题目3 最大加工直径为250mm的普通车床的主轴箱部件设计说明书P=4kw;转速1800;80公比1.41

课程设计题目最大加工直径为250mm的普通车床的主轴箱部件设计姓名专业学号指导教师目录27974目录 326549第1章绪论 117597第2章车床参数的拟定 2176892.1车床主参数和基本参数 2185232.2车床的变速范围R和级数Z 244792.3确定级数主要其他参数 2239412.3.1拟定主轴的各级转速 2252312.3.2主电机功率——动力参数的确定 2147972.3.3确定结构式 323542依据传动顺序与扩大顺序相一致的原则选择方案为：； 3115242.3.4确定结构网 3178362.3.5绘制转速图和传动系统图 42362.4确定各变速组此论传动副齿数 61393第3章传动件的计算 8172183.1带传动设计 874603.1.1计算设计功率Pd 8136163.2选择带型 973943.3确定带轮的基准直径并验证带速 9131803.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角 10120463.5确定带的根数z 11176353.6确定带轮的结构和尺寸 11219423.7确定带的张紧装置 11103623.8计算压轴力 1127624由《机械设计》P303表13－12查得，A型带的初拉力F0＝123.75N，上面已得到=171.2o，z=4，则 1119483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7-3。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。 1121244V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(dd≤(2.5～3)d时)，如图7-6a。（2）腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd≤300mm时)，如图7-6b。（3）孔板带轮：用于尺寸较大的带轮((dd－d)＞100mm时)，如图7-6c。（4）椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd＞500mm时)，如图7-6d。 124893 1313020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） 13225073.9计算转速的计算 13117223.10齿轮模数计算及验算 14100403.11传动轴最小轴径的初定 18110733.12主轴合理跨距的计算 1927098第5章摩擦离合器(多片式)的计算 2115068第6章主要零部件的选择 2368166.1电动机的选择 23223736.2轴承的选择 23203726.3变速操纵机构的选择 23213756.4轴的校核 23231754.3主轴弯曲刚度校核 23175466.5轴承寿命校核 2689286.6.键的选用及校核： 2696456.7轴承端盖设计 2711013第7章主轴箱结构设计及说明 29317907.1结构设计的内容、技术要求和方案 2914907.2展开图及其布置 3020346结束语 3125848参考文献 32课程设计（论文）PAGE3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AbstractThisdesignfocusesonthedesignprocedureofthemaindrivesystemofthemachinetool,andaccordingtothedeterminedmotionparameters,thetotalcenterdistanceofthegearboxistheminimum.Inthemaindrivesystemofthemachinetool,toreducethenumberofgears,tosimplifythestructure,shortentheaxialsize,thedesignmethodofthetoothnumberofthegearisthetrialanderror,andthecalculationistroublesomeanddifficulttofindoutthereasonabledesignscheme.Inthispaper,thecharacteristicsofthemaintransmissionsystemofthetripleslipgeartransmissioncharacteristicsoftheanalysisandresearch,drawingpartsoftheworkplanandthemainaxisboxexpansionplanandsection.Keywords:transmissionsystemdesign,transmission,structure,structure,structurePAGE1第1章绪论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。题目：普通车床主轴箱设计车床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下：工件最大回转直径D(mm)正转最高转速Nmax()正转最低转速nmin()电机功率N（kw）公比25018008031.41第2章车床参数的拟定2.1车床主参数和基本参数工件最大回转直径D(mm)正转最高转速Nmax()正转最低转速nmin()电机功率N（kw）公比25018008031.41车床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下：2.2车床的变速范围R和级数ZR==由公式R=，其中=1.41，R=5，可以计算级数z=102.3确定级数主要其他参数2.3.1拟定主轴的各级转速依据题目要求选级数Z=10，=1.41=1.06，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：80，112，160，224，315，450，630,900，1250，18002.3.2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。此经济型数控车床根据任务书上提供的条件，电动机的功率为4KW,选择电动机的型号为Y112M-4，电动机具体数据如下表所示：电动机参数表电动机信号额定功率满载转速级数同步转速Y112M-44KW1440r/min4级1500r/min2.3.3确定结构式已知Z=x3ba、b为正整数，即Z应可以分解为2和3的因子，以便用2、3联滑移齿轮实现变速。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：由Z=10可以按照Z=12进行然后减去2级重复的可得：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：12=3×2×2；由12=3×2×2传动式可得6种结构式和对应的结构网。分别为：依据传动顺序与扩大顺序相一致的原则选择方案为：；2.3.4确定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，故变速组的最大变速范围为/≤8～10。检查变速组的变速范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：依据中间轴变速范围小的原则设计设计结构网如下所示：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：其中，，；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。系统结构网图2.3.5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：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2-3：1-2轴最小中心距：A1_2min>1/2(Zmaxm+2m+D)轴最小齿数和:Szmin>(Zmax+2+D/m)图2-3主传动系统图2.4确定各变速组此论传动副齿数确定齿轮齿数的原则和要求：①齿轮的齿数和不应过大；齿轮的齿数和过大会加大两轴之间的中心距，使机床结构庞大，一般推荐≤100～200.②最小齿轮的齿数要尽可能少；但同时要考虑：※最小齿轮不产生根切，机床变速箱中标准直圆柱齿轮，一般最小齿数≥18；※受结构限制的最小齿轮最小齿数应大于18～20；※齿轮齿数应符合转速图上传动比的要求：实际传动比（齿数之比）与理论传动比（转速图上要求的传动比）之间又误差，但不能过大，确定齿轮数所造成的转速误差，一般不应超过10%（-1）%，即：%-要求的主轴转速；-齿轮传动实现的主轴转速；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，变速组内每对齿轮的齿数和及小齿轮的齿数可以从《机械制造装备设计》表3-9中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于18～20。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。根据表3-4（《机械制造装备设计》主编赵雪松、任小中、于华）查得①传动组a:由，，时：……57、60、63、66、69、70、72、75、78……时：……63、65、67、68、70、72、73、77……时：……58、60、62、64、66、68、70、72、74、76……可取70,于是可得轴Ⅰ齿轮齿数分别为：29、35、41。齿轮I轴齿数41352970Ⅱ轴齿数293541②传动组b：由，时：……63、65、67、68、70、72、73、76……时：……58、60、62、64、66、68、70、72、74、76……可取76，于是可得轴Ⅱ上三联齿轮的齿数分别为：38、20。齿轮Ⅱ轴齿数382076Ⅲ轴齿数3856③传动组c:查表8-1,,时：……84、85、89、90、94、95……时：……72、75、78、81、84、87、、89、90……取96.为降速传动齿轮数据如下表所示：齿轮3轴齿数5625964轴齿数4071第3章传动件的计算3.1带传动设计输出功率P=4kW,转速n1=1440r/min,n2=900r/min3.1.1计算设计功率Pd表4工作情况系数工作机原动机ⅰ类ⅱ类一天工作时间/h10~1610~16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；轻型运输机1.01.11.21.11.21.3载荷变动小带式运输机（运送砂石、谷物），通风机（）；发电机；旋转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛1.11.21.31.21.31.4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1.21.31.41.41.51.6载荷变动很大破碎机（旋转式、颚式等）；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机1.31.41.51.51.61.8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KA＝1.1。即3.2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13－11选取。根据算出的Pd＝4.4kW及小带轮转速n1＝1440r/min，查图得：dd=80～100可知应选取A型V带。3.3确定带轮的基准直径并验证带速由《机械设计》P298表13－7查得，小带轮基准直径为80～100mm则取dd1=95mm>ddmin.=75mm（dd1根据P295表13-4查得）表3V带带轮最小基准直径槽型YZABCDE205075125200355500由《机械设计》P295表13-4查“V带轮的基准直径”，得=150mm误差验算传动比：（为弹性滑动率）误差符合要求②带速满足5m/s<v<25~30m/s的要求，故验算带速合适。3.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角由式可得0.7（95+150）2（95+150）即171.5490，选取=400mm所以有：由《机械设计》P293表13－2查得Ld＝1120mm实际中心距符合要求。表4.包角修正系数包角220210200190180150170160140130120110100901.201.151.101.051.000.920.980.950.890.860.820.780.730.68表5.弯曲影响系数带型ZABCDE3.5确定带的根数z查机械设计手册，取P1=0.35KW，△P1=0.03KW由《机械设计》P299表13－8查得，取Ka=0.95由《机械设计》P293表13－2查得，KL＝1.16则带的根数所以z取整数为4根。3.6确定带轮的结构和尺寸根据V带轮结构的选择条件，电机的主轴直径为d=28mm；由《机械设计》P293，“V带轮的结构”判断：当3d＜dd1(90mm)＜300mm，可采用H型孔板式或者P型辐板式带轮，这次选择H型孔板式作为小带轮。由于dd2>300mm，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。3.7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。3.8计算压轴力由《机械设计》P303表13－12查得，A型带的初拉力F0＝123.75N，上面已得到=171.2o，z=4，则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7-3。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/T13575.1-92）项目

符号槽型YZABCDE基准宽度bp5.38.511.014.019.027.032.0基准线上槽深hamin1.62.02.753.54.88.19.6基准线下槽深hfmin4.77.08.710.814.319.923.4槽间距e8±0.312±0.315±0.319±0.425.5±0.537±0.644.5±0.7第一槽对称面至端面的距离fmin67911.5162328最小轮缘厚55.567.5101215带轮宽BB=(z-1)e+2f

z—轮槽数外径da轮槽角32°对应的基准直径dd≤60------34°-≤80≤118≤190≤315--36°60----≤475≤60038°-＞80＞118＞190＞315＞475＞600极限偏差±1±0.5V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(dd≤(2.5～3)d时)，如图7-6a。

（2）腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd≤300mm时)，如图7-6b。

（3）孔板带轮：用于尺寸较大的带轮((dd－d)＞100mm时)，如图7-6c。

（4）椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd＞500mm时)，如图7-6d。（a）（b）（c）（d）图7-6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）3.9计算转速的计算（1）.主轴的计算转速由《机械系统设计》表3-2中的公式＝80QUOTEQUOTE＝178.14r/min取计算转速为160r/min(2).传动轴的计算转速在转速图上，轴Ⅲ在最低转速80r/min时经过传动组传动副。这个转速高于主轴计算转速，在恒功率区间内，因此轴Ⅲ的最低转速为该轴的计算转速即nⅢj=160/min,轴Ⅰ计算转速为QUOTE=160r/min（2）确定各传动轴的计算转速由机械设计知识可知，一对啮合齿轮只需要校核危险的小齿轮，因此只需求出危险小齿轮的计算转速这转速都在恒功率区间内，即都要求传递最大功率所以齿轮Z3的计算转速为这3转速的最小值即=600r/min各计算转速入表3-1。表3-1各轴计算转速轴号Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴计算转速r/min900315160（3）确定齿轮副的计算转速。齿轮Z装在主轴上并具有级转速，其中只有160r/min传递全功率，故Zj=160r/min。依次可以得出其余齿轮的计算转速，如表3-2。表3-2齿轮副计算转速序号ZZZZZn9003153151601603.10齿轮模数计算及验算模数计算，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mj=16338可得各组的模数，如表3-3所示。45号钢整体淬火，按接触疲劳计算齿轮模数m1-2轴由公式mj=16338可得mj=2.65，m=3mm2-3轴由公式mj=16338可得mj=2.75，取m=4mm3-4主轴由公式mj=16338可得mj=3.45，取m=4mm表3-3模数组号基本组第一扩大组第二扩大组模数mm334（2）基本组齿轮计算。基本组齿轮几何尺寸见下表基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z1Z1`Z2Z2Z3`Z3`齿数412935352941分度圆直径1238710510587123齿顶圆直径1299311111193129齿根圆直径115.579.597.597.579.5115.5齿宽242424242424按基本组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。计算如下：①齿面接触疲劳强度计算：接触应力验算公式为弯曲应力验算公式为：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）.m初算的齿轮模数（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；=工作期限系数；T齿轮工作期限，这里取T=15000h.;齿轮的最低转速（r/min）,=500（r/min）基准循环次数，接触载荷取=，弯曲载荷取=m疲劳曲线指数，接触载荷取m=3；弯曲载荷取m=6;转速变化系数，查【5】2上，取=0.60功率利用系数，查【5】2上，取=0.78材料强化系数，查【5】2上，=0.60工作状况系数，取=1.1动载荷系数，查【5】2上，取=1齿向载荷分布系数，查【5】2上，=1Y齿形系数，查【5】2上，Y=0.386；许用接触应力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650Mpa；许用弯曲应力（MPa），查【4】，表4-7，取=275Mpa；根据上述公式，可求得及查取值可求得：=635Mpa=78Mpa（3）扩大组齿轮计算。第一扩大组齿轮几何尺寸见下表基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z4Z4`Z5Z5`齿数38382056分度圆直径11411460168齿顶圆直径12012066174齿根圆直径106.5106.552.5160.5齿宽24242424第二扩大组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z6Z6`Z7Z7`齿数56402571分度圆直径224160100284齿顶圆直径232168108292齿根圆直径21415090274齿宽32323232按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。同理根据基本组的计算，查文献【6】，可得=0.62，=0.77，=0.60，=1.1，=1，=1，m=3.5，=355；可求得：=619Mpa=135Mpa3.11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：d=1.64（mm）或d=91（mm）式中d传动轴直径（mm）Tn该轴传递的额定扭矩（N*mm）T=9550000；N该轴传递的功率（KW）该轴的计算转速该轴每米长度的允许扭转角，==。3.12主轴合理跨距的计算由于电动机功率P=4kw，根据【1】表3.20，前轴径应为60~90mm。初步选取d1=80mm。后轴径的d2=（0.7~0.9）d1，取d2=60mm。根据设计方案，前轴承为NN3016K型，后轴承为圆锥滚子轴承。定悬伸量a=120mm，主轴孔径为30mm。轴承刚度，主轴最大输出转矩T=9550=9550×=424.44N.m设该机床为车床的最大加工直径为250mm。床身上最常用的最大加工直径，即经济加工直径约为最大回转直径的50%，这里取60%，即180mm，故半径为0.09m；切削力（沿y轴）Fc==4716N背向力（沿x轴）Fp=0.5Fc=2358N总作用力F==5272.65N此力作用于工件上，主轴端受力为F=5272.65N。先假设l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分别为RA=F×=5272.65×=7908.97NRB=F×=5272.65×=2636.325N根据文献【1】式3.7得：Kr=3.39得前支承的刚度：KA=1689.69N/；KB=785.57N/；==2.15主轴的当量外径de=(80+60)/2=70mm，故惯性矩为I==113.8×10-8m4 η===0.14查【1】图3-38得=2.0，与原假设接近，所以最佳跨距=120×2.0=240mm合理跨距为（0.75-1.5），取合理跨距l=360mm。根据结构的需要，主轴的实际跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主轴的刚度，增大轴径：前轴径D=100mm，后轴径d=80mm。前轴承采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用背对背安装的角接触球轴承。主要零部件的选择6.1电动机的选择转速n＝1420r/min，功率P＝4kW选用Y系列三相异步电动机6.2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7012C6.3变速操纵机构的选择选用左右摆动的操纵杆使其通过杆的推力来控制II轴上的三联滑移齿轮和二联滑移齿轮。6.4轴的校核4.3主轴弯曲刚度