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1、中北大學課程設(shè)計說明書1. 機床運動參數(shù)的確定1.1 運動參數(shù)1.1.1 確定公比及Rn已知最低轉(zhuǎn)速nmin=12.5rpm，最高轉(zhuǎn)速nmax=2120rpm，變速級數(shù)Z=12，則公比：= （nmax/nmin）1/（Z1） =（2120rpm/12.5rpm）1/（121） 1.59 故取=1.58 轉(zhuǎn)速調(diào)整范圍： Rn=nmax/nmin=169.61.1.2 求出轉(zhuǎn)速系列根據(jù)最低轉(zhuǎn)速nmin=12.5rpm，最高轉(zhuǎn)速nmax=2120rpm，公比=1.59，按機床課程設(shè)計指導書（陳易新編）表5選出標準轉(zhuǎn)速數(shù)列： 2120 1250 800 500 315 200 125 80 50 31
2、.5 20 12.5全套圖紙，加1538937061.2 動力參數(shù)已知電動機功率為N=7.5kw，根據(jù)金屬切削機床簡明手冊（范云漲 陳兆年編）選擇主電動機為Y132M-4，其主要技術(shù)數(shù)據(jù)見下表1：表1 Y112M-4技術(shù)參數(shù)轉(zhuǎn)速（r/min）額定功率（kw）滿載時堵轉(zhuǎn)電流堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩同步轉(zhuǎn)速（r/min）級數(shù)電流（A）效率（%）功率因數(shù)額定電流（倍）額定轉(zhuǎn)矩（倍）額定轉(zhuǎn)矩（倍）14407.515.4 870.857.02.22.2150042.運動設(shè)計2.1傳動組、傳動副的確定實現(xiàn)12級主軸轉(zhuǎn)速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副組合：1） 12=34 2） 12=433） 12=322 4）
3、 12=2325） 12=223方案1）2）可節(jié)省一根傳動軸。但是，其中一個傳動組內(nèi)有四個變速傳動副，增大了該軸的軸向尺寸。這種方案不宜采用。根據(jù)傳動副數(shù)目分配應(yīng)“前多后少”的原則，方案3）是可取的。但是，由于主軸轉(zhuǎn)停采用片式摩擦離合器結(jié)構(gòu)，致使軸尺寸增大，此方案也不宜采用，而應(yīng)選用方案4）。2.2 確定變速組的擴大順序12=232的傳動副組合，其傳動組的順序又可有以下六種形式：1） 12=213226 2） 12=2134223） 12=233126 4） 12=2631235） 12=223421 6） 12=263221根據(jù)級比指數(shù)分配要“前密后疏”的原則，應(yīng)選用第一種方案。然而，對于我
4、們所設(shè)計的結(jié)構(gòu)會出現(xiàn)以下問題：圖1 方案比較 若第一變速組采用降速傳動（圖1a），由于摩擦離合器徑向尺寸限制，使得軸上的齒輪直徑不能太小，依次傳動，這樣會使得整個傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)尺寸增大。所以這種傳動不宜采用。 若第一變速組采用升速傳動（圖1b），則軸至主軸間的降速傳動職能由后兩個變速組承擔，降速傳動比回較大，不宜采用。如果采用方案3）即可解決上述問題（見圖1c），其結(jié)構(gòu)網(wǎng)見圖2。 圖2 結(jié)構(gòu)網(wǎng)2.3 繪制轉(zhuǎn)速圖2.3.1 驗算傳動組變速范圍第二擴大組的變速范圍是符合設(shè)計原則要求。2.3.2 分配降速比 2.3.3 繪制轉(zhuǎn)速圖本題目所選定的結(jié)構(gòu)式共有三個傳動組，變速機構(gòu)共需4軸，加上電動機軸共5軸
5、，故轉(zhuǎn)速圖需5條豎線；主軸共12種轉(zhuǎn)速，故需12條橫線。主軸的各級轉(zhuǎn)速，電動機轉(zhuǎn)速及傳動比分配都可見轉(zhuǎn)速圖（圖3）。 圖 3 轉(zhuǎn)速圖2.4 確定齒輪齒數(shù)利用查表法由機床課程設(shè)計指導書（陳易新編）表9，求出各傳動組齒輪齒數(shù)（表2）：表2 各傳動組齒輪齒數(shù)變速組第一變速組第二變速組第三變速組齒數(shù)和8899120齒輪Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14齒數(shù)25635434207928713861249696242.5 確定帶輪直徑由機床課程設(shè)計指導書（陳易新編）表11，查取小帶輪基準直徑： dd1=140mm大帶輪直徑由公式求得： 與帶輪基準直徑系列相比較，取dd2=4
6、08mm。2.6 驗算主軸轉(zhuǎn)速誤差主軸各級實際轉(zhuǎn)速值用下式計算： 式中，分別為第一、二、三變速組齒輪傳動比。轉(zhuǎn)速誤差用主軸實際轉(zhuǎn)速與標準轉(zhuǎn)速相對誤差的絕對值表示： 表3 轉(zhuǎn)速誤差表主軸轉(zhuǎn)速n1n2n3n4n5n6n7n8n9n10n11n12標準轉(zhuǎn)速r/min12.52031.5508012520031550080012501250實際轉(zhuǎn)速r/min12.4819.731.249.277.8122.9194.2306.8484.8766.01210.21912.2轉(zhuǎn)速誤差 %0.161.50.951.62.751.682.92.63.0414.34.39經(jīng)檢驗（如上表3），轉(zhuǎn)速誤差滿足要求。2
7、.7 繪制傳動系統(tǒng)圖 圖4 傳動系統(tǒng)圖3. 傳動零件的初步計算3.1 確定傳動件的計算轉(zhuǎn)速3.1.1 分析軸的計算轉(zhuǎn)速主軸 根據(jù)金屬切削機床表8-2，中型機床主軸的計算轉(zhuǎn)速是第一個三分之一轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的最高一級轉(zhuǎn)速，此即為n=200r/min。各傳動軸 軸可以從主軸為200r/min向上查出，好象是400r/min，但其實軸通過250r/min便可以傳遞全功率，所以軸的計算轉(zhuǎn)速為250r/min；同樣，軸的計算轉(zhuǎn)速為400r/min，軸的計算轉(zhuǎn)速為630r/min。3.1.2 用表列出各傳動件的計算轉(zhuǎn)速表4 傳動件計算轉(zhuǎn)速傳動件 軸 齒 輪Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z
8、13Z14計算轉(zhuǎn)速5002005050500200500800200502008020012520050502003.2確定主軸支承軸頸尺寸參照機床課程設(shè)計指導書（陳易新編）表3選取前支承軸頸直徑： D1=90mm后支承軸頸直徑： D2=（0.70.85）D1=6377mm選取D2=70mm3.3估算傳動軸直徑 參照機床課程設(shè)計指導書（陳易新編）計算得：表5 傳動軸直徑的估算計算公式軸號計算轉(zhuǎn)速ncr/min電機至該軸傳動效率輸入功率P kw允許扭轉(zhuǎn)角deg/m傳動軸的直徑mm傳動軸的長度mm花鍵軸尺寸NdDB5000.967.21.039.64008424882000.960.9957.16
9、1.049.84008526010500.960.9950.997.11.070.2500107282123.4估算傳動齒輪模數(shù)參照機械設(shè)計(濮良貴 紀名剛主編)中齒輪傳動設(shè)計及機械制造工藝、金屬切削機床設(shè)計指導（李洪主編）表2.4-17計算各傳動組最小齒輪的模數(shù)：表6 齒輪模數(shù)的估算估算公式傳動組小齒輪齒數(shù)比u1齒寬系數(shù)m傳遞功率P載荷系數(shù)K許用接觸應(yīng)力HP許用齒根應(yīng)力FP計算轉(zhuǎn)速nc系數(shù)YFS模數(shù)mH模數(shù)mF選擇模數(shù)m按齒面接觸疲勞強度按齒輪彎曲疲勞強度第一變速組z1252.577.2111005185004.522.52.393第二變速組z520497.16111005182004.66
10、3.543.244第三變速組z1424497.1111005182004.73.73.243.5 離合器的選擇與計算根據(jù)車床工作特點，選擇片式摩擦離合器。通過查機械制造工藝、金屬切削機床設(shè)計指導（李洪主編）表2.4-34、表2.4-35、表2.4-36、表2.4-37和計算得：表7 離合器計算計算公式傳遞轉(zhuǎn)矩Nm安全系數(shù)k摩擦系數(shù)f外片內(nèi)徑dmm內(nèi)片外徑Dmm接觸寬度bmm基本許用壓強P0MPa次數(shù)修正系數(shù)km面數(shù)修正系數(shù)kx速度修正系數(shù)kv許用壓強P0MPa片數(shù)外片內(nèi)片58209.51.30.083672181.110.791.020.88656軸向壓緊力Q=pD0bkv=0.853.145
11、4181.02=26463.6 普通V帶的選擇與計算 (1)確定計算功率Nj Nj=KN=1.2N=9KW （2）選擇型號 根據(jù)計算功率和小帶輪的轉(zhuǎn)速n，確定選擇B型。 （3）確定帶輪的直徑D1，D2 D1=140mm，D2=408mm （4）計算膠帶速度v 故合格。 （5）初定中心距A0 A0=（0.62）（D1+D2）mm=（328081096）mm 故選A0=800mm （6）計算膠帶的長度L0 將上式計算出的L0 查表選標準計算長度L，LN L=2533 LN=2500 Y=33 L=Y+LN （7）計算膠帶的彎曲次數(shù)u 合格 （8）計算實際中心距A 式中a=2L-（D1+D2）=22
12、500-（140+408）=3278.4 （9）定小帶輪的包角 合格 （10）確定膠帶的根數(shù)z 故取4 （11）求作用在支承軸上的徑向力Q 4. 結(jié)構(gòu)設(shè)計4.1 帶輪設(shè)計 根據(jù)V帶計算，選用4根A型V 帶。由于軸安裝摩擦離合器及傳動齒輪，為了改善它們的工作條件，保證加工精度，采用了金屬切削機床中介紹的卸荷帶輪結(jié)構(gòu)。4.2 主軸轉(zhuǎn)停機構(gòu)設(shè)計本機床屬于普通機床，實用于機械加工車間。采用單向片式離合器,其結(jié)構(gòu)圖見金屬切削機床課本。該離合器的工作原理是，移動滑套，鋼球沿斜面向中心移動使滑塊、螺母左移，壓緊摩擦片，實現(xiàn)離合器嚙合。4.3 齒輪塊設(shè)計機床的變速系統(tǒng)采用了滑移齒輪變速機構(gòu)。根據(jù)各傳動組的工作
13、特點，第一擴大組的滑移齒輪采用了表2.5-4C所示的銷釘連接裝配式結(jié)構(gòu)?；窘M采用了表2.5-3所示的整體式滑移齒輪。第二擴大組，由于傳動轉(zhuǎn)距較大，則采用了表2.5-4a所示的鍵連接裝配式齒輪。從工藝的角度考慮，其它固定齒輪（主軸上的齒輪除外）也采用花鍵聯(lián)結(jié)。由于主軸直徑較大，為了降低加工成本而采用單鍵聯(lián)結(jié)。-軸傳動齒輪精度為877-8b，-軸間齒輪精度為766-7b。4.4 軸承的選擇為了裝配方便，軸上傳動件（齒輪、摩擦離合器等）的外徑均小于箱體左側(cè)支承孔直徑，并采用205型向心球軸承。為了便于裝配和軸承間隙調(diào)整，軸采用了7206型圓錐滾子軸承，軸采用7207型圓錐滾子軸承。滾動軸承均采用E
14、級精度。4.5 主軸組件本機床功率為中型功率，為了簡化結(jié)構(gòu)，主軸采用了軸向后端定位的兩支承主軸組件。前支承采用3182118型雙列圓柱滾子軸承，后支承采用46214型角接觸球軸承和8215型單向推力球軸承。為了保證主軸回轉(zhuǎn)精度，主軸前后軸承均用防松螺母調(diào)整軸承的間隙。主軸前端采用短圓錐定心結(jié)構(gòu)。前軸承為C級精度，后軸承為D級精度。注：以上軸承型號均采用舊國標，從金屬切削機床設(shè)計簡明手冊（范云漲 陳兆年 主編）中查出；4.中各表、圖均指機械制造工藝、金屬切削機床設(shè)計指導（李洪主編）書中的表、圖。4.6 潤滑系統(tǒng)設(shè)計主軸箱內(nèi)采用飛濺式潤滑。油面高度為65mm左右，甩油輪浸油深度為10mm左右。潤滑
15、油型號為：HJ30。卸荷皮帶輪軸承采用脂潤滑方式。潤滑脂型號為：鈣質(zhì)潤滑脂。4.7 密封裝置設(shè)計軸軸頸較小，線速度較低，為了保證密封效果，采用皮碗式接觸密封。而主軸直徑大、線速度較高，則采用了非接觸式密封。卸荷皮帶輪的潤滑采用毛氈式密封，以防止外界雜物進入。4.8 主軸箱箱體設(shè)計箱體外形采用了各面間直角連接方式，使箱提線條簡單、明快。5. 主要零件的驗算5.1 齒輪的驗算此節(jié)參照機床設(shè)計指導（任殿閣 張佩勤 主編）第三章 機床零件驗算中的齒輪驗算步驟。此節(jié)所查各表均屬此書。5.1.1 驗算公式接觸應(yīng)力的驗算公式為： 彎曲應(yīng)力的驗算公式為： 5.1.2 列表驗算根據(jù)計算轉(zhuǎn)速的大小及齒數(shù)多少，只需
16、要驗算Z1=25，Z514=20兩齒輪即可，列表：表9 齒輪驗算齒輪齒輪傳遞的功率Nkw齒輪的計算轉(zhuǎn)速njr/min初算齒輪模數(shù)mmm齒寬Bmm齒數(shù)Z大齒輪與小齒輪齒數(shù)比u壽命系數(shù)Ks工作情況系數(shù)K1動載荷系數(shù)K2齒向載荷分布系數(shù)K3標準齒輪齒型系數(shù)Y接觸應(yīng)力jMPa彎曲應(yīng)力wMPaZ17.2500318252.51.75（1.0）1.21.410.425593.4292.3Z57.1620042120 41.75（1.0）1.21.210.395712.4403.9注： u“+”號用于外嚙合，“-”號用于內(nèi)嚙合； K1中等沖擊的主運動，取1.21.6； K2查表3-6； K3查表3-7； Y
17、查表3-8； j查表3-9，取1100MPa； w查表3-9，取320MPa； Ks公式：Ks=KTKnKNKq，其中KT=用下表計算Ks：（表中（）內(nèi)為計算彎曲應(yīng)力時所用系數(shù)，（）外為計算接觸應(yīng)力時所用系數(shù)）表10 Ks計算齒輪疲勞曲線指數(shù)m齒輪的最低轉(zhuǎn)速 n1r/min齒輪總工作時間 T h基準循環(huán)次數(shù)C0工作期限系數(shù)KT速度轉(zhuǎn)化系數(shù)Kn功率利用系數(shù)KN材料強化系數(shù)Kq壽命系數(shù)KsZ53（6）4004000107（2106）2.43（1.71）0.74（0.88）0.58（0.78）0.73（0.75）0.76（0.88）Z143（6）2509000107(2106）2.38（1.69）0
18、.93（0.92）0.58（0.78）0.73（0.75）0.94（0.9）經(jīng)驗算Z5、Z14用45鋼整淬即可滿足要求。5.2驗算軸的彎曲剛度5.2.1 受力分析及計算以軸為例進行分析，軸上的齒輪為滑移齒輪。通常，選擇主軸處于計算轉(zhuǎn)速時（200r/min）齒輪的嚙合位置為計算時的位置。根據(jù)本車床齒輪排列特點，主軸為250r/min時，軸受力變形大于前者，故采用此時的齒輪位置為計算位置。圖5為齒輪軸向位置示圖。圖5 軸平面受力分析圖5中F1為齒輪Z4（齒數(shù)為34）上所受的切向力Ft1，徑向力Fr1的合力。F2為齒輪Z7（齒數(shù)28）上所受的切向力Ft2，徑向力Fr2的合力。各傳動力空間角度如圖6所
19、示，根據(jù)表11的公式計算齒輪的受力。圖6 軸空間受力分析表11 齒輪的受力計算傳遞功率Pkw轉(zhuǎn)速nr/min傳動轉(zhuǎn)矩TNmm齒輪壓力角齒面摩擦角齒輪Z4齒輪Z7切向力Ft1N合力F1NF1在X軸投影Fx1NF1在Z軸投影Fz1N分度圓直徑d1mm分度圓直徑d2mm切向力Ft2N合力F2NF2在X軸投影Fx2NF2在Z軸投影Fz2N7.16800 85472.52061675.91864.6259.51846.51021121526.31698.2-949.6-1407.95.2.2計算撓度、傾角從表11計算結(jié)果看出，軸在X、Z兩個平面上均受到兩個方向相反力的作用。根據(jù)圖7所示的軸向位置，分別計
20、算出各平面撓度、傾角，然后進行合成。根據(jù)機械制造工藝、金屬切削機床設(shè)計指導（李洪主編）書中的表2.4-14,表2.4-15計算結(jié)果如下: p=68 q=202 r=102.5 s=167.5 l=270 E=2.1105MPa n=l-x=151.25 （1）xoy平面內(nèi)撓度 （2）zoy平面內(nèi)撓度 （3）撓度合成 查表得其許用應(yīng)力為0.03，則撓度合格。（4）左支承傾角計算和分析 a. xoy平面力作用下的傾角 b. zoy平面力作用下的傾角 c. 傾角合成 查表得其許用傾角值為0.0006，則左支承傾角合格。（5）右支承傾角計算和分析 a. xoy平面力作用下的傾角 b. zoy平面力作用
21、下的傾角 c. 傾角合成 查表得其許用傾角值為0.0006，則右支承傾角合格。5.3 驗算花鍵側(cè)擠壓力（以軸為例）5.3.1 計算公式： 5.3.2 確定式中參數(shù)最大轉(zhuǎn)矩341890Nmm；花鍵軸小徑d=52mm；花鍵軸大徑D=60mm；花鍵數(shù)N=8；載荷系數(shù)k=0.8；工作長度l=70mm；許用擠壓應(yīng)力=30MPa； 5.3.3 計算經(jīng)過檢驗計算花鍵側(cè)擠壓應(yīng)力合格。5.4 滾動軸承驗算5.4.1 支反力計算根據(jù)表11所示的軸受力狀態(tài)，分別計算出左（A端）、右（B端）兩支承端支反力。在xoy平面內(nèi)： 在zoy平面內(nèi)： 左、端支反力為： 兩支承軸承受力狀態(tài)相同，但右端受力大，所以只驗算右端軸承。
22、5.4.2 列表驗算表12 軸承驗算驗算公式疲勞壽命驗算 （公式一）靜載荷驗算 （公式二）序號計算內(nèi)容計算用表或公式計算過程結(jié)果名稱符號單位1額定動載荷CN查軸承表212002速度系數(shù)fn0.583功率利用系數(shù)KN表3-31.24轉(zhuǎn)速變化系數(shù)Kn表3-20.865齒輪輪換工作系數(shù)Kl機床設(shè)計手冊2上表5.9-130.756當量動載荷PN已計算求得512.87許用壽命Th100008工作情況系數(shù)fF1.19壽命指數(shù)3.3310額定壽命Lhh將上述參數(shù)帶入公式計算得Lh=3.26107T合格11額定靜載荷C0N查有關(guān)手冊2020012安全系數(shù)K0表411.213當量靜載荷P0NP0=P512.81
23、4靜載荷C0jNC0j=K0P0C0j=1.2512.8=615.36C0合格注：公式一來自機床設(shè)計指導（任殿閣 張佩勤 主編）；公式二來自機床課程設(shè)計指導書（陳易新編）；其中所涉及表圖及參數(shù)計算除特別說明外均采用自這兩本書。設(shè)計感想：此次課程設(shè)計搞得特別緊張主要是因為我第一周對其重視不夠，沒有進行設(shè)計工作。等到第二周一上手才知道需要進行的工作很多，有許多新的東西需要學習。設(shè)計工作所涉及的知識雖有所不同，但有一個共同的要求：要有一定的查閱資料的能力；同時也都表現(xiàn)出我們這個專業(yè)對于實際經(jīng)驗的要求特別高。通過這次課程設(shè)計，使我初步掌握了機床主軸箱的運動設(shè)計，動力計算（包括確定電機型號，主軸、傳動軸
24、、齒輪的計算轉(zhuǎn)速），以及關(guān)鍵零部件的剛度、強度校核，同時使我進一步提高了使用手冊及圖表資料的能力，鞏固所學金屬切削機床課程的基本理論和基本知識，對我的畢業(yè)設(shè)計以及今后的工作都有很大的幫助。當然，通過這次課程設(shè)計，不但讓我對自己所學的知識進行了一次深入的鞏固和練習，還很好的鍛煉了我查閱資料的能力。在老師的幫助和同學們的相互交流下我能順利完成課程設(shè)計是我最大的收獲。參考文獻: 1 金屬切削機床 戴曙 機械工業(yè)出版社 1993年 2 金屬切削機床設(shè)計簡明手冊 范云漲 陳兆年 機械工業(yè)出版社 1994年 3 機床課程設(shè)計指導書 陳易新 哈爾濱工業(yè)大學 1981年 4 機械制造工藝、金屬切削機床設(shè)計指導 李洪 東北工學院出版社 1989年5 機床設(shè)計指導 任殿閣 張佩勤 遼寧科學技術(shù)出版社 1991年6 機床課程設(shè)計指導書 陳易新 哈爾濱工業(yè)大學 1981年7 機械設(shè)計課程設(shè)計手冊 吳宗澤 羅圣國 高等教育出版社 1992年 8 機械設(shè)計 濮良貴 紀名剛 高等教育出版社 2001年- 20 -
《金屬切削機床》課程設(shè)計車床主軸箱設(shè)計【全套圖紙】
