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机械制造装备设计课程设计题 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 5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，全套图纸加153893706目 录摘 要2目 录4第1章 绪论61.1 课程设计的目的61.2课程设计的内容61.2.1 理论分析与设计计算61.2.2 图样技术设计61.2.3编制技术文件61.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求6第2章 车床参数的拟定72.1车床主参数和基本参数72.2车床的变速范围R和级数Z72.3确定级数主要其他参数72.3.1 拟定主轴的各级转速72.3.2 主电机功率动力参数的确定72.3.3确定结构式72.3.4确定结构网82.3.5绘制转速图和传动系统图82.4 确定各变速组此论传动副齿数10第3章 传动件的计算113.1 带传动设计113.2选择带型123.3确定带轮的基准直径并验证带速123.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角133.5确定带的根数z143.6确定带轮的结构和尺寸143.7确定带的张紧装置143.8计算压轴力143.9 计算转速的计算163.10 齿轮模数计算及验算173.11 传动轴最小轴径的初定203.12 主轴合理跨距的计算213.13 轴承端盖设计223.14箱体的结构设计233.15润滑与密封23第4章 摩擦离合器(多片式)的计算25第5章 主要零部件的选择275.1电动机的选择275.2 轴承的选择275.3变速操纵机构的选择275.4 轴的校核275.5 轴承寿命校核29第6章 主轴箱结构设计及说明306.1 结构设计的内容、技术要求和方案306.2 展开图及其布置31结束语32参考文献33 第1章 绪论1.1 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。1.2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。1.2.1 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。1.2.2 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。1.2.3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。1.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求题目：普通车床主轴箱设计29第2章 车床参数的拟定2.1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：表2.1 车床主参数表工件最大回转直径D(mm)正转最高转速nmax ( )正转最低转速nmin( )电机功率N（kw）公比250200040031.262.2车床的变速范围R和级数Z R=由公式R=，其中 =1.26，R=5，可以计算级数 z=82.3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=8， =1.26=1.064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：400，500，630，800，1000，1250，1600，20002.3.2 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。根据题设条件电机功率为3KW可选取电机为：Y100L2-4额定功率为3KW，满载转速为1420r/min.2.3.3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。取Z=8级 则Z=22对于Z=8可分解为：Z=212224。综合上述可得：主传动部件的运动参数 =400 Z=8 =1.262.3.4确定结构网根据“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,结构紧凑的原则,选取传动方案 Z=212224,易知第二扩大组的变速范围r=(P3-1)x=1.264=3.958 满足要求，其结构网如图2.1。 Z=212224图2.1 结构网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：图2.2 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_2min1/2(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(1)Sz100-120,中型机床Sz=70-100(2)直齿圆柱齿轮Zmin18-20,m4（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4.1，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2.2。表2.2 齿轮齿数传动比基本组第一扩大组第二扩大组1:11:1.261：11:1.581.58：11：2代号ZZZZZZZZZ5Z5ZZ齿数4747 42 52 4242 325254343454第3章 传动件的计算3.1 带传动设计输出功率P=3kW,转速n1=1420r/min,n2=1250r/min3.1.1计算设计功率Pd表3.1 工作情况系数工作机原动机类类一天工作时间/h10161016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KA1.1。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1311选取。图3.1 V带轮功率和转速图根据算出的Pd3.3kW及小带轮转速n11420r/min ，查图得：dd=80100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137查得，小带轮基准直径为80100mm则取dd1=100mm ddmin.=75 mm（dd1根据P295表13-4查得）表3.2 V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=112mm 误差验算传动比： （为弹性滑动率）误差 符合要求 带速 满足5m/sv300mm，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1312查得，A型带的初拉力F0117.39N，上面已得到=177.57，z=3，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3.5 普通V带轮的轮槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92） 项目 符号 槽型 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基准线下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽对称面至端面的距离 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小轮缘厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 带轮宽 B B =( z -1) e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 轮 槽 角 32 对应的基准直径 d d 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 190 315 475 600 极限偏差 1 0.5 V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(2.53)d时)，如图3.2a。 （2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd 300mm 时)，如图3.2b。 （3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮(ddd) 100 mm 时)，如图3.2c 。 （4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd 500mm 时)，如图3.2d。（a） （b） （c） （d）图3.2 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nj，由公式n=n得，主轴的计算转速nj=587.86r/min，取630r/min。(2). 传动轴的计算转速 轴1=1250r/min 轴2=1000r/min，轴1=1000r/min。（2）确定各传动轴的计算转速。表表3.6 各轴计算转速轴 号 轴 轴 轴计算转速 r/min 125010001000（3） 确定齿轮副的计算转速。 表3.7 齿轮副计算转速序号ZZZZZn12501000100010006303.10 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mj=16338可得各组的模数，如表3-3所示。按接触疲劳计算齿轮模数m 1-2轴由公式mj=16338可得mj=2.25，m=2.5mm2-3轴由公式mj=16338可得mj=2.13，取m=2.5mm3-4主轴由公式mj=16338可得mj=2.68，取m=3mm表3.8 模数组号基本组第一扩大组第一扩大组模数 mm 2.52.53（2）基本组齿轮计算。 表3.9 基本组齿轮几何尺寸表齿轮Z1Z1 Z2Z2齿数47474252分度圆直径117.5117.5105130齿顶圆直径122.5122.5110135齿根圆直径111.25111.2598.75123.5 齿宽22222222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： 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，N=5kW; -计算转速（r/min）. m-初算的齿轮模数（mm）, m=2.5（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）, =630（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，=1 Y-齿形系数，查【5】2上，Y=0.386；-许用接触应力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；-许用弯曲应力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；根据上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa =78 Mpa（3）扩大组齿轮计算。第一扩大组齿轮几何尺寸见下表表3.10第一扩大组齿轮几何尺寸表齿轮Z3Z3 Z4Z4齿数42423252分度圆直径10510580130齿顶圆直径11011085135齿根圆直径98.7598.7573.75123.75 齿宽24242424第二扩大组齿轮几何尺寸见下表 表3.11第二扩大组齿轮几何尺寸表齿轮Z5Z5Z6Z6齿数54343454分度圆直径162102102162齿顶圆直径168108108168齿根圆直径154.594.594.5154.5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 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，=1，=1，m=3.5，=355；可求得：=619 Mpa =135Mpa 3.11 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，=。各轴最小轴径如表3.12。 表3.12 最小轴径轴 号 轴 轴最小轴径mm 3540 3.12 主轴合理跨距的计算由于电动机功率P=3kw，根据【1】表3.20，前轴径应为6090mm。初步选取d1=80mm。后轴径的d2=（0.70.9）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=0.5 Fc=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= 1689.69 N/ ；KB= 785.57 N/；=2.15 主轴的当量外径de=(80+60)/2=70mm，故惯性矩为 I=113.810-8m4 =0.14查【1】图3-38 得 =2.0，与原假设接近，所以最佳跨距=1202.0=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。3.13 轴承端盖设计图3.3 轴承端盖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)3.14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HT15-33,强度要求较高的箱体用HT20-40，只有热变形要求小的情况下才采用合金铸铁，采用HT20-40。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（1） 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。（2） 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。（3） 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。（4） 附件设计与选择。同时，可以进行轴系的结构设计，选择轴承。 表3.13 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73箱座凸缘厚32主轴右侧凸缘厚37外箱壁至轴承端面距离齿轮顶圆与内箱壁距离18齿轮端面与内箱壁距离102、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。3.15润滑与密封1、润滑设计（1） 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。（2） 飞溅润滑要求贱油件的圆周速度为0.68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，影响机床的正常工作。油的深度要足够，以免油池底部杂质被搅上来。（3） 进油量的大小和方向回油要保证畅通，进油方向要注意角接触轴承的泵油效应，即油必须从小端进大端出。箱体上的回油孔的直径应尽可能的大些，一般应大于进油孔的直径。箱体上放置油标，一边及时检查润滑系统工作情况。（4） 放油孔应在箱体适当位置上设置放油孔，放油孔应低于油池底面，以便放净油，为了便于接油最好在放油孔处接长管。（5） 防止或减少机床漏油 箱体上外漏的最低位置的孔应高出油面。 轴与法兰盖的间隙要适当，通常直径方向间隙11.5毫米。 主轴上常采用环形槽和间隙密封，效果要好，槽形的方向不能搞错。 箱盖处防漏油沟应设计成沟边向箱体油沟内侧偏一定距离，大约为35毫米。2、润滑油的选择 润滑油的选择与轴承的类型、尺寸、运转条件有关，速度高选粘度低的，反之选粘度高的。润滑油粘度通常根据主轴前颈和主轴最高转速选择。第4章 摩擦离合器(多片式)的计算设计多片式摩擦离合器时，首先根据机床结构确定离合器的尺寸，如为轴装式时，外摩擦片的内径d应比花键轴大26mm，内摩擦片的外径D的确定，直接影响离合器的径向和轴向尺寸，甚至影响主轴箱内部结构布局，故应合理选择。摩擦片对数可按下式计算 Z2MnK/fbp式中 Mn摩擦离合器所传递的扭矩（Nmm）； Mn955/95530.98/8001.28（Nmm）; Nd电动机的额定功率（kW）； 安装离合器的传动轴的计算转速（r/min）； 从电动机到离合器轴的传动效率； K安全系数，一般取1.31.5； f摩擦片间的摩擦系数，由于磨擦片为淬火钢，查机床设计指导表2-15，取f=0.08； 摩擦片的平均直径（mm）; =（D+d）/267mm; b内外摩擦片的接触宽度（mm）； b=（D-d）/2=23mm； 摩擦片的许用压强（N/）；1.11.001.000.760.836 基本许用压强（MPa），查机床设计指导表2-15，取1.1； 速度修正系数 n/6=2.5（m/s） 根据平均圆周速度查机床设计指导表2-16，取1.00； 接合次数修正系数，查机床设计指导表2-17，取1.00； 摩擦结合面数修正系数，查机床设计指导表2-18，取0.76。所以 Z2MnK/fbp21.281.4/（3.140.08230.83611 卧式车床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗确定，一般取0.40.4114.4 最后确定摩擦离合器的轴向压紧力Q，可按下式计算：Q=b(N)1.13.14231.003.57式中各符号意义同前述。摩擦片的厚度一般取1、1.5、1.75、2（mm），内外层分离时的最大间隙为0.20.4（mm）,摩擦片的材料应具有较高的耐磨性、摩擦系数大、耐高温、抗胶合性好等特点，常用10或15钢，表面渗碳0.30.5（mm）,淬火硬度达HRC5262。图4.1 多片式摩擦离合器第5章 主要零部件的选择 5.1电动机的选择转速n1420r/min，功率P3kW选用Y系列三相异步电动机 5.2 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7012C5.3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。5.4 轴的校核（a） 主轴的前端部挠度（b） 主轴在前轴承处的倾角（c） 在安装齿轮处的倾角E取为，由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算将其分解为垂直分力和水平分力由公式可得主轴载荷图如下所示：图5.1 主轴载荷图由上图可知如下数据：a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm计算（在垂直平面）,，计算（在水平面）,，
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