1寧XX 大學課 程 設 計 (論 文 )中型普通車床主軸箱設計（題目 21）所 在 學 院專 業(yè)班 級姓 名學 號指 導 老 師年 月 日2摘 要本設計著重研究機床主傳動系統(tǒng)的設計步驟和設計方法，根據(jù)已確定的運動參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標，擬定變速系統(tǒng)的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中，為減少齒輪數(shù)目，簡化結(jié)構(gòu)，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)的設計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設計方案。本文通過對主傳動系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動特點的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。關鍵詞:傳動系統(tǒng)設計,傳動副，結(jié)構(gòu)網(wǎng)，結(jié)構(gòu)式，4目 錄摘 要.2目 錄.4第 1 章 緒論.61.1 課程設計的目的 61.2 課程設計的內(nèi)容 .61.2.1 理論分析與設計計算 .61.2.2 圖樣技術設計 .61.2.3 編制技術文件 61.3 課程設計題目、主要技術參數(shù)和技術要求 71.3.1 課程設計題目和主要技術參數(shù) 7第 2 章 車床參數(shù)的擬定.82.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù) .82.2 擬定參數(shù)的步驟和方法 .82.2.1 極限切削速度 Vmax、Vmin .82.2.2 主軸的極限最低轉(zhuǎn)速 .82.2.3 主電機功率—— 動力參數(shù)的確定 .92.2.4 確定結(jié)構(gòu)式 92.2.5 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 92.2.6 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖 102.3 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 102.3 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 11第 3 章 動力計算.123.1 帶傳動設計 123.2 計算轉(zhuǎn)速的計算 133.3 齒輪模數(shù)計算及驗算 143.4 傳動軸最小軸徑的初定 173.5 主軸合理跨距的計算 185第 4 章 主要零部件的選擇.194.1 軸承的選擇 194.2 鍵的規(guī)格 194.3 主軸彎曲剛度校核 194.4.軸承校核 204.5 潤滑與密封 .20結(jié)束語.21參考文獻.226第 1 章 緒論1.1 課程設計的目的課程設計是在學完本課程后，進行一次學習設計的綜合性練習。通過課程設計，使學生能夠運用所學過的基礎課、技術基礎課和專業(yè)課的有關理論知識，及生產(chǎn)實習等實踐技能，達到鞏固、加深和拓展所學知識的目的。通過課程設計，分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型機構(gòu)，進行選擇和改進；結(jié)合結(jié)構(gòu)設計，進行設計計算并編寫技術文件；完成系統(tǒng)主傳動設計，達到學習設計步驟和方法的目的。通過設計，掌握查閱相關工程設計手冊、設計標準和資料的方法，達到積累設計知識和設計技巧，提高學生設計能力的目的。通過設計，使學生獲得機械系統(tǒng)基本設計技能的訓練，提高分析和解決工程技術問題的能力，并為進行機械系統(tǒng)設計創(chuàng)造一定的條件。1.2 課程設計的內(nèi)容《機械系統(tǒng)設計》課程設計內(nèi)容由理論分析與設計計算、圖樣技術設計和技術文件編制三部分組成。1.2.1 理論分析與設計計算（1）機械系統(tǒng)的方案設計。設計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。（2）根據(jù)總體設計參數(shù)，進行傳動系統(tǒng)運動設計和計算。（3）根據(jù)設計方案和零部件選擇情況，進行有關動力計算和校核。1.2.2 圖樣技術設計（1）選擇系統(tǒng)中的主要機件。（2）工程技術圖樣的設計與繪制。1.2.3 編制技術文件（1）對于課程設計內(nèi)容進行自我經(jīng)濟技術評價。（2）編制設計計算說明書。71.3 課程設計題目、主要技術參數(shù)和技術要求1.3.1 課程設計題目和主要技術參數(shù)題目：中型普通車床主軸箱設計題目 21 車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：工件最大回轉(zhuǎn)直徑D (mm)max正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速nmin( )mir電機功率N（kw） 公比 ?轉(zhuǎn)速級數(shù) Z220 85 4 1.41 88第 2 章 車床參數(shù)的擬定2.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù)車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：工件最大回轉(zhuǎn)直徑D (mm)max正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速nmin( )minr電機功率N（kw） 公比 ?轉(zhuǎn)速級數(shù) Z220 85 4 1.41 82.2 擬定參數(shù)的步驟和方法2.2.1 極限切削速度 Vmax、Vmin根據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮：允許的切速極限參考值如下：表 1.1加 工 條 件 Vmax(m/min) Vmin(m/min)硬質(zhì)合金刀具粗加工鑄鐵工件 30～50硬質(zhì)合金刀具半精或精加工碳鋼工件150～300螺紋加工和鉸孔 3～82.2.2 主軸的極限最低轉(zhuǎn)速計算車床主軸極限轉(zhuǎn)速時的加工直徑，則主軸極限轉(zhuǎn)速應為：在 中考慮車螺紋和鉸孔時，其加工的最大直徑應根據(jù)實際加工情況選取 0.1Dmmmin左右。取 Vmin=6m/min= r/minin 85.6201.4310maxin???dv?結(jié)合題目條件，取標準數(shù)列數(shù)值，即 =85r/minmin取 1.?9依據(jù)題目要求選級數(shù) Z=8， =1.41=1.065考慮到設計的結(jié)構(gòu)復雜程度要適中，故?采用常規(guī)的擴大傳動。各級轉(zhuǎn)速數(shù)列可直接從標準的數(shù)列表中查出，按標準轉(zhuǎn)速數(shù)列為：85，118，170，236，335，475，670，9502.2.3 主電機功率——動力參數(shù)的確定合理地確定電機功率 N，使機床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機經(jīng)常輕載而降低功率因素。根據(jù)題設條件電機功率為 4KW可選取電機為：Y132M1-6 額定功率為 4KW，滿載轉(zhuǎn)速為 960r/min.2.2.4 確定結(jié)構(gòu)式已知 Z= x3b2aa、b 為正整數(shù)，即 Z 應可以分解為 2 和 3 的因子，以便用 2、3 聯(lián)滑移齒輪實現(xiàn)變速。取 Z=8 級 則 Z=22?對于 Z=8 可分解為：Z=2 1×22×24。綜合上述可得：主傳動部件的運動參數(shù) =85 Z=8 =1.41950max?nmin?2.2.5 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)根據(jù)“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結(jié)構(gòu)緊湊的原則,選取傳動方案 Z=21×22×24,易知第二擴大組的變速范圍 r=φ (P3-1)x=1.414=3.95〈8 滿足要求，其結(jié)構(gòu)網(wǎng)如圖 2-1。10圖 2-1 結(jié)構(gòu)網(wǎng) Z=21×22×242.2.6 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖（1）選擇電動機：采用 Y 系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。（2）繪制轉(zhuǎn)速圖：（3）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術參數(shù)，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖 2-3：1-2 軸最小中心距：A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數(shù)和:S zmin(Zmax+2+D/m)2.3 確定各變速組此論傳動副齒數(shù)(1)Sz 100-120,中型機床 Sz=70-100?(2)直齒圓柱齒輪 Zmin 18-20,m 4??11圖 2-3 主傳動系統(tǒng)圖（7）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等，據(jù)設計要求 Zmin≥18~20,齒數(shù)和Sz≤100～120，由表 4.1，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表 2-2。表 2-2 齒輪齒數(shù)基本組 第一擴大組 第二擴大組傳動比1:1.41 1:2 1:1.41 1.41:1 2：1 2：1代號 Z1Z 'Z 2Z 'Z3Z 'Z4Z ’ Z5 Z5’ Z6Z '齒數(shù) 30 42 24 48 34 48 48 34 30 60 60 302.3 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差實際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差，一般不應超過±10( -1)％,即?〈10( -1)％=4.1％n標 準 轉(zhuǎn) 速標 準 轉(zhuǎn) 速實 際 轉(zhuǎn) 速 ?各級轉(zhuǎn)速誤差n 950 670 475 335 235 170 118 85n` 948.2 668.9 472.28 338.8 233.2 173.7 116.5 84.1312誤差 2.8％ 0.1％ 2.85％ 3.47％ 1.32％ 4.5％ 1.31％ 2.41％轉(zhuǎn)速誤差小于 4.1％，因此不需要修改齒數(shù)。第 3 章 動力計算3.1 帶傳動設計輸出功率 P=4kw,轉(zhuǎn)速 n1=960r/min(1) 直徑計算初取小帶輪直徑 d； 取 d=100 mm大帶輪直徑 D； D= = =202mm 取 D=200mm21n475960?（2）計算帶長求 Dm Dm=(D +D )/2=(100+200)/2=150mm12求△ △=（D -D ）/2=（200-100）/2=50mm12初取中心距 取 a=500mm帶長 L= ×Dm+2×a+△ /a=1612.8 mm?2基準長度 由【2】圖 11-4 得：Ld=1600mm（3） 求實際中心距和包角13中心距 a=(L-∏×Dm)/4+ /4 =493.6mm1201??12???（4） 求 帶根數(shù)帶速 =∏D n /60×1000=3.14×100×960/(60×1000)= 7.53m/s?1傳動比 i i=n /n =960/475=2.022帶根數(shù) 由【2】表 11.8，P =1.32KW；由表 11.7，K =0.95；0 ?由表 11.12，K =0.99；由表 11.10，△P =0.17KW；L 0Z=P /｛（P +△P ）×K ×K ｝C0?L=（4.0×1.2 ） /(1.32+0.17)×0.95×0.99=3.42取 Z=4 根3.2 計算轉(zhuǎn)速的計算（1）主軸的計算轉(zhuǎn)速n j，由公式n =n 得，主軸的計算轉(zhuǎn)速n j=150.7r/min，jmin)13/(??z取170 r/min。(2). 傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 軸2=250 r/min，軸1=475r/min。（2）確定各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。Ⅱ軸共有 3 級轉(zhuǎn)速：125r/min、250 r/min、355 r/min、500 r/min。 。若經(jīng)傳動副 Z / Z 傳動主軸，則只有 500r/min 傳遞全功率；若經(jīng)6'傳動副 Z / Z 傳動主軸，全部傳遞全功率，其中 125r/min 是傳遞全功率的最低轉(zhuǎn)速， 5'故其計算轉(zhuǎn)速 nⅡ j=125 r/min；Ⅰ 軸有 1 級轉(zhuǎn)速，且都傳遞全功率，所以其計算轉(zhuǎn)速nⅠ j=710 r/min。各計算轉(zhuǎn)速入表 3-1。表 3-1 各軸計算轉(zhuǎn)速（3） 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。齒輪 Z 裝在主軸上并具有 45-500r/min 共 4 級轉(zhuǎn)速，'6軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸計算轉(zhuǎn)速 r/min 475 236 33514其中只有 170r/min 傳遞全功率，故 Z j=170 r/min。'6齒輪 Z 裝在Ⅱ軸上，有 125-500 r/min 共 4 級轉(zhuǎn)速，但經(jīng)齒輪副 Z /Z 傳動主軸，則6 6'只有 125r/min 傳遞全功率，故 Z j=125r/min。依次可以得出其余齒輪的計算轉(zhuǎn)速，如6表 3-2。表 3-2 齒輪副計算轉(zhuǎn)速序號 Z1Z 2Z3Z `4Z5n j475 236 335 335 1253.3 齒輪模數(shù)計算及驗算（1）模數(shù)計算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即 mj=16338 可得各組的模數(shù)，如321][)(jjmnuzP???表 3-3 所示。表 3-3 模數(shù)（2）基本組齒輪計算?；窘M齒輪幾何尺寸見下表齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2`齒數(shù) 30 42 24 48分度圓直徑 105 147 84 168齒頂圓直徑 108.5 150.5 87.5 171.5齒根圓直徑 100.6 142.6 79.6 163.6組號 基本組 第一擴大組模數(shù) mm 3.5 3.515齒寬 25 25 25 25按基本組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度 241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 229HB～286HB ，平均取 240HB。計算如下：① 齒面接觸疲勞強度計算：接觸應力驗算公式為??jfsj MPauBnNKzm??????)()1(02832彎曲應力驗算公式為：??wswPaBYnz?????)(109235式中 N----傳遞的額定功率（kW） ，這里取 N 為電動機功率，N=5kW;-----計算轉(zhuǎn)速（ r/min）. =500（r/min）;jnjm-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=3.5（mm）;B----齒寬（mm）;B=25（mm）;z----小齒輪齒數(shù)；z=19;u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2.78;-----壽命系數(shù)；sK=sTnNKq----工作期限系數(shù)；TmTC016?T------齒輪工作期限，這里取 T=15000h.;-----齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）, =500（r/min）1n1n16----基準循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取 = ，彎曲載荷取 =0C0C710C612?m----疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取 m=3；彎曲載荷取 m=6;----轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，查【5】2 上，取 =0.60nKnK----功率利用系數(shù)，查 【5】2 上，取 =0.78N N-----材料強化系數(shù)，查【5】2 上， =0.60q q-----工作狀況系數(shù)，取 =1.13K3K-----動載荷系數(shù)，查【5】2 上，取 =12------齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2 上， =1 1 1KY------齒形系數(shù)，查 【5】2 上，Y=0.386；----許用接觸應力（ MPa）,查【4】 ，表 4-7，取 =650 Mpa；??j? ??j?---許用彎曲應力（ MPa） ，查【4】 ，表 4-7，取 =275 Mpa；w w根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa j????j?=78 Mpaww（3）擴大組齒輪計算。第一擴大組齒輪幾何尺寸見下表齒輪 Z3 Z3` Z4 Z4`齒數(shù) 34 48 48 34分度圓直徑 119 168 168 119齒頂圓直徑 126 175 175 12617齒根圓直徑 110.25 159.25 159.25 110.25齒寬 25 25 25 25第二擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z5 Z5` Z6 Z6`齒數(shù) 64 32 32 64分度圓直徑 224 112 112 224齒頂圓直徑 231 119 119 231齒根圓直徑 215.25 103.25 103.25 215.25齒寬 25 25 25 25按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度 241HB～286HB，平均取 260HB，大齒輪用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 229HB～286HB ，平均取 240HB。同理根據(jù)基本組的計算，查文獻【6】 ，可得 =0.62， =0.77， =0.60， =1.1，nKNqK3=1， =1，m=3.5， =355；2K1j可求得：=619 Mpa j????j?=135Mpa ww3.4 傳動軸最小軸徑的初定由【5】式 6，傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計算：d=1.64 （mm）??4?Tn或 d=91 （mm）4njN18式中 d---傳動軸直徑（mm）Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000 ；JnN?N----該軸傳遞的功率（KW）----該軸的計算轉(zhuǎn)速jn---該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角， == 。??????01各軸最小軸徑如表 3-3。表 3-3 最小軸徑3.5 主軸合理跨距的計算由于電動機功率 P=3.5/5kw，根據(jù)【1】表 3.20，前軸徑應為 60~90mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的 d2=（ 0.7~0.9）d 1，取 d2=60mm。根據(jù)設計方案，前軸承為NN3016K 型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量 a=120mm，主軸孔徑為 30mm。軸承剛度，主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩 T=9550 =9550× =424.44N.mnP905設該機床為車床的最大加工直徑為 300mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經(jīng)濟加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的 50%，這里取 60%，即 180mm，故半徑為 0.09m；切削力（沿 y 軸） Fc= =4716N09.42背向力（沿 x 軸） Fp=0.5 Fc=2358N總作用力 F= =5272.65N2pC?此力作用于工件上，主軸端受力為 F=5272.65N。先假設 l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力 RA 和 RB 分別為RA=F× =5272.65× =7908.97Nla?2401?軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸最小軸徑 mm 35 4019RB=F× =5272.65× =2636.325Nla2401根據(jù) 文獻【1】式 3.7 得：Kr=3.39 得前支承的剛度：K A= 1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos1689.69 N/ ；K B= 785.57 N/ ； = =2.15m?m?BAK57.6主軸的當量外徑 de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為I= =113.8×10-8m464)03.7.(???η= = =0.143aKEA6381.980.2??查【1】圖 3-38 得 =2.0，與原假設接近，所以最佳跨距 =120×2.0=240mml0 0l合理跨距為（0.75-1.5） ，取合理跨距 l=360mm。0l根據(jù)結(jié)構(gòu)的需要，主軸的實際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑 D=100mm，后軸徑 d=80mm。前軸承采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。第 4 章 主要零部件的選擇 4.1 軸承的選擇I軸：與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007C 另一安裝深溝球軸承6012II軸：對稱布置深溝球軸承6009III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號7010C中間布置角接觸球軸承代號7012C4.2 鍵的規(guī)格I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格：BXL=10X56 II軸選擇花鍵規(guī)格：N d =8X36X40X7 × ×??×??20III軸選擇鍵規(guī)格：BXL=14X90 4.3 主軸彎曲剛度校核（1）主軸剛度符合要求的條件如下：a 主軸的前端部撓度 []0.250.1sy????b 主軸在前軸承處的傾角 []rad??容 許 值 軸 承c 在安裝齒輪處的傾角 .容 許 值 齒(2)計算如下：前支撐為雙列圓柱滾子軸承，后支撐為角接觸軸承架立放圓柱滾子軸承跨距L=450mm.當量外徑 de= =21D?m2851045?主軸剛度：因為 di/de=25/285=0.0880.7,所以孔對剛度的影響可忽略；ks= =2kN/mm344424 10)5(1.023)(1034 ????????aldAi剛度要求：主軸的剛度可根據(jù)機床的穩(wěn)定性和精度要求來評定4.4.軸承校核????610()1739hCLThnP????4.5 潤滑與密封主軸轉(zhuǎn)速高，必須保證充分潤滑，一般常用單獨的油管將油引到軸承處。主軸是兩端外伸的軸，防止漏油更為重要而困難。防漏的措施有兩種：1）密封圈——加密封裝置防止油外流。 。2）疏導——在適當?shù)牡胤阶龀龌赜吐罚褂湍茼樌亓骰氐接拖洹?1結(jié)束語1、本次課程設計是針對專業(yè)課程基礎知識的一次綜合性應用設計，設計過程應用了《機械制圖》 、 《機械原理》 、 《工程力學》等。2、本次課程設計充分應用了以前所學習的知識，并應用這些知識來分析和解決實際問題。3、本次課程設計進一步掌握了一般設計的設計思路和設計切入點，同時對機械部件的傳動設計和動力計算也提高了應用各種資料和實際動手的能力。4、本次課程設計進一步規(guī)范了制圖要求，掌握了機械設計的基本技能。5、本次課程設計由于學習知識面的狹窄和對一些概念的理解不夠深刻，以及缺乏實際設計經(jīng)驗，使得設計黨中出現(xiàn)了許多不妥和錯誤之處，誠請老師給予指正和教導。22參考文獻【1】 、段鐵群 主編 《機械系統(tǒng)設計》 科學出版社 第一版【2】 、于惠力 主編 《機械設計》 科學出版社 第一版【3】 、戴 曙 主編 《金屬切削機床設計》 機械工業(yè)出版社【4】 、戴 曙 主編 《金屬切削機床》 機械工業(yè)出版社 第一版【4】 、趙九江 主編 《材料力學》 哈爾濱工業(yè)大學出版社 第一版【6】 、鄭文經(jīng) 主編 《機械原理》 高等教育出版社 第七版【7】 、于惠力 主編 《機械設計課程設計》 科學出版社 1寧XX 大學課 程 設 計 (論 文 )中型普通車床主軸箱設計（題目 21）所 在 學 院專 業(yè)班 級姓 名學 號指 導 老 師年 月 日2摘 要本設計著重研究機床主傳動系統(tǒng)的設計步驟和設計方法，根據(jù)已確定的運動參數(shù)以變速箱展開圖的總中心距最小為目標，擬定變速系統(tǒng)的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中，為減少齒輪數(shù)目，簡化結(jié)構(gòu)，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數(shù)的設計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設計方案。本文通過對主傳動系統(tǒng)中三聯(lián)滑移齒輪傳動特點的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。關鍵詞:傳動系統(tǒng)設計,傳動副，結(jié)構(gòu)網(wǎng)，結(jié)構(gòu)式，4目 錄摘 要.2目 錄.4第 1 章 緒論.61.1 課程設計的目的 61.2 課程設計的內(nèi)容 .61.2.1 理論分析與設計計算 .61.2.2 圖樣技術設計 .61.2.3 編制技術文件 61.3 課程設計題目、主要技術參數(shù)和技術要求 71.3.1 課程設計題目和主要技術參數(shù) 7第 2 章 車床參數(shù)的擬定.82.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù) .82.2 擬定參數(shù)的步驟和方法 .82.2.1 極限切削速度 Vmax、Vmin .82.2.2 主軸的極限最低轉(zhuǎn)速 .82.2.3 主電機功率—— 動力參數(shù)的確定 .92.2.4 確定結(jié)構(gòu)式 92.2.5 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 92.2.6 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖 102.3 確定各變速組此論傳動副齒數(shù) 102.3 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 11第 3 章 動力計算.123.1 帶傳動設計 123.2 計算轉(zhuǎn)速的計算 133.3 齒輪模數(shù)計算及驗算 143.4 傳動軸最小軸徑的初定 173.5 主軸合理跨距的計算 185第 4 章 主要零部件的選擇.194.1 軸承的選擇 194.2 鍵的規(guī)格 194.3 主軸彎曲剛度校核 194.4.軸承校核 204.5 潤滑與密封 .20結(jié)束語.21參考文獻.226第 1 章 緒論1.1 課程設計的目的課程設計是在學完本課程后，進行一次學習設計的綜合性練習。通過課程設計，使學生能夠運用所學過的基礎課、技術基礎課和專業(yè)課的有關理論知識，及生產(chǎn)實習等實踐技能，達到鞏固、加深和拓展所學知識的目的。通過課程設計，分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型機構(gòu)，進行選擇和改進；結(jié)合結(jié)構(gòu)設計，進行設計計算并編寫技術文件；完成系統(tǒng)主傳動設計，達到學習設計步驟和方法的目的。通過設計，掌握查閱相關工程設計手冊、設計標準和資料的方法，達到積累設計知識和設計技巧，提高學生設計能力的目的。通過設計，使學生獲得機械系統(tǒng)基本設計技能的訓練，提高分析和解決工程技術問題的能力，并為進行機械系統(tǒng)設計創(chuàng)造一定的條件。1.2 課程設計的內(nèi)容《機械系統(tǒng)設計》課程設計內(nèi)容由理論分析與設計計算、圖樣技術設計和技術文件編制三部分組成。1.2.1 理論分析與設計計算（1）機械系統(tǒng)的方案設計。設計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。（2）根據(jù)總體設計參數(shù)，進行傳動系統(tǒng)運動設計和計算。（3）根據(jù)設計方案和零部件選擇情況，進行有關動力計算和校核。1.2.2 圖樣技術設計（1）選擇系統(tǒng)中的主要機件。（2）工程技術圖樣的設計與繪制。1.2.3 編制技術文件（1）對于課程設計內(nèi)容進行自我經(jīng)濟技術評價。（2）編制設計計算說明書。71.3 課程設計題目、主要技術參數(shù)和技術要求1.3.1 課程設計題目和主要技術參數(shù)題目：中型普通車床主軸箱設計題目 21 車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：工件最大回轉(zhuǎn)直徑D (mm)max正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速nmin( )mir電機功率N（kw） 公比 ?轉(zhuǎn)速級數(shù) Z220 85 4 1.41 88第 2 章 車床參數(shù)的擬定2.1 車床主參數(shù)和基本參數(shù)車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：工件最大回轉(zhuǎn)直徑D (mm)max正轉(zhuǎn)最低轉(zhuǎn)速nmin( )minr電機功率N（kw） 公比 ?轉(zhuǎn)速級數(shù) Z220 85 4 1.41 82.2 擬定參數(shù)的步驟和方法2.2.1 極限切削速度 Vmax、Vmin根據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮：允許的切速極限參考值如下：表 1.1加 工 條 件 Vmax(m/min) Vmin(m/min)硬質(zhì)合金刀具粗加工鑄鐵工件 30～50硬質(zhì)合金刀具半精或精加工碳鋼工件150～300螺紋加工和鉸孔 3～82.2.2 主軸的極限最低轉(zhuǎn)速計算車床主軸極限轉(zhuǎn)速時的加工直徑，則主軸極限轉(zhuǎn)速應為：在 中考慮車螺紋和鉸孔時，其加工的最大直徑應根據(jù)實際加工情況選取 0.1Dmmmin左右。取 Vmin=6m/min= r/minin 85.6201.4310maxin???dv?結(jié)合題目條件，取標準數(shù)列數(shù)值，即 =85r/minmin取 1.?9依據(jù)題目要求選級數(shù) Z=8， =1.41=1.065考慮到設計的結(jié)構(gòu)復雜程度要適中，故?采用常規(guī)的擴大傳動。各級轉(zhuǎn)速數(shù)列可直接從標準的數(shù)列表中查出，按標準轉(zhuǎn)速數(shù)列為：85，118，170，236，335，475，670，9502.2.3 主電機功率——動力參數(shù)的確定合理地確定電機功率 N，使機床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機經(jīng)常輕載而降低功率因素。根據(jù)題設條件電機功率為 4KW可選取電機為：Y132M1-6 額定功率為 4KW，滿載轉(zhuǎn)速為 960r/min.2.2.4 確定結(jié)構(gòu)式已知 Z= x3b2aa、b 為正整數(shù)，即 Z 應可以分解為 2 和 3 的因子，以便用 2、3 聯(lián)滑移齒輪實現(xiàn)變速。取 Z=8 級 則 Z=22?對于 Z=8 可分解為：Z=2 1×22×24。綜合上述可得：主傳動部件的運動參數(shù) =85 Z=8 =1.41950max?nmin?2.2.5 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)根據(jù)“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結(jié)構(gòu)緊湊的原則,選取傳動方案 Z=21×22×24,易知第二擴大組的變速范圍 r=φ (P3-1)x=1.414=3.95〈8 滿足要求，其結(jié)構(gòu)網(wǎng)如圖 2-1。10圖 2-1 結(jié)構(gòu)網(wǎng) Z=21×22×242.2.6 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動系統(tǒng)圖（1）選擇電動機：采用 Y 系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。（2）繪制轉(zhuǎn)速圖：（3）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術參數(shù)，畫主傳動系統(tǒng)圖如圖 2-3：1-2 軸最小中心距：A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數(shù)和:S zmin(Zmax+2+D/m)2.3 確定各變速組此論傳動副齒數(shù)(1)Sz 100-120,中型機床 Sz=70-100?(2)直齒圓柱齒輪 Zmin 18-20,m 4??11圖 2-3 主傳動系統(tǒng)圖（7）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等，據(jù)設計要求 Zmin≥18~20,齒數(shù)和Sz≤100～120，由表 4.1，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表 2-2。表 2-2 齒輪齒數(shù)基本組 第一擴大組 第二擴大組傳動比1:1.41 1:2 1:1.41 1.41:1 2：1 2：1代號 Z1Z 'Z 2Z 'Z3Z 'Z4Z ’ Z5 Z5’ Z6Z '齒數(shù) 30 42 24 48 34 48 48 34 30 60 60 302.3 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差實際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差，一般不應超過±10( -1)％,即?〈10( -1)％=4.1％n標 準 轉(zhuǎn) 速標 準 轉(zhuǎn) 速實 際 轉(zhuǎn) 速 ?各級轉(zhuǎn)速誤差n 950 670 475 335 235 170 118 85n` 948.2 668.9 472.28 338.8 233.2 173.7 116.5 84.1312誤差 2.8％ 0.1％ 2.85％ 3.47％ 1.32％ 4.5％ 1.31％ 2.41％轉(zhuǎn)速誤差小于 4.1％，因此不需要修改齒數(shù)。第 3 章 動力計算3.1 帶傳動設計輸出功率 P=4kw,轉(zhuǎn)速 n1=960r/min(1) 直徑計算初取小帶輪直徑 d； 取 d=100 mm大帶輪直徑 D； D= = =202mm 取 D=200mm21n475960?（2）計算帶長求 Dm Dm=(D +D )/2=(100+200)/2=150mm12求△ △=（D -D ）/2=（200-100）/2=50mm12初取中心距 取 a=500mm帶長 L= ×Dm+2×a+△ /a=1612.8 mm?2基準長度 由【2】圖 11-4 得：Ld=1600mm（3） 求實際中心距和包角13中心距 a=(L-∏×Dm)/4+ /4 =493.6mm1201??12???（4） 求 帶根數(shù)帶速 =∏D n /60×1000=3.14×100×960/(60×1000)= 7.53m/s?1傳動比 i i=n /n =960/475=2.022帶根數(shù) 由【2】表 11.8，P =1.32KW；由表 11.7，K =0.95；0 ?由表 11.12，K =0.99；由表 11.10，△P =0.17KW；L 0Z=P /｛（P +△P ）×K ×K ｝C0?L=（4.0×1.2 ） /(1.32+0.17)×0.95×0.99=3.42取 Z=4 根3.2 計算轉(zhuǎn)速的計算（1）主軸的計算轉(zhuǎn)速n j，由公式n =n 得，主軸的計算轉(zhuǎn)速n j=150.7r/min，jmin)13/(??z取170 r/min。(2). 傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 軸2=250 r/min，軸1=475r/min。（2）確定各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。Ⅱ軸共有 3 級轉(zhuǎn)速：125r/min、250 r/min、355 r/min、500 r/min。 。若經(jīng)傳動副 Z / Z 傳動主軸，則只有 500r/min 傳遞全功率；若經(jīng)6'傳動副 Z / Z 傳動主軸，全部傳遞全功率，其中 125r/min 是傳遞全功率的最低轉(zhuǎn)速， 5'故其計算轉(zhuǎn)速 nⅡ j=125 r/min；Ⅰ 軸有 1 級轉(zhuǎn)速，且都傳遞全功率，所以其計算轉(zhuǎn)速nⅠ j=710 r/min。各計算轉(zhuǎn)速入表 3-1。表 3-1 各軸計算轉(zhuǎn)速（3） 確定齒輪副的計算轉(zhuǎn)速。齒輪 Z 裝在主軸上并具有 45-500r/min 共 4 級轉(zhuǎn)速，'6軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸計算轉(zhuǎn)速 r/min 475 236 33514其中只有 170r/min 傳遞全功率，故 Z j=170 r/min。'6齒輪 Z 裝在Ⅱ軸上，有 125-500 r/min 共 4 級轉(zhuǎn)速，但經(jīng)齒輪副 Z /Z 傳動主軸，則6 6'只有 125r/min 傳遞全功率，故 Z j=125r/min。依次可以得出其余齒輪的計算轉(zhuǎn)速，如6表 3-2。表 3-2 齒輪副計算轉(zhuǎn)速序號 Z1Z 2Z3Z `4Z5n j475 236 335 335 1253.3 齒輪模數(shù)計算及驗算（1）模數(shù)計算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即 mj=16338 可得各組的模數(shù)，如321][)(jjmnuzP???表 3-3 所示。表 3-3 模數(shù)（2）基本組齒輪計算。基本組齒輪幾何尺寸見下表齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2`齒數(shù) 30 42 24 48分度圓直徑 105 147 84 168齒頂圓直徑 108.5 150.5 87.5 171.5齒根圓直徑 100.6 142.6 79.6 163.6組號 基本組 第一擴大組模數(shù) mm 3.5 3.515齒寬 25 25 25 25按基本組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度 241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 229HB～286HB ，平均取 240HB。計算如下：① 齒面接觸疲勞強度計算：接觸應力驗算公式為??jfsj MPauBnNKzm??????)()1(02832彎曲應力驗算公式為：??wswPaBYnz?????)(109235式中 N----傳遞的額定功率（kW） ，這里取 N 為電動機功率，N=5kW;-----計算轉(zhuǎn)速（ r/min）. =500（r/min）;jnjm-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=3.5（mm）;B----齒寬（mm）;B=25（mm）;z----小齒輪齒數(shù)；z=19;u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=2.78;-----壽命系數(shù)；sK=sTnNKq----工作期限系數(shù)；TmTC016?T------齒輪工作期限，這里取 T=15000h.;-----齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）, =500（r/min）1n1n16----基準循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取 = ，彎曲載荷取 =0C0C710C612?m----疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取 m=3；彎曲載荷取 m=6;----轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，查【5】2 上，取 =0.60nKnK----功率利用系數(shù)，查 【5】2 上，取 =0.78N N-----材料強化系數(shù)，查【5】2 上， =0.60q q-----工作狀況系數(shù)，取 =1.13K3K-----動載荷系數(shù)，查【5】2 上，取 =12------齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2 上， =1 1 1KY------齒形系數(shù)，查 【5】2 上，Y=0.386；----許用接觸應力（ MPa）,查【4】 ，表 4-7，取 =650 Mpa；??j? ??j?---許用彎曲應力（ MPa） ，查【4】 ，表 4-7，取 =275 Mpa；w w根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa j????j?=78 Mpaww（3）擴大組齒輪計算。第一擴大組齒輪幾何尺寸見下表齒輪 Z3 Z3` Z4 Z4`齒數(shù) 34 48 48 34分度圓直徑 119 168 168 119齒頂圓直徑 126 175 175 12617齒根圓直徑 110.25 159.25 159.25 110.25齒寬 25 25 25 25第二擴大組齒輪幾何尺寸見下表 齒輪 Z5 Z5` Z6 Z6`齒數(shù) 64 32 32 64分度圓直徑 224 112 112 224齒頂圓直徑 231 119 119 231齒根圓直徑 215.25 103.25 103.25 215.25齒寬 25 25 25 25按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度 241HB～286HB，平均取 260HB，大齒輪用 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度 229HB～286HB ，平均取 240HB。同理根據(jù)基本組的計算，查文獻【6】 ，可得 =0.62， =0.77， =0.60， =1.1，nKNqK3=1， =1，m=3.5， =355；2K1j可求得：=619 Mpa j????j?=135Mpa ww3.4 傳動軸最小軸徑的初定由【5】式 6，傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計算：d=1.64 （mm）??4?Tn或 d=91 （mm）4njN18式中 d---傳動軸直徑（mm）Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000 ；JnN?N----該軸傳遞的功率（KW）----該軸的計算轉(zhuǎn)速jn---該軸每米長度的允許扭轉(zhuǎn)角， == 。??????01各軸最小軸徑如表 3-3。表 3-3 最小軸徑3.5 主軸合理跨距的計算由于電動機功率 P=3.5/5kw，根據(jù)【1】表 3.20，前軸徑應為 60~90mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的 d2=（ 0.7~0.9）d 1，取 d2=60mm。根據(jù)設計方案，前軸承為NN3016K 型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量 a=120mm，主軸孔徑為 30mm。軸承剛度，主軸最大輸出轉(zhuǎn)矩 T=9550 =9550× =424.44N.mnP905設該機床為車床的最大加工直徑為 300mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經(jīng)濟加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的 50%，這里取 60%，即 180mm，故半徑為 0.09m；切削力（沿 y 軸） Fc= =4716N09.42背向力（沿 x 軸） Fp=0.5 Fc=2358N總作用力 F= =5272.65N2pC?此力作用于工件上，主軸端受力為 F=5272.65N。先假設 l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力 RA 和 RB 分別為RA=F× =5272.65× =7908.97Nla?2401?軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸最小軸徑 mm 35 4019RB=F× =5272.65× =2636.325Nla2401根據(jù) 文獻【1】式 3.7 得：Kr=3.39 得前支承的剛度：K A= 1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos1689.69 N/ ；K B= 785.57 N/ ； = =2.15m?m?BAK57.6主軸的當量外徑 de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為I= =113.8×10-8m464)03.7.(???η= = =0.143aKEA6381.980.2??查【1】圖 3-38 得 =2.0，與原假設接近，所以最佳跨距 =120×2.0=240mml0 0l合理跨距為（0.75-1.5） ，取合理跨距 l=360mm。0l根據(jù)結(jié)構(gòu)的需要，主軸的實際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑 D=100mm，后軸徑 d=80mm。前軸承采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。第 4 章 主要零部件的選擇 4.1 軸承的選擇I軸：與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007C 另一安裝深溝球軸承6012II軸：對稱布置深溝球軸承6009III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號7010C中間布置角接觸球軸承代號7012C4.2 鍵的規(guī)格I軸安裝帶輪處選擇普通平鍵規(guī)格：BXL=10X56 II軸選擇花鍵規(guī)格：N d =8X36X40X7 × ×??×??20III軸選擇鍵規(guī)格：BXL=14X90 4.3 主軸彎曲剛度校核（1）主軸剛度符合要求的條件如下：a 主軸的前端部撓度 []0.250.1sy????b 主軸在前軸承處的傾角 []rad??容 許 值 軸 承c 在安裝齒輪處的傾角 .容 許 值 齒(2)計算如下：前支撐為雙列圓柱滾子軸承，后支撐為角接觸軸承架立放圓柱滾子軸承跨距L=450mm.當量外徑 de= =21D?m2851045?主軸剛度：因為 di/de=25/285=0.0880.7,所以孔對剛度的影響可忽略；ks= =2kN/mm344424 10)5(1.023)(1034 ????????aldAi剛度要求：主軸的剛度可根據(jù)機床的穩(wěn)定性和精度要求來評定4.4.軸承校核????610()1739hCLThnP????4.5 潤滑與密封主軸轉(zhuǎn)速高，必須保證充分潤滑，一般常用單獨的油管將油引到軸承處。主軸是兩端外伸的軸，防止漏油更為重要而困難。防漏的措施有兩種：1）密封圈——加密封裝置防止油外流。 。2）疏導——在適當?shù)牡胤阶龀龌赜吐罚褂湍茼樌亓骰氐接拖洹?1結(jié)束語1、本次課程設計是針對專業(yè)課程基礎知識的一次綜合性應用設計，設計過程應用了《機械制圖》 、 《機械原理》 、 《工程力學》等。2、本次課程設計充分應用了以前所學習的知識，并應用這些知識來分析和解決實際問題。3、本次課程設計進一步掌握了一般設計的設計思路和設計切入點，同時對機械部件的傳動設計和動力計算也提高了應用各種資料和實際動手的能力。4、本次課程設計進一步規(guī)范了制圖要求，掌握了機械設計的基本技能。5、本次課程設計由于學習知識面的狹窄和對一些概念的理解不夠深刻，以及缺乏實際設計經(jīng)驗，使得設計黨中出現(xiàn)了許多不妥和錯誤之處，誠請老師給予指正和教導。22參考文獻【1】 、段鐵群 主編 《機械系統(tǒng)設計》 科學出版社 第一版【2】 、于惠力 主編 《機械設計》 科學出版社 第一版【3】 、戴 曙 主編 《金屬切削機床設計》 機械工業(yè)出版社【4】 、戴 曙 主編 《金屬切削機床》 機械工業(yè)出版社 第一版【4】 、趙九江 主編 《材料力學》 哈爾濱工業(yè)大學出版社 第一版【6】 、鄭文經(jīng) 主編 《機械原理》 高等教育出版社 第七版【7】 、于惠力 主編 《機械設計課程設計》 科學出版社