裝配圖車床-車床主軸箱課程設計
裝配圖車床-車床主軸箱課程設計,裝配,車床,主軸,課程設計
金屬切削機床課程設計 CA6140型車床
一、設計目的
通過機床主運動機械變速傳動系統(tǒng)得結構設計，在擬定傳動和變速的結構方案過程中，得到設計構思、方案分析、結構工藝性、機械制圖、零件計算、編寫技術文件和查閱技術資料等方面的綜合訓練，樹立正確的設計思想，掌握基本的設計方法，并具有初步的結構分析、結構設計和計算能力。
二、設計步驟
1.運動設計
1.1已知條件
[1]確定轉速范圍：主軸最小轉速。
[2]確定公比：
[3]轉速級數：
1.2結構分析式
⑴ ⑵ [3]
從電動機到主軸主要為降速傳動，若使傳動副較多的傳動組放在較接近電動機處可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，節(jié)省材料，也就是滿足傳動副前多后少的原則，因此取方案。在降速傳動中，防止齒輪直徑過大而使徑向尺寸常限制最小傳動比 ；在升速時為防止產生過大的噪音和震動常限制最大轉速比。在主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍。在設計時必須保證中間傳動軸的變速范圍最小，
根據中間傳動軸變速范圍小的原則選擇結構網。從而確定結構網如下：
檢查傳動組的變速范圍時，只檢查最后一個擴大組：
其中，，
所以 ，合適。
1.3 繪制轉速圖
⑴選擇電動機
一般車床若無特殊要求，多采用Y系列封閉式三相異步電動機，根據原則條件選擇Y-132M-4型Y系列籠式三相異步電動機。
⑵分配總降速傳動比
總降速傳動比
又電動機轉速不符合轉速數列標準，因而增加一定比傳動副。
[3]確定傳動軸軸數
傳動軸軸數 = 變速組數 + 定比傳動副數 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。
⑷確定各級轉速并繪制轉速圖
由 z = 12確定各級轉速：
1400、1000、710、500、355、250、180、125、90、63、45、31.5r/min。
在五根軸中，除去電動機軸，其余四軸按傳動順序依次設為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ。Ⅰ與Ⅱ、Ⅱ與Ⅲ、Ⅲ與Ⅳ軸之間的傳動組分別設為a、b、c?，F由Ⅳ（主軸）開始，確定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸的轉速：
① 先來確定Ⅲ軸的轉速
傳動組c 的變速范圍為，結合結構式，
Ⅲ軸的轉速只有一和可能：
125、180、250、355、500、710r/min。
② 確定軸Ⅱ的轉速
傳動組b的級比指數為3，希望中間軸轉速較小，因而為了避免升速，又不致傳動比太小，可取
，
軸Ⅱ的轉速確定為：355、500、710r/min。
③確定軸Ⅰ的轉速
對于軸Ⅰ，其級比指數為1,可取
，，
確定軸Ⅰ轉速為710r/min。
由此也可確定加在電動機與主軸之間的定傳動比。下面畫出轉速圖（電動機轉速與主軸最高轉速相近）。
[5]確定各變速組傳動副齒數
①傳動組a:
查表8-1, ，，
時：……57、60、63、66、69、72、75、78……
時：……58、60、63、65、67、68、70、72、73、77……
時：……58、60、62、64、66、68、70、72、74、76……
可取72,于是可得軸Ⅰ齒輪齒數分別為：24、30、36。
于是，，
可得軸Ⅱ上的三聯(lián)齒輪齒數分別為：48、42、36。
②傳動組b:
查表8-1, ，
時：……69、72、73、76、77、80、81、84、87……
時：……70、72、74、76、78、80、82、84、86……
可取 84，于是可得軸Ⅱ上兩聯(lián)齒輪的齒數分別為：22、42。
于是 ，，得軸Ⅲ上兩齒輪的齒數分別為：62、42。
③傳動組c:
查表8-1,,
時：……84、85、89、90、94、95……
時： ……72、75、78、81、84、87、89、90……
可取 90.
為降速傳動，取軸Ⅲ齒輪齒數為18；
為升速傳動，取軸Ⅳ齒輪齒數為30。
于是得,
得軸Ⅲ兩聯(lián)動齒輪的齒數分別為18，60；
得軸Ⅳ兩齒輪齒數分別為72，30。
1.4 繪制傳動系統(tǒng)圖
根據軸數，齒輪副，電動機等已知條件可有如下系統(tǒng)圖：
2.動力設計
2.1 確定各軸轉速
⑴確定主軸計算轉速：主軸的計算轉速為
⑵各傳動軸的計算轉速：
軸Ⅲ可從主軸90r/min按72/18的傳動副找上去，軸Ⅲ的計算轉速
125r/min；軸Ⅱ的計算轉速為355r/min；軸Ⅰ的計算轉速為710r/min。
[3]各齒輪的計算轉速
傳動組c中，18/72只需計算z = 18 的齒輪，計算轉速為355r/min；60/30只需計算z = 30的齒輪，計算轉速為250r/min；傳動組b計算z = 22的齒輪，計算轉速為355r/min；傳動組a應計算z = 24的齒輪，計算轉速為710r/min。
[4]核算主軸轉速誤差
所以合適。
2.2 帶傳動設計
電動機轉速n=1440r/min,傳遞功率P=7.5KW,傳動比i=2.03，兩班制，
一天運轉16.1小時，工作年數10年。
⑴確定計算功率 取1.1，則
⑵選取V帶型
根據小帶輪的轉速和計算功率，選B型帶。
⑶確定帶輪直徑和驗算帶速
查表小帶輪基準直徑,
驗算帶速成
其中 -小帶輪轉速，r/min；
-小帶輪直徑，mm；
，合適。
[4]確定帶傳動的中心距和帶的基準長度
設中心距為,則
0．55（）a2（）
于是 208.45a758,初取中心距為400mm。
帶長
查表取相近的基準長度，。
帶傳動實際中心距
[5]驗算小帶輪的包角
一般小帶輪的包角不應小于。
。合適。
[6]確定帶的根數
其中： -時傳遞功率的增量；
-按小輪包角，查得的包角系數；
-長度系數；
為避免V型帶工作時各根帶受力嚴重不均勻，限制根數不大于10。
[7]計算帶的張緊力
其中： -帶的傳動功率,KW；
v-帶速,m/s；
q-每米帶的質量，kg/m；取q=0.17kg/m。
v = 1440r/min = 9.42m/s。
[8]計算作用在軸上的壓軸力
2.3 各傳動組齒輪模數的確定和校核
⑴模數的確定：
a傳動組：分別計算各齒輪模數
先計算24齒齒輪的模數：
其中: -公比 ； = 2；
-電動機功率； = 7.5KW；
-齒寬系數；
-齒輪傳動許允應力;
-計算齒輪計算轉速。
， 取= 600MPa,安全系數S = 1。
由應力循環(huán)次數選取
，取S=1，。
取m = 4mm。
按齒數30的計算，，可取m = 4mm；
按齒數36的計算，, 可取m = 4mm。
于是傳動組a的齒輪模數取m = 4mm，b = 32mm。
軸Ⅰ上齒輪的直徑：
。
軸Ⅱ上三聯(lián)齒輪的直徑分別為：
b傳動組：
確定軸Ⅱ上另兩聯(lián)齒輪的模數。
按22齒數的齒輪計算：
可得m = 4.8mm；
取m = 5mm。
按42齒數的齒輪計算：
可得m = 3.55mm；
于是軸Ⅱ兩聯(lián)齒輪的模數統(tǒng)一取為m = 5mm。
于是軸Ⅱ兩聯(lián)齒輪的直徑分別為：
軸Ⅲ上與軸Ⅱ兩聯(lián)齒輪嚙合的兩齒輪直徑分別為：
c傳動組：
取m = 5mm。
軸Ⅲ上兩聯(lián)動齒輪的直徑分別為：
軸四上兩齒輪的直徑分別為：
3. 齒輪強度校核：計算公式
3.1校核a傳動組齒輪
校核齒數為24的即可，確定各項參數
⑴ P=8.25KW,n=710r/min,
⑵確定動載系數：
齒輪精度為7級，由《機械設計》查得使用系數
⑶
⑷確定齒向載荷分配系數:取齒寬系數
非對稱
,查《機械設計》得
⑸確定齒間載荷分配系數:
由《機械設計》查得
⑹確定動載系數:
⑺查表 10-5
⑻計算彎曲疲勞許用應力
由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。
圖10-18查得 ,S = 1.3
，
故合適。
3.2 校核b傳動組齒輪
校核齒數為22的即可，確定各項參數
⑴ P=8.25KW,n=355r/min,
⑵確定動載系數：
齒輪精度為7級，由《機械設計》查得使用系數
⑶
⑷確定齒向載荷分配系數:取齒寬系數
非對稱
,查《機械設計》得
⑸確定齒間載荷分配系數:
由《機械設計》查得
⑹確定動載系數:
⑺查表 10-5
⑻計算彎曲疲勞許用應力
由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。
圖10-18查得 ,S = 1.3
，
故合適。
3.3校核c傳動組齒輪
校核齒數為18的即可，確定各項參數
⑴ P=8.25KW,n=355r/min,
⑵確定動載系數：
齒輪精度為7級，由《機械設計》查得使用系數
⑶
⑷確定齒向載荷分配系數:取齒寬系數
非對稱
,查《機械設計》得
⑸確定齒間載荷分配系數:
由《機械設計》查得
⑹確定動載系數:
⑺查表 10-5
⑻計算彎曲疲勞許用應力
由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。
圖10-18查得 ,S = 1.3
，
故合適。
4. 主軸撓度的校核
4.1 確定各軸最小直徑
[1]Ⅰ軸的直徑：
[2]Ⅱ軸的直徑：
[3]Ⅲ軸的直徑：
[4]主軸的直徑：
4.2軸的校核
Ⅰ軸的校核：通過受力分析，在一軸的三對嚙合齒輪副中，中間的兩對齒輪對Ⅰ軸中點處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來進行校核
。
Ⅱ軸、Ⅲ軸的校核同上。
5. 主軸最佳跨距的確定
400mm車床，P=7.5KW.
5.1 選擇軸頸直徑,軸承型號和最佳跨距
前軸頸應為75-100mm,初選=100mm,后軸頸取,前軸承為NN3020K,后軸承為NN3016K,根據結構,定懸伸長度
5.2 求軸承剛度
考慮機械效率
主軸最大輸出轉距
床身上最大加工直徑約為最大回轉直徑的60%,取50%即200,故半徑為0.1.
切削力
背向力
故總的作用力
次力作用于頂在頂尖間的工件上主軸尾架各承受一半,
故主軸軸端受力為
先假設
前后支撐分別為
根據
。
6. 各傳動軸支承處軸承的選擇
主軸 前支承：NN3020K;中支承：N219E;后支承：NN3016K
Ⅰ軸 前支承：30207;后支承：30207
Ⅱ軸 前支承：30207;中支承：NN3009;后支承：30207
Ⅲ軸 前支承：30208;后支承：30208
7. 主軸剛度的校核
7.1 主軸圖:
7.2 計算跨距
前支承為雙列圓柱滾子軸承，后支承為雙列圓柱滾子軸承
當量外徑
主軸剛度：由于
故根據式（10-8）
對于機床的剛度要求，取阻尼比
當v=50m/min,s=0.1mm/r時,,
取
計算
可以看出，該機床主軸是合格的.
三、總結
金屬切削機床的課程設計任務完成了，雖然設計的過程比較繁瑣，而且剛開始還有些不知所措，但是在同學們的共同努力下，再加上老師的悉心指導，我終于順利地完成了這次設計任務。本次設計鞏固和深化了課堂理論教學的內容，鍛煉和培養(yǎng)了我綜合運用所學過的知識和理論的能力，是我獨立分析、解決問題的能力得到了強化.
四、參考文獻
［1］工程學院機械制造教研室 主編.金屬切削機床指導書.
［2］濮良貴 紀名剛主編.機械設計(第七版).北京:高等教育出版社,2001年6月
[3］毛謙德 李振清主編.《袖珍機械設計師手冊》第二版.機械工業(yè)出版社,2002年5月
［4］《減速器實用技術手冊》編輯委員會編.減速器實用技術手冊.北京:機械工業(yè)出版社,1992年
［5］戴曙 主編.金屬切削機床.北京:機械工業(yè)出版社,2005年1月
[6]《機床設計手冊》編寫組 主編.機床設計手冊.北京:機械工業(yè)出版社,1980年8月
［7］華東紡織工學院 哈爾濱工業(yè)大學 天津大學主編.機床設計圖冊.上海:上?？茖W技術出版社,1979年6月
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金屬切削機床課程設計說明書
學院：工程學院
班級：04級（2）班
專業(yè)：機械設計
姓名：
學號：
目錄
一、設計目的 -1-
二、設計步驟 -1-
1.運動設計 -1-
1.1已知條件 -1-
1.2結構分析式 -1-
1.3 繪制轉速圖 -2-
1.4 繪制傳動系統(tǒng)圖 -5-
2.動力設計 -5-
2.1 確定各軸轉速 -5-
2.2 帶傳動設計 -6-
2.3 各傳動組齒輪模數的確定和校核 -7-
3. 齒輪強度校核 -9-
3.1校核a傳動組齒輪 -9-
3.2 校核b傳動組齒輪 -10-
3.3校核c傳動組齒輪 -11-
4. 主軸撓度的校核 -13-
4.1 確定各軸最小直徑 -13-
4.2軸的校核 -13-
5. 主軸最佳跨距的確定 -14-
5.1 選擇軸頸直徑,軸承型號和最佳跨距 -14-
5.2 求軸承剛度 -14-
6. 各傳動軸支承處軸承的選擇 -15-
7. 主軸剛度的校核 -15-
7.1 主軸圖 -15-
7.2 計算跨距 -16-
三、總結 -17-
四、參考文獻 -18-
目 錄
１、 參數的擬定
２、 運動的設計
３、 傳動件的估算和驗算
４、 展開圖的設計
５、 總結
一、參數擬定
１、確定公比φ
已知Ｚ＝12級（采用集中傳動）
nmax =1800 nmin=40
Rn =φz-1
所以算得φ≈1.41
2、確定電機功率N
根據Ф320和Ф400車床設計的有關參數，用插補法：
已知最大回轉直徑為Ф360。
切深ap(t)為3.75mm,進給量 f (s)為0.375mm/r,切削速度v為95m/min。
計算：
主（垂直）切削力：FZ=1900ap f0.75 N
=1900 X 3.75 X 0.3750.75 N
≈3414.4 N
切削功率: N切= FZV/61200 KW = 5.3 KW
估算主電機功率: N= N切/η總
= N切/0.8 KW
=5.3/0.8 KW
=6.6 KW
因為N值必須按我國生產的電機在Y系列的額定功率選取,所以選7.5 KW。
二、運動的設計
1、列出結構式
12=2[3] 3[1] 2[6]
因為：在I軸上如果安置換向摩擦離合器時，為減小軸向尺寸，第一傳動組的傳動副數不能多，以2為宜。在機床設計中，因要求的R較大，最后擴大組應取2更為合適。由于I軸裝有摩擦離合器，在結構上要求有一齒輪的齒根圓大于離合器的直徑。
2、繪出結構網
3、擬定轉速圖
1）主電機的選定
電動機功率N：7.5 KW
電機轉速nd:
因為nmax =1800r/min ，根據N=7.5 KW，由于要使電機轉速nd與主軸最高轉速相近或相宜，以免采用過大的升速或過小的降速傳動。所以初步定電機為：Y132m-4，電機轉速1440r/min。
2）定比傳動
在變速傳動系統(tǒng)中采用定比傳動，主要考慮傳動、結構和性能等方面要求，以及滿足不同用戶的使用要求。為使中間兩個變速組做到降速緩慢，以利于減少變速箱的徑向尺寸，故在Ⅰ-Ⅱ軸間增加一對降速傳動齒輪。
3）分配降速比
① 12級降速為：40 56 80 12 112 160 224 315 450
630 900 1250 1800 （r/min）
② 決定Ⅳ-Ⅴ間的最小降速傳動比：
由于齒輪極限傳動比限制imax=1/4，為了提高主軸的平穩(wěn)性，取最后一個變速組的降速傳動比為1/4，按公比φ=1.41，查表可知：1.414=4。決定其余變速組的最小傳動比，根據降速前慢后快的原則，Ⅲ-Ⅳ軸間變速組取U=1/43Ⅱ-Ⅲ軸間取U=1/43
③ 畫出轉速圖
12=2[3]3[1]2[6]
結構大體示意圖:
4、計算各傳動副的傳動比
見下述步驟
5、計算齒輪齒數
見下述步驟
6、帶輪直徑和齒輪齒數的確定
1）選擇三角帶型號
根據電機轉速1440 r/min和功率n=7.5 查圖可確定三角帶型號為B型。
7、確定帶輪的最小直徑Dmin
查表得Dmin=140
8、計算大帶輪直徑D大
根據要求的傳動比ｕ和滑動率ξ確定
D大＝D小
＝140
＝219.52≈220
9、確定齒輪齒數
1）第一變速組內有兩對齒輪，其傳動比為
U1==1.41
U2==
初步定出最小齒輪齒數Zmin和Smin：
根據結構條件，由表得Zmin=2.24,在u=2一行中找到Zmin=22時，同時滿足兩個傳動比的要求，確定=72
=72-24=48
Z1=30 =72-30=40
2)第二變速組有三對傳動副
確定最小齒輪的齒數Zmin和Smin
Smin=80
3)第三變速組有兩對齒輪
＝3.15％<4.1% 合格
＝1.7%<4.1% 合格
＝3.2%<4.1% 合格
＝1.4%<4.1% 合格
＝1.7%<4.1% 合格
＝2%<4.1% 合格
＝0.4%<4.1% 合格
＝0.6%<4.1% 合格
＝0.02%<4.1% 合格
＝1.17%<4.1% 合格
＝1.34%<4.1% 合格
齒數
30
42
24
48
33
47
27
54
21
59
35
69
21
83
摸數
3
分度圓直徑
90
126
72
144
99
141
81
162
63
177
105
207
63
249
齒根高
()m=1.253=3.75
齒頂高
m=13=3
齒高
6.75
齒頂圓直徑
96
132
78
150
105
147
87
168
69
183
111
213
69
255
齒根圓直徑
82.5
118.5
64.5
136.5
91.5
133.5
73.5
154.5
55.5
169.5
97.5
99.5
55.5
241.5
中心距
108
120
156
齒寬
24
11片式摩擦離合器的選擇和計算
1）外摩擦片的內徑d 因為II軸直徑為23.4mm
d=23.4+4=27.4mm=
2)摩擦片的尺寸
3）摩擦面對Z
查表得Z=17
靜扭距
取
d=30mm D=98mm =90mm
B=30mm b=10mm
三．傳動件的估算和驗算
1．三角帶傳動的計算
1）選擇三角帶的型號
根據計算功率
小帶輪的轉速1441r/min
選擇帶的型號為B型
2）確定帶輪的計算直徑
由前面計算結果得
=140mm
=220mm
3)確定三角帶速度V
4）初定中心距
取=500mm
5)確定三角帶的計算長度及內周長
L=1633mm
=1600mm
6)驗算三角帶的擾曲次數u
7)確定實際中心距A
8）驗算小帶輪的包角
9）確定三角帶根數Z
取Z=3
2．齒輪模數的估算和計算
1）各軸計算轉速
2）各齒輪計算轉速
900
1250
900
450
450
315
450
224
450
160
160
315
450
112
r/min
3)估算
第三變速組，按齒輪彎曲疲勞的估算
按齒面點蝕的估算
4）計算（驗算）
根據接觸疲勞齒輪模數
根據彎曲疲勞計算齒輪模數
3、傳動軸的估算和驗算
1）傳動軸直徑的估算
mm
V軸：
IV軸：
III軸
II軸：
2）傳動軸強度的驗算
選第II軸進行驗算
四 展開圖設計
1． 反向機構
利用機械傳動實現主軸反轉需要一個惰輪，將惰輪裝在有兩個支承的傳動軸上，軸的剛性較好，有利于降低噪音。
2輸入軸
1） 帶輪裝在軸端。
2） 卸荷裝置
將帶輪裝在軸承上，軸承裝在套筒上，傳給軸的只是扭矩，徑向力由固定在箱體上的套筒承受。本設計采用將帶輪支在軸承外圈上，扭矩從端頭傳入。
3） 空套齒輪結構
2． 齒輪塊設計
1） 選用7級精度
2） 采用焊接連接，工藝簡單，連接后齒輪能 達到一定的定心精度。
4沖動軸設計
1） I軸：深溝球軸承
II軸：深溝球軸承
III軸：深溝球軸承，圓錐滾子軸承
IV軸：雙列圓柱滾子軸承，圓錐滾子軸承
2）采用軸肩，軸承蓋等定位
5．主軸組件的設計
1）內孔直徑43mm
2）軸頸直徑47.3mm
3）前錐孔采用莫氏錐孔，選莫氏錐度號為6號。
4）支承跨距L和外伸長度a L/a=3
5)頭部尺寸：選B型5號
6）軸承的配置
雙列矩圓柱滾子軸承：種軸承承載能力大，內孔有1/12錐度，摩擦系數小，溫升低，但不能承受軸向力，必須和能承受軸向力的軸承配合使用。
圓錐滾子軸承：載能力大，可同時承受徑向力和軸向力，結構比較簡單，但允許的極限轉速低一點。
配置軸承時，應注意：每個支承點都要能承受徑向力，兩個方向的軸向力應分別有相應的軸承承受。徑向力和兩個方向的軸向力都應傳遞到箱體上，即負荷都有機床支承承受，主軸采用兩個支承，機構簡單，制造方便。
主軸剛度的驗算：
五 總 結
這次課程設計用了三個星期，回想起來，花在畫圖的時間不多，主要還是在設計計算上。能過本次課程設計，我不但鞏固了舊的知識，如：機械設、金屬切削機床等。利用繪圖軟件繪圖，而且學到了怎樣設計變速箱，如何設計每一個細節(jié)。
課程設計是一次知識綜合的考驗，要考慮的問題很多，一個人的能力三周時間是不夠的，我們通過討論更加深一層俯了設計的過程。而且老師的指導也是不可或缺的。
說 明 書
一、 設計題目。
最大回轉直徑?360mm普通車床的主軸變速箱的設計
給出條件：1、Z=12級（采用集中傳動）
2、nmax=1800 ; nmin=40
二、 機床的用途、特點及主要技術參數。
1、機床的“系列型譜”是機床制造行業(yè)發(fā)展品種和用戶選擇的依據。我國普通車床目前有3種系列，14個品種，8種規(guī)格的產品。
聯(lián)系自己所設計的車床，注意體現如下特點：
系列
普通型
品種
普通、卡盤、軸程控車床
用途
現代化大中型機械制造業(yè)大批或成批生產車間，也可納入生產或自動線。能加工常用公制、模數螺紋。
性能
生產效率較高、具有高速和強力切削能力。轉速技術Zn=12~16,進給Zn<30。電機功率約為萬能型的125%，重量型的125%
結構
結構復雜程度中等，操縱方便，有好的剛度和抗震性能。
2、車床主參數（規(guī)格尺寸）和基本參數（GB1582—79，JB/Z143—79）
最大工件回轉直徑D（mm）
360
刀架上最大工件回轉直徑D1≧
主軸通孔直徑d≧
主軸頭號（JB2521—79）
系列
普通型
萬能型
輕型
主軸轉速
范圍
級數
縱向進給兩mm/r
主電動機功率（KW）
7.5
擬定參數的步驟和方法。
1、極限切削速度υmax,υmin
根據典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮：工序種類、工藝要求、刀具和工件材料等因素。允許的切削速極限參考值如下：
加工條件
υmax
υmin
硬質合金刀具粗加工鑄鐵工件
30~50
硬質合金刀具半精或精加工
150~300
螺紋（絲杠等）加工和鉸孔
3~8
2、主軸的極限轉速
計算車床主軸極限轉速時的加工直徑，按經驗分別?。?.1~0.2）D和（0.45~0.5）D。則主軸極限切削速度應為：
υmax= （0.1~0.2）лDnmax/ 1000 ; υmin= （0.45~0.5）лDnmin/1000
三、 同類機床的方案及結構的分析對比。
四、 運動參數和動力參數的確定及其依據。
五、 傳動方案的分析比較。
六、 機床結構的特點。
七、 主要零件的估算和驗算。
驗算的內容：
1． 小齒輪的模數（mw 和mj）。
2． 主軸前一傳動軸的剛度及其軸承壽命。
八、 操縱機構及潤滑系統(tǒng)的設計原理及說明。
九、 設計的體會集總結
十、 其他
1． 參考文獻的目錄。
2． 零件明細表。
2
機 床 主 傳 動 設 計 說 明 書
普通車床主傳動系統(tǒng)設計說明書
一、 設計題目：設計一臺普通車床的主傳動系統(tǒng)，完成變速級數為8-12級。
二、 設計目的：
1：通過設計實踐，掌握機床主傳動系統(tǒng)的設計方法。
2：培養(yǎng)綜合運用機械制圖、機械設計基礎、及結構工藝等相關知識，進行工程設計的能力。
3：培養(yǎng)使用手冊、圖冊、有關資料及設計標準規(guī)范的能力。
4：提高技術總結及編制技術文件的能力。
5：是畢業(yè)設計教學環(huán)節(jié)實施的技術準備。
三、設計內容與基本要求：
設計內容：
（一）運動設計
（1）傳動方案設計（集中傳動，分離式傳動）
（2）轉速調速范圍
（3）公比：大公比，小公比和及混合公比
（4）確定結構網和結構式：（1）傳動副：前多后少，前密后疏，（2）超速級解決方案：a:增加變速組，b:采用分枝傳動和背輪機構
（5）繪制轉速圖：（1）降速：前緩后急（2）升速：前急后緩
（6）三角帶設計:確定變速組齒輪齒數
（7）繪出傳動系統(tǒng)圖
（二）動力設計
（1）傳動件的計算轉速：各軸，各齒輪
（2）傳動軸軸徑
（3）齒輪模數
（4）主軸設計：軸徑（前徑，后徑），內孔直徑，前端前伸量a(粗選：100-120)，支撐形式，計算合理支撐跨距L
（三）結構設計
（四）校核一個齒輪（最小的），校核主軸（彎矩，扭矩）
基本要求：
1：根據設計任務書要求，合理的確定尺寸、運動及動力等有關參數。
2：正確利用結構式、轉速圖等設計工具，認真進行方案分析。
3：正確的運用手冊、標準，設計圖樣必須符合國家標準規(guī)定。說 明書力求用工程術語，文字通順簡練，字跡工整。
4：完成主傳動系統(tǒng)圖1張和機床正反轉控制電氣原理圖1張。
四、設計參數：
序號
加工最大直徑
主軸轉速系列（r/min）
驅動電動機功率與同步轉速
1
400mm
1000,710,500,355,250,180
,125,90
4.5kw,1500r/min
2
400mm
1000,500,355,250,180
,125,90,45
4kw,1500r/min
3
320mm
2000,1420,1000,710,500,360
,250,180,125,90,63,42
4kw,1500r/min
4
320mm
2000,1000,710,500,360,250
,180,125,90,63,45,22
3kw,1500r/min
5
320mm
2000,1260,1000,800,630,500
400,320,250,200,160,100
4kw,1500r/min
6
320mm
2000,1250,800,630,500,400,320
,250,200,160,100,63
3kw,1500r/min
(選擇第二組參數作為設計數據)
五、運動參數設計
（1）傳動方案設計（選擇集中傳動方案）
（2）轉速調速范圍
（3）選用混合公比
（4）確定結構網和結構式：
（5）繪制轉速圖： 如下圖所示
（6）確定變速組齒輪齒數
1．先計算第一擴大組的齒輪的齒數
第一擴大組的降速比分別為：，
故齒數最小的齒輪在降速比為之中，查表取，，則，則，
2．基本組的降速比分別是：，
故齒數最小的齒輪在降速比為之中，查表有，，則，
3．第二擴大組的降速比分別是，
故齒數最少的齒輪在之中，查表有，，則，
（7）傳動系統(tǒng)圖如下：
六、動力參數設計
（1）傳動件的計算轉速
主軸的計算轉速：，取主軸的計算轉速為125r/min。
各軸的計算轉速如下：
軸序號
電
１
2
3
主
計算轉速（r/min）
1440
1000
500
177
125
最小齒輪的計算轉如下：
軸序號及最小齒輪齒數
1（22）
2(22)
3(20)
主(50)
計算轉速（r/min）
1000
500
180
125
(2)計算各傳動軸的輸出功率
(3)計算各傳動軸的扭矩
（n.mm）
（n.mm）
（n.mm）
（n.mm）
七、軸徑設計及鍵的選取
軸一：，，取帶入公式：
有，,圓整取
選花鍵：
軸二：，，取帶入公式：
有，,圓整取
選花鍵：
軸三：，，取帶入公式：
有，,圓整取
選花鍵：
主軸：選擇主軸前端直徑，后端直徑
取，則平均直徑。
對于普通車床，主軸內孔直徑,故本例之中，主軸內孔直徑取為
支承形式選擇兩支撐，初取懸伸量，支撐跨距。
選擇平鍵連接，
八、帶輪設計
（1）確定計算功率:
,K為工作情況系數，可取工作8小時，取K=1.0
（2）選擇三角帶的型號:
由和查表選擇B型帶
（3）取，則
（4）核算膠帶速度V
（5）初定中心矩
，圓整取458mm。
（6）計算膠帶的長度
取
（7）核算膠帶的彎曲次數
（8）計算實際中心距
，圓整取476
（9）核算小帶輪的包角
（10）確定膠帶的根數Z
，
，取三根帶。
（11）大帶輪結構如下圖所示：
九、計算齒輪模數
45號鋼整體淬火，
按接觸疲勞計算齒輪模數m,查表計算可得
1-2軸 取，，，，
由公式可得，m=2.5mm
2-3軸 取，，，，
由公式可得，m=2.5mm
3-主軸 取，，，，
由公式可得，m=3.0mm
十、各級轉速校核
各級實際轉速r/min
44
89
125
177
250
360
500
1000
各級標準轉速r/min
45
90
125
180
250
355
500
1000
誤差
2.2%
1.1%
0%
1.7%
0%
1.4%
0%
0%
以上各級的轉速誤差全部滿足
十一、齒輪校核
軸及齒數
1
22
1
33
2
44
2
33
2
42
2
22
3
42
3
62
3
50
3
20
主軸
50
主軸
80
模數（mm）
2.5
2.5
2.5
2.5
2.5
2.5
2.5
2.5
3
3
3
3
分度圓直徑(mm)
55
82.5
110
82.5
105
55
105
155
150
60
150
240
齒根圓直徑
(mm)
48.75
76.25
103.75
76.25
98.75
48.75
98.75
148.75
142.5
52.5
142.5
232.5
齒頂圓直徑
(mm)
60
87.5
115
87.5
110
60
110
160
156
66
156
246
（1） 一軸到二軸的小齒輪從上表可知為齒數為22
查設計手冊可得以下數據：
接觸應力：
，
[為傳遞的額定功率（KW）]
將以上數據代入公式可得
彎曲應力：
，，
將以上數據代入公式可得
（2）二軸到三軸的小齒輪從上表可知為齒數為22
查設計手冊可得以下數據：
接觸應力：
，
[為傳遞的額定功率（KW）]
將以上數據代入公式可得
彎曲應力：
，
將以上數據代入公式可得
（3）三軸到主軸的小齒輪從上表可知為齒數為20
查設計手冊可得以下數據：
接觸應力：
，
[為傳遞的額定功率（KW）]
將以上數據代入公式可得
彎曲應力：
，
將以上數據代入公式可得
十二、主軸校核
（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：
十三、軸承的選取
（1） 帶輪：因于帶輪不承受軸向力，故選用深溝球軸承，型號：210。
（2） 一軸：一軸的前后端與箱體外壁配合，配合處傳動軸的軸徑是25mm，同時一軸也不會承受軸向力故也選用深溝球軸承，型號：205。
（3） 二軸：二軸與一軸相似，但是由于工作過程之中傳動可能右誤差，二軸會承受軸向力，因此二軸與外壁配合處采用圓錐滾子軸承，型號：7206E。
（4） 三軸：三軸與外壁配合處采用圓錐滾子軸承，型號：7207E。
（5） 主軸：主軸是傳動系統(tǒng)之中最為關鍵的部分，因此應該合理的選擇軸承。
從主軸末端到前端依次選擇軸承為圓錐滾子軸承，型號：7214E;推力球軸承，型號：38215；圓柱滾子軸承，型號：3182113，其示意圖如
十四、電氣設計
（1） FU1，FU2，FU3，FU4，FU5為熔斷器，起短路保護。
（2） FR為熱繼電器。起過載保護。
（3） KM1，KM2為主電機M的正轉和反轉的接觸器。
（4） SB為停止開關。
（5） SB1為電機正轉開關。
（6） SB2為電機反轉開關。
（7） HL1，HL2分別為電機正轉和反轉的指示燈。
（8） EL為照明燈。
參考書籍：
【1】.金屬切削機床課程設計指導書 哈爾濱工業(yè)大學出版社
【2】.金屬切削機床設計指導 上海交通大學出版社
【3】.機床設計手冊（兩冊共四本） 機械工業(yè)出版社
【4】.機床設計圖冊 上?？茖W技術出版社
【5】.金屬切削機床設計 上?？茖W技術出版社
【6】.機械課程設計 浙江大學出版社
【7】.機械設計（第四版） 高等教育出版社
【8】.機械制造裝備 中國鐵道出版社
【9】.機械制圖 高等教育出版社
【10】.機床電力拖動與控制 西南交通大學出版社
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