最大加工直徑為250mm的普通車床的主軸箱部件設計【3kw 轉速1600 315 1.26 8級】（CAD圖紙全套）

買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 1 寧 學 課程 設計 (論文 ) 最大加工直徑為 250所在學院 專 業(yè) 班 級 姓 名 學 號 指導老師 年 月 日 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 2 摘 要 本 設計 著重研究機床主傳動系統(tǒng)的設計步驟和設計方法，根據已確定的運動參數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)方案以及較高的設計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中，為減少齒輪數目，簡化結構，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數的設計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出 合理的設計方案。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。 關鍵詞 :傳動系統(tǒng)設計 ,傳動副，結構網，結構式， 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 4 目 錄 摘 要 . 2 目 錄 . 4 第 1 章 緒論 . 6 程設計的目的 . 6 程設計的內容 . 6 論分析與設計計算 . 6 樣技術設計 . 6 制技術文件 . 6 程設計題目、主 要技術參數和技術要求 . 6 第 2 章 車床參數的擬定 . 8 床主參數和基本參數 . 8 床的變速范圍 R 和級數 Z . 8 定級數主要其他參數 . 8 定主軸的各級轉速 . 8 電機功率 動力參數的確定 . 8 定結構式 . 8 定結構網 . 9 制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖 . 9 定各變速組此論傳動副齒數 . 11 算主軸轉速誤差 . 12 第 3 章 傳動件的計算 . 12 傳動設計 . 12 擇帶型 . 13 定帶輪的基準直徑并驗證帶速 . 14 定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 . 15 定帶的根數 z . 16 定帶輪的結構和尺寸 . 16 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 5 定帶的張緊裝置 . 16 算壓軸力 . 16 算轉速的計算 . 18 輪模數計算及驗算 . 18 動軸最小軸徑的初定 . 22 軸合理跨距的計算 . 23 第 4 章 主要零部件的選擇 . 24 承的選擇 . 24 的規(guī)格 . 24 軸彎曲剛度校核 . 24 . 25 滑與密封 . 25 第 5 章 摩擦離合器 (多片式 )的計算 . 25 第 6 章 主要零部件的選擇 . 27 動機的選擇 . 27 承的選擇 . 27 速操縱機構的選擇 . 27 的校核 . 27 承壽命校核 . 30 第 7 章 主軸箱結構設計及說明 . 31 構設計的內容、技術要求和方案 . 31 開圖及其布置 . 31 結束語 . 32 參考文獻 . 33 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 6 第 1 章 緒論 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。 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。 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。 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。 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。 程設計題目、主要技術參數和技術要求 題目： 中型普通車床主軸箱設計 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 7 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 正轉最高轉速 正轉最低轉速 電機功率 N（ 公比 250 1600 315 3 文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 8 第 2 章 車床參數的擬定 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 正轉最高轉速 正轉最低轉速 電機功率 N（ 公比 250 1600 315 3 床的變速范圍 R 和 級數 Z R=由公式 R= 1Z ，其中 =R=以計算 z=8 定 級數 主要其他參數 定 主軸的 各 級 轉速 依據題目要求 選級數 Z=8， =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： 315， 400， 500， 630， 800， 1000， 1250， 1600 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 3選取電機為： 定功率為 3載 轉速為 1420r/定結構式 已知 Z=2a 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(lián)滑移齒輪實現(xiàn)變買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 9 速。 取 Z=8級 則 Z=22 2 對于 Z=8 可分解為： Z=21 22 24。 綜合上述可得：主傳動部件的運動參數 600n 315 Z=8 = 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=21 22 24,易知第二擴大組的變速范圍 r= (x=8 滿足要求，其結構網如圖 2 Z=212224 制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖 （ 1）選擇電動機：采用 （ 2）繪制轉速圖： 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 10 （ 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 1 (m+D) 軸最小齒數和 :+D/m) 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 11 圖 2主傳動系統(tǒng)圖 定各變速組此論傳動副齒數 (1)100型機床 02)直齒圓柱齒輪 18m 4 （ 7） 齒輪齒數的確定。變速組內取模數相等， 據 設計要求 1820,齒數和 00 120，由表 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 表 2 齒輪齒數 傳動比 基本組 第一擴大組 第二擴大組 1:1 1:1 1： 2 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 12 代號 Z1 Z2 Z3 4 5 齒數 42 52 36 58 47 37 37 47 49 39 29 59 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( ,即 n 10( = 各級轉速誤差 n 1600 1250 1000 800 630 500 400 315 n 差 轉速誤差 小 于 因此不需要修改齒數。 第 3 章 傳動件的 計算 傳動設計 輸出功率 P=3速 420r/250r/ 計算設計功率 Pd 表 4 工作情況系數原動機 類 類 一天工作時間 /h 10 1016 16 10 1016 16 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 13 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 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 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 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 據 穩(wěn) ，兩班工作制（ 16小時），查 機械設計 ， 取 1 . 1 3 3 . 3 k e P k W 擇帶型 普通 機械設計 3 11選取。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 14 根據算出的 1420r/查圖得： 0 100可知應選取 帶。 定帶輪的基準直徑并驗證帶速 由 機械設計 3 7查得，小帶輪基準直徑為 80 100取 0075 295表 13 表 3 Y Z A B C D E 0 75 125 200 355 500 21211420 = 1 . 1 3 6 , = 1 0 0 1 . 1 3 6 = 1 1 3 . 6 m 所 以 由 機械設計 3得212 誤差驗算傳動比：21112= 1 . 1 4(1 ) 1 0 0 (1 2 % )d 誤（ 為彈性滑動率） 誤差111 . 1 4 1 . 1 3 61 0 0 % 1 0 0 % 0 . 7 % 5 %1 . 1 3 6 誤 符合要求 帶速 1 1 0 0 1 4 2 0v = 7 . 5 4 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 滿足 5m/以宜選用 總之，小帶輪選 帶輪選擇 帶輪的材料：選用灰鑄鐵， 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。 算壓軸力 由 機械設計 13 12 查得， A 型帶的初拉力 面已得到1a =z=3， 則1a 1 7 7 . 5 72 s i n = 2 3 1 1 7 . 3 9 s i n N = 7 0 4 . 1 8 z F 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 0 ，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。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 17 表 普通 V 帶輪的輪槽尺寸（摘自 項目 符號 槽型 Y Z A B C D E 基準寬度 b p 基準線上槽深 h 基準線下槽深 h 槽間距 e 8 12 15 19 37 第一槽對稱面至端面的距離 f 6 7 9 16 23 28 最小輪緣厚 5 6 10 12 15 帶輪寬 B B =( z 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 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 (3)，如圖 7 （ 2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪 ( 300 )，如圖 7 （ 3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪 (d) 100 )，如圖 7 （ 4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪 ( 500 )，如圖 7 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 18 （ a） （ b） （ c） （ d） 圖 7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） 算轉速的計算 （ 1）主軸的計算轉速 公式 nj=3/( z 得，主軸的計算轉速 取 500r/ (2). 傳動軸的計算轉速 軸 2=1000 r/ 1=800r/ （ 2）確定各傳動軸的計算轉速。 表 3各軸計算轉速 （ 3） 確定齒輪副的計算轉速。 3 表 3齒輪副計算轉速 序號 00 1000 1000 500 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，按軸 號 軸 軸 軸 計算轉速 r/ 800 1000 5000 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 19 簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即 63383 221 )1( 可得各組的模數，如表 3示。 表 3模數 （ 2） 基本組齒輪計算 。 基本組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 1 2 齒數 42 52 36 58 分度圓直徑 105 130 90 145 齒頂圓直徑 110 135 95 150 齒根圓直徑 寬 20 20 20 20 按基本組最小齒輪計算 。 小齒輪用 40質處理，硬度 241286均取260齒輪用 45 鋼，調質處理，硬度 229286均取 240算如下： 齒面接觸疲勞強度計算： 接觸應力驗算公式為 P n )()1(102088 3218彎曲應力驗算公式為： P )(101 9 12 3215 組號 基本組 第一擴大組 模數 文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 20 式中 這里取 N=5r/. 00（ r/; , m=; ;B=20（ ; z=36; u= K 里取 T=15000h.; 1n r/, 1n =500（ r/ 0觸載荷取0C= 710 ，彎曲載荷取0C= 6102 觸載荷取 m=3；彎曲載荷取 m=6; 【 5】 2 上，取 【 5】 2 上，取 【 5】 2 上， 3K=K 【 5】 2 上，取 2K =1 1K 【 5】 2 上， 1K =1 【 5】 2 上， Y= 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 21 j ,查 【 4】，表 4 j =650 w 查 【 4】，表 4 w =275 根據上述公式，可求得及查取值可求得： j=635 jw=78 w（ 3） 擴大組齒輪計算 。 第一擴大組 齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 3 4 齒數 47 37 37 47 分度圓直徑 頂圓直徑 根圓直徑 寬 20 20 20 20 第二 擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 5 6 齒數 49 39 29 59 分度圓直徑 147 117 87 177 齒頂圓直徑 153 123 93 183 齒根圓直徑 寬 24 24 24 24 按擴大組最小齒輪計算 。 小齒輪用 40質處理，硬度 241286均取 260齒輪用 45 鋼，調質處理，硬度 229286均取 240 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 22 同理根據基本組的計算， 查文獻 【 6】， 可得 K= 2K =1， 1K =1， m=355； 可求得： j=619 jw=135 w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=4 或 d=91 4 式中 N* T=9550000； = 01 。 各軸最小軸徑如表 3 表 3最小軸徑 軸 號 軸 軸 最小軸徑 35 40 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 23 軸合理跨距的計算 由于電動機功率 P=3據【 1】表 軸徑應為 6090步選取 0軸徑的 0據設計方案，前軸承為 ，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量 a=120軸孔徑為 30 軸承剛度，主軸最大輸出轉矩 T=95509550 3500=該 機床為車床 的最大加工直徑為 250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 180半徑為 切削力（沿 y 軸） 4716N 背向力（沿 x 軸） c=2358N 總作用力 F= 22F =力作用于工件上，主軸端受力為 F= 先假設 l/a=2， l=3a=240后支承反力 B 分別為 40240120 =B=F40120=據 文獻 【 1】式 得： iz 前 支承的剛度： ； N/ m ； 軸的當量外徑 80+60)/2=70慣性矩為 I=64 )4 =10 =38 9 = 【 1】圖 3 原假設接近，所以最佳跨距0l=120 40理跨距為（ l，取合理跨距 l=360 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 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 24 增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑 D=100軸徑 d=80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 承的選擇 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 6012 稱布置 深溝 球軸承 6009 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 7012C 的規(guī)格 0 N d =8 規(guī)格： 4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 . 0 0 0 2 5 2 5 0 . 1 0 5 b 主軸在前軸承處的傾角 0 . 0 0 1 r a d容 許 值 軸 承 c 在安裝齒輪處的傾角 0 . 0 0 1 r a d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=450當量外徑 21 = 2 11 045 0 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 25 主軸剛度： 因為 di/5/285=以孔對剛度的影響可忽略； 4442410)110450(03)()(103 442kN/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 61010 ( ) 1 7 6 3 960 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 2 6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 Z 2 f 20Dbp 式中 摩擦離合器所傳遞的扭矩（ N ； 955 410955 410 3 00 510 （ N ; 電動機的額定功率（ 安裝離合器的傳動軸的計算轉速（ r/； 從電動機到離合器軸的傳動效率； 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 26 K 安全系數，一般取 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 f= 0D 摩擦片的平均直徑（ ; 0D=（ D+d） /2 67b 內外摩擦片的接觸寬度（ ； b=（ ； p 摩擦片的許用壓強（ N/ 2 ； p 0vK mK 基本許用壓強（ 查機床設計指導表 2 速度修正系數 02 410 =m/s） 根據平均圓周速度床設計指導表 2 接合次數修正系數，查機床設計指導表 2 摩擦結合面數修正系數，查機床設計指導表 2 所以 Z 2 f 20Dbp 2 510 267 23 11 臥式車床反向離合器所傳遞的扭矩可按空載功率損耗般取 11 最后確定摩 擦離合器的軸向壓緊力 Q，可按下式計算： Q=0 20) 267 23 510 式中各符號意義同前述。 摩擦片的厚度一般取 1、 2（ ，內外層分離 時的最大間隙為 ,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 ,淬火硬度達 62。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 27 第 6 章 主要零部件的選擇 動機的選擇 轉速 n 1420r/率 P 3用 承的選擇 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 6012 稱布置 深溝 球軸承 6009 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 7010