定 齿轮传动轴同时受输入扭矩的齿轮驱动力齿轮为直齿圆柱齿轮，其啮合角 20，齿面摩擦角 时，其弯曲载荷 72 . 1 2 1 0 ( N )Nm z 其中： N 该齿轮传递的全功率 (，取 N = 4 ,该齿轮的模数 (和齿数； n 该传动轴的计算工况转速 (r/，（ aj n n 或aj n n ）； 该轴输入扭矩的齿轮计算转速 (r/； 该轴输出扭矩的齿轮计算转速 (r/。 （ 2） 变形量允许值的确定 齿轮传动轴的抗弯刚度验算，包括轴的最大挠度，滚动轴承处及齿轮安装处的倾角验算。其值均应小于允许变形量0 。 允许变形量可由参考文献 3表 得： y = (m = (3 = ，取y = ， = （ 3）传动轴 的载荷分析 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 18 （ 4 （ 4 图 4动轴 荷分布 从齿轮实现变速的传动轴上，每个齿轮在轴上的工作位置不同，使轴产生的最大挠度点不同 ，为了计算上的简便，可以近似地以该轴的中点挠度代替最大挠度，其最大误差不超过 3%。 两支承的齿轮传动轴， 其中点挠度 为 3 2 34( 0 . 7 5 )1 7 1 . 3 9 ( m m ) l N x m z n 其中： l 两支承间的跨距 (， l = 358 D 该轴的平均直径 (， D = 40 /ix a l 齿轮； 输入扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度 (； 输出扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度 (； 其余各符号定义与前文一致。 可以得到， 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 19 36 = 74358 = 48 = 110358 = 42 = 136358 = 40 = 114358 = 21 = 84358 = 以得到 36 = 583 4(04 6300= 05 48 = 583 4(04 6300= 04 42 = 583 4(04 6300= 03 40 = 583 4(04 6300= 04 21 = 583 4(04 6300= 05 故 42、 40引起的中点挠度最大，在计算合成挠度时使用420时轴 转速为 300/。 由参考文献 2，中点的合成挠度 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 20 （ 4 （ 4 （ 4 = 2 +2 2 其中： 被验算轴的中点合成挠度 (； 在横截面上，被验算的轴与其前、后传动轴连心线的夹角 () ； 驱动力 阻力 横截面上，两向量合成时的夹角() 。 ) )2 ( ( 可以得到 2 ( ) 1 8 0 2 ( 2 0 5 . 7 2 ) 1 2 8 . 5 6 可以得到 =(03)2 +(04)2 203 04 =06综合挠度，可见 足要求。 由参考文献 2，传动轴在支承点 A、 B 处的倾角A、B3 ( r a d ) 可以得到， = = 30638 = 07 可见 ，满足要求，故不用计算传动轴在齿轮处的倾角。综上，传动轴 通过校核。 齿圆柱 齿轮 的应力计算 在验算变速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大的，购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 21 （ 4 （ 4 （ 4 齿数最小的齿轮进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动齿轮主要验算接触应力，对低速传动齿轮主要验算弯曲应力。此处验算选择 19 75 齿轮。 由参考文献 2式（ 9）和式（ 10） ，齿 面接触应力 3 1 2 3 8 8 1 0 M p a K NZ m u B 齿根弯曲应力 5 1 2 3 1 1 0 M p K NZ m B Y 其中
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