車床-車床主軸箱課程設計帶CAD圖
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機械系統(tǒng)設計課程設計指導書
機械教研室
機械系統(tǒng)設計課程設計指導書(1)
車床主軸箱設計
車床主軸箱設計
一、課程設計的目的
1、 課程設計屬于機械系統(tǒng)設計課的延續(xù)，通過設計實踐，進一步學習掌握機械系統(tǒng)設計的一般方法。
2、 培養(yǎng)綜合運用機械制圖、機械設計基礎、精度設計、金屬工藝學、材料熱處理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。
二、設計內(nèi)容與基本要求
設計內(nèi)容：獨立完成變速級數(shù)為6-12級的機床主傳動系統(tǒng)主軸變速箱設計，包括車削左右螺紋的換向機構及與進給聯(lián)系的輸出軸。
基本要求：
1、 課程設計必須獨立的進行，每人必須完成展開圖、截面圖圖樣設計各一張，能夠較清楚地表達各軸和傳動件的空間位置及有關結構。
2、 根據(jù)設計任務書要求，合理的確定尺寸、運動及動力等有關參數(shù)。
3、 正確利用結構式、轉速圖等設計工具，認真進行方案分析。
4、 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。
5、 完成典型零件工作圖圖樣設計2 張。
三、設計步驟
方案確定
1、 確定有關尺寸參數(shù)、運動參數(shù)及動力參數(shù)。
2、 據(jù)所求得的有關運動參數(shù)及給定的公比，寫出結構式，校驗轉速范圍，繪制轉速圖。
3、 確定各變速組傳動副的傳動比值，定齒輪齒數(shù)、帶輪直徑，校驗三聯(lián)滑移齒輪齒頂是否相碰，校驗各級轉速的轉速誤差。
4、 繪制傳動系統(tǒng)圖。
結構設計
1、 草圖設計——估計各軸及齒輪尺寸，確定視圖比例，確定展開圖及截面圖的總體布局；據(jù)各軸的受力條件，初選軸承，在有關支撐部位畫出軸承輪廓。并檢驗各傳動件運動過程中是否干涉。
2、 結構圖設計——確定齒輪、軸承及軸的固定方式；確定潤滑、密封及軸承的調(diào)整方式；確定主軸頭部形狀及尺寸，完成展開圖及截面圖的繪制。
3、 加黑，注尺寸、公差配合，標注件號，填寫明細表及裝配圖技術要求。
零件圖設計
編寫設計計算說明書
四、基本參數(shù)確定
1、 基本參數(shù)
主參數(shù)D——床身上最大加工直徑（mm）
刀架上最大工件回轉直徑 (D≤800mm時)
或
通過主軸孔最大奉料直徑
床身寬度
通用機床主軸短部結構形狀
序號
簡 圖
結 構 特 點
應用范圍
1
前端短錐面定位，定心精度高；
法蘭上的螺孔用于緊固卡盤，并有一沉孔，以安裝端而鍵傳遞轉矩。內(nèi)孔為莫氏內(nèi)錐孔，用以安裝頂尖、心軸等；
頭部懸伸較短，剛性好；
裝卸卡盤方便
大多數(shù)車床、六角車床、多刀車床的主軸
2
a,b為定位面，與卡盤配合有間隙，定位面易磨損，定心精度低；
螺紋用于鎖緊卡盤，內(nèi)錐孔用于安裝頂尖、心軸和彈簧夾頭等；
軸端懸伸長，剛性差；
裝拆卡盤較方便
車床、儀表機床（在新設計的機床上已逐漸淘汰）
3
長錐為定位面，定心精度高；
與卡盤連接時用套在主軸上的螺母拉緊，長錐上的鍵用以傳遞扭矩；
軸端懸伸較長，剛性較差；
裝拆卡盤較方便
車床
4
7：24錐孔作定位面，供安裝銑刀或銑刀心軸的尾椎，再用拉桿從主軸后端拉緊，四個螺孔供安裝端銑刀用，兩個長槽供安裝端面鍵以傳遞扭矩
銑床
5
模氏錐孔作定位面并傳遞一定的轉矩，錐孔內(nèi)部的退錐槽，借助楔鐵使刀具安裝可靠，尾部的退錐槽便于拆卸刀具，并與刀具
扁尾一起傳遞扭矩。
鉆床、鏜床
2、 尺寸參數(shù)
機床主軸端部結構形狀：
主軸中心孔前段錐度，摩氏3-6度。
為裝配方便，車床主軸直徑通常是從前向后逐段遞減。一般車、銑床主軸后軸頸的直徑，為前軸頸尺寸。
主軸前軸頸尺寸應按所傳遞的功率確定，初選時可參照下表初定。
主軸前軸徑的直徑 mm
功率KW
Di
機床
1.47-2.5
2.6-3.6
3.7-5.5
5.6-7.3
7.4-11
11-14.7
14.8-18.4
18.5-22
22-29.5
臥式車床
60-80
70-90
70-105
95-130
110-145
140-165
150-190
220
230
銑床
50-90
60-90
60-95
75-100
90-105
100-115
------
-----
-----
外圓磨床
----
50-90
55-70
70-80
75-90
75-100
90-100
105
105
主軸前端面到前支撐徑向支反力作用點之間的距離為主軸懸伸量，減小懸伸量對提高主軸組件的剛度與抗振性有明顯效果。主軸懸伸量的選擇，可參照下表確定。
主軸懸申量與前軸頸直徑之比
機床和主軸的類型
α/D
通用和精密車床，自動車床和短主軸端銑床，用滾動軸承支承，適用于高精度和普通精度要求
0.6-1.25
中等長度和較長主軸端的車床和銑床，懸申不太長（不是細長）的精密鏜床和內(nèi)圓磨床，用滾動軸承和滑動軸承支撐，適用于絕大部普通生產(chǎn)的要求。
1.25-2.5
孔加工機床，專用加工細長深孔的機床，由加工技術決定，需要有長的懸伸刀桿或主軸可移動，因切削較重而不適用于有高精度要求的機床。
〉2.5
主軸最佳跨距可據(jù)下列經(jīng)驗公式初定
式中 L0——最佳跨距 a——懸伸量
（懸伸量大的機床
若實際跨距L實與最佳跨距L0不能相等時，可取合理跨距。
若L實〉L0時，應適當加強主軸剛度；反之，L實4
校驗各級轉速的轉速誤差
——主軸實際轉速（r/min）
——主軸標準轉速（r/min）
——公比
繪制傳動系統(tǒng)圖。
六、草圖設計
要求繪制展開圖、截面圖各一張，以表達所設計主軸變速箱的基本結構。兩圖應并行繪制。其中展開圖以將各軸展開到同一平面的展開形勢繪制，所表達的是各軸及軸上所有零件的實際形狀，及軸向位置及尺寸。截面圖則反映各軸的空間關系及經(jīng)向尺寸。
設計展開圖時，應考慮主軸的懸伸量、合理跨距；各傳動軸上齒輪寬度、滑移齒輪必須保證一對齒輪徹底脫開、另一對齒輪才能進入嚙合、 并留有1-2mm間隙，不相鄰軸上的齒輪在滑動中不干涉等需要，軸承布置，皮帶輪的位置等因素綜合確定軸向尺寸。
據(jù)各軸的軸間距及傳動件徑向尺寸，合理的布置展開圖的位置。
在截面圖上須注意，主軸必須在兩導軌中央，主軸距導軌面高度應等于主參數(shù)之半。帶輪一般在主軸箱后上方，要便于防護。布置各傳動軸位置時應注意檢查不相鄰軸之間齒輪或軸是否干涉。
運動件與相壁之間距離不小于15mm。
結構草圖確定后，對有關軸及齒輪進行校驗計算。
七、結構圖設計
箱壁各安裝軸承處可適當設凸緣，加筋條。主軸箱應留有在床身上安裝定位的基準面。
主傳動系統(tǒng)應設有剎車制動裝置，安放位置最好在接近執(zhí)行件，轉速較高且變速范圍較小的傳動軸上。
在向進給系統(tǒng)輸出的部位有加工左右螺紋的換向裝置，一般采用介輪換向，而且介輪放在反向傳動中。
主軸軸承可采用滾動軸承，亦可采用滑動軸承，配置形式可以是兩支撐，亦可以是三支撐。常見的主軸滾動軸承配置形式及工作性能見表。
為提高角接觸球軸承的剛度，角接觸球軸承的組配形式以背對背使用為好。主軸軸承精度選擇：
主軸軸承精度
機床精度等級
前軸承
后軸承
普通精度級
P5或P4（SP）
P5或P4（SP）
精密級
P4（SP）或P2(UP)
P4（SP）
高精度級
P2(UP)
P2(UP)
常見的主軸滾動軸承配置形式及工作性能表
序號
軸承配置
前支承
后支承
前支承承載能力
剛度
振擺
溫升
極限轉速
熱變形前端位移
徑向
軸向
徑向
軸向
徑向
軸向
徑向
軸向
徑向
軸向
總的
前支承
1
3182100
2268000
3182100
-
1.0
1.0
1.0
1.0
1.0
1.0
1.0
1.0
1.0
1.0
2
3182100
8000
3182100
-
1.0
1.0
0.9
3.0
1.0
1.0
1.15
1.2
.65
3
3182100
-
46000
-
1.0
0.6
0.8
0.7
1.0
1.0
0.6
0.5
1.0
3.0
4
7000
(30000)
-
7000
-
0.8
1.0
0.7
1.0
1.0
1.0
0.8
.75
0.6
0.8
5
2697000
-
7000
-
1.5
1.0
1.13
1.0
1.0
1.4
1.4
0.6
0.8
0.8
6
46000
-
46000
-
0.7
0.7
.45
1.0
1.0
1.0
0.7
0.5
1.2
0.8
7
46000
-
46000
-
0.7
1.0
.35
2.0
1.0
1.0
0.7
0.5
1.2
0.8
8
46000
8000
0000
8000
0.7
1.0
.35
1.5
1.0
1.0
1.0
0.7
.75
0.8
9
84000
8000
84000
8000
0.6
1.0
1.0
1.0
1.0
1.0
1.0
1.0
0.5
0.9
主軸軸承必須能進行預緊和間隙調(diào)整。
因機床工作屬于輕載，故各軸的軸承通常可按輕系列和特輕系列選擇。
各軸承及固定的傳動件，必須有可靠的軸向定位環(huán)節(jié)，其方式可采用軸肩、套筒、螺母、螺釘、彈簧卡圈、楔形鍵塊等等。參照有關圖冊設計。
標注尺寸、配合；加黑;編制件號；編制明細表。標注裝配技術條件。
八、零件工作圖設計
由指導教師指定零件，一般設計一個軸一個齒輪。圖幅A3.
九、撰寫設計計算說明書
要求：說明簡要，計算合理、準確，表達清晰，文字簡練通順。
內(nèi)容：1、設計任務；2、主要規(guī)格參數(shù)；3、工作性能及范圍；4、各有關參數(shù)的計算與確定；5、方案論證（可結合結構式及轉速圖進行）；6、轉速圖、傳動系統(tǒng)圖，轉速誤差計算；7、各軸及齒輪的計算轉速;8、有關校驗計算；9、軸承選擇使用及有關結構說明。
十、工作進程安排
方案設計：包括參數(shù)確定、轉速圖擬定、傳動系統(tǒng)圖擬定。 2天
結構草圖設計： 3天
校驗計算： 1天
結構設計：包括完善草圖，注尺寸、公差配合，加黑，
編制件號，明細及技術要求等。 4天
零件工作圖設計： 1天
編寫說明書： 2天
機動： 1天
答辯： 1天
十一、課程設計選題
C6125型、C6128型、C6132型、C6136型、C6140型普通車床
在每種型號車床中限定公比Ф=1.41、1.58、1.78和Ф=2的各一種。
為保證順利地完成設計任務，轉速級數(shù)均限制在12級以內(nèi)。
9
機床課程設計綜合課程設計綜合課程設計1一.設計目的1.掌握機床主傳動部件設計過程和方法；2.綜合應用所學的理論知識，提高理論聯(lián)系實際和 綜合設計的能力；3.訓練和提高設計的基本技能。2二.設計題目 返回普通車床主傳動系統(tǒng)設計3三.設計參數(shù) 參數(shù) 分組 Dmax nmax（r/min）nmin（r/min）N電 （kw）級數(shù) 4001000 22.4 1.41 4.5 12 4001600 40 1.58 2 9 3201400 31.5 1.41 4 12被加工材料：45 刀具材料：高速鋼、硬質(zhì)合金4返回四.設計要求1.主軸實現(xiàn)正反轉，逆時針為正轉；反轉級數(shù)為正轉的一半，傳動功率為正轉的40%；反轉轉速值高出同級正轉的10%.2.主軸為空心軸，內(nèi)孔直徑按要求計算.d內(nèi)=D平70%=1/2(D前+D后)70%3.主軸必須實現(xiàn)制動.4.必須設計操縱機構.5.必須考慮潤滑系統(tǒng)的設置方案和具體的潤滑部位.6.主軸距導軌的中心高H為H/D=0.57.導軌的跨距B為B/D=0.815五.結構設計中應注意的問題 展開圖圖面布置：圖紙橫放、布局合理、有完整的圖形。按傳動軸的傳動順序展開，比例1：1，按實際的結構尺寸形狀畫出，不允許畫示意圖。操縱機構和 制動器是與剖面圖設計穿插進行的。實現(xiàn)正反轉的雙向多片式摩擦離合器一般都放在軸上，所以工軸上用卸荷皮帶輪。摩擦離合器是在箱外裝好再放進箱體內(nèi)，所以箱體必須從結構上考慮裝配工藝性。主軸的結構尺寸根據(jù)主軸的傳動件、調(diào)整件、軸承及密封件確定。主軸前端結構已標準化，按指導書上選擇跨距進行初算，再根據(jù)結構調(diào)整。標出配合公差及標題欄。6反映箱體的剖面形狀、尺寸、各軸空間位置，床身與箱體的連接及操縱機構的具體結構尺寸及形狀剖面位置應剖在操縱機構的剖面上，若與展開圖結合還不能表達完整，則需畫出向試圖和局剖圖，必須表達清楚在剖面圖上標出各軸位置及中心距、用直角坐標，并標出公差剖面圖：7展開圖和剖面圖的聯(lián)系圖面布置：展開圖用零號圖紙、注意標題欄的位置及圖面在圖紙中的位置。按軸的順序展開。剖面的方向及展開的關系要清楚。剖面圖與展開圖的結構、形狀、尺寸必須統(tǒng)一；所有另件的序號要統(tǒng)一標出。8任務量展開圖一張、零號圖紙剖面圖二張，1號圖紙 傳動剖面圖 變速操縱部位的剖面（導向軸、撥叉、滑塊、齒輪齒條）主軸零件工作圖一張，一號圖紙設計說明書一份，大約八千字以上9圖面要求：正確、清楚、整潔、符合國家標準、標題欄。序號、技術要求、圖紙上一律用仿宋體。使用設計資料：機床教科書 設計指導書 機床設計手冊 機床設計圖冊 機械設計手冊10設計步驟及時間安排 時間時間2011.03.1104.013月月11日 布置題目、設計準備；1213日 擬定轉速圖及傳動系統(tǒng)圖；1415日 傳動件的初步設計，確定正反轉、制動機構、操縱機構及潤滑系統(tǒng)；1620日 繪制展開圖2124日 繪制剖面圖2526日 驗算（齒輪、軸承、主軸、傳動軸）27日 繪制主軸零件工作圖2831日 編寫設計說明書4月月1日 答辯11設計程序12主軸在箱體中的位置13循環(huán)潤滑14展開圖的剖切面15主軸16傳動系統(tǒng)圖17展開圖18卸荷帶輪19摩擦離合器20摩擦離合器21剖面圖22外形圖23擺動式操縱機構24移動式操縱機構移動式操縱機構1 1手柄；手柄；2 2軸；軸；3 3齒扇；齒扇；4 4齒條；齒條；5 5導向桿；導向桿；6 6撥叉撥叉25 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(shù)：
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(chǎn)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(jù)中間傳動軸變速范圍小的原則選擇結構網(wǎng)。從而確定結構網(wǎng)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(jù)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(shù)列標準，因而增加一定比傳動副。
[3]確定傳動軸軸數(shù)
傳動軸軸數(shù) = 變速組數(shù) + 定比傳動副數(shù) + 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(xiàn)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(shù)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(shù)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(shù)
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(shù)分別為：24、30、36。
于是，，
可得軸Ⅱ上的三聯(lián)齒輪齒數(shù)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(shù)分別為：22、42。
于是 ，，得軸Ⅲ上兩齒輪的齒數(shù)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(shù)為18；
為升速傳動，取軸Ⅳ齒輪齒數(shù)為30。
于是得,
得軸Ⅲ兩聯(lián)動齒輪的齒數(shù)分別為18，60；
得軸Ⅳ兩齒輪齒數(shù)分別為72，30。
1.4 繪制傳動系統(tǒng)圖
根據(jù)軸數(shù)，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(shù)10年。
⑴確定計算功率 取1.1，則
⑵選取V帶型
根據(jù)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(shù)
其中： -時傳遞功率的增量；
-按小輪包角，查得的包角系數(shù)；
-長度系數(shù)；
為避免V型帶工作時各根帶受力嚴重不均勻，限制根數(shù)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(zhì)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(shù)的確定和校核
⑴模數(shù)的確定：
a傳動組：分別計算各齒輪模數(shù)
先計算24齒齒輪的模數(shù)：
其中: -公比 ； = 2；
-電動機功率； = 7.5KW；
-齒寬系數(shù)；
-齒輪傳動許允應力;
-計算齒輪計算轉速。
， 取= 600MPa,安全系數(shù)S = 1。
由應力循環(huán)次數(shù)選取
，取S=1，。
取m = 4mm。
按齒數(shù)30的計算，，可取m = 4mm；
按齒數(shù)36的計算，, 可取m = 4mm。
于是傳動組a的齒輪模數(shù)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(shù)。
按22齒數(shù)的齒輪計算：
可得m = 4.8mm；
取m = 5mm。
按42齒數(shù)的齒輪計算：
可得m = 3.55mm；
于是軸Ⅱ兩聯(lián)齒輪的模數(shù)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(shù)為24的即可，確定各項參數(shù)
⑴ P=8.25KW,n=710r/min,
⑵確定動載系數(shù)：
齒輪精度為7級，由《機械設計》查得使用系數(shù)
⑶
⑷確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)
非對稱
,查《機械設計》得
⑸確定齒間載荷分配系數(shù):
由《機械設計》查得
⑹確定動載系數(shù):
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(shù)為22的即可，確定各項參數(shù)
⑴ P=8.25KW,n=355r/min,
⑵確定動載系數(shù)：
齒輪精度為7級，由《機械設計》查得使用系數(shù)
⑶
⑷確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)
非對稱
,查《機械設計》得
⑸確定齒間載荷分配系數(shù):
由《機械設計》查得
⑹確定動載系數(shù):
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(shù)為18的即可，確定各項參數(shù)
⑴ P=8.25KW,n=355r/min,
⑵確定動載系數(shù)：
齒輪精度為7級，由《機械設計》查得使用系數(shù)
⑶
⑷確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)
非對稱
,查《機械設計》得
⑸確定齒間載荷分配系數(shù):
由《機械設計》查得
⑹確定動載系數(shù):
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(jù)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(jù)
。
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(jù)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(nèi)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
- 18 -
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(shù)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(shù)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(shù)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(jù)Ф320和Ф400車床設計的有關參數(shù)，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(chǎn)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(shù)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(wǎng)
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(jù)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(jù)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(shù)
見下述步驟
6、帶輪直徑和齒輪齒數(shù)的確定
1）選擇三角帶型號
根據(jù)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(jù)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(shù)
1）第一變速組內(nèi)有兩對齒輪，其傳動比為
U1==1.41
U2==
初步定出最小齒輪齒數(shù)Zmin和Smin：
根據(jù)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(shù)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(shù)
30
42
24
48
33
47
27
54
21
59
35
69
21
83
摸數(shù)
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(nèi)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(jù)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(nèi)周長
L=1633mm
=1600mm
6)驗算三角帶的擾曲次數(shù)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(shù)Z
取Z=3
2．齒輪模數(shù)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(jù)接觸疲勞齒輪模數(shù)
根據(jù)彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)
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(xiàn)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(nèi)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(nèi)孔有1/12錐度，摩擦系數(shù)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。
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