《機械制造裝備設計課程設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《機械制造裝備設計課程設計（23頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 機械制造裝備設計 課 程 設 計 姓 名： 班 級： 學 號： 指導老師： 機 械 工 程 系 2013年2月10日 目 錄 一、前 言 ……………………………………………………………………3 二、運動設計 1.確定各運動參數(shù) …………………………………………………………4 2. 確定結構式 ………………………………………………………………5 3. 確定轉速圖 ………………………………………………………………6 4.確定齒輪齒數(shù)………………………………………………………………7 5.

2、帶傳動的設計（V型） ……………………………………………………9 6.計算轉速 …………………………………………………………………11 7.驗算主軸的轉速誤差 …………………………………………………11 三、動力設計 1.電機的選擇 ………………………………………………………………12 2.各軸的傳遞功率 …………………………………………………………13 3.確定各齒輪的模數(shù) ………………………………………………………13 4.確定各軸直徑 ……………………………………………………………16 四、結構設計 1.設計主軸組件 ………………………………………………………

3、……20 2.主軸的驗算 ………………………………………………………………20 五、結束語 ……………………………………………………………………21 六、參考文獻…………………………………………………………………22 廣西工學院 《機械制造裝備設計》課程設計任務書 設計題目： C6160型普通車床主運動傳動系統(tǒng)設計 專 業(yè)： 班 級： 學 號： 姓

4、名： 指 導 教 師： 肖學勤、趙克政 教研室主任： 李寶靈 廣西工學院機械系 2011年1月10日 一、前言 1.設計目的 機床設計是學生在學完基礎課，技術基礎課及專業(yè)課的基礎上，結合機床主傳動部件（主軸變速箱）設計計算進行集合訓練。 （1）.掌握機床主傳動部件設計過程和方法，包括參數(shù)擬定，傳動設計，零件計算，結構設計等，培養(yǎng)結構分析和設計的能力。 （2）.綜合應用過去所學的理論知識，提高聯(lián)系實際和綜合分析的能力。 （3）.訓練和提高設計的基本技能。如計算

5、，制圖，應用設計資料，標準和規(guī)范，編寫技術文件等。 2.完成的內(nèi)容 機床設計是學生在學完基礎課，技術基礎課及有關專業(yè)課的基礎上，結合機床傳動部件（主軸變速箱）設計進行的綜合訓練 最大工件回轉直徑是 350 mm普通車床主軸變速箱設計 一、運動設計 1．確定各運動參數(shù) 2．確定結構式 3．繪制轉速圖 4．確定齒輪齒數(shù) 5．繪制傳動系統(tǒng)圖(轉速圖與傳動系統(tǒng)圖繪在同一張圖紙) 二、動力設計 1．確定主電動機功率 2．確定各軸的直徑 3．確定各齒輪的模數(shù) 三、結構設計 1．設計主軸組件 2．

6、主軸組件的驗算 3．繪制主軸組件裝配圖 (1號圖紙) 四、編寫設計說明書(不少于20頁) 五、答辯。 二、運動設計 1.確定各運動參數(shù) （1）確定極限切削速度和。 根據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要求考慮：工序種類、工藝要求、刀具和工件材料等因素。查《機床設計指導 》有，允許的切削速度參考值如下： 加工條件 （m/min） （m/min） 硬質(zhì)合金刀具粗加工鑄鐵工

7、件 30-50 硬質(zhì)合金刀具半精或精加工碳鋼工件 150-300 螺紋（絲桿等）加工和鉸孔 3-8 取=300 m/min ，=5 m/min。 （2）確定主軸的轉速、公比及變速范圍。 1）主軸的最大極限轉速 = 式中，查《機床設計指導 》有，按經(jīng)驗公式（0.1-0.2）D 取0.115D=0.115350=69mm； 求得，主軸的最大極限轉速=1385 m/min。 2）主軸的最小極限轉速 = 式中，查《機床設計指導 》有，考慮車螺紋和鉸孔時，其加工最大直徑應根據(jù)實際加工情況選取0.1D

8、和50mm左右；取=50mm； 求得，主軸的最小轉速=31.8 m/min。 3）車床的變速范圍R R==43.55 4）確定公比。 取機床的變速級數(shù)為Z=12級， 由公式R=，得=1.409，取標準值=1.41. 5）主軸的各級轉速 各級轉速可直接從《機床設計指導 》的標準轉速列表中查出，標準數(shù)列表給出了以=1—10000的數(shù)值，因為=1.41=，從表中找到=1400r/min，就可以每隔5個數(shù)值取出一個數(shù)，從而得出十二級轉速分別為：1400 r/min、1000 r/min、710 r/min、 500 r/min、3

9、55 r/min、250 r/min、180 r/min、125 r/min、90 r/min、63 r/min、 45 r/min、31.5 r/min。 2. 確定結構式 （1）確定傳動順序 1）此次設計的c6135車床為12級，故有以下幾種傳動方案： 2）對方案進行比較 第、第種有四聯(lián)滑移齒輪，如果采用四聯(lián)滑移齒輪的話，話大大增大了主軸箱的軸向尺寸，故不采用第、第種方案； 也是從結構方面考慮，第種的軸向尺寸都會比第第種的大；下面就第第種方案進行比較，從而選取最終方案。 對于第種方案，

10、嚴格遵循了“前多后少”的設計原則，把盡可能多的傳動副置于前面，讓盡可能多傳動副處于較高速的狀態(tài)，這樣就可以盡量減輕它們的受力情況，從而可以減小其尺寸，從而減少整體尺寸； 對于第種方案，沒有遵循了“前多后少”的設計原則，但是由于采用第種方案的話，會增大軸的軸向尺寸；為了使軸的軸向尺寸不至于太長，把二聯(lián)滑移齒輪放在軸，三聯(lián)滑移齒輪放在軸；這樣的話可以使軸的尺寸不太大，又可以使較多的傳動副放在相對高速的位置。 對于第第種方案都是相對其他幾種比較好的方案，基于不同方面的考慮，可以選擇其中一種；在本次設計中，選擇第[3]種方案進行計算。 3）最終確定的傳動方案為。

11、 （2）確定擴大順序 傳動方案的擴大順序與傳動順序可以一致也可以不一致； （3）此次設計的車床的結構式為。 （4）繪制結構圖 3. 確定轉速圖 （1）電動機轉速的確定 根據(jù)本設計車床的12級轉速，=1400r/min；要使電動機的轉速與主軸的最高轉速相近，以避免過大的升速或降速；根據(jù)電動機的轉速標準，取電動機的額定轉速=1460 r/min； （2）確定軸的轉速 查《機床設計指導 》有，車床的軸的轉速一般取700--1000 r/min左右比較合適，故在本設計車床中，取軸的轉速=710 r/min； （

12、3）分配傳動比 1）分配降速比時，應注意傳動比的取值范圍：齒輪傳動副中最大傳動比2， 最小傳動比 傳動比過大 ，引起振動和噪音，傳動比過小，使動齒輪與傳動齒輪的直徑相差太大，將導致結構龐大。 2）由傳動比限制原則，得出極限級比指數(shù)表： 公比 級比指數(shù)極限值 1.41 x值 4 值 2 3）根據(jù)“前緩后急”原則，先確定各個變速組的最小傳動線；從軸的750 r/min轉速傳到主軸的33.5 r/min，相差9格，相當于級比指數(shù)為9； 總共有3個變速組；93=3；由“前緩后急”原則分配三格給中間變速組，分配兩格給第一變速組，分配四格給第三變速組；

13、然后，對于其他傳動線，結合結構圖可相應得出； 4）綜上所述，得出各傳動線的傳動比 ： 傳動組 傳動比 電機— — — — i 132:250 1:2 7:5 19:53 1:2 5:7 1:4 2:1 （4）轉速圖的繪制： 4.確定齒輪齒數(shù) （1）確定齒輪齒數(shù)應該注意以下幾類： 1）齒輪的齒數(shù)和應過大，以免加大中心距使機床結構龐大 一般推薦齒輪數(shù)和SZ為60～100； 2）不產(chǎn)生根切最小齒輪18～20； 3）保證強度和防止熱處理變形過大齒輪齒根園到鍵槽的壁厚2mm一般取5

14、mm 則 ； 4）三聯(lián)滑移齒輪的相領兩輪的齒數(shù)差應大于4；避免齒輪右左移動時齒輪右相碰，能順利通過。 （2）在一個變速組中，主動齒輪的齒數(shù)用表示，從動齒輪的齒數(shù)用表示，+=，則傳動比為 == 式中，為互質(zhì)數(shù)，設 由于是整數(shù)，必定能被所整除；如果各傳動副的的齒數(shù)和皆為，則能被、、 所整除，換言之，是、、的公倍數(shù)。所以確定齒輪的齒數(shù)時，應在允許的誤差范圍內(nèi)，確定合理的，進而求得、、，并盡量使、、的最小公倍數(shù)為最小，最小公倍數(shù)用表示，則必定為的整數(shù)倍。設=k，k為整數(shù)系數(shù)。然后根據(jù)最小傳動比或最大傳動比中的小齒輪確定k值，確定各齒輪的齒數(shù)。 （3）第一

15、變速組 已知、、，則有 兩對齒輪的齒數(shù)和分別為=3、=2、=3；最小公倍數(shù)=6；則齒數(shù)和為=6k。最小齒數(shù)發(fā)生在中，則；取k=11，得=66，第三對齒輪的齒數(shù)、，第二對齒輪的齒數(shù)、，第一對齒輪的齒數(shù)、。 （4）第二變速組 已知、則有 三對齒輪的齒數(shù)和分別為=3、=42；最小公倍數(shù)=42；則齒數(shù)和為=42k。最小齒數(shù)發(fā)生在中，則；取k=2，得=84，第一對齒輪的齒數(shù)、，第二對齒輪的齒數(shù)、。 （5）第三變速組 已知、，則有 兩對齒輪的齒數(shù)和分別為=3、=5；最小公倍數(shù)=15；則齒數(shù)和為=15k。最小齒數(shù)發(fā)生在中，則；取k=7，得=105，第一對齒輪的齒

16、數(shù)、，第二對齒輪的齒數(shù)、。 5.帶傳動的設計（V型） 已知：電機額定功率，額定轉速，軸的轉速，兩班制工作。 （1）確定計算功率 公式 查《機械設計》教程表8-7，得=1.1，則=16.5kw； （2）選擇V帶帶型 查《機械設計》教程圖8-11，選取c型 （3）選擇小帶輪的基準直徑 根據(jù)V帶的帶型，參考《機械設計》教程表8-6和表8-8確定小帶輪的基準直徑=200mm； （4）確定大帶輪的基準直徑 公式 —電機到軸的傳動比； —小帶輪的基準直徑；

17、 —根據(jù)《機械設計》教程，取0.02； 計算結果為=403mm；查《機械設計》教程表8-8，取=410mm。 （5）驗算帶速V V帶的速度V==15.28m/s； 由此得；驗算合格； （6）確定V帶的基準長度 1）初定兩帶輪的中心距 查《機械設計》教程，得=（0.6-2）（+），取=840mm。 2）計算初定中心距相應的帶長 =2650mm； 查《機械設計》教程表8-2，取=2500mm。 （7）確定兩帶輪的中心距 由公式a=計算出實際中心距a=793.1mm

18、。 （8）驗算小帶輪上的包角 由公式計算出； 驗算合格。 （9）計算V帶的根數(shù)Z 公式 式中，—單根V帶的基本額定功率，查《機械設計》教程表8-4a取=5.84 kw； —單根V帶額定功率的增量，查《機械設計》教程表8-4b取=0.4； —包角修正系數(shù)，查《機械設計》教程表8-5取=0.96； —帶長度系數(shù)，查《機械設計》教程表8-2取=0.92； 計算結果Z=2.97；取整Z=3；V帶的根數(shù)為3根。 6.計算轉速 變速傳動中傳動件的計算轉速，可

19、根據(jù)主軸的計算轉速和轉速圖確定。確定傳動軸的計算轉速時，先確定主軸的計算轉速，再按傳動順序由后往前依次確定，最后確定各傳動件的計算轉速。 （1）主軸的計算轉速為公式 式中，—第一級的轉速； Z—機床的轉速級數(shù)； 計算出，主軸的計算轉速為90r/min； （2）各傳動軸的計算轉速 主軸的計算轉速是軸經(jīng)21/84的傳動副獲得的，此時軸相應的轉速為355r/min，但變速組c有兩個傳動副，軸轉速為最低轉速132r/min時，通過70/35的傳動副可使主軸獲得轉速250 r/min>95 r/min，則應能傳遞全部功率，所以軸的

20、計算轉速為125 r/min，軸的計算轉速時通過軸最低轉速355r/min獲得，所以軸的計算轉速為355r/min。同樣，軸的計算轉速為710r/min。 軸 主軸 計算轉速 710r/min 355r/min 125 r/min 90r/min 7.驗算主軸的轉速誤差 （1）已知： 傳動組 傳動比 電機— — — — i =0.4879 2 1 0.5 0.5 0.35484 2 0.25 （2）計算誤差 =（-）=0.8% =（-）=2.1% =（-）=0.8%

21、 =（-）=2.1% =（-）0.04% =（-）=2.1% =（-）=0.04% =（-）=0.7% =（-）=0.04% =（-）=0.8% =（-）=0.4% =（-）=0.7% （3）轉速誤差允許值為 本設計機床的十二級轉速誤差均在誤差允許值范圍內(nèi)； 轉速驗算合格。 三、動力設計 1.電機的選擇 合理的確定電動機的功率，使車床既能充分發(fā)揮其使用性能，滿足生產(chǎn)要求，又不致使電動機經(jīng)常輕載而降低功率因素。 本設計車床典型重切削條件下的用量： 刀具材料：YT15 工件材料：45號鋼 切削方式：車削外圓 參照

22、《機床設計指導》選取：切削深度=5.25mm；進給量f=0.525mm/r； 切削速度v=138m/min。 1）主切削力：=6152N 2）切削功率：=12.6kw 3）電動機功率： =0.8 計算得：=15.7kw； 4）查《機械設計手冊》，取電機型號為：Y132L-4；電機額定功率=7.5kw； 電機的額定轉速=1460r/min。 2.各軸的傳遞功率 對于軸， 對于軸， 對于軸， 對于軸， 3.確定各齒輪的模數(shù) 采用8級精度的圓柱直齒輪；大齒輪用45號鋼（調(diào)

23、質(zhì)），硬度為240HBS；40（整淬），硬度為45HRC. （1）估算模數(shù) 1）按接觸疲勞和彎曲強度計算齒輪模數(shù)比較復雜，而且有些系數(shù)只有在齒輪各參數(shù)都已知后方可確定，所以只在草圖畫完之后校核用。 齒輪彎曲疲勞的估算： 式中，P—小齒輪所在軸的傳遞功率，kw； Z—小齒輪的模數(shù)，mm； n—小齒輪的計算轉速，r/min。 齒輪齒面點蝕的估算： 式中，P—小齒輪所在軸的傳遞功率，kw； Z—小齒輪的模數(shù)，mm； n—小齒輪的計算轉速，r/min；

24、 —小齒輪所在傳動副的齒數(shù)和。 求出后，取的模數(shù)要比兩者大。 2）對于的傳動副， 齒輪彎曲疲勞的估算： =3.9 齒輪齒面點蝕的估算： =3.8 取齒輪的模數(shù)m=3。 3）對于的傳動副，齒輪彎曲疲勞的估算： =5.5 齒輪齒面點蝕的估算： =4.2 取齒輪的模數(shù)m=4。 4）對于的傳動副， 齒輪彎曲疲勞的估算： =6.2 齒輪齒面點蝕的估算： =4.4 齒輪的模數(shù)m=5。 （2）齒數(shù)的驗算

25、 1）根據(jù)接觸疲勞計算齒輪模數(shù)公式為： 根據(jù)彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)公式為： 式中，P—計算齒輪（小齒輪）的傳遞的額定功率，kw； n—計算齒輪的計算轉速，r/min； —齒輪系數(shù)，常取6-10，這里取9； Z—計算齒輪的齒數(shù)； i—大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比；“+”用于外嚙合，“-”用于內(nèi)嚙合； —壽命系數(shù)，；當時，??； 當時，取； —工作期限系數(shù)，；齒輪在接觸和彎曲交變載荷下的疲勞曲線指數(shù)m和基準循環(huán)

26、次數(shù)查《機床設計指導》表3；預定的齒輪工作期限T，中型機床取T=15000-20000h，這里取20000； n—齒輪的最低轉速，r/min； —轉速變化系數(shù)，查《機床設計指導》表4； —功率利用系數(shù)，查《機床設計指導》表5； —材料強化系數(shù)，查《機床設計指導》表6； —工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運動，=1.2—1.6，這里取1.25； —動載荷系數(shù)，查《機床設計指導》表8； —齒向載荷分布系數(shù)，查《機床設計指導》表9； Y—齒形系數(shù)，查《機

27、床設計指導》表10； —許用彎曲、接觸應力，Mpa；查《機床設計指導》表11； 2）對于的傳動副， 根據(jù)接觸疲勞計算齒輪模數(shù)公式為： =3.07 根據(jù)彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)公式為： =2.38 經(jīng)過驗算，齒輪的模數(shù)為3。 3）對于的傳動副， 根據(jù)接觸疲勞計算齒輪模數(shù)公式為： =3.4 根據(jù)彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)公式為： =2.79 經(jīng)過驗算，齒輪的模數(shù)為4。 4）對于的傳動副， 根據(jù)接觸疲勞計算齒輪模數(shù)公式為：

28、 =3.85 根據(jù)彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)公式為： =3.53 經(jīng)過驗算，齒輪的模數(shù)為5。 4.確定各軸直徑 （1）對于一般傳動軸的直徑的估算 一般軸的材料選取45號鋼； 公式 式中，P—該軸的輸入功率，kw； n—該軸的計算轉速，n/min； —允許扭轉角，查《機床設計指導》的表選取，本設計取=1.25； 1）對于軸， =32.5mm； 取軸軸承處的軸頸的直徑d=35mm； 2）對于軸， =38.

29、5mm； 取軸軸承處的軸頸的直徑d=40mm； 3）對于軸， =49.9mm； 取軸軸承處的軸頸的直徑d=50mm； （2）主軸直徑的確定 查李慶余主編的《機械制造裝備設計》，取主軸的前軸承軸頸的直徑=120mm； 后支撐軸承的軸頸的直徑，取=90mm 四、結構設計 1.設計主軸組件 （1）主軸上的軸承的選擇 在配置軸承時，應注意以下幾點： 1） 每個支撐點都要能承受徑向力； 2） 兩個方向的軸向力應分別有相應的軸承承受； 3） 徑向力和兩個方向的軸向力都應該傳遞到箱體上； 4） 前

30、軸承的精度要比后軸承的精度高一級； 對于主軸，采用后端定位； 選取雙列向心圓柱滾子軸承3182118和3182124承受軸向力； 選取推力球軸承51118承受徑向力； 前軸承用P4級精度，后軸承采用P5級精度； （2）主軸尺寸的確定 1）主軸內(nèi)孔直徑的確定 中型臥式車床的主軸孔徑，已由d=48mm,增大到d=60-80mm,當主軸外徑一定時，增大孔徑受到一下條件的限制，1、結構限制；對于軸徑尺寸由前向后遞減的主軸，應特別注意主軸后軸頸處的壁厚不允許過薄，對于中型機床的主軸，后軸頸的直徑與孔徑之差不要小于，主軸尾端最薄處的直徑不要小于。2、剛度限制；孔徑增大會削

31、弱主軸的剛度，由材料力學知，主軸軸端部的剛度與截面慣性矩成正比， 即： 式中： 當時，，說明空心主軸的剛度降低較小。當時，，空心主軸剛度降低了24%，因此為了避免過多削弱主軸的剛度，一般取。主軸孔徑d確定后，可根據(jù)主軸的使用及加工要求選擇錐孔的錐度。錐孔僅用于定心時，則錐孔應大些，若錐孔除用于定心，還要求自鎖，借以傳遞轉矩時，錐度應小些，我這里選用莫氏六號錐孔。初步設定主軸孔徑d=55mm，主軸孔徑與外徑比為0.6。 2）前錐孔尺寸的確定 查《機床設計指導》，取莫氏錐孔8號。 3）支承懸伸長度 主軸懸伸量的大小往往收結構限制，主要取決于主軸端部的結構形

32、式及尺寸、刀具或夾具的安裝方式、前軸承的類型及配置、潤滑與密封裝置的結構尺寸等。主軸設計時，在滿足結構的前提下，應最大限度的縮短主軸懸伸量a。根據(jù)結構,定懸伸長度。 5） 支承跨距L 支撐跨距L，當前，多數(shù)機床的主軸采用前后兩個支撐，結構簡單，制造、裝配方便，容易保證精度， 6）主軸頭部類型的選擇 參照《機床設計指導》選取一般結構的主軸頭B型。 2.主軸最佳跨距的確定 ⑴考慮機械效率，主軸最大輸出轉距. 床身上最大加工直徑約為最大回轉直徑的50到60%,即加工工件直徑取為360mm,則半徑為0.18.跨距L=5D=600mm 2 計算切削力 前后支撐力分別設為,.

33、 ⑶軸承剛度的計算 根據(jù)【20】式（6-1）有： 查【20】表6-11得軸承根子有效長度、球數(shù)和列數(shù)： 再帶入剛度公式： ； ⑷、主軸當量直徑 ； ⑸、主軸慣性矩 ； ⑹、計算最佳跨距 設： ； 式中 ∴ ∴ 取L=550 式中： 3.主軸的驗算： 由于，參照《金屬切削機床設計》取公式 式中，—主軸剛度，； —當量直徑，cm； L—支承跨距，cm； a—主軸懸伸量，cm； 計算得結果得，=378。 對這種車床主軸的剛度要求： 由于這種機床屬于通用機床，主軸的剛度要求可根據(jù)自激振動

34、穩(wěn)定性決定。查《金屬切削機床設計》表3-5，取阻尼比=0.03；查《金屬切削機床設計》表3-4，當V=100m/s，s=0.2時，取。這種機床要求切削穩(wěn)定性良好，取 根據(jù)《金屬切削機床設計》公式 計算得， 根據(jù)《金屬切削機床設計》公式 計算得，=163 1.66=280 由此，驗算合格。

35、 五、結束語 首先，感謝趙克政老師在這為期兩個星期的課程設計中對我的辛勤指導，沒有趙克政老師的指導，我不會這么容易快速很好的完成本次設計任務。 其次，在這次設計中我學到了以下幾點： （1）掌握機床主傳動部件設計過程和方法，包括參數(shù)擬定，傳動設計，零件計算，結構設計等，培養(yǎng)結構分析和設計的能力。 （2）綜合應用過去所學的理論知識，提高聯(lián)系實際和綜合分析的能力。 （3）訓練和提高設計的基本技能。如計算，制圖，應用設計資料，標準和規(guī)范，編寫技術文件等。 （4）鞏固了在《機械制造裝備設計》課程中學到的知識，使我很好的把所學的知識應用到了實際設計中，為以后的設計打下

36、了堅實的基礎。 六、參考文獻 【1】《機床設計指導》 曹金榜等主編 機械工業(yè)出版社 【2】《金屬切削機床設計》 戴曙主編 機械工業(yè)出版社 【3】《機械制造裝備設計》 王啟義主編 冶金工業(yè)出版社 【4】《機械設計手冊》 成大先主編 化學工業(yè)出版社 【5】《機械制造裝備設計》 李慶余、孟廣耀主編 機械工業(yè)出版社 【6】《機械設計》濮良貴、紀名剛主編 高等教育出版社 【7】《機械設計課程設計》 楊光、席偉光主編 高等教育出版社 【8】《機械制造技術基礎》 華楚生主編 重慶大學出版社 【9】《機械原理》 孫桓等主編 高等教育出版社