机床课设说明书实例dc.doc

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转速级数：3主电动机率 1.2参数拟定1主轴的极限转速及转速范围的确定=所以 转速范围R=31.47于是可得37.5，53，75，106，150，212，300，425，600，850，1180共11级转速。 1.3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， 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。1.4 绘制转速图选择电动机一般车床若无特殊要求，根据已知条件的功率可选采用Y系列5.5kW功率封闭式三相异步电动机，根据原则条件选择Y-132S-4型Y系列三相异步电动机。分配总降速传动比 总降速传动比 （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。绘制转速图 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：得3根轴的计算转速分别为106,300，1000.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）。 1.5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：81,84、86、87,89、90、,92,93、95时： 82、84、87、88、90,91,92,95,96,99可取 84.为升速传动，取轴齿轮齿数为56；为降速传动，取轴齿轮齿数为22。于是得,得轴两联动齿轮的齿数分别为56,22,得轴两齿轮齿数分别为28，62。1.6 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：主轴的计算转速为各传动轴的计算转速： 轴的计算转速106r/min；轴的计算转速为300r/min；轴的计算转速为600r/min。3各齿轮的计算转速 传动组c中，22/62只需计算z = 22 的齿轮，计算转速为300r/min；传动组b计算z = 22的齿轮，计算转速为300r/min；传动组a应计算z = 24的齿轮，计算转速为600r/min。4核算主轴转速误差 所以符合要求。2.2 带传动设计电动机转速n=1440r/min,传递功率P=5.5KW，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； = 5.5KW； -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m = 2.5mm。 按齿数30的计算，可取m = 2.5mm； 按齿数36的计算，, 可取m = 2.5mm。 于是传动组a的齿轮模数取m = 2.5mm，b = 2.5*8=20mm。 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 = 2.5mm； 按42齿数的齿轮计算： 可得m = 1.8mm； 于是轴两联齿轮的模数统一取为m =2. 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 =3mm。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c校核齿数为22的即可，确定各项参数 P=6.05KW,n=600r/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。62大齿轮疲劳强度验算。大齿轮的齿数为62，模数为3，齿轮精度取为8级。式中: 大齿轮与小齿轮的齿数比材料弹性系数，查表8.5得 节点区域系数，查表8.14得 重合度系数，查表8.15得齿宽系数，大齿轮分度圆直径（）齿宽（），齿轮所受切向力()寿命系数， 许用接触应力, 试验齿轮的齿面接触疲劳极限，由图8.28（g），, 接触强度寿命系数,取 接触强度计算安全系数，取 代入计算得满足设计要求4 主传动系统的结构设计4.1 轴的空间布置轴系布置的一般是先确定主轴在变速箱中的位置，再确定传动主轴的轴以及与主轴上的齿轮有啮合关系的轴，再确定电动机轴或输入轴的位置，最后确定其他各传动轴的位置。1.主轴 1）垂直方向（高度） 2)水平方向图4-5 主轴的空间位置 -主轴中心在尾架导轨中间，也有稍偏向前导轨的，也有偏向后导轨的，为了降低床身导轨的变形，切削力的方向尽可能在前，后导轨之间， 主轴中心越往后越好，但从便于装卸工件，减轻劳动强度角度来讲，主轴中心越往前越好。一般中型车床取在尾架导轨中央或稍偏后，这样，即便于操作，又可使切削力均匀地作用于刀架的两导轨面上，如图4-5所示。2.轴的位置1）轴上往往装有摩擦离合器等机构，这些部件的位置安排 应便于调整。2）摩擦离合器工作时，考虑便于冷却与润滑，离主轴部件要远一些，以减少摩擦发热对主轴部件热变形的影响。3）轴的轴端装有皮带轮，而主轴尾架端外伸，布置轴位置时，必须保证两者不会相互碰撞。综合上述，卧式铣床轴一般多安排在变速箱后壁靠近箱盖处。3中间各传动轴的位置1)装有离合器的轴：要便于装调，维修和润滑。2）装有制动装置的轴：布置在靠近箱盖或 箱壁处。3）与相关部件有联系的轴：铣床主运动与进给运动间的联系是通过变速箱内的进给运动输出轴联系，它应布置在主轴前下方靠近进给箱处。4.2 主轴轴径设计1主要参数的确定（1）主轴前轴颈直径的选取 一般按机床类型、主轴传递的功率或最大加工直径，由参数表选取。铣床当功率为5.5KW时，主轴前轴颈直径约为6095mm，选为65mm。主轴后轴颈直径=0.85=55mm.（2）轴前端悬伸量a的确定 主轴前端悬伸量a是指主轴前端面到前轴承径向反力作用中点（或前径向支承中点）的距离。它主要取决于主轴端部的结构，前支承轴承配置和密封装置的形式和尺寸，有结构设计确定。由于前端悬伸量对主轴部件的刚度、抗振性的影响很大，因此在满足结构要求的前提下，设计时应尽量缩短该悬伸量。此处我们选a为65.（3）轴主要支承间跨距L的确定 合理确定主轴主要支承间的跨距L，是获得主轴部件最大静刚度的重要条件之一。支承跨距过小，主轴的弯曲变形固然较小，但因支承变形引起主轴前端的位移量增大；反之，支承跨距过大，支承变形引起主轴前端的位移量尽管减小了，但主轴的弯曲变形增大，也会引起主轴前轴端较大的位移。因此存在一个最佳跨距，在该跨距时，因主轴弯曲变形和支承变形引起主轴前轴端的总位移量为最小。一般会不断降低，主轴主要支承间的实际跨距L往往大于上述最佳跨距，此处选L=270mm.2主轴的构造主轴的构造和形状主要取决于主轴上所安装的刀具、夹具、传动件、轴承等零件的类型、数量、位置和安装定位方法等。设计时还应考虑主轴加工工艺性和装配工艺性。框架式数控铣床主轴一般为空心阶梯轴，前端径向尺寸大，中间径向尺寸逐渐减小，尾部径向尺寸最小。主轴的前端形式取决于机床类型和安装夹具或刀具的形式。主轴头部的形状和尺寸已经标准化，应遵照标准进行设计。主轴的直径和长度的确定主要是根据轴上零件的装配.轴上主要尺寸已在前面介绍，在确定各轴段长度时，应尽可能使结构紧凑，同时还要保证零件所需的装配或调整空间。轴的各段长度主要是根据各零件与轴配合部分的轴向尺寸和相临零件间必要的空隙来确定的。3轴上零件的定位（1）零件的轴向定位 轴上零件的轴向定位是以轴肩、套筒、轴端挡圈、轴承端盖和圆螺母等来保证。轴肩分为定位轴肩和非定位轴肩，轴肩处易产生应力集中，而且轴肩过多也不利于装配，因此，轴肩定位多用于轴向力较大的场合，套筒定位因为不影响轴的疲劳强度，一般用于轴上两个零件之间的定位。若两零件的间距较大或转速较高时，都不宜采用套筒定位。轴端挡圈适用于固定轴端零件，可以承受较大的轴向力。为了防止轴端挡圈转动造成螺钉松脱，可加圆柱销锁定轴端挡圈。圆螺母定位可承受大的轴向力，但轴上螺纹处有较大的应力集中，故一般用于固定轴端的零件，当轴上零件间距离较大不宜使用套筒定位时，也常采用圆螺母定位。（2）零件的周向定位周向定位的目的是限制轴上零件与轴发生相对转动。常用的周向定位零件有键、花键、销、紧定螺钉以及过盈配合等，其中紧定螺钉只用在传力不大之处。4主轴的校核确定各轴最小直径1轴的直径：，取为32mm。2轴的直径：，取为36.3轴的直径：，取为42.4主轴的直径：，取为60mm.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。1主轴按扭转强度校核这种方法只是按轴所受的扭矩来计算轴的强度；如果轴还受到不大的弯矩时，则用降低需用扭转切应力的办法予以考虑。轴的扭转强度条件为： (4.1) (4.2) (4.3) 需用扭转切应力，单位为。因为=5.5，mm，查表得40 的值为：3555，则0.83,成立。所以此主轴满足扭转强度要求。2 两支承主轴组件的静刚度验算由于主轴上的大齿轮比小齿轮对主轴的刚度影响较大，故仅对大齿轮进行计算。为了计算上的简便，主轴部件前端挠度可将各载荷单独作用下所引起的变形值按线性进行向量迭加，其计算公式为：一、计算切削力作用在点引起主轴前端占的挠度式中：抗拉弹性模量，钢的 为段惯性矩，对于主轴前端，有 为AB段惯性矩，有 代入计算，得二、计算力偶矩作用在主轴前端点产生的挠度力偶矩故 三、计算驱动力作用在两支承之间时，主轴前端点的挠度驱动力故 四、 求主轴前端点的综合挠度Y轴上的分量代数和为：得Z轴上的分量代数和为：得综合挠度为故满足对主轴的刚度要求。四、参考文献1工