普通的车床设计说明书.docx
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普通的车床设计说明书
1.概述1
1.1机床课程设计的目的1
1.2车床的规格系列和用处1
1.3操作性能要求1
2.参数的拟定1
2.1确定极限转速1
2.2主电机选择1
3.传动设计2
3.1主传动方案拟定2
3.2传动结构式、结构网的选择2
3.2.1确定传动组及各传动组中传动副的数目2
3.2.2传动式的拟定2
3.2.3结构式的拟定3
4.传动件的估算4
4.1三角带传动的计算4
4.2传动轴的估算6
4.2.1传动轴直径的估算6
4.2.2传动轴以及主轴计算转速7
4.3齿轮齿数的确定和模数的计算7
4.3.1齿轮齿数的确定7
4.3.2齿轮模数的计算8
4.3.3齿宽确定10
4.4带轮结构设计11
5.动力设计11
5.1主轴刚度验算11
5.1.1选定前端悬伸量C11
5.1.2主轴支承跨距L的确定12
5.1.3计算当量外径12
5.1.4主轴刚度的计算12
5.1.5对于这种机床的刚度要求12
5.2齿轮校验13
5.3轴承的校验13
6.系统传动图14
7.心得体会16
8.参考文献17
1.概述
1.1机床课程设计的目的
机床课程设计,是在金属切削机床课程之后进行的实践性教学环节。
其目的在于通过机床运动机械变速传动系统的结构设计,使学生在拟定传动和变速的结构的结构方案过程中,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的综合训练,树立正确的设计思想,掌握基本的设计方法,并培养学生具有初步的结构分析,结构设计和计算能力。
1.2车床的规格系列和用处
普通机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的基础。
因此,对这些基本知识和资料作些简要介绍。
本次设计的是普通车床主轴变速箱。
1.3操作性能要求
1)具有皮带轮卸荷装置
2)主轴的变速由滑移齿轮完成
2.参数的拟定
2.1确定极限转速
主轴最大转速2000r/min,最低转速160r/min。
公比「=1.25
2.2主电机选择
合理的确定电机功率N,使机床既能充分发挥其使用性能,满足生产需要,又不致使电机经常轻载而降低功率因素。
已知电动机的功率是5.5KW根据《机床设计手册》[3]选Y132S1-2,额定功率5.5kw,
满载转速2900r/in,最大额定转距2.2。
3.传动设计
3.1主传动方案拟定
拟定传动方案,包括传动型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个传动系统的确定。
传动型式则指传动和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的传动型式、变速类型。
传动方案和型式与结构的复杂程度密切相关,和工作性能也有关系。
因此,确定传动方案和型式,要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。
传动方案有多种,传动型式更是众多,比如:
传动型式上有集中传动,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、分支传动等型式;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,可能的方案有很多,优化的方案也因条件而异。
此次设计中,我们采用集中传动型式的主轴变速箱。
3.2传动结构式、结构网的选择
结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的传动不失为有用的方法,但对于分析
复杂的传动并想由此导出实际的方案,就并非十分有效。
3.2.1确定传动组及各传动组中传动副的数目
级数为Z的传动系统由若干个顺序的传动组组成,各传动组分别有Z?
L、……个
传动副。
即~Z=z,z2z3……
本设计中传动级数为Z=12o传动副中由于结构的限制以2或3为合适,本课程设计
选择方案:
12=3X2X2;12=2X3X2;12=2X2X3
3.2.2传动式的拟定
12级转速传动系统的传动组,选择传动组安排方式时,考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能以及一个“前多后少”的原则。
故离电动机近的传动组的传动副个数最好高于后面的传动组的传动副数。
主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大,因此主轴上齿轮少些为好。
最后一个传动组的传动副常选用2。
综上所述,传动式为12=3X2X2。
323结构式的拟定
对于12=3X2X2传动式,有6种结构式和对应的结构网。
分别为:
12=31232612=32212612=322621
12=3i262312=342i2?
12=342?
2i
根据⑴传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围
(2)基本组扩大组的排列顺序,
初选12=32326的方案。
转速图的拟定
电动机IHhir
图i转速图
4•传动件的估算
4.1三角带传动的计算
三角带传动中,轴间距A可以加大。
由于是摩擦传递,带与轮槽间会有打滑,宜可缓和冲击及隔离振动,使传动平稳。
带轮结构简单,但尺寸大,机床中常用作电机输出轴的定比传动。
(1)选择三角带的型号
根据《机械设计》[4]表8-6取Ka=1.2
根据公式Pca二KaP=1.25.5=6.6KW
式中P---电动机额定功率,Ka--工作情况系数
查《机械设计》[4]图8-8因此选择A型带,尺寸参数为B=80mmbd=11mmh=10,护=40*
(2)确定带轮的计算直径D■,D二
带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。
为提高带的寿命,小带轮的直径D•不宜过小,
即D_Dmin。
查《机械设计》[4]表8-3,8-7取主动轮基准直径D=100mm。
由公式D21-;
式中:
n-小带轮转速,n、-大带轮转速,;-带的滑动系数,一般取0.02。
2900
所以D2="00(1—0.02)=225.5mm,取值224mm可以满足传动比的要求。
1264
(3)确定三角带速度
二Dg_3.141002900
601000601000s
⑷初定中心距
带轮的中心距,通常根据机床的总体布局初步选定,一般可在下列范围内选取:
根
据经验公式0.7D1D2:
:
A,:
2D1D2mm取1.5100224=486mm,取A=486mm.
(5)三角带的计算基准长度L,-
2
1(D2—D1)
L。
=2人-D1D2
24a0
L0=2486314100224224-1001448.58mm
24486
由《机械设计》[4]表8-2,圆整到标准的计算长度
L=1400mm
(6)确定实际中心距A
A二氏丄=486-
A=人0=486-(1488.58-1400)2=442mm
(7)验算小带轮包角-■
:
180。
_°2_D157.5°=163.87°120°,主动轮上包角合适。
(8)确定三角带根数Z
根据《机械设计》[4]式8-22得
传动比
Po:
Pok:
K
1=1400/710=2
V2
查表8-5c,8-5d得,:
p0=0.34KW,p0=2.05KW
查表8-8,k.=0.96;查表8-2,k|=0.96
Z=2.17
取Z=4根
4.2传动轴的估算
传动轴除应满足强度要求外,还应满足刚度的要求,强度要求保证轴在反复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。
机床主传动系统精度要求较高,不允许有较大变形。
因此疲劳强度一般不失是主要矛盾,除了载荷很大的情况外,可以不必验算轴的强度。
刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变形。
因此,必须保证传动轴有足够的刚度。
4.2.1传动轴直径的估算
其中:
P-电动机额定功率
K-键槽系数
A-系数
-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积;
nj-该传动轴的计算转速。
计算转速nj是传动件能传递全部功率的最低转速。
各传动件的计算转速可以从转速图
上,按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。
查《机械制造装备设计》[1]表3-8取I,IV轴的K=1.05,A=110II,III轴是花键
轴,取K=1.07,A=77
所以d1=(1101.05)4
取30mm
d2=(771.07)45.07mm=23.3mm,
799
492
d3=(77>d.07)4—mm=27.4mm,
401
492
d4=(1101.05)4,mm=40.7mm,
319
取25mm
取30mm
取50mm
此轴径为平均轴径,设计时可相应调整
4.2.2传动轴以及主轴计算转速
根据转速图可判断:
njI=1264r/min
n川=799r/min
njin=401r/min
njiV=319r/min
4.3齿轮齿数的确定和模数的计算
4.3.1齿轮齿数的确定
当各变速组的传动比确定以后,可确定齿轮齿数。
对于定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。
对于变速组内齿轮的齿数,如传动比是标准公比的整数次方时,变速组内每对齿轮的齿数和Sz及小齿轮的齿数可以从[1]表3-6(机械制造装备设计)中选取。
一般在主传动中,最小齿数应大于18〜20。
采用三联滑移齿轮时,应检查滑移齿轮之间的齿数关系:
三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于4,以保证滑移
是齿轮外圆不相碰。
第一组齿轮:
11111
传动比:
u1厂1,u1廿匸?
U2厂16
查表,齿数和Sz取70
Z=35,Z2=35,Z3=31,Z4=39,Z5=27,Z6=43;
第二组齿轮:
传动比:
1,11u104u2「
齿数和Sz取84:
Z7=42,Zb=42,Z9=28,乙°=56;
第三组齿轮:
传动比:
.211
5—_1.6,u2一4-25
齿数和Sz取113:
乙1=69,乙2=44,乙3=32,Zi4=81,
4.3.2齿轮模数的计算
(1)I-n齿轮弯曲疲劳的计算:
弘-5.50.960.99kw=5.23kw
=323/—=1.695mm
VzrijY44汉799
(机床主轴变速箱设计指导[3]P36,nj为大齿轮的计算转速,可根据转速图确定)
齿面点蚀的计算:
取A=70,由中心距A及齿数计算出模数:
根据计算选取两个中的较大值,选取相近的标准模数
取mj-1.944所以取m=3
⑵n-川齿轮弯曲疲劳的计算:
N2=5.50.960.990.990.99kw=5.07kw
m_323~m^323^^=1.948°*znY56X401
齿面点蚀的计算:
A^370誥mm=37°晋罟=862
取A=87,由中心距A及齿数计算出模数:
N3=5.50.960.990.980.990.980.99kw=4.92kw
m八323^^1口=32匸=1.84
VznjV8V<319
齿面点蚀的计算:
心70》…3703;"92.1,
取A=93,由中心距A及齿数计算出模数:
根据计算选取两个中的较大值,选取相近的标准模数
取m=1.646所以取m=3
.**
⑷标准齿轮:
〉=20度,h:
.=1,c=0.25
从机械原理[9]表10-2查得以下公式
齿顶圆da=(z1+2h*a)m
齿根圆df=(乙2h*a2c*)m
分度圆d=mz
齿顶高ha=h*am
齿根高hf=(h*a+c*)m
齿轮的具体值见表
齿轮尺寸表
齿轮
齿数
z
模数
m
分度圆
d
齿顶圆
da
齿根圆
df
齿顶咼
ha
齿根高
hf
1
35
3
108
114
115.5
3
3.75
2
35
3
108
114
115.5
3
3.75
3
31
3
96
102
103.5
3
3.75
4
39
3
120
126
127.5
3
3.75
5
27
3
84
90
91.5
3
3.75
6
43
3
132
138
139.5
3
3.75
7
42
3
126
132
133.5
3
3.75
8
42
3
126
132
133.5
3
3.75
9
28
3
84
90
91.5
3
3.75
10
56
3
168
174
175.5
3
3.75
11
69
3
207
213
214.5
3
3.75
12
44
3
132
138
139.5
3
3.75
13
32
3
96
102
103.5
3
3.75
14
81
3
243
249
250.5
3
3.75
4.3.3齿宽确定
由公式B二mm爲=6~10,m为模数得:
第一套啮合齿轮Bi=6~103=18~30mm
第二套啮合齿轮B,=6~103=18~30mm
第三套啮合齿轮B川=6~103=18~30mm
反转啮合齿轮=6~103=18~30mm
一对啮合齿轮,为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮
齿的载荷,设计上,应主动轮比小齿轮齿宽大
所以B-i=18mm,B2二18mm,B3=18mm,B4二18mm,
B5=25mm,B6=20mm,B7=25mm,B8=18mm,B9=25mm,B10=20mm,
=25mm,B12=20mm,B13=20mm,B14=18mm
4.4带轮结构设计
查《机械设计》[4]P156页,当dd^300mm时,采用腹板式。
D是轴承外径,查《机械零件手册》[2]确定选用深沟球轴承6211,d=55mm,D=100mm带轮内孔尺寸是轴承外径尺寸100mm齿《机械设计》[4]表8-10确定参数得:
bdT1,ha=2.75,hf=8.7,e=15,f=9,min=5.5,=38、
带轮宽度:
B二z-1e2f=4-11529=63mm
d1=1.9D=1.950mm=95mm,C=1/5B=12.6:
13mm,
L=1.7d^85mm.
5.动力设计
5.1主轴刚度验算
5.1.1选定前端悬伸量C,参考《机械装备设计》[1]P121,根据主轴端部的结构,前
支承轴承配置和密圭寸装置的型式和尺寸,这里选定C=120mm.
5.1.2主轴支承跨距L的确定后支撑是圆锥滚子轴承。
L=460mm
5.1.3计算当量外径
de
4444441
月04X22+564x200+774X27+654X94+704汇83+754汇34盲
de=()4=64.17mm
460
5.1.4主轴刚度的计算
由于di/de=30/64.17=0.468:
:
:
0.5,故根据式《金属切削机床》[5](10—18):
44
3心0X0.06417
0.06762(0.4320.06417)
5.1.5对于这种机床的刚度要求
由于这种机床属高效通用机床,主轴的刚度可根据自激振动稳定性决定。
取阻
尼比=0.025;当'=50m/min,s=0.1mm/r时,KCb=2.46N/(」mmm),:
=68.8
这种机床要求切削稳定性良好,取
b|im=0.02Dmax=0.02100=2mm
代入式(10—16),
根据稳定性指标的规定,工件长度L=0.3Dmax=30mm,加上卡盘,共长110mm。
根
据式(10—18),
根据式(10-19),KsqK/=Nkm
可以看出,该机床主轴是合格的。
5.2齿轮校验
在验算算速箱中的齿轮应力时,选相同模数中承受载荷最大,齿数最小的齿轮进接触应力和弯曲应力的验算。
这里要验算的是齿轮5,齿轮9,齿轮12这三个齿轮。
齿轮5的齿数为28,模数为3,齿轮的应力:
1)接触应力:
U----大齿轮齿数与小齿轮齿数之比;Zh---区域系数;Ze----弹性影响系数;
K----载荷系数;Ft圆周力。
查《机械设计》[4]表10-4及图10-8及表10-2分布得kHB=1.15,kFB=1.20;&=1.1出=1.25
假定齿轮工作寿命是48000h。
最终确定:
接触应力二h=830.0Mpa接触疲劳强度校核二hw[二h]满足
2)弯曲应力:
bm
Yf9齿型系数;YSa应力校正系数.
查《机械设计》[4]有,求得:
匚F=105Mpa弯曲疲劳强度校核匚Fw[二f]满足
另外两齿轮计算方法如上,均符合要求。
5.3轴承的校验
一般机床传动轴的滚动轴承,主要是因疲劳破坏而失效,故应进行疲劳寿命验算。
机床主轴通常有较高的刚度要求。
主轴轴径的尺寸较大,按轴径尺寸所选定的轴承,其疲劳寿命是足够的,所以对主轴轴承主要进行精度和刚度的校核。
对于转速很低的滚动轴承,主要因滚动体接触面的永久变形而失效,故应验算其静载
45#钢调质毛土坯直径<200硬度217L255
抗拉强度极限6=640[t]=25L45
屈服强度极限6=355
弯曲疲劳极限二」=275
剪切疲劳极限.丄=155
许用弯曲应力[;「」]=60
按扭转强度校验
4P
955104
=2.73:
:
[t]
n
0.2d3
N=160
P=3.13KW
d=70mm
故轴符合,轴选用45#钢调质处理
6.系统传动图
0125mn
S—
JL
XX-
II
Id
IV
X
30
1440r/(nln
2门£
图3
7.心得体会
在课程设计当中,对车床主轴箱的内部结构有了相当的理解。
设计的过程中遇到很多问题,认识到自己对《金属切削机床》以及其他相关课程的学习还不够深入,在同学们的帮助和老师的指导下学会了这门课设计的要点和方法。
通过大量的翻阅参考资料和机械设计手册,掌握了不少知识。
虽然完成了设计但是在知识方面还有很多欠缺。
我会继续努力再接再厉。
由于时间比较紧迫,设计中可能存在不少问题,望老师能给予指出和指正。
通过这次设计更加巩固了我对《金属切削机床》的认识和了解,对以后的课程设计或工作以后的设计提供了宝贵的经验。
8.参考文献
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[2]周开勤主编.机械零件手册.高等教育出版社.2001
[3]曹玉榜易锡麟.机床主轴箱设计指导.机械工业出版社.北京.1987.5.
[4]濮良贵纪名刚主编.机械设计.高等教育出版社.北京.2001
⑸黄鹤汀主编.金属切削机床设计.北京.机械工业出版社,2005
⑹冯开平左宗义主编.画法几何与机械制图.华南理工出版社.2001.9
[7]唐金松主编.简明机械设计手册.上海科技技术出版社.上海.1992.06
[8]卢秉恒主编.机械制造技术基础.机械工业出版社.北京.2001
[9]孙恒陈作模主编.机械原理.高等教育出版社.北京.2001
[10]曹金榜主编机床主轴/变速箱设计指导,北京.机械工业出版社.2001
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