机械制造装备课程设计

1、长春理工大学光电信息学院课程设计任务书学院：机电工程分院专业：机械设计制造及其自动化学生姓 名：课程设计题目：普通机床主轴箱部件设计指导教 师：机械制造装备设计课程设计任务书1 普通车床（I 型）主轴箱部件设计1. 1最大加工直径为中320 mm的普通车床的主轴箱部件设计1原始数据主轴技术数据题目6 (16-18 )7 (19-21 )8 (22-24 )9 (25-27 )10(28-30)主电动机功率(kWW44444主电动机转速(r/min )14501450145014501450nmax (r/min )14001600180020002500nnim (r/min )4045562

2、 工艺要求(1)要求主轴正反转。(2)加工工件的材料为钢铁。(3)采用硬质合金刀具。(4)机床精度等级为普通级。1. 2设计内容1 .运动设计根据给定的转速主传动的结构网、转速图、传动系统图、计算齿轮齿数。2 .动力计算选择电动机型号，对主要零件(如带轮、齿轮、主轴、传动轴、轴承等)进 行计算(初算和验算)。3 .绘制图纸(1)机床主传动系统图(画在说明书上)。(2)主轴箱部件展开图及主剖面图。(3)主轴零件图4 .编写设计说明书1份课程设计说明书目录一、 概述机床课程设计的目的 4车床的规格系列和用处 .4操作性能要求 .4二、参数的拟定确定转速范围 .5主电机的选择 .5三、传动设计主传动

3、方案拟定 .5传动结构式、结构网的选择 .5确定传动组及各传动组中传动副的数目 .6传动式的拟定6结构式的拟定 6转速图的拟定 .7四、传动件的估算三角带传 动的计算.8传动轴的估算.10传动轴直径的估算11齿轮齿数的确定和模数的计算齿轮齿数的确定13齿轮模数的计算13齿宽的确定 14带轮结构设计 15五、动力设计主轴刚度验算选定前端悬伸量C .16主轴支承跨距L的确定16计算C点挠度16齿轮校验 .19六、结构设计及说明结构设计的内容、技术要求和方案 .20展开图及其布置 .21齿轮块设计.21其他问题 22主轴组件设计 .22七、总结 23 一、概述机床课程设计的目的课程设计是在学生学完相

4、应课程及先行课程之后进行的实习性教学环节，是大学生的必修环节，其目的在于通过机床运动机械变速传动系统的结构设计，使学生在拟定传动和变速的结构的结构方案过程中，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，并培养学生具有初步的 结构分析，结构设计和计算能力。车床的规格系列和用处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。工件最大回转直径Dmax(mm)正转取身转速Nmax(如电机功率N (kw)

5、公比转速级数Z3202500412表1车床的主参数(规格尺寸)和基本参数操作性能要求（ 1）具有皮带轮卸荷装置（ 2）手动操作纵双向摩擦片离合器实现主轴的正反转及停止运动要求（ 3）主轴的变速由变速手柄完成二、参数拟定确定转速范围查金属切削机床表得：56r/min ， 80r/min ， 112r/min ， 160r/min ， 224r/min ，315r/min ， 450r/min ， 630r/min ， 900r/min ， 1250r/min ， 1800r/min ， 2500r/min 。主电机的选择合理的确定电机功率，使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机

6、经常轻载而降低功率因素。已知电动机的功率是4KW根据车床设计手册附录表 2选Y132S-4,额定功率，满载转速1440r/min ，最大额定转矩m。三、传动设计主传动方案拟定拟定传动方案，包括传动形式的选择以及开停、换向、制动、操作等整个传动系统的确定。传动形式指传动和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的传动形式、变速类型。传动方案和形式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此，确定传动方案和形式，要从结构、工艺、性能及经济等方面统一考虑。传动方案有多种，传动形式更是众多，比如：传动形式上有集中传动、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、分支传动等形式；变速箱上

7、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，我们采用集中传动形式的主轴变速箱。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，但对于分析复杂的传动并想由此导出实际的方案，就并非十分有效。确定传动组及各传动组中传动副的数目级数为 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Z 、Z、 个传动副。传动副中由于结构的限制以2或3为合适，即变速级数Z应为2和3的因子：Z a b有以下三种方案：12=3X 2X2.传动式的拟定12级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，考虑到机

8、床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴上的齿轮少些为好。最后一个传动组的传动副常选用2。综上所述，传动式为12=3X 2 2。结构式的拟定传动副应前多后少的原则，故12=3 2 2 传动式，有6 种结构式和对应的结构网。又因为传动顺序应前密后疏，变速组的降速要前慢后快，所以结构式为：12=31 23 26转速图的拟定电动机I IIIII IV图 1 正转转速图图 2 主传动系图四、 传动件的估算三角带传动的计算三角带传动中，轴间距A可以加大。由于是摩擦传递，带与轮梢间会有打滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电

9、机输出轴的定比传动。(1) 选择三角带的型号根据公式：Pca KaP 1.1 5.5 6.05KW式中P- 电动机额定功率，Ka - 工作情况系数查机械设计图8-8因此选择A型带，尺寸参数为B=80mmbd = 11mmh=10, 40 。(2) 确定带轮的计算直径D ， D带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。 为提高带的寿命，小带轮的直径D不 宜过小，即D Dm2查机械设计表8-3, 8-7取主动轮基准直径D =100m由公式D2 D Di 1式中：n-小带轮转速，n-大带轮转速，-带的滑动系数，一般取。所以D2 1440 140 1 0.02220.5mm，由机械设计A表8-7取园整为224

10、mm800(3)确定三角带速度按公式 V3.1 3.14224 125L0 2 600 125 224 1751.93mm 24 700由机械设计表8-2,圆整到标准的计算长度L 1800mm(6)验算三角带的挠曲次数 125 1440 9.42 m60 100060 1000s初定中心距带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取：根据经验公式0.7 D1 D2 A0 2 D1 D2 mm取2 125 224 698mm,取A =600mm.(5)三角带的计算基准长度Lu”誓10.31 40次Z，符合要求。确定实际中心距A2 624mmA A -L0 600 (180

11、0 1752)2(8)验算小带轮包角1 1800 D2 D1 57.50 1170.90A1200 ,主动轮上包角合适。(9)确定三角带根数Z根据机械设计式8-22pcaP0 p°k kl传动比VlV21440/800 1.8查表 8-5c , 8-5d 得 p0= , P0 =查表 8-8 , k =;查表 8-2 , ki =Z 65 4.31.32 0.15 0.98 1.01所以取Z 5根(10)计算预紧力查机械设计表8-4 , q=mpca 2.5F0500上 1vz k2qv6.052.5500 7.54 5 0.98210.1 7.542130.1N传动轴的估算传动轴除

12、应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在 反复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高， 不允许有较大变形。因此疲劳强度一般不失是主要矛盾，除了载荷很大的情 况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变 形。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。传动轴直径的估算d其中：P-电动机额定功率K-键梢系数A- 系数-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；n j -该传动轴的计算转速。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，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。查机械制造装备设计表3-8取I , IV轴

13、的K=, A=10Q II , HI轴是花键轴，取K=, A=o所以 d1 (92 1g倡常imm 253mm取 30mm“ 5.5 0,96 0.99 0.98d2(92 1.05)4;-250mm 27.4mm,取 35mmd35.5 0.96 0.99 0.98 0.99 0.98(92 1.05) 4mm,12538.5mm ,取 40mm此轴径为平均轴径，设计时可相应调整齿轮齿数的确定和模数的计算齿轮齿数的确定当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮 齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数，如传 动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮

14、的齿数和Sz及小齿轮的齿数可以从表3-6 （机械制造装备设计）中选取。一般在主传动中，最小齿数应 大于1820。采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联 滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于 4,以保证滑移是齿轮外圆不 相碰。第一组齿轮：1传动比：30 1, u2=1/,u3=1/查机械制造装备设计表3-6 ,齿数和Sz取72Z =36, Z2=42, Z3=32,Z4=36,Z5=32,Z6=42 ;第二组齿轮:传动比：u1 ； l,u2=1/2 ,齿数和 Sz取 72:Z7=36 , Z8 =24, Z9=36,Z10=48;第三组齿轮：传动比：u1=,u2=1/齿数和

15、 Sz取 72:Z11=43 , Z12 =20, Z13=27, Z14=50;齿轮模数的计算(1) 一般同一变速组中的齿轮取同一模数， 选择负荷最重的小齿轮按简化的接触疲劳强度公式计算mj 163383i 1 NdZ2 i 2m Z1 i j njmm式中：mj按疲劳接触强度计算的齿轮模数mmNd驱动电机功率 KWnj 计算齿轮的计算转速rpm大齿轮齿数和小齿轮齿数之比i 1小齿轮齿数齿宽系数,-(B为齿宽，m为模数)， mm 6: 10j 许用接触应力 MPa传动组 a 模数：ma 163383/2 1.6 2.0 2 1.936 271.6 6001250传动组b模数:mb 16338

16、3：2 32.0 22.39 6 242 600 800传动组c模数：mc 163列5 2.06002 4004.12故选取标准模数ma 2.5, mb 2.5,mc(4)标准齿轮：20度，h*1, c*0.25从机械原理 表10-2查得以下公式齿顶圆 da = (z1 + 2h*a )m齿根圆 df (z1 2h*a 2c*)m齿顶高 ha = h*am分度圆 d = mz齿根高 hf = (h*a + c*)m齿轮的具体值见表齿轮尺寸表齿轮齿数z模数m分度圆d齿顶圆da齿根圆df齿顶身ha齿根高hf1369095240100105332808543690955328085640100105

17、736909582460659369095104812012511433129132312203606331327381843145031501533齿宽确定由公式B mm m 6: 10,m为模数得：第一套啮合齿轮 BI6: 10 3 18: 30mm第二套啮合齿轮 BII6: 10 3 18: 30mm第三套啮合齿轮 日口6: 10 3 18: 30mm一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应主动轮比小齿轮齿宽大所以B1 18mm, B218mm， B3 18mm， B4 18mm ，B525mm, B620mm, B725mm,

18、B818mm, B925mm, B1020mm ，B1118mm, B1220mm, B1320mm, B1418mm带轮结构设计查机械设计P156页，当dd 300mmt,采用腹板式。D是轴承外径，查机 械零件手册确定选用深沟球轴承 6211, d=55mm,D=100mm?轮内孔尺寸是 轴承外径尺寸100mm齿机械设计表8-10确定参数得：bd 8.5,ha 2.0,hf 9.0,e 12, f 8, min 5.5,38o带轮宽度：B z 1 e 2 f 5 1 8 2 7 64mm分度圆直径：dd 280mm，'d1 1.9D 1.8 100mm 180mm,C5/28 B 1

19、1.4 12mm ，L B 64mm,五、动力设计主轴刚度验算选定前端悬伸量C参考机械装备设计P121,根据主轴端部的结构，前支承轴承配置和密封装置的型式和尺寸，这里选定C=120mm.主轴支承跨距L的确定一般最佳跨距Lo 2: 3 C 240: 420mm ,考虑到结构以及支承刚度因磨损 会不断降低，应取跨距L比最佳支承跨距Lo大一些，再考虑到结构需要，这里 取 L=600mm计算C点挠度2 955 104 NdDjnj1 ）周向切削力Pt的计算Pt200 240 mm,其中 Nd 5.5KW,0.96 0.987,Dj0.5 : 0.6 Dmax 0.5: 0.6 400MDj 240,

20、nj 31.5r/min4故 pt 955005 1.15 104N ,故 P 1.12P 1.736 104N。 240 35.5Pr 0.45P 6.98 103N,Pf 0.35P 5.43 103N1）驱动力Q的计算参考车床主轴箱指导书，-7 NQ 2.12 107- nzn其中N Nd 5.5 0.96 0.987 4.58KW,z 72,m 3,n 35.5r/min所以2.12 1074.584 72 35.5-41.13 10 N3）轴承刚度的计算这里选用4382900系列双列圆柱子滚子轴承根据 C 22.222 1.50.103 d0.8 求得：CA 22.222 1.50.

21、103 700.8 8.48 105 N/mmCB 22.222 1.50.103 1000.8 9.224 105N/mm4）确定弹性模量，惯性距I ； Ic；和长度a,b,s。轴的材产选用40Cr,查简明机械设计手册P6,有_ 一 5_E 2.1 10 MPa主轴的惯性距I为：D4外D4内644.27 106mm4主轴C段的惯性距Ic可近似地算:4_4 4D41 0.64D4164Ic6.25 106mm464切削力p的作用点到主轴前支承支承的距离 s=c+w寸于普通车床,W= （H是车床中心高，设 H=200mm）贝U： S 120 0.4 200 200mm根据齿轮、轴承宽度以及结构需

22、要，取 b=60mm计算切削力P作用在S点引起主轴前端C点的挠度23_ 3sc cycsP 6EIc cLsc L S L C3EICaL2sc 2 mm CaL2代入数据并计算得ycsp =计算驱动力Q作用在两支承之间时,主轴前端 C点子的挠度ycmqycmqQbc 2L b L b L C L6EILCbL2b bc5 mmCaL2计算得：ycmq求主轴前端C点的终合挠度yc水平坐标Y轴上的分量代数和为ycy ycsp cos p ycmq cos q ycm cos m,其中 p 66o, q 270o, m 180°,计算得：ycy =. ycz 0.0928mm。综合挠度y

23、c Jycy2 ycz20.118mm。综合挠度方向角 yc arctg Yz 72.25° ,又ycyy 0.0002L 0.0002 600 0.12mm。因为 % y ,所以此轴满足要求。齿轮校验在验算算速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进接触应力和弯曲应力的验算。这里要验算的是齿轮 2,齿轮7,齿轮12 这三个齿轮。齿轮12的齿数为18,模数为4,齿轮的应力:1）接触应力: 4入 2088 10Qf zmu 1 k kvkaksNuBnj大齿轮齿数与小齿轮齿数之比;k -齿向载荷分布系数;kv-动载荷系数；kA-工况系数；ks-寿命系数查机械装备设计

24、表10-4及图10-8及表10-2分布得kHB 1.15,kFB 1.20;kv 1.05,kA 1.25假定齿轮工作寿命是48000h,故应力循环次数为N 60njLh 60 500 1 48000 1.44 109 次查机械装备设计图10-18得Kfn 0.9,Khn0.9,所以:2088 103 f 18 42）弯曲应力:72 11.15 1.05 1.25 0.9 7.5 0.96 0.982187221 500181.024 103 MPa_5191 105k kvkaksNzm2BYnj查金属切削手册有 Y二，代入公式求得：Qw =查机械设计图10-21e,齿轮的材产选40Cr渗碳

25、，大齿轮、小齿轮的硬度为60HRC故有 f 1650MPa ,从图10-21e读出920MPa 。因为:f f , w w ,故满足要求，另外两齿轮计算方法如上，均符合要求。六、结构设计及说明结构设计的内容、技术要求和方案设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器和制动器等）、主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其联结件的结构设计与布置，用一张展开图和若干张横截面图表示。课程设计由于时间的限制，一般只画展开图。主轴变速箱是机床的重要部件。设计时除考虑一般机械传动的有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题。精度方面的要求，刚度和抗震性的要求，传动效率要求，主轴前轴承处温度

26、和温升的控制，结构工艺性，操作方便、安全、可靠原则，遵循标准化和通用化的原则。主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点，由于结构复杂，设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在正式画图前应该先画草图。展开图及其布置展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序，假想将各轴沿其轴线剖开并将这些剖切面平整展开在同一个平面上。I 轴上装的摩擦离合器和变速齿轮。有两种布置方案，一是将两级变速齿轮和离合器做成一体。齿轮的直径受到离合器内径的约束，齿根圆的直径必须大于离合器的外径，负责齿轮无法加工。这样轴的间距加大。另一种布置方案是离合器的左右部分分别装在同轴线的轴上，左边部分接通，得到一级反向转动，右边接通得到三级反向转动。这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。我们采用第一种方案，通过空心轴中的拉杆来操纵离合器的结构。齿轮在轴上布置很重要，关系到变速箱的轴向尺寸，减少轴向尺寸有利于提高刚度和减小体积。齿轮块设计齿轮是变速箱中的重要元件。齿轮同时啮合的齿数是周期性变化的。也就是说，作用在一个齿轮上的载荷是变化的。同时由于齿轮制造及安装误差等， 不可避免要产生动载荷而引起振动和噪音，常成为变速箱的主要噪声源，并影响主轴回转均匀性。在齿轮块设计时，应充分考虑这些问题。齿轮块的结构形式很多，取决于下列有关因素：1) 是固定齿轮还是滑移齿轮；2) 移动