车床设计说明书解析.docx

目录1 .概述错误!未定义书签。1.1 机床课程设计的目的错误!未定义书签。1.2 车床的规格系列和用处错误!未定义书签。1.3 操作性能规定错误!未定义书签。2 .参数日勺确定错误!未定义书签。2.1确定极限转速错误!未定义书签。2.2主电机选择错误!未定义书签。3.传动设Vf*»错误!未定乂书签。3. 1主传动方案确定错误!未定义书签。3.2 传动构造式、构造网的选择错误!未定义书签。3.3 .1确定传动组及各传动组中传动副0数目错误!未定义书签。3. 2.2传动式0确定错误!未定义书签。4. 2.3构造式0确定错误!未定义书签。5. 传动件的估算错误!未定义书签。5.1 三角带传动的计算错误!未定义书签。5.2 传动轴的估算错误!未定义书签。5.2.1 传动轴直径0估算错误!未定义书签。5.2.2 传动轴以及主轴计算转速错误!未定义书签。5.3 齿轮齿数确实定和模数的计算错误!未定义书签。错误!未定义书签。4.3.1齿轮齿数确实定4.3.2齿轮模数的计算错误!未定义书签。齿宽确定错误!未定义书签。4.4带轮构造设计错误!未定义书签。5.动力设计错误!未定义书签。5.1主轴刚度验算错误!未定义书签。5.1.1选定前端悬伸量C错误!未定义书签。5.1.2主轴支承跨距L确实定错误!未定义书签。5.1.3计算当量外径错误!未定义书签。主轴刚度的计算错误!未定义书签。5.1.5对于这种机床的刚度规定错误!未定义书签。5.2齿轮校验错误!未定义书签。5.3轴承0校验错误!未定义书签。6 .系统传动图错误!未定义书签。7 .心得体会错误!未定义书签。8 .参照文献错误!未定义书签。1.概述1.1 机床课程设计的目的机床课程设计，是在金属切削机床课程之后进行的实践性教学环节。其目的在于通过机床运动机械变速传动系统09构造设计，使学生在确定传动和变速的构造的构造方案过程中，得到设计构思，方案分析，构造工艺性，机械制图，零件计算，编写技术文献和查阅技术资料等方面0综合训练，树立对0¾0设计思想，掌握基本B设计措施，并培养学生具有初步的!构造分析，构造设计和计算能力。1.2 车床0¾规格系列和用处一般机床时规格和类型有系列型谱作为设计时应当遵照的基础。因此，对这些基本知识和资料作些简要简介。本次设计0是一般车床主轴变速箱。1.3 操作性能规定1）具有皮带轮卸荷装置2）主轴0¾变速由滑移齿轮完毕2 .参数时确定2 .1确定极限转速主轴最大转速2023rmin,最低转速160rmin0公比°=L253 .2主电机选择合理确实定电机功率N,使机床既能充足发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机常常轻载而减少功率原因。已知电动机的功率是5.5K肌根据机床设计手册3选Y132S1-2,额定功率5.5攵卬,满载转速2900in,最大额定转距2.2。3 .传动设计3 .1主传动方案确定确定传动方案，包括传动型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个传动系统确实定。传动型式则指传动和变速的元件、机构以及构成、安排不同样特点的传动型式、变速类型。传动方案和型式与构造B复杂程度亲密有关，和工作性能也有关系。因此，确定传动方案和型式，要从构造、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。传动方案有多种，传动型式更是众多，例如：传动型式上有集中传动，分离传动；扩大变速范围可用增长传动组数，也可用背轮构造、分支传动等型式；变速箱上既可用多速电机，也可用互换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。显然，也许0¾方案有诸多，优化B¾方案也因条件而异。本次设计中，我们采用集中传动型式0主轴变速箱。4 .2传动构造式、构造网0选择构造式、构造网对于分析和选择简朴的串联式的传动不失为有用的措施，但对于分析复杂的传动并想由此导出实际的方案，就并非十分有效。3.2.1确定传动组及各传动组中传动副0¾数目级数为Z的传动系统由若干个次序的传动组构成，各传动组分别有Z2、个传动副。即Z=ZIZ2Z3本设计中传动级数为Z=I2。传动副中由于构造的限制以2或3为合适，本课程设计选择方案：12=3×2×2;12=2×3×2;12=2×2×33.2.2传动式0确定12级转速传动系统0¾传动组，选择传动组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱B详细构造、装置和性能以及一种“前多后少”的原则。故离电动机近的传动组的传动副个数最佳高于背面的传动组的传动副数。主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴上齿轮少些为好。最终一种传动组日勺传动副常选用2o综上所述，传动式为12=3X2X2。3.2.3构造式的确定对于12=3X2X2传动式，有6种构造式和对应的构造网。分别为：12=31×23×2612=32×21×2612=32×26×2112=31×26×2312=34×21×2212=34×22×21根据（1）传动副0极限传动比和传动组0极限变速范围（2）基本组扩大组B排列次序,初选12=3232°0方案。转速图时确定电动机I11In14.传动件0估算4.1三角带传动的计算三角带传动中，轴间距A可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮构造简朴，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定比传动。(1)选择三角带的型号根据机械设计4表8-6取储=1.2根据公式Pea=KaP=1.2×5.5=6.6CW式中P-电动机额定功率，(-工作状况系数查机械设计图8-8因此选择A型带，尺寸参数为B=80mm,=llmm,h=10,夕=40。(2)确定带轮的计算直径2，D2带轮0直径越小带0弯曲应力就越大。为提高带日勺寿命，小带轮B直径A不合适过小,即RDnm°查机械设计4表8-3,8-7取积极轮基准直径R=IoO加。由公式。2=2口(1一。n2式中：广小带轮转速，勺一大带轮转速，£-带的滑动系数，一般取0.02。7900因此2=WMXlO0(10.02)=225.5相机，取值224un,可以满足传动比的规定。(3)确定三角带速度15.2%按公式丫=兀DM3.14x100x2900'60×100060x1000初定中心距带轮的中心距，一般根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选用：根据经验公式0.7(+。2)<4<2(£>+£)2)6帆取1.5x(100+224)=486，取4=486mm.三角带的计算基准长度LO1.o=20吟(D+2)+(")24A)3.144=2x486 +×(100+224)+(224T(X)=1448.58WWv)4×486由机械设计4表8-2,圆整到原则B¾计算长度L=1400三?(6)确定实际中心距AA=4+=486+(1488.58-1400)÷2=442,M(7)验算小带轮包角180°-DDX57.5°=163.87°>120°,积极轮上包角合适。14(8)确定三角带根数Z根据机械设计4式8-22得Z=端%+M传动比Z=1l=1400710=2V2查表8-5c,8-5d得APO=0.34KW,Po=2.05KW查表8-8,ka=0.96；查表8-2,kl=0.96Z=2.17取Z=4根4.2 传动轴日勺估算传动轴除应满足强度规定外，还应满足刚度B¾规定，强度规定保证轴在反复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度规定较高，不容许有较大变形。因此疲劳强度一般不失是重要矛盾，除了载荷很大的状况外，可以不必验算轴的强度。刚度规定保证轴在载荷下不至发生过大的变形。因此，必须保证传动轴有足够时刚度。4.2.1 传动轴直径的估算dV/Vi其中：P-电动机额定功率K-键槽系数A-系数从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；%-该传动轴的计算转速。计算转速是传动件能传递所有功率日勺最低转速。各传动件H¾计算转速可以从转速图上，按主轴的计算转速和对应0传动关系确定。查机械制造装备设计1表3-8取I,IV轴B¾K=L05,A=110;II,III轴是花键轴，¾K=L07,A=77。取 30mm取 25mm取 30un取 50mm/5因I4=(1101.05),；2647加=29.3刀d2=(77×1.(nN；mm=23.3mm,/4.924=(77×1.07)mm=27Amm,4.92dA=(110×1.05)41mm=40.7nm,此轴径为平均轴径，设计时可对应调整。传动轴以及主轴计算转速根据转速图可判断:n7=1264rmin几川=799rminn川=401rminn.lv=319rmin4.3 齿轮齿数确实定和模数0计算齿轮齿数确实定当各变速组的传动比确定后来，可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可根据机械设计手册推荐的措施确定。对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是原则公比的整多次方时，变速组内每对齿轮的齿数和SZ及小齿轮的齿数可以从1表3-6（机械制造装备设计）中选用。一般在主传动中，最小齿数应不不大于1820。采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应不不大于或等于4,以保证滑移是齿轮外圆不相碰。第一组齿轮:传动比'' /=J= %2 1.6查表，齿数和SZ取70Z6=43；Z1=35,Z2=35,Z3=31,Z4=39,Z5=27,第二组齿轮:传动比：w1=-=1,Mo=-y=7I9°-32齿数和S二取84：,Z7=42,Z8=42,Z9=28,Zio=56；第三组齿轮:传动比：=夕=1.6,/=-=2.5齿数和S.取113：Z11=69,Z12=44,Z13=32,Z14=81,齿轮模数的计算(1) I-II齿轮弯曲疲劳B计算:N1=Nd=5.5×0.96×0.99kw=5.23kwtn323匹mm=3215,23=1.695/丽Qz%44x799(机床主轴变速箱设计指导3P36,勺为大齿轮日勺计算转速，可根据转速图确定)齿面点蚀的计算：A370Jww=37J-=69.2帆Y799取A=70,由中心距A及齿数计算出模数:2A吗二二任二1.944J Z1+Z270根据计算选用两个中的较大值，选用相近的原则模数。取叫=1.944因此取m=3(2) IITn齿轮弯曲疲劳的计算:N2=5.5×0.96X0.99X0.99X0.99kw=5.07kw%32=1948齿面点蚀的计算：A3701 = 37=862取A=87,由中心距A及齿数计算出模数:X4_=2x87=207'Z1+Z284根据计算选用两个中的较大值，选用相近的原则模数。取叫=2.07因此取机=3(3)III-W齿轮弯曲疲劳的计算:N3=5.5×0.96×0.99X0.98X0.99×0.98X0.99kw=4.92kw%32齿面点蚀时计算：A370Jd加=37OJ%=92.1,VnV319取A=93,由中心距A及齿数计算出模数:in.=2AZl +z?2×93113= 1.646根据计算选用两个中的较大值，选用相近的原则模数。取4=1.646因此取m=3(4)原则齿轮：g=20度，h=l,=0.25从机械原理9表10-2查得如下公式齿顶圆da=(z1+2hl)m齿根圆df=(z,+2ha+2c)m分度圆d=mz齿顶高ha=h,m齿根高hf=(h*°+c)m齿轮的详细值见表齿轮尺寸表齿轮齿数模数分度圆齿顶圆齿根圆齿顶高齿根高Zmd4df儿hf1353108114115.533.752353108114115.533.75331396102103.533.754393120126127.533.755273849091.533.756433132138139.533.757423126132133.533.758423126132133.533.759283849091.533.7510563168174175.533.7511693207213214.533.7512443132138139.533.751332396102103.533.7514813243249250.533.754 .3.3齿宽确定由公式8=mtnn=6-10,加为模数)得：第一套啮合齿轮B=(610)x3=1830w%第二套啮合齿轮B11=(6-10)×3=1830mm第三套啮合齿轮片=(610)x3=183O/22/H反转啮合齿轮3zv=（610）x3=1830三一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应积极轮比小齿轮齿宽阔因此耳=18w,B2=1Smtn,B3=1Smm,B4=18mm,B5=25mm,B6=20mm,B1=25mn,B8=18ww,Bq=25mm,Blo=20mm,Bll=25mm,B12=20mm,13=20nm,14=1Smm4.4带轮构造设计查机械设计4P156页，当4300m"时,采用腹板式。D是轴承外径，查机械零件手册2确定选用深沟球轴承6211,d=55mm,D=100mme带轮内孔尺寸是轴承外径尺寸IoOmnu齿机械设计4表8T0确定参数得:=11,也=2.75,%=8.7,e=15J=9,ill=5.5,0=38带轮宽度：B=（Z-I）e+2=（41）x15+2x9=63加di=.9D=1.9×50mm=95mm,C=1/5XB=I2.613mm,1.=Udl=35mm.5 .动力设计5.1 主轴刚度验算选定前端悬伸量C,参照机械装备设计1P121,根据主轴端部的构造，前支承轴承配置和密封装置的型式和尺寸，这里选定C=120mm.主轴支承跨距L确实定后支撑是圆锥滚子轴承。1.=460mm计算当量外径4=(522+56隈2。+774><27+65酿94+7队83+75'3仁3.e4605.L4主轴刚度的计算由于44=3064.17=0.468<0.5,故根据式金属切削机床5(10-18)：m 244N / m3×1O4×O.O641740.06762×(0.432+0.06417)5.1.5对于这种机床0刚度规定由于这种机床属高效通用机床，主轴B刚度可根据自激振动稳定性决定。取阻尼比，=0.025；当V=50mmin,s=0tnmr时，Keb=2.46N/(?mm),=68.8。这种机床规定切削稳定性良好，取dm=0.02Dmax=0.02×100=2mmIiniIIldX代入式(10-16),2.46x42 × 0.025 × (1 + 0.025)×cos 68.8= 34.5N 机根据稳定性指标的I规定，工件长度L=O.3Z)max=30zW77,加上卡盘，共长IloW2。根据式（1018）,1372(1+137/432)2K=34.5×0.6×÷0.4-=102.9N/m67.62(1+67.6/432)2根据式(1019),KS=I.66KA=I70.8N/加可以看出，该机床主轴是合格的。5.2齿轮校验在验算算速箱中日勺齿轮应力时，选相似模数中承受载荷最大，齿数最小B齿轮进接触应力和弯曲应力日勺验算。这里要验算日勺是齿轮5,齿轮9,齿轮12这三个齿轮。齿轮5I付齿数为28,模数为3,齿轮的应力：1）接触应力：=-z11ze、bdUu大齿轮齿数与小齿轮齿数之比；Z-一区域系数；ZE弹性影响系数；K载荷系数；巴圆周力。查机械设计4表10-4及图10-8及表10-2分布得勺也=n5,%,=L20化=11也=125假定齿轮工作寿命是48000ho最终确定：接触应力b=830.OMpa接触疲劳强度校核bW。丹满足2）弯曲应力：YFa齿型系数；Ysa应力校正系数.查机械设计有，求得：GF=105Mpa弯曲疲劳强度校核0o满足此外两齿轮计算措施如上，均符合规定。5.3轴承的校验一般机床传动轴0¾滚动轴承，重要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳寿命验算。机床主轴一般有较高的刚度规定。主轴轴径的尺寸较大，按轴径尺寸所选定的轴承,其疲劳寿命是足够的，因此对主轴轴承重要进行精度和刚度的校核。对于转速很低的滚动轴承，重要因滚动体接触面的永久变形而失效，故应验算其静载荷。45#钢调质毛土坯直径200硬度217255抗拉强度极限=640Lr,J=25-45屈服强度极限q=355弯曲疲劳极限Ri=275剪切疲劳极限J=I55许用弯曲应力。"=60按扭转强度校验P955×IO4-=2.73<rJ0.2/"N=I60P=3.13KWd=70mm故轴符合，轴选用45#钢调质处理。1440rnln7 .心得体会在课程设计当中，对车床主轴箱欧J内部构造有了相称的理解。设计的过程中碰到诸多问题，认识到自己对金属切削机床以及其他有关课程的学习还不够深入，在同学们B协助和老师B指导下学会了这门课设计0要点和措施。通过大量B翻阅参照资料和机械设计手册，掌握了不少知识。虽然完毕了设计不过在知识方面尚有诸多欠缺。我会继续努力再接再厉。由于时间比较紧迫，设计中也许存在不少问题，望老师能予以指出和指正。通过这次设计愈加巩固了我对金属切削机床的认识和理解，对后来的课程设计或工作后来时设计提供了宝贵的经验。8 .参照文献1冯辛安主编.机械制造装备设计.机械工业出版社.北京.1999.122周开勤主编.机械零件手册.高等教育出版社.20233曹玉榜易锡麟.机床主轴箱设计指导.机械工业出版社.北京.1987.5.4濮良贵纪名刚主编.机械设计.高等教育出版社.北京.20235黄鹤汀主编.金属切削机床设计.北京.机械工业出版社，20236冯开平左宗义主编.画法几何与机械制图.华南理工出版社.2023.97唐金松主编.简要机械设计手册.上海科技技术出版社.上海.1992.068卢秉恒主编.机械制造技术基础.机械工业出版社.北京.20239孙恒陈作模主编.机械原理.高等教育出版社.北京.202310曹金榜主编机床主轴/变速箱设计指导，北京.机械工业出版社.2023