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机械制造装备设计课程设计说明书班 级 机自092 姓 名 姚木深 学 号 200900101050 指导教师 赵克政 广西科技大学 机电一体化教研室 2013 年 1 月 12 日 广西科技大学机械制造装备设计课程设计任务书设计题目： C6120型普通车床主运动传动系统设计 专 业： 机械工程及自动化 班 级： 机自092 学 号： 200900101050 姓 名： 姚木深 指 导 教 师： 赵志政 教研室主任： 机械工程学院 2013年1月12日设计要求 最大工件回转直径是 200 mm普通车床主轴变速箱设计一、运动设计 1确定各运动参数 2确定结构式 3绘制转速图 4确定齿轮齿数 5绘制传动系统图(转速图与传动系统图绘在同一张图纸)二、动力设计 1确定主电动机功率 2确定各轴的直径 3确定各齿轮的模数三、结构设计 1设计主轴组件 2主轴组件的验算 3绘制主轴组件装配图 (1号图纸)四、编写设计说明书(不少于20页)五、答辩。目录一、概述5 （一）机床主轴箱课程设计的目的5 （二）设计任务和主要技术要求5二、参数的拟定5 （一）主轴最低和最高转速的确定5 （二）主轴转速数列的确定6 （三）动力参数的确定7三、主传动系统的设计7 （一） 主传动方案拟定7 （二） 传动结构式结构网的选择8 （三）传动组传动顺序的安排9 （四）传动系统的扩大顺序的安排9 （五）转速图的拟定11 （六）轴的转速12 （七）确定个变速组最小传动比12 （八） 转速图的绘制12 （九）验算各变速组齿轮传动比14 （十）带轮直径和齿轮齿数的确定15 （十一）确定齿轮齿数17四、传动件的估算和验算18 （一）各轴计算转速18 （二）各轴的计算功率19 （三）传动轴直径的估算19 （四）齿轮模数的计算20 （五）齿轮模数的验算 21 （六）计算个齿轮的尺寸参数24五、主轴刚度的校核25 （一）主轴轴颈的计算25 （二）前锥孔尺寸25 （三）主轴前端悬伸量的选择25 （四）主轴支撑跨距L的确定25 （五）主轴刚度的校核25 （六）轴承的选择25 （七）支承的刚度26 （八）主轴刚度校核27六、箱体设计27 （一）箱体材料的壁厚28 （二）箱体的技术要求28七、操纵机构的设计28八、密封结构及油滑28九、总结29十、参考文献30十一、附图30一、概述（一）课程设计的目的：机械制造装备设计课程设计是学生学完基础课、技术基础课及有关专业课的基础上，集合机床主传动部件（主轴变速箱）设计进行的综合训练，其目的： （1）掌握机床主传动部件设计过程和方法，包括参数拟定、传动设计、零件设计、结构设计等，培养结构分析和设计的能力。 （2）综合应用过去所学的理论和知识，提高联系实际和综合分析的能力。 （3）训练和提高设计的基本技能，如：计算、制图、应用设计资料、标准和规范，编写技术文件（说明书）等。 （二）设计任务和主要技术要求 1.普通机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的基础。因此，对这些基本知识和资料作些简要介绍。本次设计的是普通型车床主轴变速箱。主要用于加工回转体，最大工件回转直径为200mm。二、参数的拟定机床参数有主参数和基本参数。主参数是机床参数中最主要的，它直接反映机床的加工能力、特性，决定和影响其他基本参数的数值。基本参数是一些与加工工件尺寸、机床结构、运动和动力特性有关的参数，归纳为：尺寸参数、运动参数、动力参数。 （一）主轴最低和最高转速的确定 最大工件回转直径：D=200mm， 由表取得极限切削速度： = 1200 m/min （硬质合金刀具半精或精加工碳钢工件）, =6m/min（螺纹加工和铰孔）。 计算车床主轴极限转速时的加工直径，按经验取：=0.2D=40mm，则主轴的最大极限转速为： 在中考虑铰孔时，其加工最大直径根据实际加工情况取50mm，则主轴的最小极限转速为： （二） 主轴转速数列的确定确定：转速范围Rn ，定公比 ，确定主轴转速数列. 主轴变速范围： 考虑到设计的结构复杂程度要适中，故采用常规的扩大转动，并选级数Z=12,今以 =1.41和 =1.26代入式，得R1=12.7 、R2=43.8,因此取 =1.41更为适合。标准数列表给出以 =1.06的从110000的数值，因 =1.41=1.066，从表中找到nmax=1600，得主轴的12级转速数列为：37.5,53,75,100,140,200,280,400,560,800,1120,1600（r/min）。 （三）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使用性能，满足生产需要，又不至于使电机经常轻载而降低功率因素。目前，确定机床电机功率的常用方法有：类比法、估算法和试验测定法。下面用功率估算法确定电动机的功率和转速。功率估算是以试验中的决定性加工条件分析，及重切削的典型工艺条件分析和用量值的确定，下面以中型普通车床典型重切削条件下的用量计算：刀具材料：YT15 工件材料：45号钢切削方式：车削外圆 切削深度：进给量： 查手册得切削速度：主切削力 Fz=1900aPf0.75N =19003.50.350.75=3026N 切削功率 估算主电机功率 N值必须按我国生产的电机在Y系列的额定功率选取，计有2.2、3、4、5.5、7.5、10（11）kw等，故选取电机额定功率为5.5Kw较合适，同步转速1500r/min，满载转速：1440r/min。三、主传动系统的设计 （一） 主传动方案拟定拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停、幻想、制动、操纵等整个传动系统的确定。传动型式则指传动和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的传动型式、变速类型。传动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，确定传动方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。传动方案有多种，传动型式更是众多，比如：传动型式上有集中传动，分离传动；扩大变速范围可用增加传动组数，也可用背轮结构、分支传动等型式；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。此次设计中，我们采用集中传动型式的主轴变速箱。（二） 传动结构式结构网的选择结构式结构网对于分析和选择简单的串联式的传动不失为有用的方法，另外考虑到课程设计题目的机床级数和变速范围都不会太多，太大，一般均可采用串联式传动就能获得连续不重复的转速数列。因此，对结构网，结构式的分析还是必要的。 级数为Z的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有Z1、Z2、Z3个传动副数。即Z= Z1 Z1 Z3传动方案由于结构的限制以2或3为合适，即变速级数Z应为2和3的因子：Z=2a3b可以有以下两种方案：传动组和各传动副数目传动齿轮数目14个14个轴向尺寸15b19b传动轴数目4根3根操纵机构简单：两个双联滑移齿轮和一个三联滑移齿轮，可单独也可以集中操纵。复杂：四联滑移齿轮长度为12b；如拆为两个双联滑移齿轮需要有自锁，以保证只有一个齿轮副啮合。下面再从极限传动比，极限转速范围考虑，分析比较上诉两方案。在机床传动设计中，为防止传动比过小造成从动齿轮太大，增加变速箱的尺寸，一般限制最小传动比为；为减少震动，提高传动精度，直齿轮的最大传动比为：。直齿轮变速组的极限变速范围为:r=8.设计时应检查个变速组的变速范围是否超过上诉限制。在上诉方案2中，若传动副数目为4的变速组是扩大组，则变速范围：（超出极限范围）。若传动副数目为3的变速组是扩大组，则变速范围：（超出极限范围）。故相比之下，还是传动副为3，2，2的三个传动组方案为优。 （三）传动组传动顺序的安排12级传动系统的传动组，可以有下列3种方案;1 12=3222 12=2323 12=223选择传动组安排方式时，要考虑机床主轴的变速箱具体结构，装置和性能。主轴对加工精度，表面粗糙度的影响最大，因此主轴上齿轮少些为好，以提高加工质量。最后一个传动副齿轮少一些，或者用一个定比传动副。另外，考虑到在传动顺序中传动副数前多后少的原则，应采用方案1，即：12=322 （四）传动系统的扩大顺序的安排 在12=322方案中，有以下六种扩大方案，亦即有六种结构式和对应的结构网：；。 传动方案的扩大顺序可以和传动顺序一致，也可以不一致。结构式的传动比中，级比或级比指数从小到大，称为扩大顺序传动。由于变速组的变速范围为，j越大，变速范围越大，所以一般只检查最后扩大组是否超出极限变速范围。上诉六种扩大方案中，首先1,2,3,5的极限变速范围为，扩大方案4,6的极限变速范围是：（超出极限变速范围）。因此扩大顺序4,6不宜采用。 变速组j的变速范围是：，在公比一定的情况下，级比指数和传动副数是影响变速范围的关键因素，只有控制的大小，才能使变速组的变速范围不超出允许值。传动副数多时，级比指数应小一些，即变速组中，级比指数小，传动线密，级比指数大，传动线疏，数学表达式为:,此为扩大顺序的前密后疏原则。 下面为两种扩大方案的结构网比较： 由此可以看出，顺序扩大传动的结构网中，前面传动组的传动线靠得紧密，后面的较为松散，容易使较多的传动件处于较高转速下，以便减少传动件尺寸，使结构紧凑。 因此，应选择扩大方案1:； （五）转速图的拟定运动参数确定以后，主轴各转速就已经确定，切削耗能就确定了电机的功率。在此基础上，选择电机的型号，确定中间传动轴的转速，这样就拟定了主运动的转速图，使主运动逐步具体化。根据前面计算出得主电机的功率p=5.5kw，及主轴最大转速，轴的转速一般在700到1000r/min之内，故可以依据Y系列的三相异步电动机系列表，选择电机的型号为;Y132s-4,其功率为5.5kw，满载转速1440r/min。 （六）轴的转速 轴从电机得到运动后，经传动系统转化为主轴各级转速，电机转速和主轴转速应相接近。显然，从传动件在高速运转下恒功率工作时受扭矩最小来考虑。轴转速不宜将电机转速下降的太快。车床轴转速一般取700到1000r/min比较合适。另外，也要注意到电机与轴的传动方式，因为用得时带传动，故降速比不宜过大，否则轴上带轮太大，和主轴可能产生干涉。另外，为方便转速图的绘制，应尽量保证轴的转速为主轴转速线上一点，即轴转速应尽量在主轴转速数列里面选取。现选定轴转速为800r/min。则定比传动比为8。 （七）确定个变速组最小传动比从转速点800到37.5有9格，三个变速组的传动线平均下降3格，按照前缓后急的原则，第二变速组最小传动线下降3格，第一变速组最小传动线下降2格，第三变速组最小传动线下降4格。（八） 转速图的绘制其绘制的步骤为：1）画出转速线，传动轴线，标出转速点，标注转速值，在传动轴上方标注传动轴号，电机轴用0标注。2）在传动轴上标注转速点（800r/min），在电机轴上标注其转速点（1400r/min）。3）画出各变速组最小传动线。4）画出基本组其他传动线，三条传动线在轴上相距一格。画出第一扩大组第二条传动线，两传动线在轴上相距三格，做第二扩大组第二条传动线，与第一条传动线相距六格。5）在各传动线上标出传动比或齿数比大大小6）做扩大组传动线的平行线。其步骤如下两图所示：根据上述转速图，可列出各个变速组的传动比，如下图：传动线传动比变速组abc11:21:2.821:421:1.411:12:131:1- （九）验算各变速组齿轮传动比机床主传动系统中，齿轮副的极限传动比： 1）升速传动中，最大传动比。传动比过大，容易引起震动和噪音。 2）降速传动中，最小传动比。传动比过小，会使主动齿轮与被动齿轮的直径相差太大，将导致结构庞大。从上表可以看出，各变速组的传动比均在允许的范围之内。 （十）带轮直径和齿轮齿数的确定根据拟定的转速图上各传动件的传动比，就可以确定带轮直径和齿轮的齿数。（1）选择三角带型号一般机床上都采用的是三角带，根据电机转速和功率查图可以确定型号。由于定比传动比为1:1.8，为降速传动，故小带轮转速为电机的转速，即：。（2）功率计算计算功率是根据传递功率P（电机额定功率），并考虑到载荷性质和每天运转时间长短等因素的影响因素来确定的。即：（为工作情况系数）。根据机械设计教程表5.6，确定工况系数为1.1（车床启动载荷轻，工作载荷稳定，二班工作）。故。根据图5.8普通v带选择图，确定v带型号为A型。（3）确定带轮最小直径，选小带轮基准直径D1时，应使，为提高带轮寿命，宜选取较大的直径，故确定小带轮基准直径D1=100mm。（4）计算大带轮直径根据要求的传动比u和滑差率确定。因为带轮是降速传动。三角v带的滑差率为2%。在三角带传动中，在保证最小包角大于的条件下，传动比可，对于中型机床，传动比可取u=12.5为宜。本次设计中，u取1.8.故，根据表5.4，v带的基准直径系列选取=180mm。 （5）验算带轮速度设计时，应使，对于普通v带，若，则离心力过大，应减小D1；若v过小，则所选D过小，应加大D1。V在允许的范围之内，故可取。 （6）确定中心距a和带的基准长度中心距a可按初选，为初选中心距，因，故，故初选中心距为400mm。 由初选中心距可估算带长：。 根据表5.3v带的基准长度系列，选取相近的值，故实际带长可选800mm。由此，计算出中心距;. （7）验算主动轮上包角要求包角不小于90，应尽量保证大于120，因=169，大于120，故在合理的范围。 （8）确定带的根数z 计算公式，为计算功率。 为单根v带传递的功率，为考虑传动比影响时单根v带额定功率增量，为考虑包角不同时的影响系数，为考虑带的长度不同时的影响系数。确定v带根数时，为使各根v带受力均匀，根数不宜大于10根。否则应改选带的槽型和带型，重新计算。 查表5.7（a）单根v带的额定功率得，单根A带的基本额定功率，查表5.7（b）知，为0.01，查表5.8知，为0.98，查表5.9知，为0.85，故：，故应选带的根数为6. （9）验算三角带的挠曲系数 （m为带轮个数），故在合理的范围内。 （十一）确定齿轮齿数 （1）齿轮齿数的确定定原则在保证输出转速准确的前提下，尽量减少齿轮齿数，使齿轮结构尺寸紧凑。一般情况下，要求;1)实际转速与标准转速的相对转差为： ；2）齿轮副的齿数和为，受啮合重合度影响，直齿轮最小齿数为；3）满足结构安装要求，相邻轴承孔壁厚不小于3mm；4）当变速组的各齿轮副齿数和不相等时，齿数和的差不大于3。 （2）确定齿轮的齿数用计算法或查表法确定齿轮齿数，后者更简单。根据要求的传动比u和初步确定的传递齿轮副齿数和,查表可以求出小齿轮齿数，用齿数和减去小齿轮齿数即得出u大齿轮齿数。由设计指导书常用传动比的适用齿数（小齿轮）表，查得的各级变速组齿轮齿数如下表：变速组传动路线理论传动比i齿轮齿数齿数和实际传动比主动齿轮从动齿轮a11:23060901/221:1.41375337/5331:145451b11:2.8221598021/5921:140401c11:4228610811/4322:172362（3）主轴转速计算、校核公式：，轴转速：，其结果如下表所示：主轴转速级数理论转速(r/min)实际转速(r/min)误差（%）n137.536.42.9n25350.94.0n37572.82.9n4100102.32.3n5140142.92.1n6200204.72.4n7280284.71.7n8400397.60.6n9560569.51.7n108008000n11112011700.3n12160016000主轴转速在合理范围内，可取。（4）传动系统图及转速图的绘制传动系统图及转速图见所附的A2图纸。四、传动件的估算和验算 （一）各轴计算转速， （二）各轴的计算功率 式中： N=Nd kW ，。（三）传动轴直径的估算 公式mm (1)转动轴的直径 式中： N=Nd kW Nd电机额定功率，为5.5kw；从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积，带轮的效率取0.96，齿轮的效率取0.99 nJ该传动轴的计算转速r/min每米长度上的转角（deg/m），可根据传动轴的要求选取。取=1.3 计算转速nJ是传动件能传递全部功率的最低转速，各传动件的计算转速可以从转速图上，按主轴得计算转速和相应的传动关系而确定；第一根轴：N=5.5 0.96=5.28 kwmm=91=23.4mm 根据标准选d=25mm第二根轴：mm=27.8mm根据标准选d=28mm第三根轴：mm=36mm根据标准选d=40mm主轴的直径根据书中范围选择90mm （四）齿轮模数的计算 结构确定以后，齿轮的工作条件，空间安排，材料和精度等级等都已确定，才可能核心齿轮的接触和疲劳强度值是否满走要求。应满足：m32式中：m-估算的齿轮模数（mm） P-齿轮传递的功率（kw） z-一对啮合齿轮中的小齿轮齿数 n-小齿轮转数（r/min）a变速组：m32 = =1.93 b变速组： m32= =4.27 c变速组： m32= =3.80 根据上面计算结果，取a变速组模数为3，取b变速组模数为5，取a变速组模数为5。 （五）齿轮模数的验算 选材为40 ，调质处理，精度等级为7级，许用应力：根据接触疲劳强度验算，公式为：公式为， 根据弯曲疲劳强度验算，公式为m=275 式中： N计算齿轮转动递的额定功率N=Nd k ，。 nj计算齿轮（小齿轮）的计算转速r/min ， 齿宽系数 , Z1计算齿轮的齿数，一般取各变速组中最小齿轮的齿数： KT工作期限系数，KT=，如下表：变速组数值接触a1.97b1.57c1.10弯曲a0.85b0.76c0.64 KS=KTKNKnKq = 0.49 n齿轮的最低转速 r/min T预定的齿轮工作期限，中型机床推荐： T=1500020000h，取16000h； m=3（接触）和m=6（弯曲）； C0=（弯曲） Kn转速变化系数，变速组abc数值0.860.930.95 KN功率利用系数，KN =0.58（接触）和0.78（弯曲） Kq材料强化系数，如下表：轴数值接触0.640.600.600.55弯曲0.770.750.750.72 K1工作情况系数，中等冲击的主运动K1=1.21.6，取K1=1.4 K2动载荷系数，如下表：变速组abc数值1.41.21 K3齿向载荷分布系数，如下表：变速组abc数值1.011.041.03 Y齿形系数，如下表：变速组abc数值0.4440.4020.408 KS寿命系数，如下表：变速组数值接触a0.6b0.51c0.36弯曲a0.46b0.46c0.46 分别根据接触疲劳强度和弯曲疲劳强度计算各齿轮模数m，结果如下表：计算依据变速组m数值（mm）接触a2.56b3.58c4.0弯曲a0.12b0.27c0.35 经计算校核，所选模数均在允许的范围内，合格。故最终确定使用的模数如下：变速组abcm数值（mm）355 （六）计算个齿轮的尺寸参数： 计算公式d=mz,常取=1，=0.25，大齿轮齿宽，取8，小齿轮宽度b比大齿轮大5mm ， 齿顶圆直径 da=(z+2ha*)m，齿根圆直径 df=(z-2ha*-c*)m，计算结果如下表：变速组齿轮齿数模数（mm）直径d（mm）直径（mm）直径（mm）齿宽b（mm）a30382.582.59629603180172.518624373111103.511729533159151.516524453135127.514124453135127.514124b21510592.511545595295282.530540405200187.521040405200187.521040c22511097.512045805400378.541040725360347.537040365180167.519045五、主轴刚度的校核 在设计主轴组件时，主轴的跨距希望是合理的跨距，但是由于结构的限制，主轴的实际跨距往往不能等于十分合理的跨距，为此要对主轴组件进行校核。通常，对一般的机床进行试验，如果能满足刚度要求，也就能满足强度要求。 （一）主轴轴颈的计算 查机械装备设计表3-6可以确定前支承轴颈为D1=93mm后支承轴颈为d2=（0.70.9）D1=6381mm，取D2=70mm。主轴内径d/D小于0.50.6D，其中D为主轴的平均直径： D=（D1+D2）/2=80mm。 （二）前锥孔尺寸 前锥孔用来装顶尖或其他工具椎柄，要求能自锁，目前用得最多的是莫氏锥孔。通过查表可以选取为莫氏号为5号。 （三）主轴前端悬伸量的选择 主轴前端悬伸量a是指主轴定位基面至前支承径向反力的作用点之间的距离。在满足刚度要求的前提下，应尽量减少a值，以提高主轴的刚度。初步确定a=D1=90mm。 （四）主轴支撑跨距L的确定 主轴支撑跨距L是指两支承两支反力作用点之间的距离。确定支承跨距时，要考虑其对主轴刚度的影响，一般推荐值为L/a=35,，则。 （五）主轴刚度的校核机床主轴为空心轴，由力学知识可知，外径为D内径为d的空心轴惯性矩为：，故选主轴材料为45号钢，其弹性模量为。 （六）轴承的选择 主轴前端选择双列短圆柱滚子轴承，后端选择圆锥滚子轴承和推理轴承。 （七）支承的刚度 主轴最大输出扭矩：。 床身上得最大加工直径为最大回转直径的60%，即mm，故半径r为0.06m， ， 故总切削力为：，估算时，先取，即的初值为450mm。前后支承的支反力和分别为： ； 间隙为0时，轴承的径向位移为，根据轴承计算公式： 设有5mm的预紧量时的位移。相对过盈量，。 由图3-5查得向心滚子轴承和推力轴承的弹性系数为：。实际位移量为：， 轴承刚度：公式， ， 查线图3-32.（主轴最佳跨距），则确定为450mm。 （八）主轴刚度校核 当时，孔对刚度的影响可以忽略不计，则可按公式： 由于这种机床属于高效通用机床，主轴的刚度要求可根据自激震动稳定性决定。 查表3-5，取阻尼比为0.03.查表3-4，当v为90m/s，s为0.35mm/min时，取。根据，。 根据式，有 。根据式，合格。六、箱体设计在箱体内要装有各种机构，并保证其较准确的箱体位置，以便能够正确运转。同时也要保证箱体的密封防己润滑的外流和灰尘的侵入，箱体应用足够的强度和刚度说明。（一）箱体材料的壁厚（放轴承处的壁厚和其它位置的壁厚）箱体材料一般工程用铸造碳刚碑号ZG200400壁厚。a.放轴承处壁厚30mmb.起它地方壁厚15mm（二）箱体的技术要求保证传动件经常运转和机床加工精度，基准面平直，主轴平基准面应保持平行，同轴线的孔要同心另处应保证安装在箱体内零件与箱壁不加工面之间有足够间隙，以防相碰。七、操纵机构的设计操纵第根轴的两个三联滑移齿轮和离合器设计集中式操纵机构,因为它的结构简单,操纵方便。八、密封结构及油滑所有密封标准件，有调整式法兰盘端盖，垫圈毛毡等。主轴箱润滑方式是飞溅润滑适用润滑点比较集中的地方，这种润滑比较方便，为了获的良好的，润滑效果，溅油齿轮浸入油面深度以1225mm为宜，溅油齿轮浸入深度不应大于23倍齿高溅油件外缘至也深度H3060mm.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）堵加密封装置防止油外流。 主轴转速高，多采用非接触式的密封装置，形式很多，一种轴与轴承盖之间留0.10.3的间隙（间隙越小，密封效果越好，但工艺困难）。还有一种是在轴承盖的孔内开一个或几个并列的沟槽（圆弧形或形），效果比上一种好