机床课程设计说明书

1、机床课程设计说明书班 级：05071002设 计 者：学 号：指导教师：李 树 军完成时间：2013.10.11 目录1.设计任务12. 传动设计12.1 主电机的选择12.2 确定公比和主轴和各级转速12.3 选择结构式22.4 拟定转速图23. 传动件的估算43.1 带传动的设计43.2 传动轴的估算73.2.1 各轴的计算转速73.2.2 传动轴轴径的估算73.3 确定齿轮齿数、模数和尺寸93.3.1 齿轮齿数的确定93.3.2 齿轮模数的计算103.3.3 齿轮尺寸123.4 轴承的选择144 结构设计144.1 卸荷装置144.2 双向摩擦片离合器154.3 制动装置154.4 主轴

2、结构164.4.1 主轴主要尺寸164.4.2 主轴端部结构164.4.3 主轴轴承配置174.4.4 齿轮与主轴的连接174.4.5 主轴的密封与润滑185 总结196 参考文献201.设计任务 完成变速级数为12级的机床主传动系统主轴变速箱设计。 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数：1 电动机功率N=3 kw；2 车床达到的最高切削转速=1600 r/min，最小转速=35.5 rmin;3 转速级数z=12；4 加工工件最大回转直径为320。2. 传动设计2.1 主电机的选择 已知主电机的功率为N=3 kw，根据机械设计课程设计中表17-7选取主电机为三相异步电机，型号为Y100L2-4

3、，额定功率为3 kw，满载转速为1430 r/min。2.2 确定公比和主轴和各级转速变速范围 =/=1600/35.5=45 公比1.412.3 选择结构式 由“前多后少”的原则得： 12=322但是，由于主轴换向需要在轴上安装摩擦离合器，在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合器的直径，同时，如果轴上有3个变速传动副会导致轴的尺寸加大，为减小轴轴向尺寸，第一传动组的传动副已2为宜。故，选用以下方案较为合理： 12=232根据“前疏后密”的原则得： 12=213226最后扩大组的变速范围： r=7.858， 在允许的变速范围内。2.4 拟定转速图为了将运动引入主轴箱并且使中间的二变速组降速缓慢，

4、以减小结构的径向尺寸，在变速组的最前面加入一组带传动。正转转速图如图1.所示，反转转速图如图2.所示。 图1.正转转速图图2.反转转速图 正转转速范围：35.51600r/min 反转转速范围：502256r/min，但实际实用中转速2256r/min用不到，故实际反转转速范围为：501600r/min。3. 传动件的估算3.1 带传动的设计已知条件：带传动传递的功率为P=3 kw，小带轮转速=1430 r/min,大带轮的转速=782 r/min,故传动比i=1.83。1 确定计算功率 由机械设计教材，查表8-7得：工作情况系数=1.1 2 选择V带带型 由机械设计教材图8-11得：选取A型

5、V带。3 确定V带的基准直接dd，并验算带速 由机械设计教材表8-8得：选取小带轮的基准直径dd1=100 mm。 故，带速 合理。 大带轮基准直径 4 确定中心距、V带的基准长度Ld 中心距范围： 即， 198 mm566 mm 取中心距=400 mm 相应带长为： 由机械设计教材表8-2得：取带的基准长度为 =1250 mm。 故，中心距为：中心距的变动范围：=a-0.015*=401-0.015*1250=382 mm=a+0.03*=401+0.03*1250=438 mm5 验算小带轮的包角 小带轮的包角为： 合理。6 确定V带根数 V带根数为： 由机械设计教材表8-2得：带长修正系

6、数=0.93； 由机械设计教材表8-4a得：V带基本额定功率=1.32； 由机械设计教材表8-4b得：V带额定功率的增量=0.15； 由机械设计教材表8-5得：包角修正系数=0.96； 取V带的根数Z=3。3.2 传动轴的估算3.2.1 各轴的计算转速 主轴的计算转速： 轴的计算转速: =140 r/min 轴的计算转速： =393 r/min 轴的计算转速： =782 r/min3.2.2 传动轴轴径的估算 轴：由于在数值上N ,故按扭转刚度计算轴直径取=110轴： 由于在数值上N ,故按扭转刚度计算轴直径 取=110 轴： 由于在数值上N ,故按扭转刚度计算轴直径取=110主轴： 主轴前轴

7、颈直径根据主电机功率确定，主电机功率在2.3-3.6 kw之间时，主轴前轴颈直径取70-90 mm之间。该机床主轴前轴颈直径取为90 mm。 主轴后轴颈直径为 =（0.7-0.85）*=63-76.5 mm3.3 确定齿轮齿数、模数和尺寸3.3.1 齿轮齿数的确定第一变速组齿轮：传动比 查机械制造装备设计教材表7.1，取齿数和Sz=76查的 Z1=31 Z2=45 Z3=25 Z4=51第二变速组齿轮：传动比 考虑该变速组中采用三联滑移齿轮，需要保证最大齿轮之间的齿数差大于或等于4，使滑移时齿轮外圆不相碰。查机械制造装备设计教材表7.1，取齿数和Sz=78则 Z5=46 Z6=32 Z7=32

8、 Z8=46 Z9=20 Z10=50第三变速组齿轮：传动比 取齿数和Sz=120则 3.3.2 齿轮模数的计算第一变速组中齿轮：按齿根弯曲疲劳强度估算： （其中nj、z为该变速组中最大齿轮的计算转速与齿数，下同）按齿面接触疲劳强度估算：取中心距A=73 mm，故，综合上述结果，暂取该变速组中齿轮模数为m=2 mm，但是考虑到轴的直径，为了防止齿根到轮毂的距离太小（齿根到轮毂的距离S2*m），需要增大齿轮直径，故，实际第一变速组齿轮模数m=3 mm。 第二变速组中齿轮：按齿根弯曲疲劳强度估算： 按齿面接触疲劳强度估算： 取中心距A=103 mm，故， 综合上述结果，取标准模数m=3 mm。第三

9、变速组中的齿轮：按齿根弯曲疲劳强度估算：按齿面接触疲劳强度估算：取中心距A=115 mm，则，综合上述结果，可取第三变速组中齿轮模数m=2.5mm，但是考虑到主轴和轴的径向尺寸，为了防止齿根到轮毂的距离S2*m，需要增大齿轮直径，故，实际第三变速组齿轮模数m=3 mm。3.3.3 齿轮尺寸该车床主轴变速箱所有齿轮均取标准直齿圆柱齿轮，压力角=20，齿顶高系数=1，顶隙系数=0.25。根据以下公式确定齿轮尺寸：齿 顶 高： 齿 根 高： 分度圆直径： 齿顶圆直径： 齿根圆直径： 齿 宽： B=(6-10)m直齿圆柱齿轮的实际齿宽，在按 B=(6-10)*m计算后再适当圆整，并且将小齿轮的齿宽在圆

10、整的基础上需要加宽（5-10）mm，以防止大小齿轮因装配误差而产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大齿轮单位齿宽的工作载荷。将齿轮的尺寸数据如表1.所示。齿轮齿数模数/mm分度圆直径/mm齿顶高/mm齿根高/mm齿厚/mm第一变速组3139333.753045135252575305115325第二变速组46313833.752532963032963046138252060305817425第三变速组80324033.752540120302472309628825反转3239633.75303239633.7525 表1.齿轮参数表3.4 轴承的选择轴属于高速轴，转速高、受载小，故选择轻型轴

11、承：深沟球轴承16008。轴、选用中型轴承: 轴：角接触球轴承7007C； 轴：角接触球轴承7009C。主轴选用重型轴承：大端选择双列圆柱滚子轴承 NN3018K， 小端选用角接触球轴承7213C。轴上空套齿轮所用轴承为深沟球轴承61809。轴上空套齿轮所用轴承为深沟球轴承61806。4 结构设计4.1 卸荷装置将运动带入变速箱的带轮一般都安装在轴端，轴受到带轮施加的弯矩作用，轴变形较大，结构上应注意加强轴的刚度或使轴部受带的拉力减小，该设计中采用卸荷装置来消除带轮施加给轴的弯矩。采用的卸荷装置是把带轮通过轴承装在与箱体连接的法兰盘上，通过法兰盘将V带的拉力传递到箱壁上；通过花键套筒，将带轮的

12、旋转运动传递到轴。4.2 双向摩擦片离合器车床上的反转一般用于加工螺纹时退刀。车螺纹时，换向频率较高。实现政反转的变换方案很多，我们采用正反向离合器。正反向的转换在不停车的状态下进行，常采用片式摩擦离合器。I轴上装有摩擦离合器，两端的齿轮是空套在轴上，当离合器接通时才和轴一起转动。但脱开的另一端齿轮，与轴回转方向是相反的，二者的相对转速很高（约为两倍左右）。空套齿轮与轴之间的轴承可以用滚动轴承也可以用滑动轴承。滑动轴承在一些性能和维修上不如滚动轴承，但它的径向尺寸小。该处选用滚动轴承，空套齿轮需要有轴向定位，轴承需要润滑。 I轴上装有摩擦离合器，由于组成离合器的零件很多，装配很不方便，一般都是

13、在箱外组装好I轴在整体装入箱内。故，要求箱体与法兰盘连接处的孔径要大于轴上最大齿轮的轴径。4.3 制动装置制动装置主要用于车床停车过程中克服主轴箱中各运动件的惯性，在摩擦离合器脱开时，使主轴迅速停止转动，以缩短辅助时间，提高工作效率。制动装置与摩擦片离合器通过同一操纵机构实现，在操纵杆处有锁紧钢珠。离合器压紧后，制动带必须完全与制动轮松开。4.4 主轴结构4.4.1 主轴主要尺寸 前面计算得：主轴前轴颈直径=90 mm； 主轴后轴颈直径为 =63-76.5 mm。 根据实际情况取主轴后轴颈直径为65 mm。 根据机床与主轴的类型，可以选取主轴悬伸量与前轴颈直径之比=0.6-1.25。故，悬伸量

14、=54-112.5，根据实际情况，悬伸量取为110 mm。 主轴最佳跨距根据经验公式初定为=330550 mm。由于实际跨距与最佳跨距不相等，根据公式 （其中为合理跨距）取合理跨距为593 mm。 通过主轴孔最大棒料直径，故主轴内孔直径选取为。4.4.2 主轴端部结构 采用卡口型（C型）主轴端部结构，代号为C6，尺寸查现代实用机床设计手册第1496页。 主轴前端孔为莫氏6号圆锥孔。 主轴头部需要淬火，硬度为5055。其他部分处理后，调整硬度为220250。4.4.3 主轴轴承配置 大多数机床主轴采用两个支承，结构简单，制造方便，但为了提高主轴刚度也有用三个支承的了。三支承结构要求箱体上三支撑孔

15、具有良好的同心度，否则温升和空载功率增大，效果不一定好。三孔同心在工艺上难度较大，故该处选用两支承。 前支承采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用两个背靠背对的角接触球轴承。主轴的轴向定位采用前端定位，主轴受热后向后伸长不会影响主轴前端的轴向位置精度和刚度，同时这种结构便于轴承间隙的调整。 主轴轴承精度要求比一般传动轴高。前轴承的误差对主轴前端的影响最大，所以前轴承的精度一般比后轴承选择高一级。4.4.4 齿轮与主轴的连接 连接处采用平键，平键用两个（相隔180布置），两侧平键不但平衡较好，而且平键高度较低，避免因齿轮键槽太深导致小齿轮轮毂厚度不够的问题。4.4.5 主轴的密封与润滑 主轴转速高，必

16、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： 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），效果比上一种好些。在轴上增开了沟槽（矩形或锯齿形），效果又比前两种好。 在有大量切屑、灰尘和冷却液的环境中工作时，可采用曲路密封，曲路可做成轴向或径向。径向式的轴承盖要做成剖分式，较为复杂。 疏导：在适当的地方做出回油路，使油能顺利地流回到油箱。5 总结 机床课程设计任务

17、完成了，在同学们的共同努力下，再加上老师的悉心指导，我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。机床课程设计使理论与实践更加接近，加深了理论知识的理解，强化了对课程的认识。 通过此次设计，使我们在基本理论的综合运用及正确解决现实问题等方面得到了一次较好的训练。提高了我们的思考、解决问题的能力。虽然设计的过程比较繁琐，而且刚开始还有些不知所措，在查阅相关资料的基础上慢慢分析思考，最终完成了这次为期三礼拜的机床课程设计，最重要的是对整个设计过程有了全新的了解和体会，不会像当初不知所措，同

18、时也提高了大家自己动手，结合自己所学的理论知识落实到具体的设计实践，激发了自己独立思考，从全局整体出发考虑的能力。三个礼拜看似漫长而枯燥的课程设计，这需要耐心和持之以恒的精神，对于培养我们脚踏实地，一步一个脚印做事，是个很好的培养机会。总之，通过这次课程设计，在提高自我能力的基础上，我对自己所学的课程有了更深刻的了解。6 参考文献 【1】杨雪宝.机械制造装备与设计.西北工业大学出版社.2010年4月 【2】李育锡.机械设计课程设计.高等教育出版社.2008年6月 【3】濮良贵.纪名刚.机械设计.高等教育出版社.2006年5月 【4】现代实用机床设计手册编委会.现代实用机床设计手册.机械工业出版社.2006年6月电机型号：Y100L2-4额