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机械机床主轴箱课程设计带CAD图纸,机械,机床,主轴,课程设计,cad,图纸
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金属切削机床课程设计 CA6140型车床一、设计目的通过机床主运动机械变速传动系统得结构设计，在拟定传动和变速的结构方案过程中，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，并具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。二、设计步骤1.运动设计1.1已知条件1确定转速范围：主轴最小转速。2确定公比：3转速级数：1.2结构分析式 3 从电动机到主轴主要为降速传动，若使传动副较多的传动组放在较接近电动机处可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，节省材料，也就是满足传动副前多后少的原则，因此取方案。在降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比 ；在升速时为防止产生过大的噪音和震动常限制最大转速比。在主传动链任一传动组的最大变速范围。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小， 根据中间传动轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下：检查传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组： 其中， 所以 ，合适。1.3 绘制转速图选择电动机一般车床若无特殊要求，多采用Y系列封闭式三相异步电动机，根据原则条件选择Y-132M-4型Y系列笼式三相异步电动机。分配总降速传动比 总降速传动比 又电动机转速不符合转速数列标准，因而增加一定比传动副。3确定传动轴轴数 传动轴轴数 = 变速组数 + 定比传动副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。确定各级转速并绘制转速图 由 z = 12确定各级转速：1400、1000、710、500、355、250、180、125、90、63、45、31.5r/min。在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按传动顺序依次设为、。与、与、与轴之间的传动组分别设为a、b、c。现由（主轴）开始，确定、轴的转速： 先来确定轴的转速传动组c 的变速范围为，结合结构式，轴的转速只有一和可能：125、180、250、355、500、710r/min。 确定轴的转速传动组b的级比指数为3，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致传动比太小，可取 ，轴的转速确定为：355、500、710r/min。确定轴的转速对于轴，其级比指数为1,可取 ，确定轴转速为710r/min。由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比。下面画出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）。5确定各变速组传动副齿数 传动组a:查表8-1, ，时：57、60、63、66、69、72、75、78时：58、60、63、65、67、68、70、72、73、77时：58、60、62、64、66、68、70、72、74、76可取72,于是可得轴齿轮齿数分别为：24、30、36。于是，可得轴上的三联齿轮齿数分别为：48、42、36。传动组b:查表8-1, ，时：69、72、73、76、77、80、81、84、87时：70、72、74、76、78、80、82、84、86可取 84，于是可得轴上两联齿轮的齿数分别为：22、42。于是 ，得轴上两齿轮的齿数分别为：62、42。传动组c:查表8-1,时：84、85、89、90、94、95时： 72、75、78、81、84、87、89、90可取 90.为降速传动，取轴齿轮齿数为18；为升速传动，取轴齿轮齿数为30。于是得,得轴两联动齿轮的齿数分别为18，60；得轴两齿轮齿数分别为72，30。1.4 绘制传动系统图根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图：2.动力设计2.1 确定各轴转速 确定主轴计算转速：主轴的计算转速为图表 1各传动轴的计算转速： 轴可从主轴90r/min按72/18的传动副找上去，轴的计算转速125r/min；轴的计算转速为355r/min；轴的计算转速为710r/min。3各齿轮的计算转速 传动组c中，18/72只需计算z = 18 的齿轮，计算转速为355r/min；60/30只需计算z = 30的齿轮，计算转速为250r/min；传动组b计算z = 22的齿轮，计算转速为355r/min；传动组a应计算z = 24的齿轮，计算转速为710r/min。4核算主轴转速误差 所以合适。2.2 带传动设计电动机转速n=1440r/min,传递功率P=7.5KW,传动比i=2.03，两班制，一天运转16.1小时，工作年数10年。确定计算功率 取1.1，则选取V带型 根据小带轮的转速和计算功率，选B型带。确定带轮直径和验算带速 查表小带轮基准直径, 验算带速成 其中 -小带轮转速，r/min； -小带轮直径，mm； ，合适。4确定带传动的中心距和带的基准长度 设中心距为,则 055（）a2（） 于是 208.45a758,初取中心距为400mm。 带长 查表取相近的基准长度，。 带传动实际中心距5验算小带轮的包角 一般小带轮的包角不应小于。 。合适。6确定带的根数 其中： -时传递功率的增量； -按小轮包角，查得的包角系数； -长度系数； 为避免V型带工作时各根带受力严重不均匀，限制根数不大于10。 7计算带的张紧力 其中： -带的传动功率,KW； v-带速,m/s； q-每米带的质量，kg/m；取q=0.17kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。 8计算作用在轴上的压轴力 2.3 各传动组齿轮模数的确定和校核模数的确定：a传动组：分别计算各齿轮模数先计算24齿齿轮的模数：其中: -公比 ； = 2； -电动机功率； = 7.5KW； -齿宽系数； -齿轮传动许允应力; -计算齿轮计算转速。 ， 取= 600MPa,安全系数S = 1。 由应力循环次数选取 ，取S=1，。 取m = 4mm。 按齿数30的计算，可取m = 4mm； 按齿数36的计算，, 可取m = 4mm。 于是传动组a的齿轮模数取m = 4mm，b = 32mm。 轴上齿轮的直径： 。 轴上三联齿轮的直径分别为： b传动组： 确定轴上另两联齿轮的模数。 按22齿数的齿轮计算： 可得m = 4.8mm； 取m = 5mm。 按42齿数的齿轮计算： 可得m = 3.55mm； 于是轴两联齿轮的模数统一取为m = 5mm。于是轴两联齿轮的直径分别为： 轴上与轴两联齿轮啮合的两齿轮直径分别为： c传动组： 取m = 5mm。轴上两联动齿轮的直径分别为： 轴四上两齿轮的直径分别为： 3. 齿轮强度校核：计算公式3.1校核a传动组齿轮校核齿数为24的即可，确定各项参数 P=8.25KW,n=710r/min,确定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称 ,查机械设计得确定齿间载荷分配系数: 由机械设计查得确定动载系数: 查表 10-5 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合适。3.2 校核b传动组齿轮校核齿数为22的即可，确定各项参数 P=8.25KW,n=355r/min,确定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称 ,查机械设计得确定齿间载荷分配系数: 由机械设计查得确定动载系数: 查表 10-5 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合适。3.3校核c传动组齿轮校核齿数为18的即可，确定各项参数 P=8.25KW,n=355r/min,确定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称,查机械设计得确定齿间载荷分配系数: 由机械设计查得确定动载系数: 查表 10-5 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合适。4. 主轴挠度的校核4.1 确定各轴最小直径1轴的直径：2轴的直径：3轴的直径：4主轴的直径：4.2轴的校核轴的校核：通过受力分析，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核 。轴、轴的校核同上。5. 主轴最佳跨距的确定400mm车床，P=7.5KW.5.1 选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距前轴颈应为75-100mm,初选=100mm,后轴颈取,前轴承为NN3020K,后轴承为NN3016K,根据结构,定悬伸长度5.2 求轴承刚度考虑机械效率主轴最大输出转距床身上最大加工直径约为最大回转直径的60%,取50%即200,故半径为0.1.切削力 背向力 故总的作用力 次力作用于顶在顶尖间的工件上主轴尾架各承受一半,故主轴轴端受力为 先假设 前后支撑分别为根据 。6. 各传动轴支承处轴承的选择 主轴 前支承：NN3020K;中支承：N219E;后支承：NN3016K 轴 前支承：30207;后支承：30207 轴 前支承：30207;中支承：NN3009;后支承：30207 轴 前支承：30208;后支承：302087. 主轴刚度的校核7.1 主轴图:7.2 计算跨距前支承为双列圆柱滚子轴承，后支承为双列圆柱滚子轴承当量外径主轴刚度：由于故根据式（10-8）对于机床的刚度要求，取阻尼比当v=50m/min,s=0.1mm/r时,取 计算 可以看出，该机床主轴是合格的.三、总结 金属切削机床的课程设计任务完成了，虽然设计的过程比较繁琐，而且刚开始还有些不知所措，但是在同学们的共同努力下，再加上老师的悉心指导，我终于顺利地完成了这次设计任务。本次设计巩固和深化了课堂理论教学的内容，锻炼和培养了我综合运用所学过的知识和理论的能力，是我独立分析、解决问题的能力得到了强化.四、参考文献1工程学院机械制造教研室 主编.金属切削机床指导书.2濮良贵 纪名刚主编.机械设计(第七版).北京:高等教育出版社,2001年6月 3毛谦德 李振清主编.袖珍机械设计师手册第二版.机械工业出版社,2002年5月4减速器实用技术手册编辑委员会编.减速器实用技术手册.北京:机械工业出版社,1992年5戴曙 主编.金属切削机床.北京:机械工业出版社,2005年1月6机床设计手册编写组 主编.机床设计手册.北京:机械工业出版社,1980年8月7华东纺织工学院 哈尔滨工业大学 天津大学主编.机床设计图册.上海:上海科学技术出版社,1979年6月（以上看不见的 鼠标右键题注就可以了！）- 18 -金属切削机床课程设计说明书目录一、设计目的-1-二、设计步骤-1-1.运动设计-1-1.1已知条件-1-1.2结构分析式-1-1.3 绘制转速图-2-1.4 绘制传动系统图-5-2.动力设计-5-2.1 确定各轴转速-5-2.2 带传动设计-6-2.3 各传动组齿轮模数的确定和校核-7-3. 齿轮强度校核-9-3.1校核a传动组齿轮-9-3.2 校核b传动组齿轮-10-3.3校核c传动组齿轮-11-4. 主轴挠度的校核-13-4.1 确定各轴最小直径-13-4.2轴的校核-13-5. 主轴最佳跨距的确定-14-5.1 选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距-14-5.2 求轴承刚度-14-6. 各传动轴支承处轴承的选择-15-7. 主轴刚度的校核-15-7.1 主轴图-15-7.2 计算跨距-16-三、总结-17-四、参考文献-18-151 机床主要技术参数：（1） 尺寸参数：床身上最大回转直径： 400mm刀架上的最大回转直径： 200mm主轴通孔直径： 40mm主轴前锥孔： 莫式6号最大加工工件长度： 1000mm（2） 运动参数：根据工况，确定主轴最高转速有采用YT15硬质合金刀车削碳钢工件获得，主轴最低转速有采用W16Cr4V高速钢刀车削铸铁件获得。 nmax=图表 1= 25r/min nmin= =1120r/min 根据标准数列数值表，选择机床的最高转速为1120/min，最低转速为25/min 公比取1.41，转速级数Z=12。 （3） 动力参数：电动机功率4KW 选用Y112M-4型电动机2 确定结构方案：（1） 主轴传动系统采用V带、齿轮传动；（2） 传动形式采用集中式传动；（3） 主轴换向制动采用双向片式摩擦离合器和带式制动器；（4） 变速系统采用多联滑移齿轮变速。3 主传动系统运动设计：（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： A12=3*4 B. 12=4*3 C。12=3*2*2 D12=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D2） 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： A12=21*32*26 B。12=21*34*22 C12 =23*31*26 D。12=26*31*23 E22*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：图表 2 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。 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，则可解决上述存在的问题（见图1c）。其结构网如图2所示。图表 3（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R2 = =8，符合设计原则要求。2） 分配降速比：该车床主轴传动系统共设有四个传动组，其中有一个是带传动。根据降速比分配应“前慢后快”的原则及摩擦离合器的工作速度要求，确定各传动组最小传动比。U=图表 4 = = = 3） 绘制转速图：（见附图1）（3） 确定齿轮齿数：利用查表法求出各传动组齿轮齿数如下表：变速组第一变速组第二变速组第三变速组齿数和7272106齿轮z1z2z3z4z5z6z7z8z9z10z11z12z13z14齿数2448423019532448304218726030传动过程中，会采用三联滑移齿轮，为避免齿轮滑移中的干涉，三联滑移齿轮中最大和次大齿轮之间的齿数差应大于4。所选齿轮的齿数符合设计要求。（4） 验算主轴转速误差： 主轴各级实际转速值用下式计算： n = nE*图表 5(1-)u1 u2 u3 式中 u1 u2 u3 分别为第一、第二、第三变速组齿轮传动比。 取0.05 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 = | |10（-1）%其中主轴标准转速转速误差表主轴转速n1n2n3n4n5n6标准转速26.537.55375106150实际转速27.337.7553.9375.78105.7151转速误差%3.00.71.81.00.30.67主轴转速n7n8n9n10n11n12标准转速2123004256008501180实际转速216.53302431.43606.3845.61208转速误差%2.10.671.51.10.52.3 转速误差满足要求。（5） 绘制传动系统图：（见附图2） 4 估算传动件参数，确定其结构尺寸：（1） 确定传动件计算转速：1） 主轴：主轴计算转速是第一个三分之一转速范围内的最高一级转速，即nj = nmin图表 6=74.3r/min 即n4=75r/min;2） 各传动轴： 轴可从主轴为75r/min按72/18的传动副找上去，似应为300r/min。但是由于轴上的最低转速106r/min经传动组C可使主轴得到26.5r/min和212r/min两种转速。212r/min要传递全部功率，所以轴的计算转速应为106r/min。轴的计算转速可按传动副B推上去，得300r/min。3） 各齿轮：传动组C中，18/72只需计算z =18 的齿轮，计算转速为300r/min；60/30的只需计算z = 30 的齿轮，计算转速为212r/min。这两个齿轮哪个的应力更大一些，较难判断。同时计算，选择模数较大的作为传动组C齿轮的模数。传动组B中应计算z =19的齿轮，计算转速为300r/min。传动组A中，应计算z = 24的齿轮，计算转速为600r/min。（2） 确定主轴支承轴颈直径：参考金属切削机床课程设计指导书表2，取通用机床钢质主轴前轴颈直径D1 = 80mm，后轴颈直径D2 = （0.70.85）D1，取D2 = 65 mm，主轴内孔直径d = 0.1 Dmax 10 mm ，其中Dmax为最大加工直径。取d = 40mm。（3） 估算传动轴直径：（忽略各传动功率损失）按扭转刚度初步计算传动轴直径： d = 图表 7式中d 传动轴直径； N 该轴传递功率（KW）； 该轴计算转速（r/min）； 该轴每米长度允许扭转角这些轴都是一般传动轴，取=10/m。 代入以上计算转速的值，计算各传动轴的直径： 轴：d1 = 26mm； 轴：d2 = 31mm； 轴：d3 = 40mm；（4） 估算传动齿模数：（忽略各传动功率损失）参考金属切削机床课程设计指导书中齿轮模数的初步计算公式初定齿轮的模数： m = 32 式中 N 该齿轮传递的功率（KW）； Z 所算齿轮的齿数； 该齿轮的计算转速（r/min）。同一变速组中的齿轮取同一模数，故取（）最小的齿轮进行计算，然后取标准模数值作为该变速组齿轮的模数。 传动组C中：m = 2.9 mm ,取标准模数m=3 mm； 传动组B中：m = 2.8 mm，取标准模数m=3 mm； 传动组A中：m = 2.1mm，取标准模数m=2.5 mm。（5） 离合器的选择与计算：1） 确定摩擦片的径向尺寸：摩擦片的外径尺寸受到外形轮廓的限制，内径又由安装它的轴径d来决定，而内外径的尺寸决定着内外摩擦片的环形接触面积的大小，直接影响离合器的结构与性能。表示这一特性系数是外片内径D1与内片外径D2之比，即一般外摩擦片的内径可取：D1=d+(26)=26+6=32mm;机床上采用的摩擦片值可在0.570.77范围内，此处取=0.6，则内摩擦片外径D2图表 8=53.3mm。2） 按扭矩确定摩擦离合面的数目Z：Z其中T为离合器的扭矩 T=955*104=955*104*=5.1*104Nmm； K安全系数，此处取为1.3； P摩擦片许用比压，取为1.2MPa； f摩擦系数，查得f=0.08； S内外片环行接触面积，S（D22 D12）=1426.98mm2; 诱导摩擦半径，假设摩擦表面压力均匀分布，则=21.77mm；KV速度修正系数，根据平均圆周速度查表取为1.3；结合次数修正系数，查表为1.35；摩擦结合面数修正系数， 查表取为1；将以上数据代入公式计算得Z12.67圆整为整偶数14，离合器内外摩擦片总数i=Z+1=15。3） 计算摩擦离合器的轴向压力Q： Q=SPKV =1426.98*1.2*1.3 = 2226.1（N）4） 摩擦片厚度b = 1，1.5，1.75，2毫米，一般随摩擦面中径增大而加大。内外片分离时的最小间隙为（0.20.4）mm。5） 反转时摩擦片数的确定：普通车床主轴反转时一般不切削，故反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗确定。普通车床主轴高速空转功率Pk一般为额定功率Pd的2040%，取Pk = 0.4Pd，计算反转静扭矩为Pk = 1.6KW，代入公式计算出Z5.1，圆整为整偶数6，离合器内外摩擦片总数为7。（6） 普通V带的选择与计算：1） 确定计算功率Pc ,选择胶带型号： Pc = KAP 式中 P 额定功率（KW）； KA 工作情况系数，此处取为1.2。 带入数据计算得PC = 4.8 （KW），根据计算功率PC和小轮转数n1,即可从三角胶带选型图上选择胶带的型号。此次设计选择的为A型胶带。2） 选取带轮节圆直径、验算带速：为了使带的弯曲应力b1不致过大， 应使小轮直径d1dmin, d1也不要过大，否则外轮廓尺寸太大。此次设计选择d1 = 140mm。大轮直径d2 由计算按带轮直径系列圆整为315mm。验算带速，一般应使带速v在525m/s的范围内。 v=图表 9=10.5m/s，符合设计要求。3） 确定中心距a、带长L、验算包角：中心距过大回引起带的颤动，过小则单位时间内带的应力循环次数过多，疲劳寿命降低；包角减小，带的传动能力降低。一般按照下式初定中心距a0 0.75(d1+d2)a02(d1+d2),此次设计定为450mm。由几何关系按下式初定带长L0: L02 a0+0.5 (d1+d2)+ (mm) 按相关资料选择与L0较接近的节线长度LP 按下式计算所需中心距， aa0+ 考虑安装、调整和补偿初拉力的需要，中心距a的变动范围为 （a-0.015 a+0.03） 由以上计算得中心距a = 434.14mm，带长为1600mm。验算包角：= 1800-图表 10*57.30 = 156.91200，符合设计要求. 4） 计算胶带的弯曲次数u ： u=s-140s-1 式中：m 带轮的个数； 代入相关的数据计算得：u = 13.125s-140s-1 符合设计要求。5） 确定三角胶带的根数Z：根据计算功率PC和许用功率P0，可求得胶带根数Z， 带入各参数值计算，圆整结果为3，即需用3根胶带。6） 确定初拉力F0和对轴的压力Q：查机床课程设计指导书表15知，A型胶带的初拉力 F0 的范围为100150N ,此处确定为120 N。作用在轴上的压力Q = 2 F0zsin图表 11=705.4N。5 结构设计：（1） 带轮设计：根据V带计算，选用3根A型V带。由于轴安装摩擦离合器及传动齿轮，为了改善它们的工作条件，保证加工精度，采用卸荷式带轮结构。（2） 主轴换向与制动机构设计： 本机床是适用于机械加工车间和维修车间的普通车床。主轴换向比较频繁，才用双向片式摩擦离合器。这种离合器由内摩擦片、外摩擦片、止推片、压块和空套齿轮组成。离合器左右两部门结构是相同的。左离合器传动主轴正转，用于切削加工。需要传递的转矩较大，片数较多。右离合器用来传动主轴反转，主要用于退回，片数较少。这种离合器的工作原理是，内摩擦片的花键孔装在轴的花键上，随轴旋转。外摩擦片的孔为圆孔，直径略大于花键外径。外圆上有4个凸起，嵌在空套齿轮的缺口之中。内外摩擦片相间安装。用杆通过销向左推动压块时，将内片与外片相互压紧。轴的转矩便通过摩擦片间的摩擦力矩传递给齿轮，使主轴正传。同理，当压块向右时，使主轴反转。压块处于中间位置时，左、右离合器都脱开，轴以后的各轴停转。 制动器安装在轴，在离合器脱开时制动主轴，以缩短辅助时间。此次设计采用带式制动器。该制动器制动盘是一个钢制圆盘，与轴用花键联接，周边围着制动带。制动带是一条刚带，内侧有一层酚醛石棉以增加摩擦。制动带的一端与杠杆连接。另一端与箱体连接。为了操纵方便并保证离合器与制动器的联锁运动，采用一个操纵手柄控制。当离合器脱开时，齿条处于中间位置，将制动带拉紧。齿条轴凸起的左、右边都是凹槽。左、右离合器中任一个结合时，杠杆都按顺时针方向摆动，使制动带放松。（3） 齿轮块设计：机床的变速系统采用了滑移齿轮变速机构。根据各传动轴的工作特点，基本组、第一扩大组以及第二扩大组的滑移齿轮均采用了整体式滑移齿轮。所有滑移齿轮与传动轴间均采用花键联接。从工艺角度考虑，其他固定齿轮（主轴上的齿轮除外）也采用花键联接。由于主轴直径较大，为了降低加工成本而采用了单键联接。各轴采用的花键分别为：轴：623266 轴：626306 轴：836407轴间传动齿轮精度为8778b，轴间齿轮精度为7667b。（4） 轴承的选择：为了方便安装，轴上传动件的外径均小于箱体左侧支承孔直径，均采用深沟球轴承。为了便于装配和轴承间隙调整，、轴均采用圆锥滚子轴承。滚动轴承均采用E级精度。（5） 主轴组件：本车床为普通精度级的轻型机床，为了简化结构、主轴采用了轴向后端定位的两支承主轴组件。前支承采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用角接触球轴承和单向推力球轴承。为了保证主轴的回转精度，主轴前后轴承均采用压块式防松螺母调整轴承的间隙。主轴前端采用短圆锥定心结构型式。前轴承为C级精度，后轴承为D级精度（6） 润滑系统设计：主轴箱内采用飞溅式润滑，油面高度为65mm左右，甩油环浸油深度为10mm左右。润滑油型号为：IIJ30。卸荷皮带轮轴承采用脂润滑方式。润滑脂型号为：钙质润滑脂。（7） 密封装置设计： 轴轴颈较小，线速度较低，为了保证密封效果，采用皮碗式接触密封。而主轴直径大、线速度较高，则采用了非接触式密封。卸荷皮带轮的润滑采用毛毡式密封，以防止外界杂物进入。 6 传动件验算： （1）轴的强度验算 由于机床主轴箱中各轴的应力都比较小，验算时，通常用复合应力公式进行计算： Rb = 图表 12Rb MPa Rb 许用应力，考虑应力集中和载荷循环特性等因素。 W 轴的危险断面的抗弯断面系数； 花键轴的抗弯断面系数W = + 其中 d 花键轴内径； D 花键轴外径； b 花键轴键宽； z 花键轴的键数。 T 在危险断面上的最大扭矩 T = 955*104 N 该轴传递的最大功率； 该轴的计算转速； M 该轴上的主动被动轮的圆周力、径向力所引起的最大弯矩。 齿轮的圆周力：Pt = 2T/D,D为齿轮节圆直径。 直齿圆柱齿轮的径向力Pr = 0.5 Pt. 求得齿轮的作用力，即可计算轴承处的支承反力，由此得到最大弯矩。 对于轴、，由表29得Rb = 70MPa； 对于轴 ，Rb = 65MPa 由上述计算公式可计算出： 轴，Rb=53.6MPaRb； 轴，Rb=48.3MPaRb； 轴，Rb=61.1MPaRb。 故传动轴的强度校验符合设计要求 （2）验算花键键侧压应力 花键键侧工作表面的挤压应力为： 图表 13 MPa 式中： 花键传递的最大扭矩； D、d 花键的外径和内径； z 花键的齿数； 载荷分布不均匀系数，通常取为0.75。 使用上述公式对三传动轴上的花键校核，结果符合设计要求。 （3）滚动轴承验算： 机床的一般传动轴用的滚动轴承，主要是由于疲劳破坏而失效，故应对轴承进行疲劳寿命验算。下面对按轴颈尺寸及工作状况选定的滚动轴承型号进行寿命验算： Lh=500T 式中，Lh 额定寿命； C 滚动轴承尺寸表所示的额定动负荷N； 速度系数， = ； 工作情况系数；由表36可取为1.1； 寿命系数，对于球轴承：= 3 ；对于滚子轴承：=10/3； 轴承的计算转速，为各轴的计算转速； Ks 寿命系数，不考虑交变载荷对材料的强化影响时：Ks = KNKnKT； KN 功率利用系数，查表为0.58； Kn 转速变化系数；查表37得0.82；KT 工作期限系数，按前面的工作期限系数计算；Kl 齿轮轮换工作系数，可由表38查得；P 当量动载荷N ; 使用上述公式对各轴承进行寿命校核，所选轴承均符合设计要求。（4）直齿圆柱齿轮的强度计算： 在验算主轴箱中的齿轮强度时，选择相同模数中承受载荷最大的、齿数最小的齿轮进行接触和弯曲疲劳强度验算。一般对高速传动齿轮主要验算接触疲劳强度，对低速传动齿轮主要验算弯曲疲劳强度。 根据以上分析，现在对轴上齿数为24的齿轮验算接触疲劳强度，对轴上齿数为30的齿轮验算弯曲疲劳强度。 对于齿数为24的齿轮按接触疲劳强度计算齿轮模数mj： mj = 16338*mm 式中：N 传递的额定功率KW（此处忽略齿轮的传递效率）； 计算转速； 齿宽系数 ，此处值为6 ； z1 为齿轮齿数； i 大齿轮与小齿轮齿数之比，“+”用于外啮合，“”用于内啮合，此处为外啮合，故取“+”; 寿命系数： = KTK nKNKq KT 工作期限系数： KT = T 齿轮在机床工作期限内的总工作时间，同一变速组内的齿轮总工作时间近似的为Ts / P,P为该变速组的传动副数；查机床课程设计指导书表17得Ts = 18000，故得T = 9000h； n1 齿轮的最低转速，此处为600r/min； c0 基准循环次数，由表16得c0 = ； m 疲劳曲线指数，由表16 得m = 3； K n 转速变化系数，由表19得K n = 0.71； KN 功率利用系数，由表18得KN = 0.58； Kq 材料强化系数，由表20得Kq = 0.64； Kc 工作状况系数，考虑载荷冲击的影响，取Kc = 1.2； Kd 动载荷系数，由表23得 = 1.2； Kb 齿向载荷分布系数，由表24得Kb = 1 ； 许用接触应力，由表26得 = 1100MPa； 代入以上各数据计算得 mj = 2.0mm ,故所选模数2.5 mm 满足设计要求。 对于齿数为30的齿轮按弯曲疲劳强度计算齿轮模数mw mw = 267 其中 Y 齿形系数，从表25查得0.444； 许用弯曲应力，由表26得 = 320； 其余各参数意义同上，代入数据计算得 mw =2.79，所选模数为3，符合设计要求。用相同方法验算其他齿轮均符合设计要求。 机械系统设计课程设计指导书机械教研室机械系统设计课程设计指导书(1)车床主轴箱设计车床主轴箱设计一、课程设计的目的1、 课程设计属于机械系统设计课的延续，通过设计实践，进一步学习掌握机械系统设计的一般方法。 2、 培养综合运用机械制图、机械设计基础、精度设计、金属工艺学、材料热处理及结构工艺等相关知识，进行工程设计的能力。3、 培养使用手册、图册、有关资料及设计标准规范的能力。4、 提高技术总结及编制技术文件的能力。5、 是毕业设计教学环节实施的技术准备。二、设计内容与基本要求 设计内容：独立完成变速级数为6-12级的机床主传动系统主轴变速箱设计，包括车削左右螺纹的换向机构及与进给联系的输出轴。基本要求：1、 课程设计必须独立的进行，每人必须完成展开图、截面图图样设计各一张，能够较清楚地表达各轴和传动件的空间位置及有关结构。2、 根据设计任务书要求，合理的确定尺寸、运动及动力等有关参数。3、 正确利用结构式、转速图等设计工具，认真进行方案分析。4、 正确的运用手册、标准，设计图样必须符合国家标准规定。说 明书力求用工程术语，文字通顺简练，字迹工整。5、 完成典型零件工作图图样设计2 张。三、设计步骤 方案确定1、 确定有关尺寸参数、运动参数及动力参数。2、 据所求得的有关运动参数及给定的公比，写出结构式，校验转速范围，绘制转速图。3、 确定各变速组传动副的传动比值，定齿轮齿数、带轮直径，校验三联滑移齿轮齿顶是否相碰，校验各级转速的转速误差。4、 绘制传动系统图。结构设计1、 草图设计估计各轴及齿轮尺寸，确定视图比例，确定展开图及截面图的总体布局；据各轴的受力条件，初选轴承，在有关支撑部位画出轴承轮廓。并检验各传动件运动过程中是否干涉。2、 结构图设计确定齿轮、轴承及轴的固定方式；确定润滑、密封及轴承的调整方式；确定主轴头部形状及尺寸，完成展开图及截面图的绘制。3、 加黑，注尺寸、公差配合，标注件号，填写明细表及装配图技术要求。零件图设计编写设计计算说明书四、基本参数确定1、 基本参数主参数D床身上最大加工直径（mm）刀架上最大工件回转直径 (D800mm时) 或通过主轴孔最大奉料直径 床身宽度 通用机床主轴短部结构形状序号简 图结 构 特 点应用范围1前端短锥面定位，定心精度高；法兰上的螺孔用于紧固卡盘，并有一沉孔，以安装端而键传递转矩。内孔为莫氏内锥孔，用以安装顶尖、心轴等；头部悬伸较短，刚性好；装卸卡盘方便大多数车床、六角车床、多刀车床的主轴2a,b为定位面，与卡盘配合有间隙，定位面易磨损，定心精度低；螺纹用于锁紧卡盘，内锥孔用于安装顶尖、心轴和弹簧夹头等；轴端悬伸长，刚性差；装拆卡盘较方便车床、仪表机床（在新设计的机床上已逐渐淘汰）3长锥为定位面，定心精度高；与卡盘连接时用套在主轴上的螺母拉紧，长锥上的键用以传递扭矩；轴端悬伸较长，刚性较差；装拆卡盘较方便车床47：24锥孔作定位面，供安装铣刀或铣刀心轴的尾椎，再用拉杆从主轴后端拉紧，四个螺孔供安装端铣刀用，两个长槽供安装端面键以传递扭矩铣床5图表 1模氏锥孔作定位面并传递一定的转矩，锥孔内部的退锥槽，借助楔铁使刀具安装可靠，尾部的退锥槽便于拆卸刀具，并与刀具扁尾一起传递扭矩。钻床、镗床2、 尺寸参数机床主轴端部结构形状：主轴中心孔前段锥度，摩氏3-6度。为装配方便，车床主轴直径通常是从前向后逐段递减。一般车、铣床主轴后轴颈的直径，为前轴颈尺寸。主轴前轴颈尺寸应按所传递的功率确定，初选时可参照下表初定。 主轴前轴径的直径 mm 功率KW Di机床 1.47-2.52.6-3.63.7-5.55.6-7.37.4-1111-14.714.8-18.418.5-2222-29.5卧式车床60-8070-9070-10595-130110-145140-165150-190220230铣床50-9060-9060-9575-10090-105100-115-外圆磨床-50-9055-7070-8075-9075-10090-100105105主轴前端面到前支撑径向支反力作用点之间的距离为主轴悬伸量，减小悬伸量对提高主轴组件的刚度与抗振性有明显效果。主轴悬伸量的选择，可参照下表确定。主轴悬申量与前轴颈直径之比机床和主轴的类型/D 通用和精密车床，自动车床和短主轴端铣床，用滚动轴承支承，适用于高精度和普通精度要求0.6-1.25中等长度和较长主轴端的车床和铣床，悬申不太长（不是细长）的精密镗床和内圆磨床，用滚动轴承和滑动轴承支撑，适用于绝大部普通生产的要求。1.25-2.5孔加工机床，专用加工细长深孔的机床，由加工技术决定，需要有长的悬伸刀杆或主轴可移动，因切削较重而不适用于有高精度要求的机床。2.5主轴最佳跨距可据下列经验公式初定 式中 L0最佳跨距 a悬伸量（悬伸量大的机床 图表 2若实际跨距L实与最佳跨距L0不能相等时，可取合理跨距。若L实L0时，应适当加强主轴刚度；反之，L实4校验各级转速的转速误差 主轴实际转速（r/min） 主轴标准转速（r/min） 公比绘制传动系统图。六、草图设计 要求绘制展开图、截面图各一张，以表达所设计主轴变速箱的基本结构。两图应并行绘制。其中展开图以将各轴展开到同一平面的展开形势绘制，所表达的是各轴及轴上所有零件的实际形状，及轴向位置及尺寸。截面图则反映各轴的空间关系及经向尺寸。 设计展开图时，应考虑主轴的悬伸量、合理跨距；各传动轴上齿轮宽度、滑移齿轮必须保证一对齿轮彻底脱开、另一对齿轮才能进入啮合、 并留有1-2mm间隙，不相邻轴上的齿轮在滑动中不干涉等需要，轴承布置，皮带轮的位置等因素综合确定轴向尺寸。据各轴的轴间距及传动件径向尺寸，合理的布置展开图的位置。在截面图上须注意，主轴必须在两导轨中央，主轴距导轨面高度应等于主参数之半。带轮一般在主轴箱后上方，要便于防护。布置各传动轴位置时应注意检查不相邻轴之间齿轮或轴是否干涉。运动件与相壁之间距离不小于15mm。结构草图确定后，对有关轴及齿轮进行校验计算。七、结构图设计箱壁各安装轴承处可适当设凸缘，加筋条。主轴箱应留有在床身上安装定位的基准面。主传动系统应设有刹车制动装置，安放位置最好在接近执行件，转速较高且变速范围较小的传动轴上。在向进给系统输出的部位有加工左右螺纹的换向装置，一般采用介轮换向，而且介轮放在反向传动中。主轴轴承可采用滚动轴承，亦可采用滑动轴承，配置形式可以是两支撑，亦可以是三支撑。常见的主轴滚动轴承配置形式及工作性能见表。为提高角接触球轴承的刚度，角接触球轴承的组配形式以背对背使用为好。主轴轴承精度选择：主轴轴承精度机床精度等级前轴承后轴承普通精度级P5或P4（SP）P5或P4（SP）精密级P4（SP）或P2(UP)P4（SP）高精度级P2(UP)P2(UP)常见的主轴滚动轴承配置形式及工作性能表序号轴承配置前支承后支承前支承承载能力刚度振摆温升极限转速热变形前端位移径向轴向径向轴向径向轴向径向轴向径向轴向总的前支承1318210022680003182100-1.01.01.01.01.01.01.01.01.01.02318210080003182100-1.01.00.93.01.01.01.151.2.6533182100-46000-1.00.60.80.71.01.00.60.51.03.047000(30000)-7000-0.81.00.71.01.01.00.8.750.60.852697000-7000-1.51.01.131.01.01.41.40.60.80.8646000-46000-0.70.7.451.01.01.00.70.51.20.8746000-46000-0.71.0.352.01.01.00.70.51.20.88460008000000080000.71.0.351.51.01.01.00.7.750.898400080008400080000.61.01.01.01.01.01.01.00.50.9主轴轴承必须能进行预紧和间隙调整。因机床工作属于轻载，故各轴的轴承通常可按轻系列和特轻系列选择。各轴承及固定的传动件，必须有可靠的轴向定位环节，其方式可采用轴肩、套筒、螺母、螺钉、弹簧卡圈、楔形键块等等。参照有关图册设计。标注尺寸、配合；加黑;编制件号；编制明细表。标注装配技术条件。八、零件工作图设计 由指导教师指定零件，一般设计一个轴一个齿轮。图幅A3.九、撰写设计计算说明书要求：说明简要，计算合理、准确，表达清晰，文字简练通顺。内容：1、设计任务；2、主要规格参数；3、工作性能及范围；4、各有关参数的计算与确定；5、方案论证（可结合结构式及转速图进行）；6、转速图、传动系统图，转速误差计算；7、各轴及齿轮的计算转速;8、有关校验计算；9、轴承选择使用及有关结构说明。十、工作进程安排方案设计：包括参数确定、转速图拟定、传动系统图拟定。 2天 结构草图设计： 3天校验计算： 1天结构设计：包括完善草图，注尺寸、公差配合，加黑，编制件号，明细及技术要求等。 4天零件工作图设计： 1天编写说明书： 2天机动： 1天答辩： 1天十一、课程设计选题 C6125型、C6128型、C6132型、C6136型、C6140型普通车床 在每种型号车床中限定公比=1.41、1.58、1.78和=2的各一种。 为保证顺利地完成设计任务，转速级数均限制在12级以内。 机械系统设计课程设计指导书（2）和 面 机 设 计一、机械系统设计课程设计的目的及内容 1、目的机械系统设计课程设计是专业课最后一个实践性教学环节，是机械零件课程设计的延伸，是机械系统设计的一次全面训练，为毕业设计打下良好基础，其目的是：（1） 联系生产实际，运用所学过的知识，培养独立的分析问题、解决问题的能力。（2） 利用“机械系统设计”、“食品机械”及“机械设计”等前序课的知识，学会并掌握机械系统设计的特点及方法，学会并掌握机械系统设计中“参数设计”、“方案设计”及“结构设计”的方法。（3） 加强机械设计中基本技能的训练。加强计算能力，加强运用有关设计资料、设计手册、标准、规范及经验数据的能力，加强机械绘图的能力。（4） 巩固和加强机械零件的设计及制造工艺方向的知识。2、内容本课程设计的内容，选择具有代表性的中小型和面机作为设计课题。使学生能在比较少的时间内（三周），完成和面机整机设计全部过程的基本训练。（1）参数设计根据课题所确定的和面机种类、用途及生产能力来确定和面机主要构件（例如浆叶、容器）结构形式和尺寸参数、运动参数（例如浆叶转数）及动力参数（电机功率）。（2）方案设计根据和面机主要构件（例如浆叶）的形式、性质及运动参数，拟定整机的机械传动链和传动系统图。计算并确定各级传动的传动比，皮带传动、齿轮传动、蜗杆传动等传动构件的结构参数及尺寸，拟定机器的结构方案图。（3）结构设计根据结构的方案图，在正式图纸上拟定传动构件与执行构件的位置，然后依次进行执行构件及传动系统设计机体，操纵机构设计，密封及润滑的结构设计。二、 基本要求1、 设计题目：（1）和面机生产能力，以每次调和面粉的重量为准。12 /次 、25 /次 、50 /次三种（2）机型：卧式和面机（3）搅拌浆形式：滚笼式、浆叶式、椭圆式、花环式、叶片式五种（4）工艺要求：调和面团分别为：水面团、韧性面团、酥性面团三种（5）根据学生人数，用不同的生产能力，工艺要求及搅拌浆形式不同进行搭配，做到每人一个设计课题，不重复。2、 图样设计要求（1）图量 完成 0 图纸一张，进行和面机总装配图设计。完成 3 号图二张，进行（二个零件的）零件图设计。（2）要求 方案设计必须合理 装配图必须标明机器的全部结构、原理；标明每个机械零件的功能、形状、尺寸、位置及相互联接的方法，相互配合的性质及运动关系。 必须标明所有配合尺寸，定位及联结尺寸、总体尺寸 必须由视图及剖视图组成，视图完整，投影关系准确，线条及画法，尺寸及配合的标注必须符合国家标准，技术条件齐全。 零件图必须标清零件的形状、大小及结构，尺寸精度，表面粗糙度；形状及位置公差，按国家标准绘制，技术条件齐全3、 设计说明书要求。设计说明书是设计的主要依据，内容必须详尽准确，其中包括：（1） 设计题目：和面机的用途、规格（生产能力）（2） 运动参数、动力参数及主要结构尺寸的确定。（3） 整机结构形式、传动方式、传动系统的拟定，进行方案许证，画结构（方案）草图。（4） 机构及主要零部件的设计、选用。（5） 主要零件、部件的强度、刚度设计计算或验算。（6） 操
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