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1、 課程設計說明書 課程名稱： 機械制造裝備設計 設計題目:最大加工直徑為 mm的普通車床主軸箱部件設計 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 班 級： 機 設 學生姓名:

2、 學 號: 指導教師: 徐 華 湖南工業(yè)大學科技學院教務部 制 201 年12 月 30 日 目錄 一．緒論 3 二、設計步驟 3 1.運動設計 3 1.1已知條件 3 1.2結構分析式 4 1.3繪制轉速圖 4 1.4繪制傳動系統圖 7 2.動力設計 8

3、2.1 確定各軸轉速 8 2.2 帶傳動設計 8 2.3 各傳動組齒輪模數的確定和校核 11 3. 齒輪強度校核 12 3.1校核a傳動組齒輪 13 3.2校核b傳動組齒輪 14 3.3校核c傳動組齒輪 15 4. 主軸撓度的校核 16 4.1確定各軸最小直徑 16 4.2軸的校核 17 5. 主軸最佳跨距的確定 17 5.1 選擇軸頸直徑,軸承型號和最佳跨距 18 5.2 求軸承剛度 18 6. 各傳動軸支承處軸承的選擇 19 7. 主軸剛度的校核 19 7.1 計算跨距 19 三、總結 21 四、主要參考文獻 22 一、 緒論

4、 普通中型車床主軸箱設計普通中型車床主軸箱設計普通中型車床主軸箱設計普通中型車床主軸箱設計普通中型車床主軸箱設計，主要包括三方面的設計，通過分析比較，選擇傳動方案；擬定結構式或結構網，擬定轉速圖；確定齒輪齒數及帶輪直徑；繪制傳動系統圖。其次，根據機床類型和電動機功率，確定主軸及各傳動件的計算轉速，初定傳動軸直徑、齒輪模數，確定傳動帶型號及根數，摩擦片尺寸及數目；裝配草圖完成后要驗算傳動件的剛度、強度或壽命。最后，完成運動設計和動力設計后，要將主傳動方案“結構化”，設計主軸變速箱裝配圖及零件圖，側重進行傳動軸組件、主軸組件、變速機構、箱體、潤滑與密封、傳動軸及滑移齒輪零件的設計。

5、 二、設計步驟 1.運動設計 1.1已知條件 [1]確定轉速范圍：主軸最小轉速Nmin（r/min）=90r/min、Nmax（r/min）=2000r/min,主電動機轉速（r/min)=1440、P（kw）=4kw [2]最大加工直徑φ=250mm [3]確定公比： 1.2結構分析式 本次設計中，我按12級的主軸箱來計算: ⑴ ⑵ [3] 從電動機到主軸主要為降速傳動，若使傳動副較多的傳動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，也就是滿足傳動副前多后少的原則，因此取方案。在降速傳動中，防止齒輪直徑過大

6、而使徑向尺寸常限制最小傳動比 ；在升速時為防止產生過大的噪音和震動常限制最大轉速比。在主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍。在設計時必須保證中間傳動軸的變速范圍最小， 根據中間傳動軸變速范圍小的原則選擇結構網。從而確定結構網如下： 檢查傳動組的變速范圍時，只檢查最后一個擴大組： 其中，， 所以 ，合適。 1.3 繪制轉速圖 ⑴選擇電動機 一般車床若無特殊要求，多采用Y系列封閉式三相異步電動機，根據原則條件選擇Y-132M-4型Y系列籠式三相異步電動機。 ⑵分配總降速傳動比 總降速傳動比 又電動機轉速符合轉速數列標準，因而不增加一定比傳動副。

7、(3)確定傳動軸軸數 傳動軸軸數 = 變速組數 + 定比傳動副數 + 1 = 3 + 0 + 1 = 4。 ⑷確定各級轉速并繪制轉速圖 由 　　取z = 10確定各級轉速： 2000,1400,1000,710,500,355,250,180,125,90r/min。 在五根軸中，除去電動機軸，其余四軸按傳動順序依次設為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ。Ⅰ與Ⅱ、Ⅱ與Ⅲ、Ⅲ與Ⅳ軸之間的傳動組分別設為a、b、c?，F由Ⅳ（主軸）開始，確定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸的轉速： ① 先來確定Ⅲ軸的轉速 傳動組c 的變速范圍為，結合結構式， Ⅲ軸的轉速只有一和可能： 180、250、355、5

8、00、710，1000r/min。 ② 確定軸Ⅱ的轉速 傳動組b的級比指數為2，希望中間軸轉速較小，因而為了避免升速，又不致傳動比太小，可取 ， 軸Ⅱ的轉速確定為：355、500、710r/min。 ③確定軸Ⅰ的轉速 對于軸Ⅰ，其級比指數為1,可取 ，， 確定軸Ⅰ轉速為710r/min。 由此也可確定加在電動機與主軸之間的定傳動比。 [5]確定各變速組傳動副齒數 ①傳動組a: 查表8-1, ，， 時：……57、60、63、66、69、72、75、78…… 時：……58、60、63、65、67、68、70、72、73、77…

9、… 時：……58、60、62、64、66、68、70、72、74、76…… 可取72,于是可得軸Ⅰ齒輪齒數分別為：24、30、36。 于是，， 可得軸Ⅱ上的三聯齒輪齒數分別為：48、42、36。 ② 動組b: 同理可得軸Ⅱ上兩聯齒輪的齒數分別為：24、42。 ，得軸Ⅲ上兩齒輪的齒數分別為：48、30。 ③ 動組c: 同理可得軸Ⅲ兩聯動齒輪的齒數分別為40，80； 得軸Ⅳ兩齒輪齒數分別80，40。 1.4 繪制傳動系統圖 根據軸數，齒輪副，電動機等已知條件可有如下系統圖： 2.動力設計 2.1 確定各軸轉速 ⑴確定主軸計算轉速：主軸的計算轉速為 ⑵各傳動

10、軸的計算轉速： 軸Ⅲ可從主軸按80/40的傳動副找上去，軸Ⅲ的計算轉速180r/min ；軸Ⅱ的計算轉速為355r/min；軸Ⅰ的計算轉速為710r/min。 [3]各齒輪的計算轉速 傳動組c中，40/80只需計算z = 40的齒輪，計算轉速為710r/min ；傳動組b計算z = 42的齒輪，計算轉速為355r/min；傳動組a應計算z = 24的齒輪，計算轉速為710r/min。 [4]核算主軸轉速誤差 所以合適。 2.2 帶傳動設計 電動機轉速n=1450r/min,傳遞功率P=4KW,傳動比i

11、=2.03，兩班制， 一天運轉16.1小時，工作年數10年。 ⑴確定計算功率 取1.1，則 ⑵選取V帶型 根據小帶輪的轉速和計算功率，選b型帶。 ⑶確定帶輪直徑和驗算帶速 查表小帶輪基準直徑, 驗算帶速成 其中 -小帶輪轉速，r/min； -小帶輪直徑，mm； ，合適。 [4]確定帶傳動的中心距和帶的基準長度 設中心距為,則 0．55（）a2（） 于是 208.45a758,初取中心距為400mm。 帶長

12、 查表取相近的基準長度，。 帶傳動實際中心距 [5]驗算小帶輪的包角 一般小帶輪的包角不應小于。 。合適。 [6]確定帶的根數 其中： -時傳遞功率的增量； -按小輪包角，查得的包角系數； -長度系數； 為避免V型帶工作時各根帶受力嚴重不均勻，限制根數不大于10。 [7]計算帶的張緊力 其中： -帶的傳動功率,KW；

13、 v-帶速,m/s； q-每米帶的質量，kg/m；取q=0.17kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。 [8]計算作用在軸上的壓軸力 2.3 各傳動組齒輪模數的確定和校核 ⑴模數的確定： a傳動組：分別計算各齒輪模數 先計算24齒齒輪的模數： 其中: -公比 ； = 2； -電動機功率； = 4KW； -齒寬系數； -齒輪傳動許允應力;

14、 -計算齒輪計算轉速。 ， 取= 600MPa,安全系數S = 1。 由應力循環(huán)次數選取 ，取S=1，。 取m = 2.5mm。 按齒數30的計算，，可取m = 2.5mm； 按齒數36的計算，, 可取m = 2.5mm。 于是傳動組a的齒輪模數取m = 2.5mm，b = 32mm。 軸Ⅰ上齒輪的直徑： 。 軸Ⅱ上三聯齒輪的直徑分別為： b傳動組： 確定軸

15、Ⅱ上另兩聯齒輪的模數。 按22齒數的齒輪計算： 可得m = 4mm； 按42齒數的齒輪計算： 可得m = 4mm； 于是軸Ⅱ兩聯齒輪的模數統一取為m = 4mm。 于是軸Ⅱ兩聯齒輪的直徑分別為： 軸Ⅲ上與軸Ⅱ兩聯齒輪嚙合的兩齒輪直徑分別為： c傳動組： 取m = 2.5mm。 軸Ⅲ上兩聯動齒輪的直徑分別為： 軸四上兩齒輪的直徑分別為： 3. 齒輪強度校核： 計算公式 3.1校核a傳動組齒輪 校核齒數為24的即可，確

16、定各項參數 ⑴ P=4.4KW,n=710r/min, ⑵確定動載系數： 齒輪精度為7級，由《機械設計》查得使用系數 ⑶ ⑷確定齒向載荷分配系數:取齒寬系數 非對稱 ,查《機械設計》得 ⑸確定齒間載荷分配系數: 由《機械設計》查得 ⑹確定動載系數: ⑺查表 10-5 ⑻計算彎曲疲勞許用應力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 圖10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合適。 3.2 校核b傳動組齒輪 校核齒數為22的即可，確定各項參數 ⑴ P=8.25KW,n=

17、355r/min, ⑵確定動載系數： 齒輪精度為7級，由《機械設計》查得使用系數 ⑶ ⑷確定齒向載荷分配系數:取齒寬系數 非對稱 ,查《機械設計》得 ⑸確定齒間載荷分配系數: 由《機械設計》查得 ⑹確定動載系數: ⑺查表 10-5 ⑻計算彎曲疲勞許用應力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 圖10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合適。 3.3校核c傳動組齒輪 校核齒數為18的即可，確定各項參數 ⑴ P=8.25KW,n=35

18、5r/min, ⑵確定動載系數： 齒輪精度為7級，由《機械設計》查得使用系數 ⑶ ⑷確定齒向載荷分配系數:取齒寬系數 非對稱 ,查《機械設計》得 ⑸確定齒間載荷分配系數: 由《機械設計》查得 ⑹確定動載系數: ⑺查表 10-5 ⑻計算彎曲疲勞許用應力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 圖10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合適。 4. 主軸撓度的校核 4.1 確定各軸最小直徑 [1]Ⅰ軸的直徑： [2]Ⅱ軸的直徑： [3]Ⅲ軸的直徑： [4]主軸的直徑： 4

19、.2軸的校核 Ⅰ軸的校核：通過受力分析，在一軸的三對嚙合齒輪副中，中間的兩對齒輪對Ⅰ軸中點處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來進行校核 。 Ⅱ軸、Ⅲ軸的校核同上。 5. 主軸最佳跨距的確定 250mm車床，P=4KW. 5.1 選擇軸頸直徑,軸承型號和最佳跨距 前軸頸應為75-105mm,初選=100mm,后軸頸取,前軸承為NN3020K,后軸承為NN3016K,根據結構,定懸伸長度 5.2 求軸承剛度 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60%,取50%即200,故半徑為0.1. 切削力 背向力 故總的

20、作用力 次力作用于頂在頂尖間的工件上主軸尾架各承受一半, 故主軸軸端受力為 先假設 前后支撐分別為 根據 。 6. 各傳動軸支承處軸承的選擇 主軸 前支承：NN3020K;中支承：N219E;后支承：NN3016K Ⅰ軸 前支承：30207;后支承：30207 Ⅱ軸 前支承：30207;中支承：NN3009;后支承：30207 Ⅲ軸 前支承：30208;后支承：30208 7. 主軸剛度的校核 7.1 計算跨距 前支承為雙列圓柱滾子軸承，后支承為雙列圓柱滾子軸承 當量

21、外徑 主軸剛度：由于 故根據式（10-8） 對于機床的剛度要求，取阻尼比 當v=50m/min,s=0.1mm/r時,, 取 計算 可以看出，該機床主軸是合格的. 三、總 結 經過一周的時間，在徐老師的悉心指導下，我們的這次課程設計終于做完了。從徐老師那里，我不僅學到了許多書本上的知識，同時也學會了許多做人的道理。徐老師嚴謹的治學態(tài)度、一絲不茍的工作作風、孜孜不倦的學習精神無不給我留下了深刻的印象。對我在學業(yè)上的嚴格要求和教誨的確使我受益非淺。而且，指導老師以他淵博的學識和前瞻的眼光，

22、為學生開闊了研究視野，豐富了專業(yè)知識。他嚴謹的治學態(tài)度和謙遜無私的高尚品質。一絲不茍的敬業(yè)精神，鞭策著學生不斷進取、前進。我堅信，這一切一切必將對我以后的學習、工作和生活產生深遠的影響。在此，學生向徐老師謹致我最崇高的敬意和最誠摯的謝意。 再一次對所有給予過我關心和幫助的老師、同學、和朋友們致以深深的謝意!我相信，我將會以更大的熱情和信心投入到今后的學習中去，為了所有曾經幫助過我的人們，我將永遠努力。不斷進光陰荏苒，課程設計設計轉瞬即逝。在本次設計完成之際回想過去的點點滴滴我深深的感到此次可承受設計不僅僅是增長了我們的學識，提高我們的能力。更多的是對我們從事學習研究的一種責任心的培養(yǎng)。是對我們細心和耐心的考驗。 四、主要參考文獻： [1] 馮辛安主編.《機械制造裝備設計》 第2版 大連理工大學 北京:機械工業(yè)出版社,2007.12 [2] 黃如林主編.《切削加工簡明實用手冊》 北京：化學工業(yè)出版社,2004.7 [3] 吳宗澤主編.《機械設計課程設計手冊》 第三版 清華大學 北京：高等教育出版社,2006.12 [4] 濮良貴主編.《機械設計》 第八版 北京：高等教育出版社,2007.8 [5] 鄭文緯,吳克堅主編. 《機械原理 》 第七版 東南大學機械學學科組 北京：高等教育出版社,2006.1