题目3-最大加工直径250mm车床主轴箱设计【4KW-80-1800-1.41-10级】.doc

实验报告 课程名称 机械装备设计课程设计 实验（实践）编号 1 实验（实践）名称 车床主传动变速箱设计 实验（实践）学时 2周 实验（实践）时间 5设计任务书车床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下：最大加工直径 250mm，电动机攻率 4KW 主轴:最小转速80 最高转速1800 公比:1.41工件最大回转直径D(mm)正转最低转速nmin( )正转最高转速nmin( )电机功率N（kw）公比25080180041.41全套图纸加扣扣 401339828目 录设计任务书2目 录4第1章 机床用途、性能及结构简单说明6第2章 设计部分的基本技术特性和结构分析72.1车床主参数和基本参数72.2 确定传动公比72.3拟定参数的步骤和方法72.3.1 极限切削速度Vmax、Vmin72.3.2 主轴的极限转速8第3章 设计部分的运动设计93.1 主电机功率动力参数的确定93.2确定结构式93.3 确定结构网103.4 绘制转速图和传动系统图103.5 确定各变速组此论传动副齿数113.6 核算主轴转速误差12第4章 设计部分的动力计算134.1 带传动设计134.2 计算转速的计算144.3 齿轮模数计算及验算154.4 传动轴最小轴径的初定204.5 主轴合理跨距的计算204.6 轴承的选择214.7 键的规格224.8变速操纵机构的选择224.9主轴合理跨距的计算224.10 轴承寿命校核23第5章 设计部分的调节、润滑、维护保养、技术要求及其它25第6章 设计中的优缺点，存在的问题及改进意见28参考文献29 第1章 机床用途、性能及结构简单说明机床技术参数有主参数和基本参数，他们是运动传动和结构设计的依据，影响到机床是否满足所需要的基本功能要求，参数拟定就是机床性能设计。主参数是直接反映机床的加工能力、决定和影响其他基本参数的依据，如车床的最大加工直径，一般在设计题目中给定，基本参数是一些加工件尺寸、机床结构、运动和动力特性有关的参数，可归纳为尺寸参数、运动参数和动力参数。通用车床工艺范围广，所加工的工件形状、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬质合金刀具又用高速钢刀具。因此，必须对所设计的机床工艺范围和使用情况做全面的调研和统计，依据某些典型工艺和加工对象，兼顾其他的可能工艺加工的要求，拟定机床技术参数，拟定参数时，要考虑机床发展趋势和同国内外同类机床的对比，使拟定的参数最大限度地适应各种不同的工艺要求和达到机床加工能力下经济合理。机床主传动系因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同，应满足的要求也不一样。设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。在设计时应结合具体机床进行具体分析，一般应满足的基本要求有：满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性，如机床主轴油足够的转速范围和转速级数；满足机床传递动力的要求。主电动机和传动机构能提供足够的功率和转矩，具有较高的传动效率；满足机床工作性能要求。主传动中所有零部件有足够的刚度、精度和抗震性，热变形特性稳定；满足产品的经济性要求。传动链尽可能简短，零件数目要少，以便节约材料，降低成本。29第2章 设计部分的基本技术特性和结构分析2.1车床主参数和基本参数车床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下：工件最大回转直径D(mm)正转最低转速nmin( )正转最高转速nmin( )电机功率N（kw）公比25080180041.412.2 确定传动公比根据【1】公式（3-2）因为已知 ， =1.41Z=+1=10根据【1】表3-5 标准公比。这里我们取标准公比系列=1.41.因为=1.41=1.06，根据【1】表3-6标准数列。首先找到最小极限转速80，再每跳过5个数（1.261.06）取一个转速，即可得到公比为1.41的数列： 80，112，160，224，315，450，630，900，1250，18002.3拟定参数的步骤和方法2.3.1 极限切削速度Vmax、Vmin根据典型的和可能的工艺选取极限切削速度要考虑：允许的切速极限参考值如下：表 1.1加 工 条 件 Vmax(m/min)Vmin(m/min)硬质合金刀具粗加工铸铁工件 3050硬质合金刀具半精或精加工碳钢工件150300螺纹加工和铰孔382.3.2 主轴的极限转速计算车床主轴极限转速时的加工直径，则主轴极限转速应为结合题目条件，取标准数列数值，=80r/min取依据题目要求选级数Z=10， =1.41=1.065考虑到设计的结构复杂程度要适中，故采用常规的扩大传动。各级转速数列可直接从标准的数列表中查出，按标准转速数列为：80，112，160，224，315，450，630，900，1250，1800第3章 设计部分的运动设计3.1 主电机功率动力参数的确定合理地确定电机功率N，使机床既能充分发挥其性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。根据题设条件电机功率为4KW可选取电机为：Y112M-4额定功率为4KW，满载转速为1440r/min.3.2确定结构式已知Z=x3ba、b为正整数，即Z应可以分解为2和3的因子，以便用2、3联滑移齿轮实现变速。对于Z=10可按照Z=12分解为：Z=213224。对于12=232传动式，有6种结构式和对应的结构网。分别为：， ， ， 由于本次设计的机床I轴装有摩擦离合器，在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合器的直径。初选的方案。从电动机到主轴主要为降速变速，若使变速副较多的变速组放在较接近电动机处可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，节省材料，也就是满足变速副前多后少的原则，因此取12=232方案为好。设计车床主变速传动系时，为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，在降速变速中，一般限制限制最小变速比 ；为避免扩大传动误差，减少震动噪声，在升速时一般限制最大转速比。斜齿圆柱齿轮传动较平稳，可取。因此在主变速链任一变速组的最大变速范围。在设计时必须保证中间变速轴的变速范围最小。综合上述可得：主传动部件的运动参数 =80 Z=10 =1.413.3 确定结构网根据“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,结构紧凑的原则,选取传动方案 Z=213224,易知第二扩大组的变速范围r=(P3-1)x=1.414=3.958 满足要求，其结构网如图2-1。 图3-1结构网 Z=2132243.4 绘制转速图和传动系统图（1）选择电动机：采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。（2）绘制转速图：（3）画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数，画主传动系统图如图2-3：1-2轴最小中心距：A1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)轴最小齿数和:Szmin(Zmax+2+D/m)3.5 确定各变速组此论传动副齿数(1)Sz100-120,中型机床Sz=70-100(2)直齿圆柱齿轮Zmin18-20,m4 图2-3 主传动系统图（7）齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等，据设计要求Zmin1820,齿数和Sz100120，由表4.1，根据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表2-2。 表2-2 齿轮齿数传动比基本组第一扩大组第二扩大组1:21:11.41:11:1.411:21：22：1代号ZZZZZZZZZ5Z5ZZZ7Z7齿数18 36 27275237 3752 305933 6666333.6 核算主轴转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过10(-1),即10(-1)=4.1各级转速误差n 1800125090063045031522416011280n18021251902.1631.8451.5316225.8161.3113.581.72误差2.22.12.22.12.12.31.312.22.22.1一级转速误差小于4.1，因此不需要修改齿数。第4章 设计部分的动力计算4.1 带传动设计输出功率P=4kw,转速n1=1440r/min,n2=630r/min（1）确定计算功率: 按最大的情况计算P=4kw ,K为工作情况系数，查1表3.5. 取K=1.1 pd=kAP=1.1X4=4.4kw（2）选择V带的型号: 根据pd,n1=960r/min参考1图表3.16及表3.3选小带轮直径，查表选择A型V带 d1=100mm（3）确定带轮直径d1,d2小带轮直径d1=100mm验算带速v=d1n1/(60X1000)=X100X1440/(60X1000)=6.69m/s从动轮直径d2=n1d1/n2=1440X100/630=236mm取d2=224mm查1表3.3计算实际传动比i=d2/d1=224/100=2.24（4）定中心矩a和基准带长Ld1初定中心距a00.7(d1+d2)a02(d1+d2)226.8a0648取ao=300mm2带的计算基准长度 Ld02a0+/2(d1+d2)+(d2-d1)2/4a02x300+/2(10+224)+(224-100)2/4X300650mm查1表3.2取Ld0=630mm3计算实际中心距 aa0+(Ld-Ld0)/2=300+(630-650)=290mm 4确定中心距调整范围 amax=a+0.03Ld=290+0.03X630=308.9mm amin=a-0.015Ld=290-0.015X630=200.55mm（5）验算包角:1=1800-（d2-d1）/aX57.30=1800-(180-90)/290X57.30=17201200（6）确定V带根数：确定额定功率：P0由查表并用线性插值得P0=0.15kw查1表37得功率增量P0=0.13kw查1表38得包角系数K=0.99查1表3得长度系数Kl=0.81确定带根数：Z=P/（P+P）KK=3.65/(1.05+0.13)X0.99X0.81=2.89 取Z=34.2 计算转速的计算（1）主轴的计算转速nj，由公式n=n得，主轴的计算转速nj=178r/min，取224 r/min。(2). 传动轴的计算转速 轴3=450 r/min 轴2=630 r/min，轴1=630r/min。（2）确定各传动轴的计算转速。轴共有3级转速：450r/min、630 r/min。若经传动副Z/ Z传动主轴，则只有630r/min传递全功率；若经传动副Z/ Z传动主轴，全部传递全功率，其中224r/min是传递全功率的最低转速， 故其计算转速nj=630 r/min； 轴有1级转速，且都传递全功率，所以其计算转速nj=224 r/min。各计算转速入表3-1。表3-1 各轴计算转速轴 号 轴 轴 轴计算转速 r/min 630630224（3） 确定齿轮副的计算转速。齿轮Z装在主轴上其中只有224r/min传递全功率，故Zj=224 r/min。依次可以得出其余齿轮的计算转速，如表3-2。 表3-2 齿轮副计算转速序号ZZZZZn6306306306302244.3 齿轮模数计算及验算（1）模数计算。一般同一变速组内的齿轮取同一模数，选取负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算，即mj=16338可得各组的模数，如表3-3所示。根据和计算齿轮模数，根据其中较大值取相近的标准模数：=16338=16338mm齿轮的最低转速r/min；顶定的齿轮工作期限，中型机床推存：=1520转速变化系数； 功率利用系数；材料强化系数。 （寿命系数）的极值齿轮等转动件在接取和弯曲交边载荷下的疲劳曲线指数m和基准顺环次数C0工作情况系数。中等中级的主运动： 动载荷系数；齿向载荷分布系数；齿形系数； 根据弯曲疲劳计算齿轮模数公式为： 式中：N计算齿轮转动递的额定功率N= 计算齿轮（小齿轮）的计算转速r/min 齿宽系数, Z1计算齿轮的齿数，一般取转动中最小齿轮的齿数： 大齿轮与小齿轮的齿数比，=；（+）用于外啮合，（-）号用于内啮合： 命系数； ：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 时，取=，当时，取=；=0.85 =1.5； =1.2 =1 =0.378 许用弯曲应力，接触应力，() =354 =1750 6级材料的直齿轮材料选；20热处理S-C59=16338mm=16338=2.6 mm =275mm=275 =2.2mm根据标准齿轮模数系数选用模数为:主轴齿轮模数为3.5，传动轴齿轮模数m=2.5，中间轴齿轮模数m=3; 根据有关文献，也为了便于统一，在这里传动齿轮统一取m=3.5表3-3 模数组号基本组第一扩大组第二扩大组模数 mm 3.52.53.5（2）基本组齿轮计算。 基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z1Z1Z2Z2齿数18362727分度圆直径6312694.594.5齿顶圆直径70133101.5101.5齿根圆直径52.25117.2585.7585.75 齿宽20202020按基本组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB206HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB206HB，平均取240HB。计算如下： 齿面接触疲劳强度计算： 接触应力验算公式为 弯曲应力验算公式为： 式中 N-传递的额定功率（kW），这里取N为电动机功率，N=5kW; -计算转速（r/min）. =500（r/min）; m-初算的齿轮模数（mm）, m=3.5（mm）; B-齿宽（mm）;B=20（mm）; z-小齿轮齿数；z=18; u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=2; -寿命系数； = -工作期限系数； T-齿轮工作期限，这里取T=15000h.; -齿轮的最低转速（r/min）, =500（r/min） -基准循环次数，接触载荷取=，弯曲载荷取= m-疲劳曲线指数，接触载荷取m=3；弯曲载荷取m=6; -转速变化系数，查【5】2上，取=0.60 -功率利用系数，查【5】2上，取=0.78 -材料强化系数，查【5】2上， =0.60 -工作状况系数，取=1.1 -动载荷系数，查【5】2上，取=1 -齿向载荷分布系数，查【5】2上，=1 Y-齿形系数，查【5】2上，Y=0.386；-许用接触应力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；-许用弯曲应力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；根据上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa =78 Mpa（3）第一扩大组齿轮计算。 扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮Z3Z3Z4Z4Z5Z5齿数523737523059分度圆直径13092.592.513075147.5齿顶圆直径13597.597.513580152.5齿根圆直径123.7586.2586.25123.7568.75141.25齿宽202020202020（4）第二扩大组齿轮计算。 扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮Z6Z6Z7Z7齿数33666633分度圆直径115.5231231115.5齿顶圆直径122.5238238122.5齿根圆直径106.75222.25222.25106.75齿宽20202020按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB206HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB206HB，平均取240HB。 同理根据基本组的计算，查文献【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，=1，=1，m=3.5，=355；可求得：=619 Mpa =135Mpa 4.4 传动轴最小轴径的初定由【5】式6，传动轴直径按扭转刚度用下式计算： d=1.64（mm） 或 d=91（mm）式中 d-传动轴直径（mm） Tn-该轴传递的额定扭矩（N*mm） T=9550000； N-该轴传递的功率（KW） -该轴的计算转速 -该轴每米长度的允许扭转角，=。各轴最小轴径如表3-3。 表3-3 最小轴径轴 号 轴 轴最小轴径mm 3540 4.5 主轴合理跨距的计算由于电动机功率P=4kw，根据【1】表3.20，前轴径应为6090mm。初步选取d1=80mm。后轴径的d2=（0.70.9）d1，取d2=60mm。根据设计方案，前轴承为NN3016K型，后轴承为圆锥滚子轴承。定悬伸量a=120mm，主轴孔径为30mm。轴承刚度，主轴最大输出转矩T=9550=9550=424.44N.m设该机床为车床的最大加工直径为250mm。床身上最常用的最大加工直径，即经济加工直径约为最大回转直径的50%，这里取75%，即180mm，故半径为0.09m；切削力（沿y轴） Fc=4716N背向力（沿x轴） Fp=0.5 Fc=2358N总作用力 F=5272.65N此力作用于工件上，主轴端受力为F=5272.65N。先假设l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分别为RA=F=5272.65=7908.97NRB=F=5272.65=2636.325N根据 文献【1】式3.7 得：Kr=3.39得前支承的刚度：KA= 1689.69 N/ ；KB= 785.57 N/；=2.15 主轴的当量外径de=(80+60)/2=70mm，故惯性矩为 I=113.810-8m4 =0.14查【1】图3-38 得 =2.0，与原假设接近，所以最佳跨距=1202.0=240mm合理跨距为（0.75-1.5），取合理跨距l=360mm。 根据结构的需要，主轴的实际跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主轴的刚度，增大轴径：前轴径D=100mm，后轴径d=80mm。前轴承采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用背对背安装的角接触球轴承。4.6 轴承的选择I轴：与带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号7007C 另一安装深沟球轴承6012II轴：对称布置深沟球轴承6009III轴：后端安装双列角接触球轴承代号7015C 另一安装端角接触球轴承代号7010C中间布置角接触球轴承代号7012C4.7 键的规格 I轴安装带轮处选择普通平键规格：BXL=10X56 II轴选择花键规格：N d =8X36X40X7 III轴选择键规格：BXL=14X90 4.8变速操纵机构的选择选用左右摆动的操纵杆使其通过杆的推力来控制II轴上的三联滑移齿轮和二联滑移齿轮。4.9主轴合理跨距的计算设机床最大加工回转直径为250mm,电动机功率P=4kw，,主轴计算转速为224r/min。已选定的前后轴径为:定悬伸量a=85mm。轴承刚度，主轴最大输出转矩: 设该车床的最大加工直径250mm。床身上最常用的最大加工直径，即经济加工直径约为最大回转直径的50%，这里取45%，即125mm切削力（沿y轴） Fc=250.346/0.125=2781N背向力（沿x轴） Fp=0.5 Fc=1390N总作用力 F=3109N此力作用于工件上，主轴端受力为F=3109N。先假设l/a=2，l=3a=255mm。前后支承反力RA和RB分别为RA=F=3109NRB=F=3109N根据主轴箱设计得：=3.39得前支承的刚度：KA= 1376.69 N/ ；KB= 713.73 N/；=1.93 主轴的当量外径de=(85+65)/2=75mm，故惯性矩为 I=1.5510-6m4 =0.38查主轴箱设计图 得 =2.5，与原假设接近，所以最佳跨距=852.5=212.5mm合理跨距为（0.75-1.5），取合理跨距l=250mm。 根据结构的需要，主轴的实际跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主轴的刚度，增大轴径：前轴径D=85mm，后轴径d=55mm。后支承采用背对背安装的角接触球轴承。4.10 轴承寿命校核由轴最小轴径可取轴承为7008c角接触球轴承,=3；P=XFr+YFaX=1，Y=0。对轴受力分析得：前支承的径向力Fr=2642.32N。 由轴承寿命的计算公式：预期的使用寿命 L10h=15000hL10h=hL10h=15000h 轴承寿命满足要求。第5章 设计部分的调节、润滑、维护保养、技术要求及其它1、为了减少车床磨损，延长使用寿命，保证工件加工精度，应对车床的所有摩擦部位进行润滑，并注意日常的维护保养。2、车床的润滑形式常用以下几种，（1）浇油润滑：常用于外露的滑动表面，如导轨面和滑板导轨面等。（2）溅油润滑：常用于密闭的箱体中。如车床的主轴箱中的传动齿轮将箱底的润滑油溅射到箱体上部的油槽中，然后经槽内油孔流到各润滑点进行润滑。（3）油绳导油润滑：常用于进给箱和溜板箱的油池中。利用毛线即吸油又渗油的特性，通过毛线把油引入润滑点，间断地滴油润滑。（4）弹子油杯注油润滑：常用于尾座、中滑板摇手柄及三杠（丝杠、光杠、开关杠）支架的轴承处。定期的用油枪端头油嘴压下油杯上的弹子，将油注入。油嘴撤去，弹子又回复原位，封住注油口，以防尘屑入内。（5）黄油杯润滑：常用于交换齿轮箱挂轮架的中间轴或不经常润滑处。事先在黄油杯中加满钙基润滑脂，需要润滑时，拧进油杯盖，则杯中的油脂就被挤压到润滑点中去。（6）油泵输油润滑：常用于转速高、需要大量润滑油连续强制润滑的场合。如主轴箱内许多润滑点就是采用这种方式。3、车床的润滑要求: （1）车床上一般都有润滑系统图，应严格按照润滑系统图进行润滑。（2）换油时，应先将废油放尽，然后用煤油把箱体内冲洗干净后，在注入新机油，注油时应用网过滤，且油面不得低于油标中心线。主轴箱内零件用油泵润滑或飞溅润滑。箱内润滑油一般三个月更换一次。主轴箱体上有一个油标，若发现油标内无油输出，说明油泵输油系统有故障，应立即停车检查断油的原因，并修复。（3）进给箱上部油绳导油润滑的储油槽，每班应给该储油槽加一次油。（4）交换齿轮箱中间齿轮轴轴承是黄油杯润滑，每班一次，7天加一次钙基脂。（5）弹子油杯润滑每班润滑一次。导轨工作前后擦净用油枪加油。5、车床日常保养要求：（1）每天工作后，切断电源，对车床各表面、各罩壳、导轨面、丝杠、光杠、各操纵手柄和操纵杆进行擦拭，做到无油污、无铁屑、车床外表整洁。（2）每周要求保养床身导轨面和中小滑板导轨面及转动部位的整洁、润滑。要求油眼畅通、油标清晰，清洗油绳和护床油毛毡，保持车床外表清洁和工作场地整洁。6、车床一级保养要求：车场运行500小时后，须进行一级保养。其保养以操作工人为主，在维修工人的配合下进行。保养时必须先切断电源，然后按下述顺序和要求进行。（1）主轴箱的保养：a、清洗滤油器、使其无杂物b、检查主轴锁紧螺母有无松动，紧定螺钉是否拧紧。c、调整制动器及离合器摩擦片间隙。（2）交换齿轮箱的保养：a、清洗齿轮、轴套，并在油杯中注入新油脂。b、调整齿轮啮合间隙。c、检查轴套有无晃动现象（3）滑板和刀架的保养：拆洗刀架和中、小滑板，洗净擦干后重新组装，并调整中、小滑板与镶条的间隙。（4）尾座的保养：摇出尾座套筒，并擦净涂油，以保证内外清洁。（5）润滑系统的保养a、清洗冷却泵、滤油器和成液盘。b、保证油路畅通，油孔、油绳、油毡清洁无铁屑c、检查油质，保持良好，油杯齐全，油槽清晰。（6）电器的保养：a、清扫电动机、电气箱上的尘屑。b、电器装置固定整齐。（7）外表的保养：a、清洗车床外表及各罩盖，保持其内外整洁，无锈蚀、无油污。b、清洗三杠c、检查并补齐各螺钉、手柄球、手柄。（8）其他部件的润滑保养第6章 设计中的优缺点，存在的问题及改进意见经过课程设计，使我和同伴对主轴箱设计这门课当中许多原理公式有了进一步的了解，并且对设计工作有了更深入的认识。懂得了理论和实践同等重要的道理。理论能指导实践，使你能事半功倍，实践能上升成为理论，为以后的设计打下基础。 从校门走出后,一定要重视实践经验的积累,要多学多问。把学校学习的专业知识综合的应用起来，这非常重要。体会到把技术搞好就必须安心的学习，虚心向别人请教，耐心的对待每一个问题，不放过任何一个自己遇到的问题，要善于发现问题。在设计过程中，我们得到了老师们的精心指导和帮助，在此表示衷心的感谢！由于我们的经验尚浅，知识把握不熟练，设计中定有许多地方处理不够妥当，有些部分甚至可能存在错误，希望老师多提宝贵意见。参考文献1.段铁群.主轴箱设计，科学出版社；2.于惠力，向敬忠，张春宜.机械设计，科学出版社；3.潘承怡，苏相国. 机械设计课程设计，哈尔滨理工大学；4.戴署.金属切削机床设计，机械工业出版社；5.陈易新，金属切削机床课程设计指导书；