车床主传动系统设计(n=50-630，z=12，公比1.26)（全套含CAD图纸）
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宁XX大学课程设计论文车床主传动系统设计所在学院专业班级姓名学号指导老师年月日II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，IV目录摘要II目录IV第1章绪论111课程设计的目的112课程设计的内容1121理论分析与设计计算1122图样技术设计1123编制技术文件113课程设计题目、主要技术参数和技术要求1第2章车床参数的拟定321车床主参数和基本参数322车床的变速范围R和级数Z323确定级数主要其他参数3231拟定主轴的各级转速3232主电机功率动力参数的确定3233确定结构式3234绘制转速图和传动系统图524确定各变速组此论传动副齿数6第3章传动件的计算931带传动设计9311计算设计功率PD9312选择带型10313确定带轮的基准直径并验证带速10314确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角11315确定带的根数Z12316确定带轮的结构和尺寸12317确定带的张紧装置12V318计算压轴力1232计算转速的计算1433齿轮模数计算及验算1534传动轴最小轴径的初定18第4章主要零部件的选择1941轴承的选择1942键的规格1943主轴弯曲刚度校核1944轴承校核2045润滑与密封20第5章摩擦离合器多片式的计算2151结构设计22511展开图设计22512截面图及轴的空间布置2352主轴设计计算及校核2753片式摩擦离合器的选择和计算3054轴承的选用及校核3155键的选用及校核3256轴承端盖设计33第6章箱体的结构设计34第7章润滑与密封35总结36参考文献371第1章绪论11课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。12课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。121理论分析与设计计算（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。122图样技术设计（1）选择系统中的主要机件。（2）工程技术图样的设计与绘制。123编制技术文件（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。13课程设计题目、主要技术参数和技术要求参数（规格尺寸）和基本参数如下23第2章车床参数的拟定21车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22车床的变速范围R和级数Z630MINAX由公式R，其中126，可以计算Z121Z23确定级数主要其他参数231拟定主轴的各级转速依据题目要求选级数Z12，1261064考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63,80,100,125,160,200,250,315，400，500，630232主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4KW可选取电机为Y112M4额定功率为4KW，满载转速为1440R/MIN233确定结构式1拟定传动方案拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停、换向、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、机构以及其组成、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、性能及经济性等多方面统一考虑。2确定结构式4由Z12可得321主变速传动系从电动机到主轴，通常为降速传动，接近电动机的传动转速较高，传动的转矩较小，尺寸小一些，反之，靠近主轴的传动件转速较低，传递的转矩较大，尺寸就较大。因此在拟定主变速传动系时，应尽可能将传动副较多的变速组安排在前面，传动副数少的变速组放在后面，使主变速传动系中更多的传动件在高速范围内工作，尺寸小一些，以节省变速箱的造价，减小变速箱的外形尺寸；也就是满足传动副前多后少的原则，因此确定传动方案为12322；由12322传动式可得6种结构式和对应的结构网。分别为36121246123依据传动顺序与扩大顺序相一致的原则选择方案为；63123设计结构网传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围在降速传动时，为防止被动齿轮的直径过大而使进径向尺寸过大，常限制最小传动比，1/4，升速传动时，为防MIN止产生过大的振动和噪音，常限制最大传动比，斜齿轮比较平稳，可取2AXI，故变速组的最大变速范围为/810。检查变速组的变速范52MAXIMRI围是否超过极限值时，只需检查最后一个扩大组。因为其他变速组的变速范围都比最后扩大组的小，只要最后扩大组的变速范围不超过极限值，其他变速组就不会超过极限值。依据中间轴变速范围小的原则设计设计结构网如下所示5系统结构网图检查传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组82/05/URMIN主AXMAX主其中，18674126122PX4162X；P最后一个扩大组转速符合要求，则其他变速组的变速范围肯定也符合要求。234绘制转速图和传动系统图（1）选择电动机采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。（2）绘制转速图（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23612轴最小中心距A1_2MIN1/2ZMAXM2MD轴最小齿数和SZMINZMAX2D/M图23主传动系统图24确定各变速组此论传动副齿数1SZ100120,中型机床SZ701002直齿圆柱齿轮ZMIN1820（1）（7）齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等，据设计要求ZMIN1820,齿数和SZ100120，由表41，根据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表22。（2）确定各变速组内齿轮齿数7由以上确定的各个传动比，根据参考文献1表52，有A变速组1，A1I126IA2158I2A3时，58，60，62，64，66，68，70，72，74，76，A1ZS时，56，59，61，63，65，66，68，70，72，74，26IAZ时，57，59，60，62，65，67，70，72，73，75，158A3ZS可知，70和72是共同适用的，可取72。再由参考文献1表52查出各ZZS对齿轮副中小齿轮的齿数为36、32和28。则；28/4I3A32/40ZI2A32/40I2A1B变速组2，16B158B23175B3时，70，72，74，75，77，79，81，82，83，84，2IB1ZS时，70，72，73，75，77，78，80，82，83，85，58B2Z时，66，67，70，71，75，79，80，83，84，87，317IBZS可取83，查出齿轮齿数为37、32、和20。ZS；32/51I1B20/63ZIB2C变速组3，321I6C1126IC28可取99，则；ZS/45ZI2C1/752ZIC249第3章传动件的计算31带传动设计输出功率P4KW,转速N11440R/MIN,N21000R/MIN311计算设计功率PDEDADPK表4工作情况系数AK原动机类类一天工作时间/H工作机101016160101616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；75KW轻型运输机101112111213载荷变动小带式运输机（运送砂石、谷物），通风机（）；发电机；旋75K转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛111213121314载荷变动较大螺旋式运输机；斗式上料机；往复式水泵和压缩机；锻锤；磨粉机；锯木机和木工机械；纺织机械121314141516载荷变动很破碎机（旋转式、颚式等）；球磨机；棒磨机；起重机；13141515161810大挖掘机；橡胶辊压机根据V带的载荷平稳，两班工作制（16小时），查机械设计P296表4，取KA11。即14KWDAEDPK312选择带型普通V带的带型根据传动的设计功率PD和小带轮的转速N1按机械设计P297图1311选取。根据算出的PD44KW及小带轮转速N11440R/MIN，查图得DD80100可知应选取A型V带。313确定带轮的基准直径并验证带速由机械设计P298表137查得，小带轮基准直径为80100MM则取DD1100MMDDMIN75MM（DD1根据P295表134查得）表3V带带轮最小基准直径MIND槽型YZABCDEMIND20507512520035550011212401,014MDDI由机械设计P295表134查“V带轮的基准直径”，得140MM2D误差验算传动比（为弹性滑动率）210142DIA误差符合要求1405IA带速10V743/66DNMS满足5M/S300MM，所以宜选用E型轮辐式带轮。总之，小带轮选H型孔板式结构，大带轮选择E型轮辐式结构。带轮的材料选用灰铸铁，HT200。317确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。318计算压轴力由机械设计P303表1312查得，A型带的初拉力F011783N，上面已得到17263O，Z4，则1A1A172632SIN48SINN94072OOFZ13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V带两侧面间的夹角是40，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73。装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GB/T13575192）槽型项目符号YZABCDE基准宽度BP5385110140190270320基准线上槽深HAMIN162027535488196基准线下槽深HFMIN477087108143199234槽间距E80312031503190425505370644507第一槽对称面至端面的距离FMIN679115162328最小轮缘厚555675101215带轮宽BBZ1E2FZ轮槽数外径DA轮32对应的60143480118190315366047560038基准直径DD80118190315475600槽角极限偏差105V带轮按腹板（轮辐）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DD253D时，如图76A。（2）腹板带轮用于中小尺寸的带轮DD300MM时，如图76B。（3）孔板带轮用于尺寸较大的带轮DDD100MM时，如图76C。（4）椭圆轮辐带轮用于尺寸大的带轮DD500MM时，如图76D。（A）（B）（C）（D）图76带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）32计算转速的计算（1）主轴的计算转速NJ，由公式NN得，主轴的计算转速NJ100R/MIN，JMI13/Z取100R/MIN。2传动轴的计算转速轴3315R/MIN，轴2500R/MIN，轴11000R/MIN。（2）确定各传动轴的计算转速。表31各轴计算转速轴号轴轴轴计算转速R/MIN100050031515（3）确定齿轮副的计算转速。32。表32齿轮副计算转速序号Z1Z2Z3Z4Z5NJ100050050031510033齿轮模数计算及验算（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MJ16338可得各组的模数，如321JJMNUZP表33所示。表33模数（2）基本组齿轮计算。基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z1Z1Z2Z2Z3Z3齿数324028562448分度圆直径12816011222496192齿顶圆直径136168120232104200齿根圆直径11815010221486182齿宽242424242424按基本组最小齿轮计算。小齿轮用40CR，调质处理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB286HB，平均取240HB。计算如下组号基本组第一扩大组第二扩大组模数MM44516齿面接触疲劳强度计算接触应力验算公式为JFSJMPAUBNNKZM102832弯曲应力验算公式为WSWPABYNZ109235式中N传递的额定功率（KW），这里取N为电动机功率计算转速（R/MIN）JNM初算的齿轮模数（MM）,M4（MM）B齿宽（MM）Z小齿轮齿数U小齿轮齿数与大齿轮齿数之比寿命系数；SKSTNNKQ工作期限系数；TMTC016T齿轮工作期限，这里取T15000H齿轮的最低转速（R/MIN）1N基准循环次数，接触载荷取，弯曲载荷取0C0C710C612M疲劳曲线指数，接触载荷取M3；弯曲载荷取M6转速变化系数，查【5】2上，取060NKNK17功率利用系数，查【5】2上，取078NKNK材料强化系数，查【5】2上，060QQ工作状况系数，取1133动载荷系数，查【5】2上，取12K2K齿向载荷分布系数，查【5】2上，111Y齿形系数，查【5】2上，Y0386；许用接触应力（MPA）,查【4】，表47，取650MPA；JJ许用弯曲应力（MPA），查【4】，表47，取275MPA；WW根据上述公式，可求得及查取值可求得635MPAJJ78MPAWW（3）扩大组齿轮计算。第一扩大组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z4Z4Z5Z5齿数32512063分度圆直径12820480252齿顶圆直径13621288260齿根圆直径11819470242齿宽24242424第二扩大组齿轮几何尺寸见下表18齿轮Z6Z6Z7Z7齿数55442475分度圆直径275220120375齿顶圆直径285230130385齿根圆直径2625207510753625齿宽24242424按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40CR，调质处理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB286HB，平均取240HB。同理根据基本组的计算，查文献【6】，可得062，077，060，11，NKNQK31，1，M35，355；2K1J可求得619MPAJJ135MPAWW34传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D164（MM）4TN或D91（MM）4NJN式中D传动轴直径（MM）TN该轴传递的额定扭矩（NMM）T9550000；JNNN该轴传递的功率（KW）19该轴的计算转速JN该轴每米长度的允许扭转角，。01各轴最小轴径如表33。表33最小轴径第4章主要零部件的选择41轴承的选择I轴与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6012II轴对称布置深沟球轴承6009III轴后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7012C42键的规格I轴安装带轮处选择普通平键规格BXL10X56II轴选择花键规格ND8X36X40X7III轴选择键规格BXL14X9043主轴弯曲刚度校核（1）主轴刚度符合要求的条件如下A主轴的前端部挠度02501SYB主轴在前轴承处的倾角RAD容许值轴承轴号轴轴最小轴径MM354020C在安装齿轮处的倾角01RAD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L450MM当量外径DE21DM2851045主轴刚度因为DI/DE25/2850088轴上的键的选用和强度校核轴与齿轮的联接采用普通平键联接，轴径D48MM；齿轮快厚度L785MM；传递扭矩；选用A型平键，初选键型号为，MNT26784079106,74GB。查机械设计表79得。由机械设计式LMPAAP10（714）和式（715）得DHLP8627148/2670/由上式计算可知挤压强度满足。APABT1032由上式计算可知抗剪切强度满足。主轴上的键的选用和强度校核主轴与齿轮的联接采用普通平键联接，轴径D80MM；齿轮快厚度L95MM；传递扭矩；选用A型平键，由于主轴空心所以选择键MN35720，。查机械设计表79得7916,84GB80ML。由机械设计式（714）和式（715）得MPAAPMPAPADHLTP10431/352/由上式计算可知挤压强度满足。B0758072由上式计算可知抗剪切强度满足。56轴承端盖设计参照机械设计及机械制造基础课程设计减速器端盖设计方案来设计主轴箱端盖，材料采用HT150，依据轴承外径确定各端盖的结构尺寸，如图所示依据该参数设计各轴承端盖，详见装配图纸图案为螺钉直径；为轴承外径；由结构确定；36430532030415251DDMDDED34第6章箱体的结构设计1、箱体材料箱体多采用铸造方法获得，也有用钢板焊接而成。铸造箱体常用材料为HT1533,强度要求较高的箱体用HT2040，只有热变形要求小的情况下才采用合金铸铁，采用HT2040。与床身做成一体的箱体材料应根据床身或导轨的要求而定。箱体要进行时效处理。2、箱体结构1、箱体结构设计要点根据齿轮传动的中心距、齿顶圆直径、齿宽等几何尺寸，确定减速器的箱体的内部大小。由中心距确定箱体的长度，由齿顶圆直径确定箱体的高度。由齿宽来确定箱体的宽度。依据铸造（或焊接）箱体的结构尺寸、工艺要求，确定箱体的结构尺寸，绘制箱体。如箱盖，箱座及螺栓的尺寸。根据齿轮的转速确定轴承润滑的方法与装置，选择轴承端盖的类型。附件设计与选择。同时，可以进行轴系的结构设计，选择轴承。箱体的尺寸名称符号尺寸关系箱座壁厚15主轴左侧凸缘厚1B73箱座凸缘厚32主轴右侧凸缘厚237外箱壁至轴承端面距离1L1250C齿轮顶圆与内箱壁距离18齿轮端面与内箱壁距离2102、铸造工艺性要求为了便于铸造以及防止铸件冷却时产生缩孔或裂纹，箱体的结构应有良好的铸造工艺性。3、加工工艺性对结构的要求由于生产批量和加工方法不同，对零件结构有不同要求，因此设计时要充分注意加工工艺对结构的要求。4、装配工艺对结构的要求为了更快更省力地装配机器，必须充分注意装配工艺对接否设计的要求。35第7章润滑与密封1、润滑设计普通机床主轴变速箱多用润滑油，其中半精加工、精加工和没有油式摩擦离合器的机床，采用油泵进行强制的箱内循环或箱外循环润滑效果好。粗加工机床多采用结构简单的飞溅润滑点。飞溅润滑要求贱油件的圆周速度为068米/秒，贱油件浸油深为1020毫米（不大于23倍轮齿高）。速度过低或浸油深度过浅，都达不到润滑目的，速度过高或浸油深度过深，搅油功率损失过大产生热变形大，且油液容易气化，影响机床的
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