机械制造装备设计优秀课程设计.doc

课程设计说明书 课程名称： 机械制造装备设计 设计题目： 一般车床主动传动系统设计 专 业：班级： 学生姓名: 学 号: 指导老师: 12月 26 日摘要主传动系统设计是机床设计中很关键组成部分，此次设计关键由机床级数入手，于结构式、结构网确定，再到齿轮和轴设计，再选择多种主传动配合件，对轴和齿轮及配合件进行校核，将主传动方案“结构化”，设计主轴变速箱装配图及零件图，侧重进行传动轴组件、主轴组件、变速机构、箱体、润滑和密封、传动轴及滑移齿轮零件设计，完成设计任务。此次突出了结构设计要求，在确保机床基础要求下，依据机床设计标准，确定机构式和结构网，对机床机构进行精简，努力争取降低生产成本；主轴和齿轮设计在满足强度需要同时，材料选择也是采取折中标准，没有选择过高强度材料从而造成浪费。【关键词】车床、主传动系统、结构式、电动机。一、专用镗床I型主轴箱部件设计1：原始数据主电动机功率P/Kw主电动机31450140180350450 2. 工艺要求 1. 加工工件材料为铸铁，粗加工、可加工通孔、沉孔、倒角。2.加工零件孔径为150，要求正反转。 3.设备装备型式：主轴箱安置在主柱上，可作上、下移动。二、设计内容 1）运动设计：依据给定转速确定主传动结构网、转速图、传动系统图、计算齿轮齿数。2）动力计算：选择电动机型号，对关键零件（如带、齿轮、主轴、传动轴、轴承等）进行计算（出算和验算）。3）绘制下列图纸：机床主传动系统图（画在说明书上）。操纵机构设计、主轴箱上、下移动机构设计（以原理图形式画在说明书上）。主轴箱部件展开图及关键剖面图。主轴零件图。 4)编写设计说明书一份。一、概述1.1机床课程设计目标 课程设计是在学生学完对应课程及先行课程以后进行实习性教学步骤，是大学生必修步骤，其目标在于经过机床运动机械变速传动系统结构设计，使学生在确定传动和变速结构结构方案过程中，得到设计构思，方案分析，结构工艺性，机械制图，零件计算，编写技术文件和查阅技术资料等方面综合训练，树立正确设计思想，掌握基础设计方法，并培养学生含有初步结构分析，结构设计和计算能力。二、参数确定2.1确定转速范围确定转速范围：主轴最小转速nnim（r/min）=140r/min、nmax（r/min）=1800r/min 查机械制造装备设计书表2-5得：140r/min，180r/min，224r/min，280r/min，355r/min，450r/min，560r/min，710r/min，900r/min，1120r/min，1400r/min， 1800r/min。2.2 主电机选择合理确实定电机功率，使机床既能充足发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机常常轻载而降低功率原因。已知电动机功率是3KW，依据机械设计手册第3版，选Y100L2-4，额定功率3KW，满载转速1450r/min，堵转转矩/额定转矩=2.2最大转矩/额定转矩=2.3镗床主参数（规格尺寸）和基础参数表最高转速()最低转速()电机功率P（kw）公比转速级数Z180014031.2612三、传动设计3.1 主传动方案确定 确定传动方案，包含传动形式选择和开停、换向、制动、操作等整个传动系统确实定。传动形式指传动和变速元件、机构和组成、安排不一样特点传动形式、变速类型。 传动方案和形式和结构复杂程度亲密相关，和工作性能也相关系。所以，确定传动方案和形式，要从结构、工艺、性能及经济等方面统一考虑。传动方案有多个，传动形式更是众多，比如：传动形式上有集中传动、分离传动；扩大变速范围可用增加传动组数，也可用背轮结构、分支传动等形式；变速箱上既可用多速电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。显然，可能方案有很多，优化方案也因条件而异。此次设计中，我们采取集中传动形式主轴变速箱。3.2 传动结构式、结构网选择结构式、结构网对于分析和选择简单串联式传动不失为有用方法，但对于分析复杂传动并想由此导出实际方案，就并非十分有效。 3.2.1 确定传动组及各传动组中传动副数目级数为Z传动系统由若干个次序传动组组成，各传动组分别有、个传动副。传动副中因为结构限制以2或3为适宜，即变速级数Z应为2和3因子：有以下三种方案：12=322. 3.2.2 传动式确实定12级转速传动系统传动组，选择传动组安排方法时，考虑到机床主轴变速箱具体结构、装置和性能。主轴对加工精度、表面粗糙度影响很大，所以主轴上齿轮少些为好。最终一个传动组传动副常选择2。总而言之，传动式为12=322。 3.2.3 结构式确实定 传动副应前多后少标准，故12=322传动式，有6种结构式和对应结构网。又因为传动次序应前密后疏，变速组降速要前慢后快，所以结构式为： 12=3223.3 转速图确实定 图1正转转速图 5确定各变速组传动副齿数 传动组a:查表8-1, ，时：57、60、63、66、69、72、75、78时：58、60、63、65、67、68、70、72、73、77时：58、60、62、64、66、68、70、72、74、76可取72,于是可得轴齿轮齿数分别为：24、30、36。于是，可得轴上三联齿轮齿数分别为：48、42、36。传动组b:查表8-1, ，时：69、72、73、76、77、80、81、84、87时：70、72、74、76、78、80、82、84、86可取 84，于是可得轴上两联齿轮齿数分别为：22、42。于是 ，得轴上两齿轮齿数分别为：62、42。传动组c:查表8-1,时：84、85、89、90、94、95时： 72、75、78、81、84、87、89、90可取 90.为降速传动，取轴齿轮齿数为18；为升速传动，取轴齿轮齿数为30。于是得,得轴两联动齿轮齿数分别为18，60；得轴两齿轮齿数分别为72，30。1.4 绘制传动系统图依据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有以下系统图：2.动力设计2.1 确定各轴转速 确定主轴计算转速：主轴计算转速为各传动轴计算转速： 轴可从主轴90r/min按72/18传动副找上去，轴计算转速125r/min；轴计算转速为355r/min；轴计算转速为710r/min。3各齿轮计算转速 传动组c中，18/72只需计算z = 18 齿轮，计算转速为355r/min；60/30只需计算z = 30齿轮，计算转速为250r/min；传动组b计算z = 22齿轮，计算转速为355r/min；传动组a应计算z = 24齿轮，计算转速为710r/min。4核实主轴转速误差 所以适宜。2.2 带传动设计电动机转速n=1450r/min,传输功率P=3KW,传动比i=2.03，两班制，一天运转16.1小时，工作年数。确定计算功率 取1.1，则选择V带型 依据小带轮转速和计算功率，选B型带。确定带轮直径和验算带速 查表小带轮基准直径, 验算带速成 其中 -小带轮转速，r/min； -小带轮直径，mm； ，适宜。4确定带传动中心距和带基准长度 设中心距为,则 055（）a2（） 于是 208.45a758,初取中心距为400mm。 带长 查表取相近基准长度，。 带传动实际中心距5验算小带轮包角 通常小带轮包角不应小于。 。适宜。6确定带根数 其中： -时传输功率增量； -按小轮包角，查得包角系数； -长度系数； 为避免V型带工作时各根带受力严重不均匀，限制根数小于10。 7计算带张紧力 其中： -带传动功率,KW； v-带速,m/s； q-每米带质量，kg/m；取q=0.17kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。 8计算作用在轴上压轴力 2.3 各传动组齿轮模数确实定和校核模数确实定：a传动组：分别计算各齿轮模数先计算24齿齿轮模数：其中: -公比 ； = 2； -电动机功率； = 4KW； -齿宽系数； -齿轮传动许允应力; -计算齿轮计算转速。 ， 取= 600MPa,安全系数S = 1。 由应力循环次数选择 ，取S=1，。 取m = 4mm。 按齿数30计算，可取m = 4mm； 按齿数36计算，, 可取m = 4mm。 于是传动组a齿轮模数取m = 4mm，b = 32mm。 轴上齿轮直径： 。 轴上三联齿轮直径分别为： b传动组： 确定轴上另两联齿轮模数。 按22齿数齿轮计算： 可得m = 4.8mm； 取m = 5mm。 按42齿数齿轮计算： 可得m = 3.55mm； 于是轴两联齿轮模数统一取为m = 5mm。于是轴两联齿轮直径分别为： 轴上和轴两联齿轮啮合两齿轮直径分别为： c传动组： 取m = 5mm。轴上两联动齿轮直径分别为： 轴四上两齿轮直径分别为： 3. 齿轮强度校核：计算公式3.1校核a传动组齿轮校核齿数为24即可，确定各项参数 P=4.4KW,n=710r/min,确定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称 ,查机械设计得确定齿间载荷分配系数: 由机械设计查得确定动载系数: 查表 10-5 计算弯曲疲惫许用应力 由图查得小齿轮弯曲疲惫强度极限。 图10-18查得 ,S = 1.3 ， 故适宜。3.2 校核b传动组齿轮校核齿数为22即可，确定各项参数 P=8.25KW,n=355r/min,确定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称 ,查机械设计得确定齿间载荷分配系数: 由机械设计查得确定动载系数: 查表 10-5 计算弯曲疲惫许用应力 由图查得小齿轮弯曲疲惫强度极限。 图10-18查得 ,S = 1.3 ， 故适宜。3.3校核c传动组齿轮校核齿数为18即可，确定各项参数 P=8.25KW,n=355r/min,确定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计查得使用系数确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数非对称,查机械设计得确定齿间载荷分配系数: 由机械设计查得确定动载系数: 查表 10-5 计算弯曲疲惫许用应力 由图查得小齿轮弯曲疲惫强度极限。 图10-18查得 ,S = 1.3 ， 故适宜。4. 主轴挠度校核4.1 确定各轴最小直径1轴直径：2轴直径：3轴直径：4主轴直径：4.2轴校核轴校核：经过受力分析，在一轴三对啮合齿轮副中，中间两对齿轮对轴中点处挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核 。轴、轴校核同上。5. 主轴最好跨距确实定320mm车床，P=4KW.5.1 选择轴颈直径,轴承型号和最好跨距前轴颈应为75-100mm,初选=100mm,后轴颈取,前轴承为NN3020K,后轴承为NN3016K,依据结构,定悬伸长度5.2 求轴承刚度考虑机械效率主轴最大输出转距床身上最大加工直径约为最大回转直径60%,取50%即200,故半径为0.1.切削力 背向力 故总作用力 次力作用于顶在顶尖间工件上主轴尾架各承受二分之一,故主轴轴端受力为 先假设 前后支撑分别为依据 。6. 各传动轴支承处轴承选择 主轴 前支承：NN3020K;中支承：N219E;后支承：NN3016K 轴 前支承：30207;后支承：30207 轴 前支承：30207;中支承：NN3009;后支承：30207 轴 前支承：30208;后支承：302087. 主轴刚度校核7.1 主轴图:7.2 计算跨距前支承为双列圆柱滚子轴承，后支承为双列圆柱滚子轴承当量外径主轴刚度：因为故依据式（10-8）对于机床刚度要求，取阻尼比当v=50m/min,s=0.1mm/r时,取 计算 能够看出，该机床主轴是合格.