《最大加工直徑為400mm的普通車床的主軸箱部件設(shè)計4kw 1600 251.41（全套圖紙）》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《最大加工直徑為400mm的普通車床的主軸箱部件設(shè)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(shè)計 課程名稱 機械裝備設(shè)計課程設(shè)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(shè)計 實驗（實踐）學(xué)時 實驗（實踐）時間 5設(shè)計任務(wù)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(zhuǎn)直徑D(mm)正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速nmin( )正轉(zhuǎn)最高轉(zhuǎn)速nmin( )電機功率N（kw）公比40025160041.41全套圖紙，加153893706目 錄設(shè)計任務(wù)書2目 錄4第1章 機床用途、性能及結(jié)構(gòu)簡單說明6第2章 設(shè)計部分的基本技術(shù)特性和結(jié)構(gòu)分析72.1車床主參數(shù)和基本參數(shù)72.2 確定傳動公比72.3擬定參數(shù)的步驟和方法72.3.1 極限切削速度Vmax、Vmin72.3.2

2、 主軸的極限轉(zhuǎn)速8第3章 設(shè)計部分的運動設(shè)計93.1 主電機功率動力參數(shù)的確定93.2確定結(jié)構(gòu)式93.3 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)103.4 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖103.5 確定各變速組此論傳動副齒數(shù)113.6 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差12第4章 設(shè)計部分的動力計算134.1 帶傳動設(shè)計134.2 計算轉(zhuǎn)速的計算144.3 齒輪模數(shù)計算及驗算144.4 傳動軸最小軸徑的初定194.5 主軸合理跨距的計算204.6 軸承的選擇214.7 鍵的規(guī)格214.8變速操縱機構(gòu)的選擇224.9主軸合理跨距的計算224.10 軸承壽命校核23第5章 設(shè)計部分的調(diào)節(jié)、潤滑、維護保養(yǎng)、技術(shù)要求及其它24第6章 設(shè)計中的優(yōu)缺點，存在

3、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(jié)構(gòu)簡單說明機床技術(shù)參數(shù)有主參數(shù)和基本參數(shù)，他們是運動傳動和結(jié)構(gòu)設(shè)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(shè)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(shè)計題目中給定，基本參數(shù)是一些加工件尺寸、機床結(jié)構(gòu)、運動和動力特性有關(guān)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(zhì)合金刀具又用高速鋼刀具。因此，必須對所設(shè)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

4、象，兼顧其他的可能工藝加工的要求，擬定機床技術(shù)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(yīng)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(yīng)滿足的要求也不一樣。設(shè)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(shè)計時應(yīng)結(jié)合具體機床進行具體分析，一般應(yīng)滿足的基本要求有：滿足機床使用性能要求。首先應(yīng)滿足機床的運動特性，如機床主軸油足夠的轉(zhuǎn)速范圍和轉(zhuǎn)速級數(shù)；滿足機床傳遞動力的要求。主電動機和傳動機構(gòu)能提供足夠的功率和轉(zhuǎn)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

5、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(shè)計部分的基本技術(shù)特性和結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)直徑D(mm)正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速nmin( )正轉(zhuǎn)最高轉(zhuǎn)速nmin( )電機功率N（kw）公比40025160041.412.2 確定傳動公比根據(jù)【1】公式（3-2）因為已知 ，=1.41Z=+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(zhuǎn)速25，再每跳過5個

6、數(shù)取一個轉(zhuǎn)速，即可得到公比為1.41的數(shù)列：25，35.5，50，71，100，140，200，280，400,560,800,1120,16002.3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)Vmin(m/min)硬質(zhì)合金刀具粗加工鑄鐵工件 3050硬質(zhì)合金刀具半精或精加工碳鋼工件150300螺紋加工和鉸孔382.3.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速計算車床主軸極限轉(zhuǎn)速時的加工直徑，則主軸極限轉(zhuǎn)速應(yīng)為結(jié)合題目條件，取標準數(shù)列數(shù)值，=25r/min取考慮到設(shè)計的結(jié)構(gòu)復(fù)雜

7、程度要適中，故采用常規(guī)的擴大傳動。各級轉(zhuǎn)速數(shù)列可直接從標準的數(shù)列表中查出，按標準轉(zhuǎn)速數(shù)列為：25，35.5，50，71，100，140，200，280，400,560,800,1120,1600第3章 設(shè)計部分的運動設(shè)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(shè)條件電機功率為4KW?？蛇x取電機為：Y112M-4額定功率為4KW，滿載轉(zhuǎn)速為1440r/min。3.2確定結(jié)構(gòu)式已知Z=x3ba，b為正整數(shù)，即Z應(yīng)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=232傳

8、動式（剔除最小的一級），有6種結(jié)構(gòu)式和對應(yīng)的結(jié)構(gòu)網(wǎng)。分別為：， ， ， 由于本次設(shè)計的機床I軸裝有摩擦離合器，在結(jié)構(gòu)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=232方案為好。設(shè)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(zhuǎn)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(shè)計時必須保證

9、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) ，=25， Z=12 =1.413.3 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)根據(jù)“前多后少”,“先降后升”,前密后疏,結(jié)構(gòu)緊湊的原則易知第二擴大組的變速范圍r=(P3-1)x=1.414=3.958,滿足要求.圖2-1結(jié)構(gòu)網(wǎng) 3.4 繪制轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速圖：（3）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術(shù)參數(shù)，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖2-3：1-2軸最小中心距：A1_2min1/2(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)(

10、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(shè)計要求Zmin1824,齒數(shù)和Sz100124，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1.41:11:21.41:11:11:1.412.8:11：2.8代號ZZZZZZZZZ5Z5ZZZ7Z7齒數(shù)3122 183548344141 3448963434963.6 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差實際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差，一般不應(yīng)超過10(-1),即10(

11、-1)=4.1第4章 設(shè)計部分的動力計算4.1 帶傳動設(shè)計輸出功率P=4kw,轉(zhuǎn)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 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/

12、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Ld1初定中心距a00.7(d1+d2)a02(d1+d2)226.8a0648取ao=300mm2帶的計算基準長度 Ld02a0+/2(d1+d2)+(d2-d1)2/4a02x300+/2(10+224)+(224-100)2/4X300650mm查1表3.2取Ld0=630mm3計算實際中心距 aa0+(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 ami

13、n=a-0.015Ld=290-0.015X630=240.55mm（5）驗算包角:1=1800-（d2-d1）/aX57.30=1800-(180-90)/290X57.30=17241240（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）KK=3.65/(1.05+0.13)X0.99X0.81=2.89 取Z=34.2 計算轉(zhuǎn)速的計算（1）主軸的計算轉(zhuǎn)速nj，由公式n=n得，主軸的計算轉(zhuǎn)速nj=735r/min，取800 r/mi

14、n。(2). 傳動軸的計算轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速。各計算轉(zhuǎn)速入表3-1。表3-1 各軸計算轉(zhuǎn)速軸 號 軸 軸 軸計算轉(zhuǎn)速 r/min 240024001250（3） 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速，如表3-2。 表3-2 齒輪副計算轉(zhuǎn)速序號ZZZZZn24002400240012508004.3 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

15、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(zhuǎn)速r/min；頂定的齒輪工作期限，中型機床推存：=1524轉(zhuǎn)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(zhuǎn)動件在接取和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指數(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(zhuǎn)動遞的額定功率N= 計算齒輪（小齒輪）的計算轉(zhuǎn)速r/min 齒寬系數(shù), Z1計算齒輪的齒數(shù)，一般取轉(zhuǎn)動中最小齒輪的齒數(shù)：

16、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 =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(yīng)力，接觸應(yīng)力，() =354 =1750 6級材料的直齒輪材料選；24熱處理HRC591-2軸由公式mj=16338可得mj=3.28mm，取m=3.5mm2-3軸由公式mj=16338可得mj=2.85mm，取m=3.5mm由于一般同一

17、變速組內(nèi)的齒輪盡量取同一模數(shù)，所以為了統(tǒng)一和方便如下取：根據(jù)有關(guān)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 3.53.5（2）基本組齒輪計算。 基本組齒輪幾何尺寸見下表齒輪Z1Z1Z2Z2齒數(shù)31221835分度圓直徑108.57763122.5齒頂圓直徑115.58470129.5齒根圓直徑99.7568.2554.25113.75 齒寬24242424按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB246HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB246HB，平均取240HB。計算如下： 齒面接觸疲勞

18、強度計算： 接觸應(yīng)力驗算公式為 彎曲應(yīng)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(zhuǎn)速（r/min）. =800（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(zhuǎn)速（r/min）, =500（r/min） -基準循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取=，彎曲載荷取= m-疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取m=3；彎曲載荷取m=6; -轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，查

19、【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(yīng)力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；-許用彎曲應(yīng)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Z3Z3Z4Z4Z5Z5齒數(shù)483441413448分度圓直徑168119143

20、.5143.5119168齒頂圓直徑175126150.5150.5126175齒根圓直徑159.25110.25134.75134.75110.25159.25齒寬242424242424（4）第二擴大組齒輪計算。 擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪Z6Z6Z7Z7齒數(shù)96343496分度圓直徑336119119336齒頂圓直徑343126126343齒根圓直徑327.25110.25110.25327.25齒寬24242424按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB246HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB246HB，平均取240HB。 同理

21、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(zhuǎn)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） -該軸的計算轉(zhuǎn)速 -該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角，=。各軸最小軸徑如表3-3。 表3-3 最小軸徑軸 號 軸 軸最小軸徑mm 3540 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3.2

22、4，前軸徑應(yīng)為6090mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的d2=（0.70.9）d1，取d2=60mm。根據(jù)設(shè)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。軸承剛度，主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩T=9550=9550=424.44N.m設(shè)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(zhuǎn)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

23、。先假設(shè)l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分別為RA=F=5272.65=7908.97NRB=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=113.810-8m4 =0.14查【1】圖3-38 得 =2.0，與原假設(shè)接近，所以最佳跨距=1242.0=240mm合理跨距為（0.75-1.5），取合理跨距l(xiāng)=360mm。 根據(jù)結(jié)構(gòu)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

24、軸的剛度，增大軸徑：前軸徑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6012II軸：對稱布置深溝球軸承6009III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7012C4.7 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 dDB =8X36X40X7 III軸選擇鍵規(guī)格：BXL=14X90 4.8變速操縱機構(gòu)的選擇選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推

25、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(shè)機床最大加工回轉(zhuǎn)直徑為400mm,電動機功率P=4kw，,主軸計算轉(zhuǎn)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(zhuǎn)矩:TIII 設(shè)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(zhuǎn)直徑的50%，這里取45%，即125mm切削力（沿y軸） Fc=250.346/0.125=2781N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(shè)l/a=2，l=3a=255mm。前后支承反力RA和RB分別為RA=F=3109NRB=F=3109N根據(jù)主軸箱設(shè)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=1.5510-6m4 =0.38查主軸箱設(shè)計圖 得 =2.5，與原假設(shè)接近，所以最佳跨距=852.5=212.5mm合理跨距為（0.75-1.5），取合理跨距l(xiāng)=250mm。