1寧XX 大學(xué)課 程 設(shè) 計 (論 文 )中型普通車床主軸箱設(shè)計（題目 21）所 在 學(xué) 院專 業(yè)班 級姓 名學(xué) 號指 導(dǎo) 老 師年 月 日2摘 要本設(shè)計著重研究機床主傳動系統(tǒng)的設(shè)計步驟和設(shè)計方法，根據(jù)已確定的運動參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標，擬定變速系統(tǒng)的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設(shè)計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中，為減少齒輪數(shù)目，簡化結(jié)構(gòu)，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)的設(shè)計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設(shè)計方案。本文通過對主傳動系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動特點的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。關(guān)鍵詞:傳動系統(tǒng)設(shè)計,傳動副，結(jié)構(gòu)網(wǎng)，結(jié)構(gòu)式，4目 錄摘 要.2目 錄.4第 1 章 緒論.61.1 課程設(shè)計的目的 61.2 課程設(shè)計的內(nèi)容 .61.2.1 理論分析與設(shè)計計算 .61.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計 .61.2.3 編制技術(shù)文件 61.3 課程設(shè)計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求 71.3.1 課程設(shè)計題目和主要技術(shù)參數(shù) 7第 2 章 車床參數(shù)的擬定.82.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù) .82.2 擬定參數(shù)的步驟和方法 .82.2.1 極限切削速度 Vmax、Vmin .82.2.2 主軸的極限最低轉(zhuǎn)速 .82.2.3 主電機功率—— 動力參數(shù)的確定 .92.2.4 確定結(jié)構(gòu)式 92.2.5 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 92.2.6 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖 102.3 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 102.3 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 11第 3 章 動力計算.123.1 帶傳動設(shè)計 123.2 計算轉(zhuǎn)速的計算 133.3 齒輪模數(shù)計算及驗算 143.4 傳動軸最小軸徑的初定 173.5 主軸合理跨距的計算 185第 4 章 主要零部件的選擇.194.1 軸承的選擇 194.2 鍵的規(guī)格 194.3 主軸彎曲剛度校核 194.4.軸承校核 204.5 潤滑與密封 .20結(jié)束語.21參考文獻.226第 1 章 緒論1.1 課程設(shè)計的目的課程設(shè)計是在學(xué)完本課程后，進行一次學(xué)習(xí)設(shè)計的綜合性練習(xí)。通過課程設(shè)計，使學(xué)生能夠運用所學(xué)過的基礎(chǔ)課、技術(shù)基礎(chǔ)課和專業(yè)課的有關(guān)理論知識，及生產(chǎn)實習(xí)等實踐技能，達到鞏固、加深和拓展所學(xué)知識的目的。通過課程設(shè)計，分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型機構(gòu)，進行選擇和改進；結(jié)合結(jié)構(gòu)設(shè)計，進行設(shè)計計算并編寫技術(shù)文件；完成系統(tǒng)主傳動設(shè)計，達到學(xué)習(xí)設(shè)計步驟和方法的目的。通過設(shè)計，掌握查閱相關(guān)工程設(shè)計手冊、設(shè)計標準和資料的方法，達到積累設(shè)計知識和設(shè)計技巧，提高學(xué)生設(shè)計能力的目的。通過設(shè)計，使學(xué)生獲得機械系統(tǒng)基本設(shè)計技能的訓(xùn)練，提高分析和解決工程技術(shù)問題的能力，并為進行機械系統(tǒng)設(shè)計創(chuàng)造一定的條件。1.2 課程設(shè)計的內(nèi)容《機械系統(tǒng)設(shè)計》課程設(shè)計內(nèi)容由理論分析與設(shè)計計算、圖樣技術(shù)設(shè)計和技術(shù)文件編制三部分組成。1.2.1 理論分析與設(shè)計計算（1）機械系統(tǒng)的方案設(shè)計。設(shè)計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。（2）根據(jù)總體設(shè)計參數(shù)，進行傳動系統(tǒng)運動設(shè)計和計算。（3）根據(jù)設(shè)計方案和零部件選擇情況，進行有關(guān)動力計算和校核。1.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計（1）選擇系統(tǒng)中的主要機件。（2）工程技術(shù)圖樣的設(shè)計與繪制。1.2.3 編制技術(shù)文件（1）對于課程設(shè)計內(nèi)容進行自我經(jīng)濟技術(shù)評價。（2）編制設(shè)計計算說明書。71.3 課程設(shè)計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求1.3.1 課程設(shè)計題目和主要技術(shù)參數(shù)題目：中型普通車床主軸箱設(shè)計題目 21 車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：工件最大回轉(zhuǎn)直徑D (mm)max正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速nmin( )mir電機功率N（kw） 公比 ?轉(zhuǎn)速級數(shù) Z220 85 4 1.41 88第 2 章 車床參數(shù)的擬定2.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù)車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：工件最大回轉(zhuǎn)直徑D (mm)max正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速nmin( )minr電機功率N（kw） 公比 ?轉(zhuǎn)速級數(shù) Z220 85 4 1.41 82.2 擬定參數(shù)的步驟和方法2.2.1 極限切削速度 Vmax、Vmin根據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮：允許的切速極限參考值如下：表 1.1加 工 條 件 Vmax(m/min) Vmin(m/min)硬質(zhì)合金刀具粗加工鑄鐵工件 30～50硬質(zhì)合金刀具半精或精加工碳鋼工件150～300螺紋加工和鉸孔 3～82.2.2 主軸的極限最低轉(zhuǎn)速計算車床主軸極限轉(zhuǎn)速時的加工直徑，則主軸極限轉(zhuǎn)速應(yīng)為：在 中考慮車螺紋和鉸孔時，其加工的最大直徑應(yīng)根據(jù)實際加工情況選取 0.1Dmmmin左右。取 Vmin=6m/min= r/minin 85.6201.4310maxin???dv?結(jié)合題目條件，取標準數(shù)列數(shù)值，即 =85r/minmin取 1.?9依據(jù)題目要求選級數(shù) Z=8， =1.41=1.065考慮到設(shè)計的結(jié)構(gòu)復(fù)雜程度要適中，故?采用常規(guī)的擴大傳動。各級轉(zhuǎn)速數(shù)列可直接從標準的數(shù)列表中查出，按標準轉(zhuǎn)速數(shù)列為：85，118，170，236，335，475，670，9502.2.3 主電機功率——動力參數(shù)的確定合理地確定電機功率 N，使機床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機經(jīng)常輕載而降低功率因素。根據(jù)題設(shè)條件電機功率為 4KW可選取電機為：Y132M1-6 額定功率為 4KW，滿載轉(zhuǎn)速為 960r/min.2.2.4 確定結(jié)構(gòu)式已知 Z= x3b2aa、b 為正整數(shù)，即 Z 應(yīng)可以分解為 2 和 3 的因子，以便用 2、3 聯(lián)滑移齒輪實現(xiàn)變速。取 Z=8 級 則 Z=22?對于 Z=8 可分解為：Z=2 1×22×24。綜合上述可得：主傳動部件的運動參數(shù) =85 Z=8 =1.41950max?nmin?2.2.5 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)根據(jù)“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結(jié)構(gòu)緊湊的原則,選取傳動方案 Z=21×22×24,易知第二擴大組的變速范圍 r=φ (P3-1)x=1.414=3.95〈8 滿足要求，其結(jié)構(gòu)網(wǎng)如圖 2-1。10圖 2-1 結(jié)構(gòu)網(wǎng) Z=21×22×242.2.6 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)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(zhuǎn)速圖：（3）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術(shù)參數(shù)，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖 2-3：1-2 軸最小中心距：A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數(shù)和:S zmin(Zmax+2+D/m)2.3 確定各變速組此論傳動副齒數(shù)(1)Sz 100-120,中型機床 Sz=70-100?(2)直齒圓柱齒輪 Zmin 18-20,m 4??11圖 2-3 主傳動系統(tǒng)圖（7）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等，據(jù)設(shè)計要求 Zmin≥18~20,齒數(shù)和Sz≤100～120，由表 4.1，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表 2-2。表 2-2 齒輪齒數(shù)基本組 第一擴大組 第二擴大組傳動比1:1.41 1:2 1:1.41 1.41:1 2：1 2：1代號 Z1Z 'Z 2Z 'Z3Z 'Z4Z ’ Z5 Z5’ Z6Z '齒數(shù) 30 42 24 48 34 48 48 34 30 60 60 302.3 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差實際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差，一般不應(yīng)超過±10( -1)％,即?〈10( -1)％=4.1％n標 準 轉(zhuǎn) 速標 準 轉(zhuǎn) 速實 際 轉(zhuǎn) 速 ?各級轉(zhuǎn)速誤差n 950 670 475 335 235 170 118 85n` 948.2 668.9 472.28 338.8 233.2 173.7 116.5 84.1312誤差 2.8％ 0.1％ 2.85％ 3.47％ 1.32％ 4.5％ 1.31％ 2.41％轉(zhuǎn)速誤差小于 4.1％，因此不需要修改齒數(shù)。第 3 章 動力計算3.1 帶傳動設(shè)計輸出功率 P=4kw,轉(zhuǎn)速 n1=960r/min(1) 直徑計算初取小帶輪直徑 d； 取 d=100 mm大帶輪直徑 D； D= = =202mm 取 D=200mm21n475960?（2）計算帶長求 Dm Dm=(D +D )/2=(100+200)/2=150mm12求△ △=（D -D ）/2=（200-100）/2=50mm12初取中心距 取 a=500mm帶長 L= ×Dm+2×a+△ /a=1612.8 mm?2基準長度 由【2】圖 11-4 得：Ld=1600mm（3） 求實際中心距和包角13中心距 a=(L-∏×Dm)/4+ /4 =493.6mm1201??12???（4） 求 帶根數(shù)帶速 =∏D n /60×1000=3.14×100×960/(60×1000)= 7.53m/s?1傳動比 i i=n /n =960/475=2.022帶根數(shù) 由【2】表 11.8，P =1.32KW；由表 11.7，K =0.95；0 ?由表 11.12，K =0.99；由表 11.10，△P =0.17KW；L 0Z=P /｛（P +△P ）×K ×K ｝C0?L=（4.0×1.2 ） /(1.32+0.17)×0.95×0.99=3.42取 Z=4 根3.2 計算轉(zhuǎn)速的計算（1）主軸的計算轉(zhuǎn)速n j，由公式n =n 得，主軸的計算轉(zhuǎn)速n j=150.7r/min，jmin)13/(??z取170 r/min。(2). 傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 軸2=250 r/min，軸1=475r/min。（2）確定各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。Ⅱ軸共有 3 級轉(zhuǎn)速：125r/min、250 r/min、355 r/min、500 r/min。 。若經(jīng)傳動副 Z / Z 傳動主軸，則只有 500r/min 傳遞全功率；若經(jīng)6'傳動副 Z / Z 傳動主軸，全部傳遞全功率，其中 125r/min 是傳遞全功率的最低轉(zhuǎn)速， 5'故其計算轉(zhuǎn)速 nⅡ j=125 r/min；Ⅰ 軸有 1 級轉(zhuǎn)速，且都傳遞全功率，所以其計算轉(zhuǎn)速nⅠ j=710 r/min。各計算轉(zhuǎn)速入表 3-1。表 3-1 各軸計算轉(zhuǎn)速（3） 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。齒輪 Z 裝在主軸上并具有 45-500r/min 共 4 級轉(zhuǎn)速，'6軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸計算轉(zhuǎn)速 r/min 475 236 33514其中只有 170r/min 傳遞全功率，故 Z j=170 r/min。'6齒輪 Z 裝在Ⅱ軸上，有 125-500 r/min 共 4 級轉(zhuǎn)速，但經(jīng)齒輪副 Z /Z 傳動主軸，則6 6'只有 125r/min 傳遞全功率，故 Z j=125r/min。依次可以得出其余齒輪的計算轉(zhuǎn)速，如6表 3-2。表 3-2 齒輪副計算轉(zhuǎn)速序號 Z1Z 2Z3Z `4Z5n j475 236 335 335 1253.3 齒輪模數(shù)計算及驗算（1）模數(shù)計算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，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(shù)，如321][)(jjmnuzP???表 3-3 所示。表 3-3 模數(shù)（2）基本組齒輪計算。基本組齒輪幾何尺寸見下表齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2`齒數(shù) 30 42 24 48分度圓直徑 105 147 84 168齒頂圓直徑 108.5 150.5 87.5 171.5齒根圓直徑 100.6 142.6 79.6 163.6組號 基本組 第一擴大組模數(shù) mm 3.5 3.515齒寬 25 25 25 25按基本組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度 241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 229HB～286HB ，平均取 240HB。計算如下：① 齒面接觸疲勞強度計算：接觸應(yīng)力驗算公式為??jfsj MPauBnNKzm??????)()1(02832彎曲應(yīng)力驗算公式為：??wswPaBYnz?????)(109235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(zhuǎn)速（ r/min）. =500（r/min）;jnjm-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=3.5（mm）;B----齒寬（mm）;B=25（mm）;z----小齒輪齒數(shù)；z=19;u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2.78;-----壽命系數(shù)；sK=sTnNKq----工作期限系數(shù)；TmTC016?T------齒輪工作期限，這里取 T=15000h.;-----齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）, =500（r/min）1n1n16----基準循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取 = ，彎曲載荷取 =0C0C710C612?m----疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取 m=3；彎曲載荷取 m=6;----轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，查【5】2 上，取 =0.60nKnK----功率利用系數(shù)，查 【5】2 上，取 =0.78N N-----材料強化系數(shù)，查【5】2 上， =0.60q q-----工作狀況系數(shù)，取 =1.13K3K-----動載荷系數(shù)，查【5】2 上，取 =12------齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2 上， =1 1 1KY------齒形系數(shù)，查 【5】2 上，Y=0.386；----許用接觸應(yīng)力（ MPa）,查【4】 ，表 4-7，取 =650 Mpa；??j? ??j?---許用彎曲應(yīng)力（ MPa） ，查【4】 ，表 4-7，取 =275 Mpa；w w根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa j????j?=78 Mpaww（3）擴大組齒輪計算。第一擴大組齒輪幾何尺寸見下表齒輪 Z3 Z3` Z4 Z4`齒數(shù) 34 48 48 34分度圓直徑 119 168 168 119齒頂圓直徑 126 175 175 12617齒根圓直徑 110.25 159.25 159.25 110.25齒寬 25 25 25 25第二擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z5 Z5` Z6 Z6`齒數(shù) 64 32 32 64分度圓直徑 224 112 112 224齒頂圓直徑 231 119 119 231齒根圓直徑 215.25 103.25 103.25 215.25齒寬 25 25 25 25按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度 241HB～286HB，平均取 260HB，大齒輪用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 229HB～286HB ，平均取 240HB。同理根據(jù)基本組的計算，查文獻【6】 ，可得 =0.62， =0.77， =0.60， =1.1，nKNqK3=1， =1，m=3.5， =355；2K1j可求得：=619 Mpa j????j?=135Mpa ww3.4 傳動軸最小軸徑的初定由【5】式 6，傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計算：d=1.64 （mm）??4?Tn或 d=91 （mm）4njN18式中 d---傳動軸直徑（mm）Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000 ；JnN?N----該軸傳遞的功率（KW）----該軸的計算轉(zhuǎn)速jn---該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角， == 。??????01各軸最小軸徑如表 3-3。表 3-3 最小軸徑3.5 主軸合理跨距的計算由于電動機功率 P=3.5/5kw，根據(jù)【1】表 3.20，前軸徑應(yīng)為 60~90mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的 d2=（ 0.7~0.9）d 1，取 d2=60mm。根據(jù)設(shè)計方案，前軸承為NN3016K 型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量 a=120mm，主軸孔徑為 30mm。軸承剛度，主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩 T=9550 =9550× =424.44N.mnP905設(shè)該機床為車床的最大加工直徑為 300mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經(jīng)濟加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的 50%，這里取 60%，即 180mm，故半徑為 0.09m；切削力（沿 y 軸） Fc= =4716N09.42背向力（沿 x 軸） Fp=0.5 Fc=2358N總作用力 F= =5272.65N2pC?此力作用于工件上，主軸端受力為 F=5272.65N。先假設(shè) l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力 RA 和 RB 分別為RA=F× =5272.65× =7908.97Nla?2401?軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸最小軸徑 mm 35 4019RB=F× =5272.65× =2636.325Nla2401根據(jù) 文獻【1】式 3.7 得：Kr=3.39 得前支承的剛度：K A= 1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos1689.69 N/ ；K B= 785.57 N/ ； = =2.15m?m?BAK57.6主軸的當(dāng)量外徑 de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為I= =113.8×10-8m464)03.7.(???η= = =0.143aKEA6381.980.2??查【1】圖 3-38 得 =2.0，與原假設(shè)接近，所以最佳跨距 =120×2.0=240mml0 0l合理跨距為（0.75-1.5） ，取合理跨距 l=360mm。0l根據(jù)結(jié)構(gòu)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。第 4 章 主要零部件的選擇 4.1 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7012C4.2 鍵的規(guī)格I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格：BXL=10X56 II軸選擇花鍵規(guī)格：N d =8X36X40X7 × ×??×??20III軸選擇鍵規(guī)格：BXL=14X90 4.3 主軸彎曲剛度校核（1）主軸剛度符合要求的條件如下：a 主軸的前端部撓度 []0.250.1sy????b 主軸在前軸承處的傾角 []rad??容 許 值 軸 承c 在安裝齒輪處的傾角 .容 許 值 齒(2)計算如下：前支撐為雙列圓柱滾子軸承，后支撐為角接觸軸承架立放圓柱滾子軸承跨距L=450mm.當(dāng)量外徑 de= =21D?m2851045?主軸剛度：因為 di/de=25/285=0.0880.7,所以孔對剛度的影響可忽略；ks= =2kN/mm344424 10)5(1.023)(1034 ????????aldAi剛度要求：主軸的剛度可根據(jù)機床的穩(wěn)定性和精度要求來評定4.4.軸承校核????610()1739hCLThnP????4.5 潤滑與密封主軸轉(zhuǎn)速高，必須保證充分潤滑，一般常用單獨的油管將油引到軸承處。主軸是兩端外伸的軸，防止漏油更為重要而困難。防漏的措施有兩種：1）密封圈——加密封裝置防止油外流。 。2）疏導(dǎo)——在適當(dāng)?shù)牡胤阶龀龌赜吐?，使油能順利地流回到油箱?1結(jié)束語1、本次課程設(shè)計是針對專業(yè)課程基礎(chǔ)知識的一次綜合性應(yīng)用設(shè)計，設(shè)計過程應(yīng)用了《機械制圖》 、 《機械原理》 、 《工程力學(xué)》等。2、本次課程設(shè)計充分應(yīng)用了以前所學(xué)習(xí)的知識，并應(yīng)用這些知識來分析和解決實際問題。3、本次課程設(shè)計進一步掌握了一般設(shè)計的設(shè)計思路和設(shè)計切入點，同時對機械部件的傳動設(shè)計和動力計算也提高了應(yīng)用各種資料和實際動手的能力。4、本次課程設(shè)計進一步規(guī)范了制圖要求，掌握了機械設(shè)計的基本技能。5、本次課程設(shè)計由于學(xué)習(xí)知識面的狹窄和對一些概念的理解不夠深刻，以及缺乏實際設(shè)計經(jīng)驗，使得設(shè)計黨中出現(xiàn)了許多不妥和錯誤之處，誠請老師給予指正和教導(dǎo)。22參考文獻【1】 、段鐵群 主編 《機械系統(tǒng)設(shè)計》 科學(xué)出版社 第一版【2】 、于惠力 主編 《機械設(shè)計》 科學(xué)出版社 第一版【3】 、戴 曙 主編 《金屬切削機床設(shè)計》 機械工業(yè)出版社【4】 、戴 曙 主編 《金屬切削機床》 機械工業(yè)出版社 第一版【4】 、趙九江 主編 《材料力學(xué)》 哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社 第一版【6】 、鄭文經(jīng) 主編 《機械原理》 高等教育出版社 第七版【7】 、于惠力 主編 《機械設(shè)計課程設(shè)計》 科學(xué)出版社 1寧XX 大學(xué)課 程 設(shè) 計 (論 文 )中型普通車床主軸箱設(shè)計（題目 21）所 在 學(xué) 院專 業(yè)班 級姓 名學(xué) 號指 導(dǎo) 老 師年 月 日2摘 要本設(shè)計著重研究機床主傳動系統(tǒng)的設(shè)計步驟和設(shè)計方法，根據(jù)已確定的運動參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標，擬定變速系統(tǒng)的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設(shè)計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中，為減少齒輪數(shù)目，簡化結(jié)構(gòu)，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)的設(shè)計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設(shè)計方案。本文通過對主傳動系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動特點的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。關(guān)鍵詞:傳動系統(tǒng)設(shè)計,傳動副，結(jié)構(gòu)網(wǎng)，結(jié)構(gòu)式，4目 錄摘 要.2目 錄.4第 1 章 緒論.61.1 課程設(shè)計的目的 61.2 課程設(shè)計的內(nèi)容 .61.2.1 理論分析與設(shè)計計算 .61.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計 .61.2.3 編制技術(shù)文件 61.3 課程設(shè)計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求 71.3.1 課程設(shè)計題目和主要技術(shù)參數(shù) 7第 2 章 車床參數(shù)的擬定.82.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù) .82.2 擬定參數(shù)的步驟和方法 .82.2.1 極限切削速度 Vmax、Vmin .82.2.2 主軸的極限最低轉(zhuǎn)速 .82.2.3 主電機功率—— 動力參數(shù)的確定 .92.2.4 確定結(jié)構(gòu)式 92.2.5 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 92.2.6 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖 102.3 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 102.3 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 11第 3 章 動力計算.123.1 帶傳動設(shè)計 123.2 計算轉(zhuǎn)速的計算 133.3 齒輪模數(shù)計算及驗算 143.4 傳動軸最小軸徑的初定 173.5 主軸合理跨距的計算 185第 4 章 主要零部件的選擇.194.1 軸承的選擇 194.2 鍵的規(guī)格 194.3 主軸彎曲剛度校核 194.4.軸承校核 204.5 潤滑與密封 .20結(jié)束語.21參考文獻.226第 1 章 緒論1.1 課程設(shè)計的目的課程設(shè)計是在學(xué)完本課程后，進行一次學(xué)習(xí)設(shè)計的綜合性練習(xí)。通過課程設(shè)計，使學(xué)生能夠運用所學(xué)過的基礎(chǔ)課、技術(shù)基礎(chǔ)課和專業(yè)課的有關(guān)理論知識，及生產(chǎn)實習(xí)等實踐技能，達到鞏固、加深和拓展所學(xué)知識的目的。通過課程設(shè)計，分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型機構(gòu)，進行選擇和改進；結(jié)合結(jié)構(gòu)設(shè)計，進行設(shè)計計算并編寫技術(shù)文件；完成系統(tǒng)主傳動設(shè)計，達到學(xué)習(xí)設(shè)計步驟和方法的目的。通過設(shè)計，掌握查閱相關(guān)工程設(shè)計手冊、設(shè)計標準和資料的方法，達到積累設(shè)計知識和設(shè)計技巧，提高學(xué)生設(shè)計能力的目的。通過設(shè)計，使學(xué)生獲得機械系統(tǒng)基本設(shè)計技能的訓(xùn)練，提高分析和解決工程技術(shù)問題的能力，并為進行機械系統(tǒng)設(shè)計創(chuàng)造一定的條件。1.2 課程設(shè)計的內(nèi)容《機械系統(tǒng)設(shè)計》課程設(shè)計內(nèi)容由理論分析與設(shè)計計算、圖樣技術(shù)設(shè)計和技術(shù)文件編制三部分組成。1.2.1 理論分析與設(shè)計計算（1）機械系統(tǒng)的方案設(shè)計。設(shè)計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。（2）根據(jù)總體設(shè)計參數(shù)，進行傳動系統(tǒng)運動設(shè)計和計算。（3）根據(jù)設(shè)計方案和零部件選擇情況，進行有關(guān)動力計算和校核。1.2.2 圖樣技術(shù)設(shè)計（1）選擇系統(tǒng)中的主要機件。（2）工程技術(shù)圖樣的設(shè)計與繪制。1.2.3 編制技術(shù)文件（1）對于課程設(shè)計內(nèi)容進行自我經(jīng)濟技術(shù)評價。（2）編制設(shè)計計算說明書。71.3 課程設(shè)計題目、主要技術(shù)參數(shù)和技術(shù)要求1.3.1 課程設(shè)計題目和主要技術(shù)參數(shù)題目：中型普通車床主軸箱設(shè)計題目 21 車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：工件最大回轉(zhuǎn)直徑D (mm)max正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速nmin( )mir電機功率N（kw） 公比 ?轉(zhuǎn)速級數(shù) Z220 85 4 1.41 88第 2 章 車床參數(shù)的擬定2.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù)車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：工件最大回轉(zhuǎn)直徑D (mm)max正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速nmin( )minr電機功率N（kw） 公比 ?轉(zhuǎn)速級數(shù) Z220 85 4 1.41 82.2 擬定參數(shù)的步驟和方法2.2.1 極限切削速度 Vmax、Vmin根據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮：允許的切速極限參考值如下：表 1.1加 工 條 件 Vmax(m/min) Vmin(m/min)硬質(zhì)合金刀具粗加工鑄鐵工件 30～50硬質(zhì)合金刀具半精或精加工碳鋼工件150～300螺紋加工和鉸孔 3～82.2.2 主軸的極限最低轉(zhuǎn)速計算車床主軸極限轉(zhuǎn)速時的加工直徑，則主軸極限轉(zhuǎn)速應(yīng)為：在 中考慮車螺紋和鉸孔時，其加工的最大直徑應(yīng)根據(jù)實際加工情況選取 0.1Dmmmin左右。取 Vmin=6m/min= r/minin 85.6201.4310maxin???dv?結(jié)合題目條件，取標準數(shù)列數(shù)值，即 =85r/minmin取 1.?9依據(jù)題目要求選級數(shù) Z=8， =1.41=1.065考慮到設(shè)計的結(jié)構(gòu)復(fù)雜程度要適中，故?采用常規(guī)的擴大傳動。各級轉(zhuǎn)速數(shù)列可直接從標準的數(shù)列表中查出，按標準轉(zhuǎn)速數(shù)列為：85，118，170，236，335，475，670，9502.2.3 主電機功率——動力參數(shù)的確定合理地確定電機功率 N，使機床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機經(jīng)常輕載而降低功率因素。根據(jù)題設(shè)條件電機功率為 4KW可選取電機為：Y132M1-6 額定功率為 4KW，滿載轉(zhuǎn)速為 960r/min.2.2.4 確定結(jié)構(gòu)式已知 Z= x3b2aa、b 為正整數(shù)，即 Z 應(yīng)可以分解為 2 和 3 的因子，以便用 2、3 聯(lián)滑移齒輪實現(xiàn)變速。取 Z=8 級 則 Z=22?對于 Z=8 可分解為：Z=2 1×22×24。綜合上述可得：主傳動部件的運動參數(shù) =85 Z=8 =1.41950max?nmin?2.2.5 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)根據(jù)“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結(jié)構(gòu)緊湊的原則,選取傳動方案 Z=21×22×24,易知第二擴大組的變速范圍 r=φ (P3-1)x=1.414=3.95〈8 滿足要求，其結(jié)構(gòu)網(wǎng)如圖 2-1。10圖 2-1 結(jié)構(gòu)網(wǎng) Z=21×22×242.2.6 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)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(zhuǎn)速圖：（3）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術(shù)參數(shù)，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖 2-3：1-2 軸最小中心距：A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數(shù)和:S zmin(Zmax+2+D/m)2.3 確定各變速組此論傳動副齒數(shù)(1)Sz 100-120,中型機床 Sz=70-100?(2)直齒圓柱齒輪 Zmin 18-20,m 4??11圖 2-3 主傳動系統(tǒng)圖（7）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等，據(jù)設(shè)計要求 Zmin≥18~20,齒數(shù)和Sz≤100～120，由表 4.1，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表 2-2。表 2-2 齒輪齒數(shù)基本組 第一擴大組 第二擴大組傳動比1:1.41 1:2 1:1.41 1.41:1 2：1 2：1代號 Z1Z 'Z 2Z 'Z3Z 'Z4Z ’ Z5 Z5’ Z6Z '齒數(shù) 30 42 24 48 34 48 48 34 30 60 60 302.3 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差實際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差，一般不應(yīng)超過±10( -1)％,即?〈10( -1)％=4.1％n標 準 轉(zhuǎn) 速標 準 轉(zhuǎn) 速實 際 轉(zhuǎn) 速 ?各級轉(zhuǎn)速誤差n 950 670 475 335 235 170 118 85n` 948.2 668.9 472.28 338.8 233.2 173.7 116.5 84.1312誤差 2.8％ 0.1％ 2.85％ 3.47％ 1.32％ 4.5％ 1.31％ 2.41％轉(zhuǎn)速誤差小于 4.1％，因此不需要修改齒數(shù)。第 3 章 動力計算3.1 帶傳動設(shè)計輸出功率 P=4kw,轉(zhuǎn)速 n1=960r/min(1) 直徑計算初取小帶輪直徑 d； 取 d=100 mm大帶輪直徑 D； D= = =202mm 取 D=200mm21n475960?（2）計算帶長求 Dm Dm=(D +D )/2=(100+200)/2=150mm12求△ △=（D -D ）/2=（200-100）/2=50mm12初取中心距 取 a=500mm帶長 L= ×Dm+2×a+△ /a=1612.8 mm?2基準長度 由【2】圖 11-4 得：Ld=1600mm（3） 求實際中心距和包角13中心距 a=(L-∏×Dm)/4+ /4 =493.6mm1201??12???（4） 求 帶根數(shù)帶速 =∏D n /60×1000=3.14×100×960/(60×1000)= 7.53m/s?1傳動比 i i=n /n =960/475=2.022帶根數(shù) 由【2】表 11.8，P =1.32KW；由表 11.7，K =0.95；0 ?由表 11.12，K =0.99；由表 11.10，△P =0.17KW；L 0Z=P /｛（P +△P ）×K ×K ｝C0?L=（4.0×1.2 ） /(1.32+0.17)×0.95×0.99=3.42取 Z=4 根3.2 計算轉(zhuǎn)速的計算（1）主軸的計算轉(zhuǎn)速n j，由公式n =n 得，主軸的計算轉(zhuǎn)速n j=150.7r/min，jmin)13/(??z取170 r/min。(2). 傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 軸2=250 r/min，軸1=475r/min。（2）確定各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。Ⅱ軸共有 3 級轉(zhuǎn)速：125r/min、250 r/min、355 r/min、500 r/min。 。若經(jīng)傳動副 Z / Z 傳動主軸，則只有 500r/min 傳遞全功率；若經(jīng)6'傳動副 Z / Z 傳動主軸，全部傳遞全功率，其中 125r/min 是傳遞全功率的最低轉(zhuǎn)速， 5'故其計算轉(zhuǎn)速 nⅡ j=125 r/min；Ⅰ 軸有 1 級轉(zhuǎn)速，且都傳遞全功率，所以其計算轉(zhuǎn)速nⅠ j=710 r/min。各計算轉(zhuǎn)速入表 3-1。表 3-1 各軸計算轉(zhuǎn)速（3） 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。齒輪 Z 裝在主軸上并具有 45-500r/min 共 4 級轉(zhuǎn)速，'6軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸計算轉(zhuǎn)速 r/min 475 236 33514其中只有 170r/min 傳遞全功率，故 Z j=170 r/min。'6齒輪 Z 裝在Ⅱ軸上，有 125-500 r/min 共 4 級轉(zhuǎn)速，但經(jīng)齒輪副 Z /Z 傳動主軸，則6 6'只有 125r/min 傳遞全功率，故 Z j=125r/min。依次可以得出其余齒輪的計算轉(zhuǎn)速，如6表 3-2。表 3-2 齒輪副計算轉(zhuǎn)速序號 Z1Z 2Z3Z `4Z5n j475 236 335 335 1253.3 齒輪模數(shù)計算及驗算（1）模數(shù)計算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，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(shù)，如321][)(jjmnuzP???表 3-3 所示。表 3-3 模數(shù)（2）基本組齒輪計算。基本組齒輪幾何尺寸見下表齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2`齒數(shù) 30 42 24 48分度圓直徑 105 147 84 168齒頂圓直徑 108.5 150.5 87.5 171.5齒根圓直徑 100.6 142.6 79.6 163.6組號 基本組 第一擴大組模數(shù) mm 3.5 3.515齒寬 25 25 25 25按基本組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度 241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 229HB～286HB ，平均取 240HB。計算如下：① 齒面接觸疲勞強度計算：接觸應(yīng)力驗算公式為??jfsj MPauBnNKzm??????)()1(02832彎曲應(yīng)力驗算公式為：??wswPaBYnz?????)(109235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(zhuǎn)速（ r/min）. =500（r/min）;jnjm-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=3.5（mm）;B----齒寬（mm）;B=25（mm）;z----小齒輪齒數(shù)；z=19;u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2.78;-----壽命系數(shù)；sK=sTnNKq----工作期限系數(shù)；TmTC016?T------齒輪工作期限，這里取 T=15000h.;-----齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）, =500（r/min）1n1n16----基準循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取 = ，彎曲載荷取 =0C0C710C612?m----疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取 m=3；彎曲載荷取 m=6;----轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，查【5】2 上，取 =0.60nKnK----功率利用系數(shù)，查 【5】2 上，取 =0.78N N-----材料強化系數(shù)，查【5】2 上， =0.60q q-----工作狀況系數(shù)，取 =1.13K3K-----動載荷系數(shù)，查【5】2 上，取 =12------齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2 上， =1 1 1KY------齒形系數(shù)，查 【5】2 上，Y=0.386；----許用接觸應(yīng)力（ MPa）,查【4】 ，表 4-7，取 =650 Mpa；??j? ??j?---許用彎曲應(yīng)力（ MPa） ，查【4】 ，表 4-7，取 =275 Mpa；w w根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa j????j?=78 Mpaww（3）擴大組齒輪計算。第一擴大組齒輪幾何尺寸見下表齒輪 Z3 Z3` Z4 Z4`齒數(shù) 34 48 48 34分度圓直徑 119 168 168 119齒頂圓直徑 126 175 175 12617齒根圓直徑 110.25 159.25 159.25 110.25齒寬 25 25 25 25第二擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z5 Z5` Z6 Z6`齒數(shù) 64 32 32 64分度圓直徑 224 112 112 224齒頂圓直徑 231 119 119 231齒根圓直徑 215.25 103.25 103.25 215.25齒寬 25 25 25 25按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度 241HB～286HB，平均取 260HB，大齒輪用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 229HB～286HB ，平均取 240HB。同理根據(jù)基本組的計算，查文獻【6】 ，可得 =0.62， =0.77， =0.60， =1.1，nKNqK3=1， =1，m=3.5， =355；2K1j可求得：=619 Mpa j????j?=135Mpa ww3.4 傳動軸最小軸徑的初定由【5】式 6，傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計算：d=1.64 （mm）??4?Tn或 d=91 （mm）4njN18式中 d---傳動軸直徑（mm）Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000 ；JnN?N----該軸傳遞的功率（KW）----該軸的計算轉(zhuǎn)速jn---該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角， == 。??????01各軸最小軸徑如表 3-3。表 3-3 最小軸徑3.5 主軸合理跨距的計算由于電動機功率 P=3.5/5kw，根據(jù)【1】表 3.20，前軸徑應(yīng)為 60~90mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的 d2=（ 0.7~0.9）d 1，取 d2=60mm。根據(jù)設(shè)計方案，前軸承為NN3016K 型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量 a=120mm，主軸孔徑為 30mm。軸承剛度，主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩 T=9550 =9550× =424.44N.mnP905設(shè)該機床為車床的最大加工直徑為 300mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經(jīng)濟加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的 50%，這里取 60%，即 180mm，故半徑為 0.09m；切削力（沿 y 軸） Fc= =4716N09.42背向力（沿 x 軸） Fp=0.5 Fc=2358N總作用力 F= =5272.65N2pC?此力作用于工件上，主軸端受力為 F=5272.65N。先假設(shè) l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力 RA 和 RB 分別為RA=F× =5272.65× =7908.97Nla?2401?軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸最小軸徑 mm 35 4019RB=F× =5272.65× =2636.325Nla2401根據(jù) 文獻【1】式 3.7 得：Kr=3.39 得前支承的剛度：K A= 1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos1689.69 N/ ；K B= 785.57 N/ ； = =2.15m?m?BAK57.6主軸的當(dāng)量外徑 de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為I= =113.8×10-8m464)03.7.(???η= = =0.143aKEA6381.980.2??查【1】圖 3-38 得 =2.0，與原假設(shè)接近，所以最佳跨距 =120×2.0=240mml0 0l合理跨距為（0.75-1.5） ，取合理跨距 l=360mm。0l根據(jù)結(jié)構(gòu)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。第 4 章 主要零部件的選擇 4.1 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7012C4.2 鍵的規(guī)格I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格：BXL=10X56 II軸選擇花鍵規(guī)格：N d =8X36X40X7 × ×??×??20III軸選擇鍵規(guī)格：BXL=14X90 4.3 主軸彎曲剛度校核（1）主軸剛度符合要求的條件如下：a 主軸的前端部撓度 []0.250.1sy????b 主軸在前軸承處的傾角 []rad??容 許 值 軸 承c 在安裝齒輪處的傾角 .容 許 值 齒(2)計算如下：前支撐為雙列圓柱滾子軸承，后支撐為角接觸軸承架立放圓柱滾子軸承跨距L=450mm.當(dāng)量外徑 de= =21D?m2851045?主軸剛度：因為 di/de=25/285=0.0880.7,所以孔對剛度的影響可忽略；ks= =2kN/mm344424 10)5(1.023)(1034 ????????aldAi剛度要求：主軸的剛度可根據(jù)機床的穩(wěn)定性和精度要求來評定4.4.軸承校核????610()1739hCLThnP????4.5 潤滑與密封主軸轉(zhuǎn)速高，必須保證充分潤滑，一般常用單獨的油管將油引到軸承處。主軸是兩端外伸的軸，防止漏油更為重要而困難。防漏的措施有兩種：1）密封圈——加密封裝置防止油外流。 。2）疏導(dǎo)——在適當(dāng)?shù)牡胤阶龀龌赜吐罚褂湍茼樌亓骰氐接拖洹?1結(jié)束語1、本次課程設(shè)計是針對專業(yè)課程基礎(chǔ)知識的一次綜合性應(yīng)用設(shè)計，設(shè)計過程應(yīng)用了《機械制圖》 、 《機械原理》 、 《工程力學(xué)》等。2、本次課程設(shè)計充分應(yīng)用了以前所學(xué)習(xí)的知識，并應(yīng)用這些知識來分析和解決實際問題。3、本次課程設(shè)計進一步掌握了一般設(shè)計的設(shè)計思路和設(shè)計切入點，同時對機械部件的傳動設(shè)計和動力計算也提高了應(yīng)用各種資料和實際動手的能力。4、本次課程設(shè)計進一步規(guī)范了制圖要求，掌握了機械設(shè)計的基本技能。5、本次課程設(shè)計由于學(xué)習(xí)知識面的狹窄和對一些概念的理解不夠深刻，以及缺乏實際設(shè)計經(jīng)驗，使得設(shè)計黨中出現(xiàn)了許多不妥和錯誤之處，誠請老師給予指正和教導(dǎo)。22參考文獻【1】 、段鐵群 主編 《機械系統(tǒng)設(shè)計》 科學(xué)出版社 第一版【2】 、于惠力 主編 《機械設(shè)計》 科學(xué)出版社 第一版【3】 、戴 曙 主編 《金屬切削機床設(shè)計》 機械工業(yè)出版社【4】 、戴 曙 主編 《金屬切削機床》 機械工業(yè)出版社 第一版【4】 、趙九江 主編 《材料力學(xué)》 哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社 第一版【6】 、鄭文經(jīng) 主編 《機械原理》 高等教育出版社 第七版【7】 、于惠力 主編 《機械設(shè)計課程設(shè)計》 科學(xué)出版社