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目 录1. 概述和机床参数确定21.1机床运动参数的确定21.2机床动力参数的确定21. 3机床布局22. 主传动系统运动设计32.1确定变速组传动副数目32.2确定变速组的扩大顺序42.3绘制转速图42.4确定齿轮齿数52.5确定带轮直径52.6验算主轴转速误差52.7绘制传动系统图63估算传动件参数 确定其结构尺寸63.1确定计算转速63.2确定轴的最小直径63.3估算传动齿轮模数73.4普通V带的选择和计算84结构设计94.1带轮设计94.2齿轮块设计104.3传动轴轴承的选择104.4主轴组件104.5操纵机构、滑系统设计、封装置设计104.6主轴箱体设计104.7主轴换向与制动结构设计105.齿轮强度校核 115.1校核a传动组齿轮115.2校核b传动组齿轮 126. 传动轴的刚度验算147. 花键键侧压溃应力验算 158.滚动轴承的验算159. 主轴组件验算1610总结1811参考文献181.概述1机床课程设计的目的机床课程设计，是在金属切削机床课程之后进行的实践性教学环节。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。轻型车床是根据机械加工业发展需要而设计的一种适应性强，工艺范围广，结构简单，制造成本低的万能型车床。它被广泛地应用在各种机械加工车间，维修车间。它能完成多种加工工序；车削内圆柱面，圆锥面，成形回转面，环形槽，端面及内外螺纹，它可以用来钻孔，扩孔，铰孔等加工。1.1 机床运动参数的确定（1） 确定调速范围Rn已知若某型数控车床的电机工作在额定转速时（1500r/min），需要通过分级变速箱的变速，主轴实现6级转速，分别为：1600 r/min，900 r/min，530r/min（高速档）；250r/min，150r/min，85r/min（低速档）；有一只数据的：，调速范围为：公比为：（2） 求出转速系列由已知得，标准转速数列为：85 150 250 530 900 1600 1.2机床动力参数的确定根据机床设计指导（任殿阁主编）附录41选择主电动机为Y100L2-4，其主要技术数据见下表1：表1 Y100L2-4技术参数转速（r/min）额定功率（kw）满载时堵转电流堵转转矩最大转矩同步转速（r/min）级数电流（A）效率（%）功率因数额定电流（倍）额定转矩（倍）额定转矩（倍）143036.882.50.817.02.22.2150041.3机床布局确定结构方案1）主轴传动系统采用V带，齿轮传动。2）传动型采用集中传动。3）制动采用式摩擦离合器和带式制动器。4）变速系统采用多联划移齿轮变速。5）润滑系统采用飞溅油润滑。2）布局采用卧式车床常规的布局形式。机床主要由主轴箱，皮鞍，刀架，尾架，进给箱，溜扳箱，车身等6个部件组成。主轴的空间位子布局图2 主传动系统运动设计2.1确定变速组传动副数目实现6级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合：1）6=23 2）6=32 从电动机到主轴，一般为降速传动。接近电动机处的零件，转速较高，从而转矩较小，尺寸也较小。如使传动副有较多的传动组在接近电动机处，则使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件少些，可以节省材料。由于题目要求有低速档和高速档之分，所以只能选择第一套分配方案。故选择6=23的方案。2.2确定变速组的扩大顺序6=23的传动副组合，其传动组的顺序又可有以下两种形式：1） 6=2331 2） 6=2132 选择中间轴的变速范围最小的方案，变速范围小，转速高，转矩较小，传动件的尺寸尽可能小些，尽量使扩大组的顺序要与传动顺序一致的原则。所以选择方案（1）较为合理。结构网图如下： 图2变速组扩大顺序2.3绘制转速图 图3转速图2.4确定齿轮齿数利用查表法由金属切削机床（大连理工 戴曙主编）表81，求出各传动组齿轮齿数表2 各传动组齿轮齿数变速组第一变速组第二变速组齿数和210100齿轮Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10齿数105105301806436505036642.5确定带轮直径确定计算功率 K-工作情况系数 工作时间为一班制 查表的K=1.1N-主动带轮传动的功率计算功率为Nj=1.1x5=5.5kw根据计算功率和小带轮的转速选用的三角带型号为A ， 查表26得小带轮直径推荐植为90.5mm ，大带轮直径 2.6绘制传动系统 图4传动系统图3 估算传动件参数 确定其结构尺寸3.1确定计算转速轴：900 轴：900 轴：530 传动组a： 传动组b： 3.2确定轴的最小直径确定各轴最小直径1轴的直径：2轴的直径：3轴的直径：此轴径为平均轴径，设计时可相应调整。3.3估算传动齿轮模数-轴：按齿轮弯曲疲劳计算：=（为大齿轮的计算转速，根据转速图确定）按齿面点蚀计算：取A=85由中心距A及齿数计算模数：模数因取和中较大值。故第一变数组齿轮模数因取m=2.5-轴：按齿轮弯曲疲劳计算：=按齿面点蚀计算：取A=115由中心距A及齿数计算模数：故第二转动组齿轮模数取m=33.4普通V带的选择和计算设计功率 （kw） 皮带选择的型号为A型两带轮的中心距范围内选择。中心距过小时，胶带短因而增加胶带的单位时间弯曲次数降低胶带寿命；反之，中心距过大，在带速较高时易引起震动。计算胶带速度初定中心距 计算带的基准长度：按上式计算所得的值查表选取计算长查金属切削机床设计指导表23取实际中心距 A=A=302.5 为了张紧和装拆胶带的需要，中心距A应为-（h+0.01L）到+0.02L的范围内调整。-（h+0.01L）为装拆调整量，h为胶带厚度，0.02L为张紧调整量。核算定小带轮包角求得合格.带的挠曲次数: 合格带的根数 单根三角带能传递的功率小带轮的包角系数 取5根三角胶带。4结构设计4.1带轮设计根据V带计算，选用5根A型V带。由于I轴安装了摩擦离合器，为了改善它们的工作条件，保证加工精度，采用了卸荷带轮结构。4.2齿轮块设计机床的变速系统采用了滑移齿轮变速机构。根据各传动组的工作特点，基本组的齿轮采用了销钉联结装配式结构。第二扩大组，由于传递的转矩较大，则采用了整体式齿轮。所有滑移出论与传动轴间均采用了花键联结。从工艺的角度考虑，其他固定齿轮也采用花键联结。由于主轴直径较大，为了降低加工成本而采用了单键联结。4.3传动轴轴承的选择 轴：30207型圆锥滚子轴承 轴：30207型圆锥滚子轴承和NN3009型双列圆柱滚子轴承 轴：30208型圆锥滚子轴承4.4主轴组件本车床为普通精度级的轻型机床，为了简化结构，主轴采用了轴向后端定位的两支承主轴主件。前轴承采用了NN3020K型双列圆柱滚子轴承，后支承采用了NN3016K型双列圆柱滚子轴承，中支承N219E型圆柱滚子轴承。为了保证主轴的回转精度，主轴前后轴承均用压块式防松螺母调整轴承的间隙。主轴前端采用了圆锥定心结构型式。前轴承为C级精度，后轴承为D级精度。4.5操纵机构 、滑系统设计 、封装置设计为了适应不同的加工状态，主轴的转速经常需要调整。根据各滑依齿轮变速传动组的特点，分别采用了集中变速操纵机构和单独操纵机构。主轴箱采用飞溅式润滑。油面高度为65mm左右，甩油轮浸油深度为10mm左右。润滑油型号为：HJ30。I轴轴颈较小，线速度较低，为了保证密封效果，采用了皮碗式接触密封。而主轴直径大，线速度较高，则采用了非接触式 密封。卸荷皮带轮的润滑采用毛毡式密封，以防止外界杂物进入。4.6主轴箱体设计箱体外形采取了各面间直角连接方式，使箱体线条简单，明快。并采用了箱体底面和两个导向块为定位安装面，并用螺钉和压板固定。安装简单，定位可靠。4.7制动结构设计本机床属于卧式车床，适用于机械加工车间和维修车间。制动器采用了带式制动器，并根据制动器设计原则，将其放置在靠近主轴的较高转速的III轴上。为了保证离合器与制动器的联锁运动，采用一个操纵手柄控制。5. 齿轮强度校核：计算公式5.1校核a传动组齿轮校核齿数为30的即可，确定各项参数1 P=5KW,n=800r/min,2 定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计查得动载系数3确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称 ,查机械设计得4 定齿间载荷分配系数: 5 故将齿宽调整为36， 由机械设计查得确定动载系数: 查表 10-5 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合适。5.2校核b传动组齿轮校核齿数为28的即可，确定各项参数6 P=5KW,n=530r/min,7 定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计查得动载系数8确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称 ,查机械设计得确定齿间载荷分配系数: 故将齿宽调整为48，由机械设计查得确定动载系数: 查表 10-5 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合适。6传动轴的刚度验算对于一般传动轴要进行刚度的验算，轴的刚度验算包括滚动轴承处的倾角验算和齿轮的齿向交角的验算。如果是花键还要进行键侧压溃应力计算。以轴为例，验算轴的弯曲刚度、花键的挤压应力 图5 轴受力分析图 图5中F1为齿轮Z4（齿数为42）上所受的切向力Ft1，径向力Fr1的合力。F2为齿轮Z9（齿数28）上所受的切向力Ft2，径向力Fr2的合力。根据表11的公式计算齿轮的受力。表8 齿轮的受力计算传递功率Pkw转速nr/min传动转矩TNmm齿轮压力角齿面摩擦角齿轮30齿轮64切向力Ft1N合力F1NF1在X轴投影Fz1NF1在Z轴投影Fz1N分度圆直径d1mm切向力Ft2N合力F2NF1在X轴投影Fz2NF1在Z轴投影Fz2N分度圆直径d2mm2.43100013946206398.4443.360.3439.2168348.6387.8214.6323112从表8计算结果看出，轴在X、Z两个平面上均受到两个方向相反力的作用。根据图7所示的轴向位置，分别计算出各平面挠度、倾角，然后进行合成。根据机械制造工艺、金属切削机床设计指导（李洪主编）书中的表2.4-14,表2.4-15计算结果如下: a=100 b=230 c=130 f=200 l=330 E=2.1105MPa n=l-x=150 图7轴挠度、倾角分析图 （1）xoy平面内挠度 （2）zoy平面内挠度 （3）挠度合成 查表得其许用应力为0.0003330=0.099，即0.00480.099，则挠度合格。（4）左支承倾角计算和分析 a. xoy平面力作用下的倾角 b. zoy平面力作用下的倾角 c. 倾角合成 查表得其许用倾角值为0.0006，则左支承倾角合格。（5）右支承倾角计算和分析 a. xoy平面力作用下的倾角 b. zoy平面力作用下的倾角 c. 倾角合成 查表得其许用倾角值为0.0006，则右支承倾角合格。7花键键侧压溃应力验算花键键侧工作表面的挤压应力为： 经过验算合格。8滚动轴承的验算机床的一般传动轴用的轴承，主要是因为疲劳破坏而失效，故进行疲劳寿命验算。滚动轴承的疲劳寿命验算根据表11所示的轴受力状态，分别计算出左（A端）、右（B端）两支承端支反力。在xoy平面内： 在zoy平面内： 左、端支反力为： 两支承轴承受力状态相同，但左端受力大，所以只验算左端轴承。轴承寿命经过计算F=155.5 合格。9主轴组件验算前轴承轴径，后轴承轴径，求主轴最大输出转矩： 根据主电动机功利为1.5，则床身上最大回转直径D=320mm刀架上最大回转直径主轴通孔直径d,最大工件长度1000mm。床身上最大加工直径为最大回转直径的60%也就是192mm故半径为0.096mm。切削力（沿y轴）背向力（沿x轴） 故总的作用力此力作用于顶尖间的工件上，主轴和尾架各承受一半，故主轴端受力为F/2=926.85主轴孔径初选为40 根据结构选悬伸长度a=120mm在计算时，先假定初值l/a=3 l=3前后支承的支反力轴承的刚度：iz=52, La=9, Fr=C/10=9.42KN 初步计算时，可假定主轴的当量外径为前后轴承的轴径的平均值。 故惯性矩为：I=前轴承为轴承代号为3182116后轴承为轴承代号为46211和型号为8212 最佳跨距10总结 通过机床主轴传动系统的机械变速机构的设计，使我在拟定攒动机构、装配结构和制造结构的各种方案以及在机械设计制图、零件计算和编写技术文件等方面得到了综合训练，培养了我的初步的结构分析与结构设计计算能力。 虽然只有一周的时间，在很仓促的情况下完成了这次技术切削机床的课程设计，但收获却很大，使我初步具备了设计的能力，并且我相信我在这方面的设计能力会逐渐成熟起来。 再次感谢张吉堂老师和曾志强老实的耐心指导和帮助！11参考文献1 金属切削机床设计简明手册 范云涨 机械工业出版社 1994年2 金属切削机床 戴曙 机械工业出版社 1993年3 机床课程设计指导书 陈易新 机械工业出版社 1987年 4 机械制造工艺、金属切削机床设计指导 李洪 东北工学院出版社 1989年5 机床设计指导 任殿阁 张佩勤 辽宁科学技术出版社 1991年6 机床课程设计指导书 陈易新 哈尔滨工业大学 1981年7 机械设计课程设计手册 吴宗泽 罗圣国 高等教育出版社 1992年
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