買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 1 黑龍江大學 課程設計說明書 學院：機電工程學院 專業(yè)：機械設計制造及其自動化 課程名稱： 專業(yè)方向課程設計 設計題目： 普通車床主軸箱設計 姓名： 學號： 指導教師： 成績： 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 2 目 錄 目 錄 . 2 第 1 章 機床主要參數(shù)的確定 . 4 床主參數(shù)和基本參數(shù) . 4 定最高轉速 . 4 速數(shù)列 . 4 定結構式 . 4 定結構網(wǎng) . 5 制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖 . 7 定各變速組此論傳動副齒數(shù) . 8 第 2 章 動力計算 . 11 傳動設計 . 11 算設計功率 . 11 擇帶型 . 12 定帶輪的基準直徑并驗證帶速 . 13 定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 . 14 定帶的根數(shù) z . 15 定帶輪的結構和尺寸 . 15 定帶的張緊裝置 . 15 算壓軸力 . 15 算轉速的計算 . 15 輪的計算轉速 . 16 輪模數(shù)計算及驗算 . 16 動軸最小軸徑的初定 . 21 軸的設計與計算 . 22 軸材料與熱處理 . 25 第 3 章 主要零部件的選擇 . 25 動機的選擇 . 25 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 3 承的選 擇 . 25 的規(guī)格 . 25 速操縱機構的選擇 . 26 第 4 章 校核 . 27 的校核 . 27 承壽命校核 . 29 第 5 章 設計心得 . 32 結 論 . 33 參考文獻 . 34 致 謝 . 35 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 4 第 1 章 機床主要參數(shù)的確定 床主參數(shù)和基本參數(shù) 車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參 數(shù)如下： 工件最大回轉直徑 正轉最低轉速 電機功率 N（ 變速級數(shù) Z 公比 400 28 2 定最高轉速 根據(jù)【 1】783為已知 ， 1 ， =Z=12 m i n/ 2 12m i nm a x n 取標準數(shù)列數(shù)值，即250r/速數(shù)列 查 1表 先找到 28r/然后每隔 5 個數(shù)取一個值（ ，得出主軸的轉速數(shù)列為 28， 40， 56， 80， 112， 160， 224， 315， 450， 630， 900， 1250共 12 級。 定結構式 已知 Z=2a a， b 為正整數(shù)，即 Z 應可以分解為 2 和 3 的因子，以便用 2、 3 聯(lián)滑移齒輪實現(xiàn)變速。 對于 Z=12可以按照 12=2 3 2傳動式有 6 種結構式和對應的結構網(wǎng)。分別為： ， ， ， 由于本次設 計的機床 錯誤 !未找到引用源。 軸裝有摩擦離合器，在結構上要求有一買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 5 齒輪的齒根圓大于離合器的直徑。初選1 2 61 2 2 3 2 的方案。 從電動機到主軸主要為降速變速，若使變速副較多的變速組放在較接近電動機處可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，節(jié)省材料，也就是滿足變速副前多后少的原則，因此取 12=2 3 2方案為好。 設計車床主變速傳動系時，為避免從動齒輪尺寸過大而增加箱體的徑向尺寸，在降速變速中，一般限制限制最小變速比 41u ；為避免擴 大傳動誤差，減少震動噪聲，在升速時一般限制最大轉速比 2u。斜齒圓柱齒輪傳動較平穩(wěn)，可取 u。因此在主變速鏈任一變速組的最大變速范圍 )108(m i nm a xm a x 設計時必須保證中間變速軸的變速范圍最小。 綜合上述可得：主傳動部件的運動參數(shù) 1250n 28 Z=12 =定結構網(wǎng) 12=2 3 2的傳動副組合，其傳動組的擴大順序又可以有 6種形式： 1) 12=21 32 26 2) 12=21 34 22 3) 12=23 31 26 4) 12=26 31 23 5) 12=22 34 21 6) 12=26 32 21 根據(jù)級比指數(shù)分配要“前密后疏”的原則，應選用 Z= 12 23 62這一方案，然而對于我們所設計的結構將會出現(xiàn)兩個問題： 第一變速組采用降速傳動時，由于摩擦離合器徑向結構尺寸限制，使得軸上的齒輪直徑不能太小，軸上的齒輪則會成倍增大。這樣，不僅使 -軸間中心距加大，而且 -軸間的中心距也會輥大，從而使整個傳動系統(tǒng)結構尺寸增大。這種傳動不宜采用。 如果第一變速組采用升速傳動，則軸至主軸間的降速傳動只能同后兩個變速組承擔。為了避免出現(xiàn)降速比小于允許的杉限值，常常需要增加一個定比降速傳動組，使系統(tǒng)結構復雜。這種傳動也不是理想的。 如果采用 Z=32 13 62這一方案則可解決上述存在的問題。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 6 圖 構網(wǎng) 傳動組的變速范圍的極限值 齒輪傳動最小 傳動比 1/4,最大傳動比 ,決定了一個傳動組的最大變速范圍 。 因此，要按照下表，淘汰傳動組變速范圍超過極限值的所有傳動方案。 極限傳動比及指數(shù) X,X,值為： 表 比 極限傳動比指數(shù) 值： x1 =1/4 4 X,值： x, =2 2 (X+ X,)值： x+x =8 6 最大擴大組的選擇 正常連續(xù)的順序擴大 組的傳動的傳動結構式為： Z= 1 1 最后擴大組的變速范圍 按照 r 8 原則，導出系統(tǒng)的最大級數(shù) Z 和變速范圍 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 7 表 3 2 3 Z=12 4 Z=9 后擴大組的傳動副數(shù)目 時的轉速范圍遠比 時大 因此，在機床設計中，因要求的 后擴大組應取 2更為合適。 同時，最后傳動組與最后擴大組往往是一致的。安裝在主軸與主軸前一傳動軸的具有極限或接近傳動比的齒輪副承受最大扭距，在結構上可獲得較為滿意的處理，這也就是最后傳動組的傳動副經常為 2 的另一原因。 制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖 （ 1）選擇電動機：采用 （ 2）繪制轉速圖 該 車床主軸傳動系統(tǒng)共設有四 個傳動組其中有一個是帶傳動。根據(jù)降速比分配應“前慢后快”的原則以及摩擦離合器的工作速度要求，確定各傳動組最小傳動比。 u 總 = =28/1440=1/配總降速傳動比時，要考慮是否增加定比傳動副，以使轉速數(shù)列符合標準和有利于減小齒數(shù)和減小徑向與軸向尺寸，必須按“前慢后快”的原則給串聯(lián)的各變速器分配最小傳動比。 a 決定軸 -的最小降速傳動比主軸上的齒輪希望大一些，能起到飛輪的作用，所以最后一個變速組的最 小降速傳動比取極限 1/4，公比 =，因此從 軸的最下點向上 4格，找到上對應的點，連接對應的兩點即為 -軸的最小傳動比。 b 決定其余變速組的最小傳動比根據(jù)“前慢后快”的原則，軸 -間變速組取 ，即從軸向上 3 格，同理，軸 -間取 u=1/ 3，連接各線。 c 根據(jù)個變速組的傳動比連線按基本組的級比指數(shù) ，第一擴大組的級比指數(shù) ，第二擴大組的級比指數(shù) ,畫出傳動系統(tǒng)圖如 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 8 圖 2速圖 （ 3）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉速圖及已知的技術參數(shù)，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖 2 1(m+D) 軸最小齒數(shù)和 :+D/m) 定各變速組此論傳動副齒數(shù) (1)100型機床 02)直齒圓柱齒輪 18文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 9 圖 2主傳動系統(tǒng)圖 1）確定齒輪齒數(shù) 1. 用計算法確定第一個變速組中各齒輪的齒數(shù) j =j =中 主動齒輪的齒數(shù) 被動齒輪的齒數(shù) 一對齒輪的傳動比 一對齒輪的齒數(shù)和 為了保證不產生根切以及保證最小齒輪裝到軸上或套筒上具有足夠的強度，最小齒輪必然是在降速比最大的傳動副上出現(xiàn)。 把 齒數(shù)取大些： 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 10 取 0 則 2021 8 齒數(shù)和1+0+58=78 同樣根據(jù)公式 4Z =39 2. 用查表法確定第二變速組的齒數(shù) a 首先在 找出最小齒數(shù)的傳動比 u1 b 為了避免根切和結構需要，取 4 c 查表找到 ，這些數(shù)值必須同時滿足各傳動比要求的齒輪齒數(shù) 能同時滿足三個傳動比要求的齒數(shù)和有 2 96 99 102 e 確定合理的齒數(shù)和 02 依次可以查得 7 5 4 8 2 0 同理可得其它的齒輪如下表所示： 表 速組 第一變速組 第二變速組 第三變速組 齒數(shù)和 78 102 114 齒輪 2 4 6 8 10 12 14 齒數(shù) 20 58 39 39 24 78 34 68 42 60 23 91 76 38 2）驗算主軸轉速誤差 由于確定的齒輪齒數(shù)所得的實際轉速與傳動設計的理論轉速難以完全相符，需要驗算主軸各級轉速，最大誤差不得超過 10( 。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 11 主軸各級實際轉速值用下式計算 n 實 =(1 中 滑移系數(shù) =0.2 ua ub uc 別為各級的傳動比 12/45 轉速誤差用主軸實際轉速與標準轉速相對誤差的絕對值表示 n=實際標準實際 n 10( n 實 1=1440 n= (28 =同樣其他的實際轉速及轉速誤差如下 : 表 軸轉速 n1 n2 n3 n4 n5 n6 n7 n8 n9 準轉速 28 40 56 80 112 160 224 315 450 630 900 1250 實際轉速 速誤差 速誤差滿足要求。 第 2 章 動力計算 傳動設計 輸出功率 P=速 440r/00r/算設計功率 Pd 表 4 工作情況系數(shù)原動機 類 類 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 12 一天工作 時間 /h 10 1016 16 10 1016 16 載荷 平穩(wěn) 液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（ ）；離心式壓縮機；輕型運輸機 荷 變動小 帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風機（ ）；發(fā)電機；旋轉式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩 荷 變動較大 螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械 荷 變動很大 破碎機（旋轉式、顎式等）；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機 據(jù) 穩(wěn) ，兩班工作制（ 16小時），查 機械設計 ， 取 1 . 1 4 . 5 4 . 9 5 k e P k W 擇帶型 普通 機械設計 3 11選取。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 13 根據(jù)算出的 1440r/查圖得： d d=80 100可知應選取 帶。 定帶輪的基準直徑并驗證帶速 由 機械設計 3 7查得，小帶輪基準直徑為 80 100取 10075 295表 13 表 3. Y Z A B C D E 0 75 125 200 355 500 21211440 = 1 . 6 , = 1 0 0 1 . 6 = 1 6 0 m 所 以 由 機械設計 3得260 誤差驗算傳動比：21160= 1 . 6 3 2 6 5(1 ) 1 0 0 (1 2 % )d 誤（ 為彈性滑動率） 誤差111 . 6 3 2 6 5 1 . 61 0 0 % 1 0 0 % 2 . 0 4 % 5 %1 . 6 誤 ， 符合要求 帶速 1 1 0 0 1 4 4 0v = 7 . 5 4 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 14 滿足 5m/以宜選用 總之，小帶輪選 帶輪選擇 帶輪的材料：選用灰鑄鐵， 定帶的張緊裝置 選用結構簡單，調整方便的定期調整中心距的張緊裝置。 算壓軸力 由 機械設計 3 12查得， 0 面已得到1a=z=4，則 1a 1 7 1 . 8 12 s i n = 2 4 1 3 2 . 2 0 s i n N = 1 0 5 4 . 8 9 z F 算轉速的計算 （ 1）主軸的計算轉速 公式 nj=3/( z 得，主軸的計算轉速 取 112r/ 2各傳動軸的計算轉速： 軸上的 6 級轉速分別為： 112、 160、 224、 315、 450、 630r/12r/ 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 16 軸經 時從 112r/上的轉速全部功率，所以確定最低轉速 112r/ 軸的計算轉速。按上述的方法從轉速圖中分別可找到計算轉速：軸為 315r/軸為 900r/動機軸為 1440r/輪的計算轉速 軸上，從轉速圖可見 種轉速，其要傳遞全部的功率 的計算轉速為 112r/ 同樣可以確定其余齒輪的轉速如下表 表 輪模數(shù)計算及驗算 （ 1）模數(shù)計算。 一般同一變速組內的齒輪取同一模數(shù)，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即 63383 221 )1( 可得各組的模數(shù)， 式中 按接觸疲勞強度計算的齒輪模數(shù)（ 驅動電動機功率（ 被計算齒輪的計算轉速（ r/ u 大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比，外嚙合取“ +”，內嚙合取“ -”； 1z 小齒輪的齒數(shù)（齒）； m 齒寬系數(shù)， Bm m （ B 為齒寬， m 為模數(shù)）， 4 10m ； m =8 j 材料的許用接觸應力（ 。 取 j=650 2）基本組的齒輪參數(shù)計算 按接觸疲勞計算齒輪模數(shù) m 163383 221 )1( 可得 取 m=22輪 計算轉速 900 315 900 900 315 112 315 112 315 112 150 160 112 112 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 17 263383 221 )1( 可得 取 m=63383 221 )1( 可得 取 m= 按齒根彎曲疲勞強度校核。 由參考文獻 1中的式（ 8出 F ，若 則校核合格。 齒形 系數(shù)考文獻 1；查表 8 122 . 5 5 ; 2 . 3 5 ;應力修正系數(shù)文獻 1中表 8 121 . 6 1 ; 1 . 6 8 ;由文獻 1中圖 8 M P 50,500 2l i i m 由文獻 1表 8得： 1圖 8得： 121 1 l i m 1 1 5 0 0 3 8 4 . 6 2 ( )1 1 . 3 P 2 l i m 2 1 4 5 0 3 4 6 . 1 5 ( )1 1 . 3 P 故 11112222112 2 1 . 0 6 0 0 5 0 2 . 5 5 1 . 6 1 1 4 1 . 9 3 ( ) 2 0 2 . 5 7 02 . 3 5 1 . 6 81 4 1 . 9 3 1 3 6 . 4 9 ( ) 2 . 5 5 1 . 6 1 Y Y M P ab m P 齒根彎曲疲勞強度校核合格。 （ 2） 基本組齒輪計算 。 基本組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 1 2 齒數(shù) 39 39 20 58 模數(shù) 2 2 2 2 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 18 分度圓直徑 78 78 40 116 齒頂圓直徑 82 82 44 120 齒根圓直徑 73 73 35 111 齒寬 20 20 20 20 按基本組最小齒 輪計算 。 小齒輪用 40質處理，硬度 241286均取260齒輪用 45 鋼，調質處理，硬度 229286均取 240算如下： 齒面接觸疲勞強度計算： 接觸應力驗算公式為 P n )()1(102088 3218彎曲應力驗算公式為： P )(101 9 12 3215 式中 這里取 N=3r/. 00（ r/; , m=2（ ; ;B=20（ ; z=20; K 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 19 里取 T=15000h.; 1n r/ 0觸載荷取0C= 710 ，彎曲載荷取0C= 6102 觸載荷取 m=3；彎曲載荷取 m=6; 【 5】 2 上，取 【 5】 2 上，取 【 5】 2 上， 3K=K 【 5】 2 上，取 2K =1 1K 【 5】 2 上， 1K =1 【 5】 2 上， Y= j ,查 【 4】，表 4 j =650 w 查 【 4】，表 4 w =275 根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得： j=635 jw=78 w（ 3） 擴大組齒輪計算 （中間一個變速組） 。 63383 221 )1( = 1 擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 4 5 6 齒數(shù) 34 68 24 78 42 60 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 20 模數(shù) 度圓直徑 85 170 60 195 105 150 齒頂圓直徑 90 175 65 200 110 155 齒根圓直徑 寬 28 28 28 28 28 28 按擴大組最小齒輪計算 。 小齒輪用 40質處理，硬度 241286均取 260齒輪用 45 鋼，調質處理，硬度 229286均取 240 同理根據(jù)基本組的計算， 查文獻 【 6】， 可得 K= 2K =1， 1K =1， m=355； 可求得： j=619 jw=135 w第 2 擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 7 8 齒數(shù) 76 38 23 91 模數(shù) 度圓直徑 190 95 頂圓直徑 195 100 根圓直徑 寬 32 32 32 32 按齒根彎曲疲勞強度校核。 齒形系數(shù) 由機械設計基礎劉孝民主編；查表 8 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 21 122 . 4 5 , 2 . 2 4 ;應力修正系數(shù) 查機械設計基礎劉孝民主編中表 8 121 . 6 5 ; 1 . 7 5 ;由機械設計基礎劉孝民主編；由圖 8得 : M P a 5 0,5 0 0 2l i i m 由機械設計基礎劉孝民主編；由表 8S 由機械設計基礎劉孝民主編；由圖 8121 1 l i m 112 l i m 211 5 0 0 3 8 4 . 6 2 ( )1 . 31 4 5 0 3 4 6 . 1 5 ( )1 . 3 P P 故 1111222112 2 1 . 0 2 8 4 0 7 0 2 . 4 5 1 . 6 5 1 7 9 . 4 3 ( ) 4 0 4 8 02 . 2 4 1 . 7 51 7 9 . 4 3 1 7 3 . 9 9 ( ) 2 . 4 5 1 . 6 5 Y Y M P ab m P 齒 根彎曲疲勞強度校核合格。 動軸最小軸徑的初定 由【 5】式 6，傳動軸直徑按扭轉剛度用下式計算： d=4 或 d=91 4 式中 N* T=9550000； 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 22 = 01 。 各軸最小軸徑如表 3 表 3最小軸徑 軸的設計與計算 主軸組件結構復雜，技術要 求高。安裝工件的主軸參與切削成形運動， 此，它的精度和性能性能直接影響加工質量（加工精度與表面粗糙度） 。 1）主軸直徑的選擇 查表可以選取前支承軸頸直徑 0 支承軸頸直徑 1=63 77 選取 0 ）主軸內徑的選擇 車床主軸由于要通過棒料，安裝自動卡盤的操縱機構及通過卸頂尖的頂桿必須是空心軸。 確定孔徑的原則是在滿足對空心主軸孔徑要求和最小壁厚要求以及不削弱主軸剛度的要求盡可能取大些。 推薦：普通 車床 d/D(或 1)=中 D 主軸的平均直徑， D= (2)/2 前軸頸處內孔直徑 d=(=44 48 以，內孔直徑取 45）前錐孔尺寸 前錐孔用來裝頂尖或其它工具錐柄，要求能自鎖，目前采用莫氏錐孔。選擇如下： 莫氏錐度號取 5號 標準莫氏錐度尺寸 軸 號 軸 軸 最小軸徑 25 30 45 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 23 大端直徑 D=）主軸前端懸伸量的選擇 確定主軸懸伸量 a 的原則是在滿足結構要求的前提下，盡可能取小值。 主軸懸伸量 與前軸頸直徑之比 a/D=1.5 a=(1=54 135 以，懸伸量取 100）主軸合理跨距和最佳跨距選擇 根據(jù)表 3金屬切削機床設計計算前支承剛度 前后軸承均用 3182100 系列軸承，并采用前端定位的方式。 查表 K A 1700 105 N/為后軸承直徑小于前軸承， 取 105N/1(61)(030 其中 綜合變量3 其中 E 彈性模量，取 E=105 N/ I 轉動慣量， I= (64=(8041063 = 35 65 =圖 3，在橫坐標上找出 =點向上作垂線與 交點向左作水平線與縱坐標軸相交，得 L0/a= 所以最佳跨距 0=100=250 文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 24 又因為 合理跨距的范圍 L 合理 =(0=375 以 取 L=260 ）主軸剛度的驗算 對于一般機床主軸， 主要進行剛度驗算，通常能滿足剛度要求的主軸也能滿足強度要求。 對于一般受彎矩作用的主軸，需要進行彎矩剛度驗算。主要驗算主軸軸端的位移 A。 圖 軸支承的簡化 切削力 026N 撓度 I )(2 =1 0 02 6 0(1 0 03 0 2 6 =y=260=y 傾角 A=EI )32( =65 101 0032 602(1 003 02 6 =端裝有圓柱滾子軸承，查表 A= A A 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 25 符合剛度要求。 軸材料與熱處理 材料為 45 鋼，調質到 220 250軸端部錐孔、定心軸頸或定心圓錐面等部位局部淬硬至 55，軸徑應淬硬。 第 3 章 主要零部件的選擇 動機的選擇 1) 選擇電動機類型 根據(jù)已知工作條件和要求，選擇一般用途的 式封閉結構。 根據(jù)已知條件選擇最低轉速 28r/高轉速 1250r/率 以選擇 表 3132動機性能 電機型號 額定功率 /機轉速 /(r/同步轉速 滿載轉