最大加工直徑250mm車床主軸箱設計【轉速355-1800 公比1.26 3KW】【含CAD圖紙】

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主軸彎曲剛度校核234.4.軸承校核244.5 潤滑與密封24第5章 摩擦離合器(多片式)的計算24第6章 主要零部件的選擇266.1電動機的選擇266.2 軸承的選擇266.3變速操縱機構的選擇266.4 軸的校核266.5 軸承壽命校核29第7章 主軸箱結構設計及說明307.1 結構設計的內容、技術要求和方案307.2 展開圖及其布置30結束語31參考文獻32 第1章 緒論1.1 課程設計的目的課程設計是在學完本課程后，進行一次學習設計的綜合性練習。通過課程設計，使學生能夠運用所學過的基礎課、技術基礎課和專業(yè)課的有關理論知識，及生產實習等實踐技能，達到鞏固、加深和拓展所學知識的目的。通過課程設計，分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型機構，進行選擇和改進；結合結構設計，進行設計計算并編寫技術文件；完成系統(tǒng)主傳動設計，達到學習設計步驟和方法的目的。通過設計，掌握查閱相關工程設計手冊、設計標準和資料的方法，達到積累設計知識和設計技巧，提高學生設計能力的目的。通過設計，使學生獲得機械系統(tǒng)基本設計技能的訓練，提高分析和解決工程技術問題的能力，并為進行機械系統(tǒng)設計創(chuàng)造一定的條件。1.2課程設計的內容機械系統(tǒng)設計課程設計內容由理論分析與設計計算、圖樣技術設計和技術文件編制三部分組成。1.2.1 理論分析與設計計算（1）機械系統(tǒng)的方案設計。設計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。（2）根據總體設計參數，進行傳動系統(tǒng)運動設計和計算。（3）根據設計方案和零部件選擇情況，進行有關動力計算和校核。1.2.2 圖樣技術設計（1）選擇系統(tǒng)中的主要機件。（2）工程技術圖樣的設計與繪制。1.2.3編制技術文件（1）對于課程設計內容進行自我經濟技術評價。（2）編制設計計算說明書。1.3 課程設計題目、主要技術參數和技術要求題目：普通車床主軸箱設計車床的主參數（規(guī)格尺寸）和基本參數如下：工件最大回轉直徑D(mm)正轉最高轉速Nmax( )正轉最低轉速nmin( )電機功率N（kw）公比250180035531.2632第2章 車床參數的擬定2.1車床主參數和基本參數車床的主參數（規(guī)格尺寸）和基本參數如下：工件最大回轉直徑D(mm)正轉最高轉速nmax ( )正轉最低轉速nmin( )電機功率N（kw）公比250180035531.262.2車床的變速范圍R和級數Z R=由公式R=，其中 =1.26，R=5.08，可以計算z=82.3確定級數主要其他參數2.3.1 擬定主軸的各級轉速依據題目要求選級數Z=8， =1.26=1.064考慮到設計的結構復雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴大傳動。各級轉速數列可直接從標準的數列表中查出，按標準轉速數列為：355，450，560，710，900，1120，1400，18002.3.2 主電機功率動力參數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，滿足生產需要，又不致使電機經常輕載而降低功率因素。根據題設條件電機功率為3KW可選取電機為：Y100L2-4額定功率為3KW，滿載轉速為1420r/min.2.3.3確定結構式已知Z=x3ba、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(lián)滑移齒輪實現變速。取Z=8級 則Z=22對于Z=8可分解為：Z=212224。綜合上述可得：主傳動部件的運動參數 =315 Z=8 =1.262.3.4確定結構網根據“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結構緊湊的原則,選取傳動方案 Z=212224,易知第二擴大組的變速范圍r=(P3-1)x=1.264=3.958 滿足要求，其結構網如圖2-1。 Z=2122242.3.5繪制轉速圖和傳動系統(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）繪制轉速圖：（3）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據系統(tǒng)轉速圖及已知的技術參數，畫主傳動系統(tǒng)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) 圖2-3 主傳動系統(tǒng)圖2.4 確定各變速組此論傳動副齒數(1)Sz100-120,中型機床Sz=70-100(2)直齒圓柱齒輪Zmin18-20,m4（7）齒輪齒數的確定。變速組內取模數相等，據設計要求Zmin1820,齒數和Sz100120，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第二擴大組1:1.261:1.581.26：11:1.261.26：11：2代號ZZZZZZZZZ5Z5ZZ齒數4252 36 58 4737 3747 49 3929592.5 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各級轉速誤差n 180014001120900710560450355n1804.21407.81122.1904.5716.05563.6453.2358.6誤差0.41.40.41.40.41.40.41.4轉速誤差小于2.6，因此不需要修改齒數。第3章 傳動件的計算3.1 帶傳動設計輸出功率P=3kW,轉速n1=1420r/min,n2=1400r/min3.1.1計算設計功率Pd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(wěn)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(fā)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(wěn)，兩班工作制（16小時），查機械設計P296表4，取KA1.1。即3.2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。3.3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=100mm 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。總之，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。3.7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F0117.39N，上面已得到=177.57，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(huán)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(guī)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(lián)接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來聯(lián)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 6 7.5 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）3.9 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=483.08r/min，取450r/min。(2). 傳動軸的計算轉速 軸2=900 r/min，軸1=1120r/min。（2）確定各傳動軸的計算轉速。表3-1 各軸計算轉速軸 號 軸 軸 軸計算轉速 r/min 1120900450（3） 確定齒輪副的計算轉速。3-2。 表3-2 齒輪副計算轉速序號ZZZZZn112011209009004503.10 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。表3-3 模數組號基本組第一擴大組模數 mm 2.52.5（2）基本組齒輪計算。 基本組齒輪幾何尺寸見下表齒輪Z1Z1 Z2Z2齒數42523658分度圓直徑10513090145齒頂圓直徑11013595150齒根圓直徑98.75123.583.75138.75 齒寬20202020按基本組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調質處理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229HB286HB，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）. =500（r/min）; m-初算的齒輪模數（mm）, m=2.5（mm）; B-齒寬（mm）;B=20（mm）; z-小齒輪齒數；z=36; u-小齒輪齒數與大齒輪齒數之比,u=1.6; -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(huán)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）擴大組齒輪計算。第一擴大組齒輪幾何尺寸見下表齒輪Z3Z3 Z4Z4齒數47373747分度圓直徑117.592.592.5117.5齒頂圓直徑122.597.597.5122.5齒根圓直徑111.2586.2586.25111.25 齒寬20202020第二擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪Z5Z5Z6Z6齒數49392959分度圓直徑14711787177齒頂圓直徑15312393183齒根圓直徑139.5109.579.5169.5齒寬24242424按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用40Cr，調質處理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調質處理，硬度229HB286HB，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 3.11 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 3.12 主軸合理跨距的計算由于電動機功率P=3kw，根據【1】表3.20，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=120mm，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60%，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=1202.0=240mm合理跨距為（0.75-1.5），取合理跨距l(xiāng)=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。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 dDB =8X36X40X7 III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b主軸在前軸承處的傾角c在安裝齒輪處的傾角(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.當量外徑 de=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/mm剛度要求：主軸的剛度可根據機床的穩(wěn)定性和精度要求來評定4.4.軸承校核 4.5 潤滑與密封 主軸轉速高，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）疏導在適當的地方做出回油路，使油能順利地流回到油箱。第5章 摩擦離合器(多片式)的計算設計多片式摩擦離合器時，首先根據機床結構確定離合器的尺寸，如為軸裝式時，外摩擦片的內徑d應比花鍵軸大26mm，內摩擦片的外徑D的確定，直接影響離合器的徑向和軸向尺寸，甚至影響主軸箱內部結構布局，故應合理選擇。摩擦片對數可按下式計算 Z2MnK/fbp式中 Mn摩擦離合器所傳遞的扭矩（Nmm）； Mn955/95530.98/8001.28（Nmm）; Nd電動機的額定功率（kW）； 安裝離合器的傳動軸的計算轉速（r/min）； 從電動機到離合器軸的傳動效率； K安全系數，一般取1.31.5； f摩擦片間的摩擦系數，由于磨擦片為淬火鋼，查機床設計指導表2-15，取f=0.08； 摩擦片的平均直徑（mm）; =（D+d）/267mm; b內外摩擦片的接觸寬度（mm）； b=（D-d）/2=23mm； 摩擦片的許用壓強（N/）；1.11.001.000.760.836 基本許用壓強（MPa），查機床設計指導表2-15，取1.1； 速度修正系數 n/6=2.5（m/s） 根據平均圓周速度查機床設計指導表2-16，取1.00； 接合次數修正系數，查機床設計指導表2-17，取1.00； 摩擦結合面數修正系數，查機床設計指導表2-18，取0.76。所以 Z2MnK/fbp21.281.4/（3.140.08230.83611 臥式車床反向離合器所傳遞的扭矩可按空載功率損耗確定，一般取0.40.4114.4 最后確定摩擦離合器的軸向壓緊力Q，可按下式計算：Q=b(N)1.13.14231.003.57式中各符號意義同前述。摩擦片的厚度一般取1、1.5、1.75、2（mm），內外層分離時的最大間隙為0.20.4（mm）,摩擦片的材料應具有較高的耐磨性、摩擦系數大、耐高溫、抗膠合性好等特點，常用10或15鋼，表面滲碳0.30.5（mm）,淬火硬度達HRC5262。第6章 主要零部件的選擇 6.1電動機的選擇轉速n1420r/min，功率P3kW選用Y系列三相異步電動機 6.2 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7012C6.3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(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。6.4 軸的校核（a） 主軸的前端部撓度（b） 主軸在前軸承處的傾角（c） 在安裝齒輪處的傾角E取為，由于小齒輪的傳動力大，這里以小齒輪來進行計算將其分解為垂直分力和水平分力由公式可得主軸載荷圖如下所示：由上圖可知如下數據：a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm計算（在垂直平面）,，計算（在水平面）,，合成：6.5 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7章 主軸箱結構設計及說明7.1 結構設計的內容、技術要求和方案設計主軸變速箱的結構包括傳動件（傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動器等）、主軸組件、操縱機構、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結件的結構設計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設計由于時間的限制，一0般只畫展開圖。主軸變速箱是機床的重要部件。設計時除考慮一般機械傳動的有關要求外，著重考慮以下幾個方面的問題。精度方面的要求，剛度和抗震性的要求，傳動效率要求，主軸前軸承處溫度和溫升的控制，結構工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標準化和通用化的原則。主軸變速箱結構設計時整個機床設計的重點，由于結構復雜，設計中不可避免要經過反復思考和多次修改。在正式畫圖前應該先畫草圖。目的是：1 布置傳動件及選擇結構方案。2 檢驗傳動設計的結果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時改正。3 確定傳動軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置，以確定各軸的受力點和受力方向，為軸和軸承的驗算提供必要的數據。7.2 展開圖及其布置展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序，假想將各軸沿其軸線剖開并將這些剖切面平整展開在同一個平面上。I軸上裝的摩擦離合器和變速齒輪。有兩種布置方案，一是將兩級變速齒輪和離合器做成一體。齒輪的直徑受到離合器內徑的約束，齒根圓的直徑必須大于離合器的外徑，負責齒輪無法加工。這樣軸的間距加大。另一種布置方案是離合器的左右部分分別裝在同軸線的軸上，左邊部分接通，得到一級反向轉動，右邊接通得到三級反向轉動。這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大。我們采用第一種方案，通過空心軸中的拉桿來操縱離合器的結構?？偛贾脮r需要考慮制動器的位置。制動器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸上。制動器不要放在轉速太低軸上，以免制動扭矩太大，是制動尺寸增大。齒輪在軸上布置很重要，關系到變速箱的軸向尺寸，減少軸向尺寸有利于提高剛度和減小體積。結束語1、本次課程設計是針對專業(yè)課程基礎知識的一次綜合性應用設計，設計過程應用了機械制圖、機械原理、工程力學等。2、本次課程設計充分應用了以前所學習的知識，并應用這些知識來分析和解決實際問題。3、本次課程設計進一步掌握了一般設計的設計思路和設計切入點，同時對機械部件的傳動設計和動力計算也提高了應用各種資料和實際動手的能力。4、本次課程設計進一步規(guī)范了制圖要求，掌握了機械設計的基本技能。5、本次課程設計由于學習知識面的狹窄和對一些概念的理解不夠深刻，以及缺乏實際設計經驗，使得設計黨中出現了許多不妥和錯誤之處，誠請老師給予指正和教導。參考文獻【1】、段鐵群 主編 機械系統(tǒng)設計 科學出版社 第一版【2】、于惠力 主編 機械設計 科學出版社 第一版【3】、戴 曙 主編 金屬切削機床設計 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 哈爾濱工業(yè)大學出版社 第一版【6】、鄭文經 主編 機械原理 高等教育出版社 第七版【7】、于惠力 主編 機械設計課程設計 科學出版社