1、.機械制造裝備設計課程設計說明書學生姓名：姜思成 學生學號：151134110學科專業：機械設計所在單位：白城師范學院 2016 年 6月19 一、概述11.1機床課程設計目的11.2車床的規格系列和用處21.3操作性能要求3二、參數的擬定32.1主電機的選擇3三、設計步驟33.1運動設計33.2傳動結構式擬定43.3繪制結構網43.4繪制轉速圖5四、傳動件估算64.1齒輪齒數64.2傳動系統圖74.3帶傳動設計74.4各傳動組齒輪模數的確定和校核94.4 齒輪強度校核：114.5校核第一組傳動組齒輪114.6校核第二傳動組齒輪134.7校核c傳動組齒輪14五、主軸撓度的校核155.1確定各軸

2、最小直徑155.2軸的校核16六、主軸最佳跨距的確定166.1選擇軸頸直徑,軸承型號和最佳跨距166.2 求軸承剛度17七、各傳動軸支承處軸承的選擇18八、主軸剛度的校核1881 主軸圖:188.2 計算跨距19九、總結20一、概述1.1機床課程設計目的通過本課程設計的訓練，使學生初步掌握機床的運動設計（包括主軸箱、變速箱傳動鏈），動力計算（包括確定電機型號，主軸、傳動軸、齒輪的計算轉速），以及關鍵零部件的強度校核，獲得工程師必備設計能力的初步訓練。同時鞏固機械制造裝備設計課程的基本理論和基本知識。 1運用所學的理論及實踐知識，進行機床設計的初步訓練，培養學力；  

3、;           2掌握機床設計（主軸箱或變速箱）的方法和步驟； 3掌握設計的基本技能，具備查閱和運用標準、手冊、圖冊等有關技術資料的能力； 4基本掌握繪圖和編寫技術文件的能力；1.2車床的規格系列和用處普通機床的規格和類型有系列型譜作為設計時應該遵照的基礎。因此，對這些基本知識和資料作些簡要介紹。本次設計的是普通型車床主軸變速箱。主要用于加工回轉體。工件最大回轉直徑D(mm)正轉最高轉速Nmax( )電機功率N（kw）公比320140041.41表1車床主參

4、數和基本參數1.3操作性能要求1具有皮帶輪卸荷裝置；2手動操作縱雙向摩擦片離合器實現主軸的正反轉及停止運動要求；3主軸的變速由變速手柄完成；二、參數的擬定2.1主電機的選擇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4KW，根據車床設計手冊附錄表2選Y132S-4，額定功率5.5KW，滿載轉速1440r/min，最大額定轉矩2.3N/m。三、設計步驟3.1運動設計已知，nmax=1400 r/min,nmin=31.5 r/min, =1.14,可求得轉速范圍：Rn=44.4根據轉速范圍、公比已知，可求得轉速級數:Z=

5、+1 得Z=123.2傳動結構式擬定級數為Z的傳動系統由若干個順序的傳動組組成，各傳動組分別有、個傳動副。傳動副中由于結構的限制以2或3為合適，即變速級數Z應為2和3的因子：有以下三種方案：12=3×2×2，12=2×2×3，12=2×3×212級轉速傳動系統的傳動組，選擇傳動組安排方式時，考慮到機床主軸變速箱的具體結構、裝置和性能。主軸對加工精度、表面粗糙度的影響很大，因此主軸上的齒輪少些為好。最后一個傳動組的傳動副常選用2。綜上所述，傳動式為12=3×22。傳動副應前多后少的原則，故12=322傳動式，有6種結構式和對應

6、的結構網。又因為傳動順序應前密后疏，變速組的降速要前慢后快，所以結構式為： 12=3223.3繪制結構網在降速傳動中，防止齒輪直徑過大而使徑向尺寸常限制最小傳動比imin；升速時為防止產生過大的噪音和震動常限制最大轉速比imax2。在主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍Rmax=(imax/imin)810。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：傳動系統的結構網3.4繪制轉速圖確定傳動軸轉軸數：傳動軸軸數=變速組數+定比傳動副+1=5確定各級轉速繪制轉速圖：由nmin=31.5 r/min, =1.14,Z=12,得各級轉速：31.

7、5、45、63、90、125、180、250、355、500、710、1000、1400。得轉速圖：四、傳動件估算4.1齒輪齒數第一傳動組：查機械制造裝備設計表3-6，齒數和取72，傳動比u1=1/2=1/2,u2=1/=1/1.41,u3=1/1=1,于是得軸齒輪齒數分別為：24、30、36。于是i1=24/48,i2=30/42,i3=36/36,可得軸上三聯齒輪齒數分別為：48、42、36。第二傳動組：取Sz=84,傳動比a1=1/3=1/2.8,a2=1/1,可得軸兩聯齒輪的齒數分別為：22、42。于是得ai1=22/62,ai2=42/42,得軸上兩齒輪齒數分別為：62、42.第三傳

8、動組：取Sz=90，傳動比b1=1/4,b2=2,傳動比為1/4為降速傳動，取軸齒輪齒數為18，傳動比為2升速傳動，取軸齒輪齒數為30。于是得bi1=18/72, bi2=60/30,得軸兩聯動齒輪的齒數分別為18、60，得軸兩齒輪齒數分別為72、30。4.2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：4.3帶傳動設計電動機轉速n=1440r/min,傳遞功率P=7.5KW,傳動比i=2.03，兩班制，一天運轉16.1小時，工作年數10年。1.確定計算功率 取Ka=1.1,則Pca=KaP=1.1×7.5=8.25KW。2.選取V帶型 根據小齒輪的轉速和計算功率，選B

9、 型帶。3.確定帶輪直徑和驗算帶速。 查表小帶輪基準直徑d1=125mm, d2=125×i=125×2.03=254mm,驗算帶速成=d1n160×1000其中 n1-小帶輪轉速，r/min； d1-小帶輪直徑，mm；帶入數值=3.14×125×140060×1000=9.42m/s5,25,合適。4. 確定帶傳動的中心距和帶的基準長度。  設中心距為a0,則：0.55（d1+d2）a2(d1+d2),于是，208.45a758,取中心距為a0=400mm.帶長L0=2a0+2(d1+d2)+(d2-d1)24a0,得L0

10、=1450mm,查表取相近的基準長度Ld, Ld=1400mm。帶傳動實際中心距a=a0+Ld-L02=397.5。5. 驗算小帶輪的包角。一般小帶輪的包角不應于120°。1180°-d2-d1a×57.3°=161.4°>120°。合適。6.確定帶的根數。Z=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； v-帶速,m/s； q-每米帶的質量，kg/m；取q=0.17kg/m。 v =

11、1440r/min = 9.42m/s。 8.計算作用在軸上的壓軸力 4.4各傳動組齒輪模數的確定和校核模數的確定：第一傳動組：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； = 7.5KW； -齒寬系數； -齒輪傳動許允應力; -計算齒輪計算轉速。 ， 取= 600MPa,安全系數S = 1。 由應力循環次數選取 ，取S=1，。 取m = 4mm。 按齒數30的計算，可取m = 4mm； 按齒數36的計算，, 可取m = 4mm。 于是傳動組a的齒輪模數取m = 4mm，b = 32mm。 軸上齒輪的直徑： 。 軸上三聯齒輪的直徑分別為： 第二傳動組：

12、 確定軸上另兩聯齒輪的模數。 按22齒數的齒輪計算： 可得m = 4.8mm； 取m = 5mm。 按42齒數的齒輪計算： 可得m = 3.55mm； 于是軸兩聯齒輪的模數統一取為m = 5mm。于是軸兩聯齒輪的直徑分別為： 軸上與軸兩聯齒輪嚙合的兩齒輪直徑分別為： c傳動組： 取m = 5mm。軸上兩聯動齒輪的直徑分別為： 軸四上兩齒輪的直徑分別為： 4.4 齒輪強度校核：計算公式4.5校核第一組傳動組齒輪校核齒數為24的即可，確定各項參數1. P=8.25KW,n=710r/min,2.確定動載系數：齒輪精度為7級，由機械設計查得使用系數3.4.確定齒向載荷分配系數:取齒寬系數非對稱 ,查

13、機械設計得5.確定齒間載荷分配系數: 由機械設計查得6.確定動載系數: 7.查表 10-5 8.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。4.6校核第二傳動組齒輪1.校核齒數為22的即可，確定各項參數 P=8.25KW,n=355r/min,2.確定動載系數：齒輪精度為7級，由機械設計查得使用系數3.4.確定齒向載荷分配系數:取齒寬系數非對稱 ,查機械設計得5.確定齒間載荷分配系數: 由機械設計查得6.確定動載系數: 7.查表 10-5 8.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.

14、3 ， 故合適。4.7校核c傳動組齒輪1.校核齒數為18的即可，確定各項參數 P=8.25KW,n=355r/min,2.確定動載系數：齒輪精度為7級，由機械設計查得使用系數3.4.確定齒向載荷分配系數:取齒寬系數非對稱,查機械設計得5.確定齒間載荷分配系數: 由機械設計查得6.確定動載系數: 7.查表 10-5 8.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。五、主軸撓度的校核5.1確定各軸最小直徑1.軸的直徑：2.軸的直徑：3.軸的直徑：4.主軸的直徑：5.2軸的校核軸的校核：通過受力分析，在一軸的三對嚙合齒輪副中，中間的兩對齒

15、輪對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 。軸、軸的校核同上。六、主軸最佳跨距的確定6.1選擇軸頸直徑,軸承型號和最佳跨距400mm車床，P=7.5KW.前軸頸應為75-100mm,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6.2 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 。七、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 軸 前支承：30207;后支承：30207 軸 前支承：30207;中支承：NN3009;后支承：30207 軸 前支承：30208;后支承：30208八、主軸剛度的校核81 主軸圖:8.2 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.九、總結對于這次實習，開始真的是不知道從哪里下手，設計也是比較繁瑣的，用到的知識也是幾乎涵