《最大加工直徑為400mm的普通車床的主軸箱部件設計4kw 1600 251.41（全套圖紙）》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《最大加工直徑為400mm的普通車床的主軸箱部件設計4kw 1600 251.41（全套圖紙）（23頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 課程設計 課程名稱 機械裝備設計課程設計(2號參數(shù)) 實驗（實踐）編號 1 實驗（實踐）名稱 車床主傳動變速箱設計 實驗（實踐）學時 實驗（實踐）時間 5 設計任務書 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 D(m

2、m) 正轉最低轉速 nmin( ) 正轉最高轉速 nmin( ) 電機 功率 N（kw） 公比 400 25 1600 4 1.41 全套圖紙，加153893706 目 錄 設計任務書 2 目 錄 4 第1章 機床用途、性能及結構簡單說明 6 第2章 設計部分的基本技術特性和結構分析 7 2.1車床主參數(shù)和基本參數(shù) 7 2.2 確定傳動公比 7 2.3擬定參數(shù)的步驟和方法 7 2.3.1 極限切削速度Vmax、Vmin 7 2.3.2 主軸的極限轉速 8 第3章 設計部分的運動設計 9 3.1 主電機功率——動力參

3、數(shù)的確定 9 3.2確定結構式 9 3.3 確定結構網(wǎng) 10 3.4 繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖 10 3.5 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 11 3.6 核算主軸轉速誤差 12 第4章 設計部分的動力計算 13 4.1 帶傳動設計 13 4.2 計算轉速的計算 14 4.3 齒輪模數(shù)計算及驗算 14 4.4 傳動軸最小軸徑的初定 19 4.5 主軸合理跨距的計算 20 4.6 軸承的選擇 21 4.7 鍵的規(guī)格 21 4.8變速操縱機構的選擇 22 4.9主軸合理跨距的計算 22 4.10 軸承壽命校核 23 第5章 設計部分的調(diào)節(jié)、潤滑、維護保養(yǎng)、技術要求及其它

4、 24 第6章 設計中的優(yōu)缺點，存在的問題及改進意見 27 參考文獻 28 第1章 機床用途、性能及結構簡單說明 機床技術參數(shù)有主參數(shù)和基本參數(shù)，他們是運動傳動和結構設計的依據(jù)，影響到機床是否滿足所需要的基本功能要求，參數(shù)擬定就是機床性能設計。主參數(shù)是直接反映機床的加工能力、決定和影響其他基本參數(shù)的依據(jù)，如車床的最大加工直徑，一般在設計題目中給定，基本參數(shù)是一些加工件尺寸、機床結構、運動和動力特性有關的參數(shù)，可歸納為尺寸參數(shù)、運動參數(shù)和動力參數(shù)。 通用車床工藝范圍廣，所加工的工件形狀、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬質合金刀具又用高速鋼刀具

5、。因此，必須對所設計的機床工藝范圍和使用情況做全面的調(diào)研和統(tǒng)計，依據(jù)某些典型工藝和加工對象，兼顧其他的可能工藝加工的要求，擬定機床技術參數(shù)，擬定參數(shù)時，要考慮機床發(fā)展趨勢和同國內(nèi)外同類機床的對比，使擬定的參數(shù)最大限度地適應各種不同的工藝要求和達到機床加工能力下經(jīng)濟合理。 機床主傳動系因機床的類型、性能、規(guī)格和尺寸等因素的不同，應滿足的要求也不一樣。設計機床主傳動系時最基本的原則就是以最經(jīng)濟、合理的方式滿足既定的要求。在設計時應結合具體機床進行具體分析，一般應滿足的基本要求有：滿足機床使用性能要求。首先應滿足機床的運動特性，如機床主軸油足夠的轉速范圍和轉速級數(shù)；滿足機床傳遞動力的要求。主電動機

6、和傳動機構能提供足夠的功率和轉矩，具有較高的傳動效率；滿足機床工作性能要求。主傳動中所有零部件有足夠的剛度、精度和抗震性，熱變形特性穩(wěn)定；滿足產(chǎn)品的經(jīng)濟性要求。傳動鏈盡可能簡短，零件數(shù)目要少，以便節(jié)約材料，降低成本。 23 第2章 設計部分的基本技術特性和結構分析 2.1車床主參數(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 D(mm) 正轉最低轉速 nmin( ) 正轉最高轉速 nmin( ) 電機 功率 N（kw） 公比 400 25 1600 4 1.41 2.2 確定傳動公比 根據(jù)【1】公式（3-2）因為已知

7、 ，，=1.41 ∴Z=+1=13 根據(jù)【1】表3-5 標準公比。這里我們?nèi)藴使认盗?1.41 因為=1.41=1.066，根據(jù)【1】表3-6標準數(shù)列。首先找到最小極限轉速25，再每跳過5個數(shù)取一個轉速，即可得到公比為1.41的數(shù)列：25，35.5，50，71，100，140，200，280，400,560,800,1120,1600 2.3擬定參數(shù)的步驟和方法 2.3.1 極限切削速度Vmax、Vmin 根據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮： 允許的切速極限參考值如下： 表 1.1 加 工 條 件 Vmax(m/min) Vmi

8、n(m/min) 硬質合金刀具粗加工鑄鐵工件 30～50 硬質合金刀具半精或精加工碳鋼工件 150～300 螺紋加工和鉸孔 3～8 2.3.2 主軸的極限轉速 計算車床主軸極限轉速時的加工直徑，則主軸極限轉速應為 結合題目條件，取標準數(shù)列數(shù)值， =25r/min 取 考慮到設計的結構復雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴大傳動。各級轉速數(shù)列可直接從標準的數(shù)列表中查出，按標準轉速數(shù)列為： 25，35.5，50，71，100，140，200，280，400,560,800,1120,1600

9、 第3章 設計部分的運動設計 3.1 主電機功率——動力參數(shù)的確定 合理地確定電機功率N，使機床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機經(jīng)常輕載而降低功率因素。 根據(jù)題設條件電機功率為4KW。 可選取電機為：Y112M-4額定功率為4KW，滿載轉速為1440r/min。 3.2確定結構式 已知Z=x3b 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=13,可以按照12=2×3×2傳動式（剔除最小的一級）， 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

10、床I軸裝有摩擦離合器，在結構上要求有一齒輪的齒根圓大于離合器的直徑。初選的方案。 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 ；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。斜齒圓柱齒輪傳動較平穩(wěn)，可取。因此在主變速鏈任一變速組的最大變速范圍。在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) ，=2

11、5， Z=12 =1.41 3.3 確定結構網(wǎng) 根據(jù)“前多后少”,“先降后升”,前密后疏,結構緊湊的原則易知第二擴大組的變速范圍r=φ(P3-1)x=1.414=3.95〈8,滿足要求. 圖2-1結構網(wǎng) 3.4 繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖 （1）選擇電動機：采用Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。 （2）繪制轉速圖： （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2-3： 1-2軸最小中心距：A1_2min>1/2(Zmaxm+2m+D) 軸最小齒數(shù)和:Szmin>(Zmax+2+D/m) 3.5 確定各變速組此論傳動副齒數(shù)

12、(1)Sz100-124,中型機床Sz=70-100 (2)直齒圓柱齒輪Zmin18-24,m4 圖2-3 主傳動系統(tǒng)圖 （7）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等，據(jù)設計要求Zmin≥18~24,齒數(shù)和Sz≤100～124，由表4.1，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表2-2。 表2-2 齒輪齒數(shù) 傳動比 基本組 第一擴大組 第二擴大組 1.41:1 1:2 1.41:1 1:1 1:1.41 2.8:1 1：2.8 代號

13、 Z Z Z Z Z Z Z Z’ Z5 Z5’ Z Z Z7 Z7’ 齒數(shù) 31 22 18 35 48 34 41 41 34 48 96 34 34 96 3.6 核算主軸轉速誤差 實際傳動比所造成的主軸轉速誤差，一般不應超過±10(-1)％,即 〈10(-1)％=4.1％ 第4章 設計部分的動力計算 4.1 帶傳動設計 輸出功率P=4kw,轉速n1=1440r/min,n2=280r/min （1）確定計算功率: 按最大的情況計算P=4kw ,K為工作情況系數(shù)，查[1]表3.5. 取K=1.1

14、 pd=kAP=1.1X4=4.4kw （2）選擇V帶的型號: 根據(jù)pd,n1=1440r/min參考[1]圖表3.16及表3.3選小帶輪直徑，查表選擇A型V帶 d1=100mm （3）確定帶輪直徑d1,d2 小帶輪直徑d1=100mm 驗算帶速v=d1n1/(60X1000)=X100X2880/(60X1000)=12.6m/s 從動輪直徑d2=n1d1/n2=2880X100/2400=236mm取d2=224mm查[1]表3.3 計算實際傳動比i=d2/d1=224/100=2.24 （4）定中心矩a和基準帶長Ld [1]初定中心距a0 0.7(d1

15、+d2)a02(d1+d2)) 226.8a0648取ao=300mm [2]帶的計算基準長度 Ld0≈2a0+/2(d1+d2)+(d2-d1)2/4a0 ≈2x300+/2(10+224)+(224-100)2/4X300 ≈650mm 查[1]表3.2取Ld0=630mm [3]計算實際中心距 a≈a0+(Ld-Ld0)/2=300+(630-650)=290mm [4]確定中心距調(diào)整范圍 amax=a+0.03Ld=290+0.03X630=308.9mm amin=a-0.015Ld=290-0.015X630=240.55mm （

16、5）驗算包角:1=1800-（d2-d1）/aX57.30=1800-(180-90)/290X57.30=1724>1240 （6）確定V帶根數(shù)： 確定額定功率：P0 由查表并用線性插值得P0=0.15kw 查[1]表37得功率增量P0=0.13kw 查[1]表38得包角系數(shù)K=0.99 查[1]表3得長度系數(shù)Kl=0.81 確定帶根數(shù)：Z=P/｛（P+△P）×K×K｝ =3.65/(1.05+0.13)X0.99X0.81=2.89 取Z=3 4.2 計算轉速的計算 （1）主軸的計算轉速nj，由公式n=n得，主軸的計算轉速nj=735r/min， 取800 r/min

17、。 (2). 傳動軸的計算轉速 軸3=1250 r/min 軸2=2400 r/min，軸1=2400r/min。 （2）確定各傳動軸的計算轉速。各計算轉速入表3-1。 表3-1 各軸計算轉速 軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸 計算轉速 r/min 2400 2400 1250 （3） 確定齒輪副的計算轉速。齒輪Z裝在主軸上其中只有800r/min傳遞全功率，故Zj=800 r/min。 依次可以得出其余齒輪的計算轉速，如表3-2。 表3-2 齒輪副計算轉速 序號 Z

18、Z Z Z Z n 2400 2400 2400 1250 800 4.3 齒輪模數(shù)計算及驗算 （1）模數(shù)計算。一般同一變速組內(nèi)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mj=16338可得各組的模數(shù)，如表3-3所示。 根據(jù)和計算齒輪模數(shù)，根據(jù)其中較大值取相近的標準模數(shù)： =16338=16338mm ——齒輪的最低轉速r/min； ——頂定的齒輪工作期限，中型機床推存：=15～24 ——轉速變化系數(shù)； ——功率利用系數(shù)； ——材料強化系數(shù)。 ——（壽命系數(shù)）的極值 齒輪等轉動件在接取和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指

19、數(shù)m和基準順環(huán)次數(shù)C0 ——工作情況系數(shù)。中等中級的主運動： ——動載荷系數(shù)； ——齒向載荷分布系數(shù)； ——齒形系數(shù)； 根據(jù)彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)公式為： 式中：N——計算齒輪轉動遞的額定功率N=? ——計算齒輪（小齒輪）的計算轉速r/min ——齒寬系數(shù), Z1——計算齒輪的齒數(shù)，一般取轉動中最小齒輪的齒數(shù)： ——大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比，=；（+）用于外嚙合，（-）號用 于內(nèi)嚙合： 命系數(shù)； ：工作期限 ， =； ==3.49 ==1.8 =0.84

20、 =0.58 =0.90 =0.55 =0.72 =3.49 0.84 0.58 0.55=0.94 =1.80.84 0.90 0.72=0.99 時，取=，當<時，取=； ==0.85 =1.5； =1.2 =1 =0.378 許用彎曲應力，接觸應力，() =354 =1750 6級材料的直齒輪材料選；24熱處理HRC59 1-2軸由公式mj=16338可得mj=3.28mm，取m=3.5mm 2-3軸由公式

21、mj=16338可得mj=2.85mm，取m=3.5mm 由于一般同一變速組內(nèi)的齒輪盡量取同一模數(shù)，所以為了統(tǒng)一和方便如下?。? 根據(jù)有關文獻，也為了便于統(tǒng)一，在這里傳動齒輪統(tǒng)一取m=3.5 表3-3 模數(shù) 組號 基本組 第一擴大組 模數(shù) mm 3.5 3.5 （2）基本組齒輪計算。 基本組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2` 齒數(shù) 31 22 18 35 分度圓直徑 108.5 77 63 122.5 齒頂圓直徑 115.5 84 70 12

22、9.5 齒根圓直徑 99.75 68.25 54.25 113.75 齒寬 24 24 24 24 按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質處理，硬度241HB～246HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質處理，硬度229HB～246HB，平均取240HB。計算如下： ① 齒面接觸疲勞強度計算： 接觸應力驗算公式為 彎曲應力驗算公式為： 式中 N----傳遞的額定功率（kW），這里取N為電動機功率，N=5kW; -----計算轉速（r/min）. =800（

23、r/min）; m-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=3.5（mm）; B----齒寬（mm）;B=24（mm）; z----小齒輪齒數(shù)；z=21; u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=1.6; -----壽命系數(shù)； = ----工作期限系數(shù)； T------齒輪工作期限，這里取T=15000h.; -----齒輪的最低轉速（r/min）, =500（r/min） ----基準循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取=，彎曲載荷

24、取= m----疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取m=3；彎曲載荷取m=6; ----轉速變化系數(shù)，查【5】2上，取=0.60 ----功率利用系數(shù)，查【5】2上，取=0.78 -----材料強化系數(shù)，查【5】2上， =0.60 -----工作狀況系數(shù)，取=1.1 -----動載荷系數(shù)，查【5】2上，取=1 ------齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2上，=1 Y------齒形系數(shù)，查【5】2上，Y=0.386； ----許用接觸應力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650

25、Mpa； ---許用彎曲應力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa； 根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得： =635 Mpa =78 Mpa （3）第一擴大組齒輪計算。 擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z3 Z3` Z4 Z4` Z5 Z5` 齒數(shù) 48 34 41 41 34 48 分度圓直徑 168 119 143.5 143.5 119 168 齒頂圓直徑 175 126 150.5 150.5 126 175 齒根圓直徑 159.25 110.25 134.75 134.75 110.

26、25 159.25 齒寬 24 24 24 24 24 24 （4）第二擴大組齒輪計算。 擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z6 Z6` Z7 Z7` 齒數(shù) 96 34 34 96 分度圓直徑 336 119 119 336 齒頂圓直徑 343 126 126 343 齒根圓直徑 327.25 110.25 110.25 327.25 齒寬 24 24 24 24 按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質處理，硬度241HB～246HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質處理，硬度22

27、9HB～246HB，平均取240HB。 同理根據(jù)基本組的計算， 查文獻【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1， =1，=1，m=3.5，=355； 可求得： =619 Mpa =135Mpa 4.4 傳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=1.64（mm） 或 d=91（mm） 式中 d---傳動軸直徑（mm） Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000； N----該軸傳遞的功率（KW）

28、 ----該軸的計算轉速 ---該軸每米長度的允許扭轉角，==。 各軸最小軸徑如表3-3。 表3-3 最小軸徑 軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 最小軸徑mm 35 40 4.5 主軸合理跨距的計算 由于電動機功率P=3kw，根據(jù)【1】表3.24，前軸徑應為60~90mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的d2=（0.7~0.9）d1，取d2=60mm。根據(jù)設計方案，前軸承為NN3016K型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量a=124mm，主軸孔徑為30mm。 軸承剛

29、度，主軸最大輸出轉矩T=9550=9550×=424.44N.m 設該機床為車床的最大加工直徑為400mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經(jīng)濟加工直徑約為最大回轉直徑的50%，這里取75%，即180mm，故半徑為0.09m； 切削力（沿y軸） Fc==4716N 背向力（沿x軸） Fp=0.5 Fc=2358N 總作用力 F==5272.65N 此力作用于工件上，主軸端受力為F=5272.65N。 先假設l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分別為 RA=F×=5272.65×=7908.97N RB=

30、F×=5272.65×=2636.325N 根據(jù) 文獻【1】式3.7 得：Kr=3.39得前支承的剛度：KA= 1689.69 N/ ；KB= 785.57 N/；==2.15 主軸的當量外徑de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為 I==113.8×10-8m4 η===0.14 查【1】圖3-38 得 =2.0，與原假設接近，所以最佳跨距=124×2.0=240mm 合理跨距為（0.75-1.5），取合理跨距l(xiāng)=360mm。 根據(jù)結構的需要，主軸的實際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施 增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑

31、D=100mm，后軸徑d=80mm。前軸承 采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。 4.6 軸承的選擇 I軸：與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007C 另一安裝深溝球軸承6012 II軸：對稱布置深溝球軸承6009 III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號7010C 中間布置角接觸球軸承代號7012C 4.7 鍵的規(guī)格 I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格： BXL=10X56 II軸選擇花鍵規(guī)格： N× d×D×B =8X36X40X7

32、 III軸選擇鍵規(guī)格： BXL=14X90 4.8變速操縱機構的選擇 選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推力來控制II軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。 4.9主軸合理跨距的計算 設機床最大加工回轉直徑為?400mm,電動機功率P=4kw，,主軸計算轉速為800r/min。 已選定的前后軸徑為:定懸伸量a=85mm。 軸承剛度，主軸最大輸出轉矩: TIII ＝ 設該車床的最大加工直徑400mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經(jīng)濟加工直徑約為最大回轉直徑的50%，這里取45%，即125mm 切削力（沿y軸） Fc=250.346/0.125=2781N

33、 背向力（沿x軸） Fp=0.5 Fc=1390N 總作用力 F==3109N 此力作用于工件上，主軸端受力為F=3109N。 先假設l/a=2，l=3a=255mm。前后支承反力RA和RB分別為 RA=F×=3109×N RB=F×=3109×N 根據(jù)《主軸箱設計》得：=3.39得前支承的剛度：KA= 1376.69 N/ ；KB= 713.73 N/；==1.93 主軸的當量外徑de=(85+65)/2=75mm，故慣性矩為 I==1.55×10-6m4 η===0.38 查《主軸箱設計》圖 得 =2.5，與原假設接近，所以最佳跨距=85×2.5=212.5mm 合理跨距為（0.75-1.5），取合理跨距l(xiāng)=250mm。