課程設計實驗報告課程名稱:中心高為200mm的專用車床的主軸箱部件設計 實驗（實踐）編號 實驗（實踐）名稱 實驗（實踐）學時 實驗（實踐）時間 設計任務書機械制造裝備課程設計任務書姓名： 班級： 學號： 一、設計題目：中心高為200mm的專用車床的主軸箱部件設計(七)原始數據：主要技術參數題目主電動機功率P/kW3主電動機n電/(r/min)1500n1150n2250n3350n4450二、工藝要求：加工工件材料為棒料鋼材，要求正反轉。加工工件表面為外圓柱表面，加工直徑為100（加工零件圖略）。刀具采用硬質合金刀。工件裝夾采用專用卡盤（不作設計內容）。機床精度等級為普通級。三、設計內容：1）運動設計：根據給定的轉速確定主傳動的結構網、轉速圖、傳動系統圖、計算齒輪齒數。2）動力計算：選擇電動機型號，對主要零件（如帶、齒輪、主軸、傳動軸、軸承等）進行計算（初算和驗算）。3）繪制下列圖紙： 機床主傳動系統圖（畫在說明書上）。 主軸箱部件展開圖及主要剖面圖。 主軸零件圖。4）編寫設計說明書1份四、設計要求：1）設計圖樣必須用計算機繪制，圖樣正確清晰，結構完整合理，尺寸標注、技術要求規范且符合生產實際。2）說明書條理清楚，內容充實，分析透徹，計算準確。3）說明書中引用的內容、公式、數據必須注明出處。五、設計期限： 六、答辯日期： 指導教師： 2014年7月8日目 錄設計任務書2機械制造裝備課程設計任務書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72.1車床主參數和基本參數72.2 確定傳動公比72.3 結構分析式7第3章 設計部分的運動設計93.2確定結構式93.3 確定結構網93.4 繪制轉速圖和傳動系統圖103.5 確定各變速組此論傳動副齒數113.6 核算主軸轉速誤差13第4章 設計部分的動力計算134.1 帶傳動設計134.2選擇帶型144.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速144.4確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角154.5確定帶的根數z164.6確定帶輪的結構和尺寸164.7確定帶的張緊裝置164.8 計算轉速的計算184.9齒輪模數計算及驗算194.10 傳動軸最小軸徑的初定244.11 主軸合理跨距的計算244.12軸承的選擇254.13 鍵的規格264.14變速操縱機構的選擇264.15主軸合理跨距的計算264.16 軸承壽命校核27第5章 設計部分的調節、潤滑、維護保養、技術要求及其它29第6章 設計中的優缺點，存在的問題及改進意見32參考文獻33 第1章 機床用途、性能及結構簡單說明機床技術參數有主參數和基本參數，他們是運動傳動和結構設計的依據，影響到機床是否滿足所需要的基本功能要求，參數擬定就是機床性能設計。主參數是直接反映機床的加工能力、決定和影響其他基本參數的依據，如車床的最大加工直徑，一般在設計題目中給定，基本參數是一些加工件尺寸、機床結構、運動和動力特性有關的參數，可歸納為尺寸參數、運動參數和動力參數。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。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研和統計，依據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，擬定參數時，要考慮機床發展趨勢和同國內外同類機床的對比，使擬定的參數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濟合理。機床主傳動系因機床的類型、性能、規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；滿足機床傳遞動力的要求。主電動機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，熱變形特性穩定；滿足產品的經濟性要求。傳動鏈盡可能簡短，零件數目要少，以便節約材料，降低成本。第2章 設計部分的基本技術特性和結構分析2.1車床主參數和基本參數主要技術參數題目主電動機功率P/kW3主電動機n電/(r/min)1500n1150n2250n3350n44502.2 確定傳動公比主電動機功率P/kW=3 kW，主電動機n電/(r/min)=1500 r/min，n1=150 r/min，n2=250 r/min， ，n3=350 r/min， n4=450 r/min參考金屬切削機床設計指導書確定根據【1】表3-5 標準公比。這里我們取標準公比系列=1.26, 轉速級數Z=4，2.3 結構分析式圖2.1 結構網圖因為=1.26=1.064，根據【1】表3-6標準數列。首先找到最大極限轉速450，(從后往前推算的方法），再每跳過3個數取一個轉速，即可得到公比為1.26的數列： 140,180,224，280，355，450.第3章 設計部分的運動設計合理的確定電機功率，使機床既能充分發揮其使用性能，滿足生產需要，又不致使電機經常輕載而降低功率因素。已知電動機的功率是3KW，根據機械設計手冊第3版，選Y100L2-4，額定功率3KW，滿載轉速1420r/min，同步轉速為1500r/min (堵轉轉矩/額定轉矩=2.2最大轉矩/額定轉矩=2.33.2確定結構式a，b為正整數，即Z應可以分解為2和3的因子，以便用2、3聯滑移齒輪實現變速。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，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。3.3 確定結構網圖 結構網圖因為=1.26=1.064，根據【1】表3-6標準數列。首先找到最大極限轉速450，(從后往前推算的方法），再每跳過3個數取一個轉速，即可得到公比為1.26的數列： 140,180,224，280，355，450.3.4 繪制轉速圖和傳動系統圖（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）畫主傳動系統圖。根據系統轉速圖及已知的技術參數，畫主傳動系統圖如圖2-3：1-2軸最小中心距：A1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數和:Szmin(Zmax+2+D/m)3.5 確定各變速組此論傳動副齒數(1)Sz100-124,中型機床Sz=70-100(2)直齒圓柱齒輪Zmin18-24,m40軸之間為帶傳動，傳動比為，其目的是為了防止中間變速組降速過快，縮小齒輪徑向尺寸。a變速組為軸之間傳動；b變速組為軸之間傳動； 圖2-3 主傳動系統圖（7）齒輪齒數的確定。變速組內取模數相等，據設計要求Zmin1824,齒數和Sz100124，由表4.1，根據各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數，各齒輪齒數如表2-2。 表2-2 齒輪齒數傳動比基本組第一擴大組1:1.261:1.581:21:1.411:2.53代號ZZZZZZZZZ5Z5齒數4050 35553060355526643.6 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)=2.6第4章 設計部分的動力計算4.1 帶傳動設計輸出功率P=3kW,轉速n1=1420r/min,n2=710r/min表4 工作情況系數工作機原動機類類一天工作時間/h10161016載荷平穩液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（）；離心式壓縮機；輕型運輸機1.01.11.21.11.21.3載荷變動小帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風機（）；發電機；旋轉式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩1.11.21.31.21.31.4載荷變動較大螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械1.21.31.41.41.51.6載荷變動很大破碎機（旋轉式、顎式等）；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機1.31.41.51.51.61.8根據V帶的載荷平穩，兩班工作制（16小時），查機械設計P296表4，取KA1.1。即4.2選擇帶型普通V帶的帶型根據傳動的設計功率Pd和小帶輪的轉速n1按機械設計P297圖1311選取。根據算出的Pd3.3kW及小帶輪轉速n11420r/min ，查圖得：dd=80100可知應選取A型V帶。4.3確定帶輪的基準直徑并驗證帶速由機械設計P298表137查得，小帶輪基準直徑為80100mm則取dd1=100mm ddmin.=75 mm（dd1根據P295表13-4查得）表3 V帶帶輪最小基準直徑槽型YZABCDE205075125200355500由機械設計P295表13-4查“V帶輪的基準直徑”，得=200mm 誤差驗算傳動比： （為彈性滑動率）誤差 符合要求 帶速 滿足5m/sv300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪?？傊?，小帶輪選H型孔板式結構，大帶輪選擇E型輪輻式結構。帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。4.7確定帶的張緊裝置 選用結構簡單，調整方便的定期調整中心距的張緊裝置。3.8計算壓軸力由機械設計P303表1312查得，A型帶的初拉力F0125.35N，上面已得到=162.13，z=3，則對帶輪的主要要求是質量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內應力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通V帶兩側面間的夾角是40，為了適應V帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小，故規定普通V帶輪槽角 為32、34、36、38（按帶的型號及帶輪直徑確定），輪槽尺寸見表7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來聯接輪緣與輪轂成一整體。表 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92） 項目 符號 槽型 Y Z A B C D E 基準寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準線下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽對稱面至端面的距離 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5.5 67.5 10 12 15 帶輪寬 B B =( z -1) e + 2 f z 輪槽數 外徑 d a 輪 槽 角 32 對應的基準直徑 d d 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 - 80 118 190 315 475 600 極限偏差 1 0.5 V帶輪按腹板（輪輻）結構的不同分為以下幾種型式： （1） 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd(2.53)d時)，如圖7 -6a。 （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd 300mm 時)，如圖7-6b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪(ddd) 100 mm 時)，如圖7 -6c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd 500mm 時)，如圖7-6d。（a） （b） （c） （d）圖7-6 帶輪結構類型根據設計結果，可以得出結論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b）4.8 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=180r/min，取180 r/min。(2). 傳動軸的計算轉速 軸2=450 r/min，軸1=710r/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 軸 軸 軸計算轉速 r/min 710450180（3） 確定齒輪副的計算轉速。齒輪裝在主軸上其中只有180r/min傳遞全功率，故Z5j=180 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ZZZZZn7104504501801804.9齒輪模數計算及驗算（1）模數計算。一般同一變速組內的齒輪取同一模數，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，如表3-3所示。根據和計算齒輪模數，根據其中較大值取相近的標準模數：=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：=1524轉速變化系數； 功率利用系數；材料強化系數。 （壽命系數）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數m和基準順環次數C0工作情況系數。中等中級的主運動： 動載荷系數；齒向載荷分布系數；齒形系數； 根據彎曲疲勞計算齒輪模數公式為： 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, Z1計算齒輪的齒數，一般取轉動中最小齒輪的齒數： 大齒輪與小齒輪的齒數比，=；（+）用于外嚙合，（-）號用于內嚙合： 命系數； ：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 許用彎曲應力，接觸應力，() =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由于一般同一變速組內的齒輪盡量取同一模數，所以為了統一和方便如下取：根據有關文獻，也為了便于統一，在這里傳動齒輪統一取m=3.5表3-3 模數組號基本組第一擴大組模數 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Z1Z1Z2Z2Z3Z3齒數405035553060分度圓直徑140175122.5192.5105210齒頂圓直徑147182129.5199.5112217齒根圓直徑131.75166.25113.25183.7596.25201.25 齒寬242424242424按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調質處理，硬度241HB246HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229HB246HB，平均取240HB。計算如下： 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）. =710（r/min）; m-初算的齒輪模數（mm）, m=3.5（mm）; B-齒寬（mm）;B=24（mm）; z-小齒輪齒數；z=30; u-小齒輪齒數與大齒輪齒數之比,u=2; -壽命系數； = -工作期限系數； T-齒輪工作期限，這里取T=15000h.; -齒輪的最低轉速（r/min）, =500（r/min） -基準循環次數，接觸載荷取=，彎曲載荷取= m-疲勞曲線指數，接觸載荷取m=3；彎曲載荷取m=6; -轉速變化系數，查【5】2上，取=0.60 -功率利用系數，查【5】2上，取=0.78 -材料強化系數，查【5】2上， =0.60 -工作狀況系數，取=1.1 -動載荷系數，查【5】2上，取=1 -齒向載荷分布系數，查【5】2上，=1 Y-齒形系數，查【5】2上，Y=0.386；-許用接觸應力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；-許用彎曲應力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；根據上述公式，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Z4Z4Z5Z5齒數35552664分度圓直徑122.5192.591224齒頂圓直徑129.5199.598231齒根圓直徑113.25183.7582.25215.25齒寬24242424按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調質處理，硬度241HB246HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229HB246HB，平均取240HB。 同理根據基本組的計算，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 4.10 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） -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 軸 軸最小軸徑mm 3540 4.11 主軸合理跨距的計算由于電動機功率P=3kw，根據【1】表3.24，前軸徑應為6090mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的d2=（0.70.9）d1，取d2=60mm。根據設計方案，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200)，即經濟加工直徑約為最大回轉直徑的50%，這里取45%，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=7908.97NRB=F=5272.65=2636.325N根據 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=360mm。 根據結構的需要，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。4.12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7012C4.13 鍵的規格 I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規格：BXL=10X56 II軸選擇花鍵規格：N dDB =8X36X40X7 III軸選擇鍵規格：BXL=14X90 4.14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軸上的三聯滑移齒輪和二聯滑移齒輪。4.15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=3kw，,主軸計算轉速為180r/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250mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經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=3109NRB=F=3109N根據主軸箱設計得：=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=1.5510-6m4 =0.38查主軸箱設計圖 得 =2.5，與原假設接近，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=250mm。 根據結構的需要，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D=85mm，后軸徑d=55mm。后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。4.16 軸承壽命校核由軸最小軸徑可取軸承為7008c角接觸球軸承,=3；P=XFr+YFaX=1，Y=0。對軸受力分析得：前支承的徑向力Fr=2642.32N。 由軸承壽命的計算公式：預期的使用壽命 L10h=15000hL10h=hL10h=15000h 軸承壽命滿足要求。第5章 設計部分的調節、潤滑、維護保養、技術要求及其它1、為了減少車床磨損，延長使用壽命，保證工件加工精度，應對車床的所有摩擦部位進行潤滑，并注意日常的維護保養。2、車床的潤滑形式常用以下幾種，（1）澆油潤滑：常用于外露的滑動表面，如導軌面和滑板導軌面等。（2）濺油潤滑：常用于密閉的箱體中。如車床的主軸箱中的傳動齒輪將箱底的潤滑油濺射到箱體上部的油槽中，然后經槽內油孔流到各潤滑點進行潤滑。（3）油繩導油潤滑：常用于進給箱和溜板箱的油池中。利用毛線即吸油又滲油的特性，通過毛線把油引入潤滑點，間斷地滴油潤滑。（4）彈子油杯注油潤滑：常用于尾座、中滑板搖手柄及三杠（絲杠、光杠、開關杠）支架的軸承處。定期的用油槍端頭油嘴壓下油杯上的彈子，將油注入。油嘴撤去，彈子又回復原位，封住注油口，以防塵屑入內。（5）黃油杯潤滑：常用于交換齒輪箱掛輪架的中間軸或不經常潤滑處。事先在黃油杯中加滿鈣基潤滑脂，需要潤滑時，擰進油杯蓋，則杯中的油脂就被擠壓到潤滑點中去。（6）油泵輸油潤滑：常用于轉速高、需要大量潤滑油連續強制潤滑的場合。如主軸箱內許多潤滑點就是采用這種方式。3、車床的潤滑要求: （1）車床上一般都有潤滑系統圖，應嚴格按照潤滑系統圖進行潤滑。（2）換油時，應先將廢油放盡，然后用煤油把箱體內沖洗干凈后，在注入新機油，注油時應用網過濾，且油面不得低于油標中心線。主軸箱內零件用油泵潤滑或飛濺潤滑。箱內潤滑油一般三個月更換一次。主軸箱體上有一個油標，若發現油標內無油輸出，說明油泵輸油系統有故障，應立即停車檢查斷油的原因，并修復。（3）進給箱上部油繩導油潤滑的儲油槽，每班應給該儲油槽加一次油。（4）交換齒輪箱中間齒輪軸軸承是黃油杯潤滑，每班一次，7天加一次鈣基脂。（5）彈子油杯潤滑每班潤滑一次。導軌工作前后擦凈用油槍加油。5、車床日常保養要求：（1）每天工作后，切斷電源，對車床