课程设计说明书,种.doc

机械制造装备课程设计计算说明书设计题目：普通车床主传动系统学校名称：桂林航天工业高等专科学校班级学号：学生姓名：指导老师：梁 玮课程设计任务一、 电机的选择及参数确定二、 带传动设计三、 齿轮传动设计四、 轴设计五、 传动方案及传动系统图的拟定六、 主要部件的计算和验算七、 设计优缺点、存在问题和设计体会八、 参考资料编目参考文献 刘孝民，黄卫萍。机械设计基础。广州：华南理工大学出版社，。 林远艳、唐汉坤。机械设计基础课程设计指导。广州：华南理工大学出版社，。 周开勤。机械零件手册。北京：高等教育出版社。 梁玮。机械制造装备设计课程指导书。桂林：桂林航天工业高等专科学校，。第一章、课程任务设计一台加工直径最大范围是320的普通车床的主传动系统。主要技术参数1、 转速范围： N=4018002、 转速级数： Z=123、 电动机功率 P=4KW被加工零件的材料：钢、铸铁刀具材料：高速钢、硬质合金运动简图如下。公比=1.41，最小齿轮齿数为22，直径为22*3=66mm第二章 电机选择及参数确定选定电动机型号为Y112M-4。其主要性能：额定功率4KW，满载转速1440r/min额定转矩2.2。总传动比31.81,V带传动比i0=2轴间的变速组a有三个传动副其传动比分别为ia1=1,ia2=1.41,ia3=2在转速图上轴之间有三条传动线，分别为水平、向右下方降一格、向右下降两格。轴轴间的变速组有两个传动副，其传动比分别为,ib1=1,ib2=2.82在转速图上，轴的每一个转速都有两条传动线与轴相连，分别为水平和向右下方降三格。由于轴有三种转速，每种转速都通过两条线与轴相连，故轴共得到3*2=6种转速。连线中的平行线代表同一传动比。轴之间的变速组也有两个传动副，其传动比分别为ic1=1,ic2=2.82在转速图上，轴上的每一级转速都有两条传动线与轴相连，分别为向右上方升两格和向右下方降四格。表1 各轴的运动和动力参数表参考:各轴的转速/r/min各轴的功率/KW各轴的扭矩/(Nmm)电动机14403.8425466.7轴9003.76398973.8轴9006304503.6978310轴9006304503152241603.61215471.87轴1800 1250900 630450 450315 224160 11280 56403.54845175电动机的型号为Y112M-4， 额定功率：4KW， 转速1440r/min第三章 带轮的设计31确定计算功率PC和选择V带型号(1)确定计算功率PC由参考文献1机械设计基础（以下简称“文献1”）的表达式10-4得KA=1.2由文献1中式（10-10）得PC= KAP=1.23.84=4.61(KW)(2)选择V带型号由文献1的图书馆10-9得:选用A带V带3.2确定带轮基准直径,并验算带速(1)确定带轮的基准直径由文献1的图10-9得,推荐的小带轮的基准直径为112140mm并按文献1中表10-6，考虑带轮直径大对带的工作寿命有利，取dd1=126.则dd2=i0dd1=2126=252(mm)由文献1的表达式10-6，取dd2=256 mm（2）验算带速V=3.141261440/(601000)=9.50(m/s)在525 m/s范围内，合适。33确定带长和中心距（1）初定中心距根据文献1中公式（10-11）得07（dd1+ dd2）a02(dd1+ dd2)0.7(126+256) a02(126+256)得2674 a0764取a=500mm（2）确定V带的基准长度由文献1中公式（10-12）得Ld0=2 a0+( dd1+ dd2)+( dd2- dd1) =2500+1.57(126+256)+(256-126 ) /(4500)=1946.59(mm)根据文献1的表10-2取Ld=2000。（3）计算实际中心距根据文献1中公式（10-13）得Aa0+(Ld-Ld0)/2=500+(2000-1946.59)/2=513.35(mm)Amin=a-0.015Ld=520-0.0152000=490(mm)Amax=a+0.03 Ld=520+0.032000=580(mm)(4)验算小带轮包角由文献1中式（10-14）得=180-57.3=180-57.3=165.7120,合适3.4确定V带的根数 由文献1中表10-7查取P1=1.92KW,P1=0.15KW;从文献1中表10-5查取K=0.96,表10-2查取KL=0.98;由文献1中式(10-15)得Z= PC/(P1+P1)KKL=2.37参照文献1中表10-3,取Z=3.3.5计算V带的预拉力和轴向拉力(1) 单文献1表10-1查得q=0.1kg/m,由式（10-16）得F0=500(-1)+qv=500(2.5/0.96-1) 4.61/(39.5)+0.19.5=120.71(N)(2)计算V带作用在轴上的压力FQ由文献1中式（10-17）得FQ=2ZF0sin=23120.71 sin(165.7/2)=718.63(N)3.6 带轮的结构设计（见带轮零件图） 小V带轮轮毂尺寸为2860，外径D1=126mm，最大半径小于电动机中心高，合适。 大带轮外径D2=256 mm，轮毂长L=B=（Z-1）e+2f=(3-1) 15+215=60(mm) 小带轮 大带轮第四章 齿轮传动设计4.1公比的选取用。由参考文献4中表2-2可见, 越小则相对转速失小,但当变速范围一定时,对变速级数将增多,变速箱的结构复杂.对于通用机床,辅助时间和准备时间较长,机动时间在加工周期中占的比重浊很大,转速损失不会引起加工周期过多地延长,为了机床变速箱结构不过于复杂, 取1.41.由参考文献4得；公比采用=1.41。当采用标准公比后，转速数列可从参考文献4表2-6中直接给出。因为1.41=1.06 ,由此转速取40,56,80,112,160,224,315,450,630,900,1250,18004.2由表1可知，小齿轮轴的功率P1=3.76KW,转速n1=900r/min;传动比i=2采用公用齿轮的变速传系在变速传动系中，既是前一变速组的从动齿轮，又是后一变速组的主动齿轮，称为公用齿轮。采用公用齿轮可以减少齿轮数目，简化结构，缩短轴向尺寸。按相邻变速组内公用齿轮的数目，常用的有单公用和双公用齿轮。采用公用齿轮时，两个变速组的模数必须相同。因为公用齿轮轮齿的弯曲应力属于对称循环，弯曲疲劳许用应力比非公用齿轮要低，因此应防病可能选择变速组内较大的齿轮作为公用齿轮。 当各变速组内的传动比确定之后，可确定齿数，带轮直径。对于定比传动的齿轮齿数和带轮直径，可依据机械设计手册推荐的计算的方法确定。对于变速组内的齿轮齿数，如传动比是标准公比的整次方时，变速组内每对齿轮的齿数和Sz、及小齿轮的齿数可从表3-1中选取取。要表中，横坐标是齿轮是齿数和Sz；纵坐标是传动副的传动比Ui；表中所列值传动副的从动齿轮齿数；齿当选和Sz减去从动齿轮齿数就是主动齿轮齿数。表中所列的U值全大于1，即全是长速传动。对于降速传动副，可取其倒数查表，查出的齿数是主动齿轮齿数。421选择齿轮材料及精度等级（1）根据文献1中表8-1，考虑到变速箱传递功率不大，所以采用软齿面。小齿轮选用45号钢，调质处理，齿面硬度为229286HBS，取HB1=260HBS；大齿轮选用45号钢，正火处理，齿面硬度169217HBS，取HB2=210HBS。（2）根据文献1中表8-3及表8-4选取8级精度。齿面粗糙度Ra1.63.2m（3）取小齿轮齿数Z2=24。则大齿轮齿数Z2=iZ2=224=48同理可求Z1=36 Z1=36Z3=30 Z3=42Z4=42 Z4=42Z5=22 Z5=62Z6=60 Z6=30Z7=18 Z7=724.2.按齿面接触疲劳强度计算设计由文献1中式（8-11）得D176.57参数选择说明如下：（1） 传动比U= ia3=1（2） 转矩T1取T1=955010P1/n1=9550103.76/900=39897.8(Nmm)（3） 载荷系数k由文献1中表8-5取K=1.6（4） 由文献1中表8-10齿宽系数取d=0.6（5） 许用接触应力H= HlimZN/SH由文献1中图8-12查得Hlim1=650（N/ mm）Hlim2=560（N/ mm）计算应力循环次数N，确定接触疲劳的寿命系数ZNN1=60n1jLh=609001(163008)=2.0710N2=2.0710/2=1.0410由文献1中图8-11查得接触疲劳的寿命系数ZN1=1Z N2=1.08通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取取安全系数SH=1许用接触应力H1=6501/1=650（N/ mm）H2=5601/1=560（N/ mm）取较小值。计算分度圆直径D176.57=76.57=67.3(mm)4.2模数mM=d1/Z1=67.3/24=2.80(mm)根据文献1中表4-1取m=3(mm)，则d1=mZ1=324=72(mm) d2=348=144(mm)d3=mZ3=363=108(mm) d4=mZ4=336=108(mm)d5=mZ5=303=90(mm) d6=mZ6=342=124(mm)d7= mZ7=342=126(mm) d8=mZ8=342=126(mm)d9=mZ9=322=66(mm) d10=mZ10=362=186(mm)d11=mZ11=360=180(mm) d12=mZ12=330=90(mm)d13=mZ13=318=54(mm) d14=mZ14=372=216(mm) 4.2.5计算齿轮传动的中心矩aA-=m(Z1+Z2)/2=3(24+48)/2=108(mm)A-=m(Z7+Z8)/2=3(42+42)/2=126(mm)A-= m(Z11+Z12)/2=3(30+60)/2=135(mm)4.2.6计算齿轮的圆周速度VV=3.1472900/(601000)=3.39(m/s)5m/s,合适。427校核齿根弯曲疲劳强度由文献1中式（8-4）得F =YFYSF确定有关参数和系数（1） 齿宽：b1=dd1=0.672=43.2 b1=45 b2=50b3=dd3=0.6108=64.8 b3=65 b4=70b5=dd5=0.690=54 b5=55 b6=60b7=dd7=0.6126=75.6 b7=75 b5=80b9=dd9=0.666=39.6 b9=40 b10=45 b11=dd11=0.690=54 b11=55 b12=60b13=dd13=0.654=32.4 b13=35 b14=40(2)齿形系数YF和应力修正系数YS根据齿数Z1=24，Z2=48，由文献1中表8-6和表8-7得YF1=2.81 ，YS1=1.56; YF2=2.36 , YS2=1.7(3)许用弯曲应力由文献1中式(8-5)得F1=YN1Flim1/SF=500/1.3=384.6(N/mm)F2= YN2Flim2/SF=450/1.3=346.2(N/mm)参数选择说明：由文献1中图8-8查得：Flim1=500(N/mm)由文献1中图8-9查得：Flim2=450(N/mm)由文献1中表8-8，按一般可靠度选取安全系数SF=1.3(4)齿根弯曲疲劳强度F1=21.2398973.82.811.56/（45324）=43.18(N/mm)F1=384.6(N/mm)F2=F12.361.7/(2.811.56)=39.52(N/mm)F2=346.2(N/mm)故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够47齿轮的结构设计见齿轮零件图。小齿轮 大齿轮第五章 轴的设计变速箱内各传动轴的空间布置5.1输入轴的设计计算（1）选择轴的材料由文献1中表11-1和表11-3选取用45号钢。调质处理，硬度217255HBS，-1=55MPa, b=650Mpa，s=360Mpa.（2） 按扭矩初算轴径（3） 根据文献4中式 dKAD为轴的直径（mm）；K为键槽系数，A为系数，P为电动机额定功率（KW）；为从电动机到所计算轴的传动效率；nj为传动轴的计算转速（r/min）.根据机床的设计特性，I和 III采用花键IV和II采用单键由文献4中表3-3得KI= KIII=1.09 KII= KIV=1.05AI=AIII=77 AII=AIV=110dIKA=1.0977=21.45(mm)dIIKA=1.05110=34.92(mm)dIIIKA=1.0977=32.68(mm)dIVKA=1.05110=63.26(mm)（4）I轴（1）参见项目四的减速器的结构设计，采用油润滑，取套筒长48mm。通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，选择常用的螺钉，并考虑V带轮和箱体外壁应有一定距离而定。带轮初选用6206深沟球轴承固定，宽度16mm，外径62mm轴肩选用6206深沟球轴承，宽度16mm，外径62mm安装外轴肩直径28mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2 mm，L=52 mm轴身L=560 mm（齿轮的宽度和波差的位移）连轴器L=36 mm，宽度取连轴器的大小而定（2）验算轴的疲劳强度由文献4中轴的强度校核知，轴的疲劳强度符合，II轴参见项目四的减速器的结构设计，采用油润滑L1=23mm，L2=530 mm验算轴的疲劳强度由文献4中轴的强度校核知，轴的疲劳强度符合III轴参见项目四的减速器的结构设计，采用油润滑L1=23mm，L2=415 mm验算轴的疲劳强度由文献4中轴的强度校核知，轴的疲劳强度符合IV轴参见项目四的减速器的结构设计，采用油润滑L1=56mm，L2=32 mm，L3=130mm，L4=3mm，L5=33mm，L6=270mm，L7=237mm，L8=60mm，L9=122mm，验算轴的疲劳强度由文献4中轴的强度校核知，轴的疲劳强度符合如上图主轴主要结构参数的确定主轴的主要结构参数有主轴前、后轴颈直径D1、D2，主轴内孔直径d，主轴前端悬伸量。和主轴主要支承间的跨距L，如上图所示。这些参数直接影响主轴旋转精度和主轴刚度。（1）主轴前颈直径的选取：一般按机床类型、主轴传递的功率或最大加工内径，参考文献【4】表5-1选取。车床和铣床后轴的直径D2（0.70.85）D1.（2）主轴内孔直径d的确定：很多机床的主轴是空心的，内孔直径与其用途有关。如机床主轴内孔用来通过棒料或安装送夹料机构；铣床主轴内孔可通过拉杆来拉紧刀杆等等。为不过多的削弱主轴的刚度，卧式机床的主轴孔径d通常不小于平均直径的55%60%；铣床主轴径d可比刀具拉杆直径大510mm。（3）主轴前端悬伸量a的确定：主轴前端悬伸量。是指主轴前端面到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，前支撑轴承配置和密封装置的形式和尺寸，由结构设计确定。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。（4）主轴主要支承间跨距L的确定：合理确定主轴主要支撑间的跨距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，主轴弯曲变形固然较小，但因支承变形引起主轴前轴端的位移量增大；反之，支承跨距过大，支承变形引起主轴前轴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。因此存在一个最佳的跨距L0,在该跨距时，因主轴弯曲变形和支承变形引起主轴前端面的总位移量为最小。一般取L0=（23.5）a。但是在实际结构设计时，由于结构上的原因，以及支承刚度因磨损会不断降低，主轴主要支承间的实际跨距L往往大于上述最佳跨距L0。主轴（1）主轴的构造：主轴的构造和形状主要决定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。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和刀具的形式。主轴头部的形状和尺寸已经标准化，应遵照标准进行设计。（2）主轴的材料和热处理 主轴的材料应根据载荷特点、耐磨性要求、热处理方法和热处理后变形情况选择。普通机床主轴可选取用中碳钢（如4号钢），调质处理后，在主轴端部、锥也孔、定心轴颈或定心锥面等部位进行局部高频淬硬。以提高其耐磨性。只有载荷大和有冲击时，或精密机床需要减速少热处理后的变形时，或有其它特殊要求时，才考虑选取用合金钢。当支承为滑动轴承，则轴颈也需淬硬，以提高耐磨性。机床主轴常用材料及热处理要求参考文献4中表52所示对于高速、高效、高精度机床的主轴部件，热变形及振动等一直是国内外研究的重点课题，特别是高精度、超精密加工机床的主轴。据资料介绍，目前出现一种叫下班陶瓷材料，又称微晶玻璃的新材料，茏雏膨胀系数几乎接近于零，是制作高精度机床主轴的确良理想材料。（3）主轴的技术要求 主轴的技术要求，应根据机床精度标准有关制定。首先制定出满足主轴旋转精度所必需的技术要求，如主轴前后轴承轴颈的同轴度，锥孔相对于前后轴颈中心连线的径向圆跳动和端面圆面跳动等，再考虑其它性能所需的要求，如表面粗糙度，表面硬度等。主轴的技术要求满足设计要求、艺要求、检测方法的要求，应尽量做到设计、工艺、检测的基准相统一。52键的选用和强度校核2键的选用和强度校核521（1）I轴和齿轮联接采用内花键联接，采用6X26X30X6 GB/T11441987由文献1中表79得，P=110Mpa;=90Mpa（2）根据文献1中式（71