機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)

1、.機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書學(xué)生姓名：姜思成 學(xué)生學(xué)號(hào)：151134110學(xué)科專業(yè)：機(jī)械設(shè)計(jì)所在單位：白城師范學(xué)院 2016 年 6月19 一、概述11.1機(jī)床課程設(shè)計(jì)目的11.2車床的規(guī)格系列和用處21.3操作性能要求3二、參數(shù)的擬定32.1主電機(jī)的選擇3三、設(shè)計(jì)步驟33.1運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)33.2傳動(dòng)結(jié)構(gòu)式擬定43.3繪制結(jié)構(gòu)網(wǎng)43.4繪制轉(zhuǎn)速圖5四、傳動(dòng)件估算64.1齒輪齒數(shù)64.2傳動(dòng)系統(tǒng)圖74.3帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)74.4各傳動(dòng)組齒輪模數(shù)的確定和校核94.4 齒輪強(qiáng)度校核：114.5校核第一組傳動(dòng)組齒輪114.6校核第二傳動(dòng)組齒輪134.7校核c傳動(dòng)組齒輪14五、主軸撓度的校核155.1確定各軸

2、最小直徑155.2軸的校核16六、主軸最佳跨距的確定166.1選擇軸頸直徑,軸承型號(hào)和最佳跨距166.2 求軸承剛度17七、各傳動(dòng)軸支承處軸承的選擇18八、主軸剛度的校核1881 主軸圖:188.2 計(jì)算跨距19九、總結(jié)20一、概述1.1機(jī)床課程設(shè)計(jì)目的通過(guò)本課程設(shè)計(jì)的訓(xùn)練，使學(xué)生初步掌握機(jī)床的運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)（包括主軸箱、變速箱傳動(dòng)鏈），動(dòng)力計(jì)算（包括確定電機(jī)型號(hào)，主軸、傳動(dòng)軸、齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速），以及關(guān)鍵零部件的強(qiáng)度校核，獲得工程師必備設(shè)計(jì)能力的初步訓(xùn)練。同時(shí)鞏固機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)課程的基本理論和基本知識(shí)。 1運(yùn)用所學(xué)的理論及實(shí)踐知識(shí)，進(jìn)行機(jī)床設(shè)計(jì)的初步訓(xùn)練，培養(yǎng)學(xué)力；  

3、;           2掌握機(jī)床設(shè)計(jì)（主軸箱或變速箱）的方法和步驟； 3掌握設(shè)計(jì)的基本技能，具備查閱和運(yùn)用標(biāo)準(zhǔn)、手冊(cè)、圖冊(cè)等有關(guān)技術(shù)資料的能力； 4基本掌握繪圖和編寫技術(shù)文件的能力；1.2車床的規(guī)格系列和用處普通機(jī)床的規(guī)格和類型有系列型譜作為設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)該遵照的基礎(chǔ)。因此，對(duì)這些基本知識(shí)和資料作些簡(jiǎn)要介紹。本次設(shè)計(jì)的是普通型車床主軸變速箱。主要用于加工回轉(zhuǎn)體。工件最大回轉(zhuǎn)直徑D(mm)正轉(zhuǎn)最高轉(zhuǎn)速Nmax( )電機(jī)功率N（kw）公比320140041.41表1車床主參

4、數(shù)和基本參數(shù)1.3操作性能要求1具有皮帶輪卸荷裝置；2手動(dòng)操作縱雙向摩擦片離合器實(shí)現(xiàn)主軸的正反轉(zhuǎn)及停止運(yùn)動(dòng)要求；3主軸的變速由變速手柄完成；二、參數(shù)的擬定2.1主電機(jī)的選擇合理的確定電機(jī)功率，使機(jī)床既能充分發(fā)揮其使用性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機(jī)經(jīng)常輕載而降低功率因素。已知電動(dòng)機(jī)的功率是4KW，根據(jù)車床設(shè)計(jì)手冊(cè)附錄表2選Y132S-4，額定功率5.5KW，滿載轉(zhuǎn)速1440r/min，最大額定轉(zhuǎn)矩2.3N/m。三、設(shè)計(jì)步驟3.1運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)已知，nmax=1400 r/min,nmin=31.5 r/min, =1.14,可求得轉(zhuǎn)速范圍：Rn=44.4根據(jù)轉(zhuǎn)速范圍、公比已知，可求得轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù):Z=

5、+1 得Z=123.2傳動(dòng)結(jié)構(gòu)式擬定級(jí)數(shù)為Z的傳動(dòng)系統(tǒng)由若干個(gè)順序的傳動(dòng)組組成，各傳動(dòng)組分別有、個(gè)傳動(dòng)副。傳動(dòng)副中由于結(jié)構(gòu)的限制以2或3為合適，即變速級(jí)數(shù)Z應(yīng)為2和3的因子：有以下三種方案：12=3×2×2，12=2×2×3，12=2×3×212級(jí)轉(zhuǎn)速傳動(dòng)系統(tǒng)的傳動(dòng)組，選擇傳動(dòng)組安排方式時(shí)，考慮到機(jī)床主軸變速箱的具體結(jié)構(gòu)、裝置和性能。主軸對(duì)加工精度、表面粗糙度的影響很大，因此主軸上的齒輪少些為好。最后一個(gè)傳動(dòng)組的傳動(dòng)副常選用2。綜上所述，傳動(dòng)式為12=3×22。傳動(dòng)副應(yīng)前多后少的原則，故12=322傳動(dòng)式，有6種結(jié)構(gòu)式和對(duì)應(yīng)

6、的結(jié)構(gòu)網(wǎng)。又因?yàn)閭鲃?dòng)順序應(yīng)前密后疏，變速組的降速要前慢后快，所以結(jié)構(gòu)式為： 12=3223.3繪制結(jié)構(gòu)網(wǎng)在降速傳動(dòng)中，防止齒輪直徑過(guò)大而使徑向尺寸常限制最小傳動(dòng)比imin；升速時(shí)為防止產(chǎn)生過(guò)大的噪音和震動(dòng)常限制最大轉(zhuǎn)速比imax2。在主傳動(dòng)鏈任一傳動(dòng)組的最大變速范圍Rmax=(imax/imin)810。在設(shè)計(jì)時(shí)必須保證中間傳動(dòng)軸的變速范圍最小，根據(jù)中間傳動(dòng)軸變速范圍小的原則選擇結(jié)構(gòu)網(wǎng)。從而確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)如下：傳動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)網(wǎng)3.4繪制轉(zhuǎn)速圖確定傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)軸數(shù)：傳動(dòng)軸軸數(shù)=變速組數(shù)+定比傳動(dòng)副+1=5確定各級(jí)轉(zhuǎn)速繪制轉(zhuǎn)速圖：由nmin=31.5 r/min, =1.14,Z=12,得各級(jí)轉(zhuǎn)速：31.

7、5、45、63、90、125、180、250、355、500、710、1000、1400。得轉(zhuǎn)速圖：四、傳動(dòng)件估算4.1齒輪齒數(shù)第一傳動(dòng)組：查機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)表3-6，齒數(shù)和取72，傳動(dòng)比u1=1/2=1/2,u2=1/=1/1.41,u3=1/1=1,于是得軸齒輪齒數(shù)分別為：24、30、36。于是i1=24/48,i2=30/42,i3=36/36,可得軸上三聯(lián)齒輪齒數(shù)分別為：48、42、36。第二傳動(dòng)組：取Sz=84,傳動(dòng)比a1=1/3=1/2.8,a2=1/1,可得軸兩聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別為：22、42。于是得ai1=22/62,ai2=42/42,得軸上兩齒輪齒數(shù)分別為：62、42.第三傳

8、動(dòng)組：取Sz=90，傳動(dòng)比b1=1/4,b2=2,傳動(dòng)比為1/4為降速傳動(dòng)，取軸齒輪齒數(shù)為18，傳動(dòng)比為2升速傳動(dòng)，取軸齒輪齒數(shù)為30。于是得bi1=18/72, bi2=60/30,得軸兩聯(lián)動(dòng)齒輪的齒數(shù)分別為18、60，得軸兩齒輪齒數(shù)分別為72、30。4.2傳動(dòng)系統(tǒng)圖根據(jù)軸數(shù)，齒輪副，電動(dòng)機(jī)等已知條件可有如下系統(tǒng)圖：4.3帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速n=1440r/min,傳遞功率P=7.5KW,傳動(dòng)比i=2.03，兩班制，一天運(yùn)轉(zhuǎn)16.1小時(shí)，工作年數(shù)10年。1.確定計(jì)算功率 取Ka=1.1,則Pca=KaP=1.1×7.5=8.25KW。2.選取V帶型 根據(jù)小齒輪的轉(zhuǎn)速和計(jì)算功率，選B

9、 型帶。3.確定帶輪直徑和驗(yàn)算帶速。 查表小帶輪基準(zhǔn)直徑d1=125mm, d2=125×i=125×2.03=254mm,驗(yàn)算帶速成=d1n160×1000其中 n1-小帶輪轉(zhuǎn)速，r/min； d1-小帶輪直徑，mm；帶入數(shù)值=3.14×125×140060×1000=9.42m/s5,25,合適。4. 確定帶傳動(dòng)的中心距和帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度。  設(shè)中心距為a0,則：0.55（d1+d2）a2(d1+d2),于是，208.45a758,取中心距為a0=400mm.帶長(zhǎng)L0=2a0+2(d1+d2)+(d2-d1)24a0,得L0

10、=1450mm,查表取相近的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld, Ld=1400mm。帶傳動(dòng)實(shí)際中心距a=a0+Ld-L02=397.5。5. 驗(yàn)算小帶輪的包角。一般小帶輪的包角不應(yīng)于120°。1180°-d2-d1a×57.3°=161.4°>120°。合適。6.確定帶的根數(shù)。Z=其中： -時(shí)傳遞功率的增量； -按小輪包角，查得的包角系數(shù)； -長(zhǎng)度系數(shù)； 為避免V型帶工作時(shí)各根帶受力嚴(yán)重不均勻，限制根數(shù)不大于10。 7.計(jì)算帶的張緊力 其中： -帶的傳動(dòng)功率,KW； v-帶速,m/s； q-每米帶的質(zhì)量，kg/m；取q=0.17kg/m。 v =

11、1440r/min = 9.42m/s。 8.計(jì)算作用在軸上的壓軸力 4.4各傳動(dòng)組齒輪模數(shù)的確定和校核模數(shù)的確定：第一傳動(dòng)組：分別計(jì)算各齒輪模數(shù)先計(jì)算24齒齒輪的模數(shù)：其中: -公比 ； = 2； -電動(dòng)機(jī)功率； = 7.5KW； -齒寬系數(shù)； -齒輪傳動(dòng)許允應(yīng)力; -計(jì)算齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)速。 ， 取= 600MPa,安全系數(shù)S = 1。 由應(yīng)力循環(huán)次數(shù)選取 ，取S=1，。 取m = 4mm。 按齒數(shù)30的計(jì)算，可取m = 4mm； 按齒數(shù)36的計(jì)算，, 可取m = 4mm。 于是傳動(dòng)組a的齒輪模數(shù)取m = 4mm，b = 32mm。 軸上齒輪的直徑： 。 軸上三聯(lián)齒輪的直徑分別為： 第二傳動(dòng)組：

12、 確定軸上另兩聯(lián)齒輪的模數(shù)。 按22齒數(shù)的齒輪計(jì)算： 可得m = 4.8mm； 取m = 5mm。 按42齒數(shù)的齒輪計(jì)算： 可得m = 3.55mm； 于是軸兩聯(lián)齒輪的模數(shù)統(tǒng)一取為m = 5mm。于是軸兩聯(lián)齒輪的直徑分別為： 軸上與軸兩聯(lián)齒輪嚙合的兩齒輪直徑分別為： c傳動(dòng)組： 取m = 5mm。軸上兩聯(lián)動(dòng)齒輪的直徑分別為： 軸四上兩齒輪的直徑分別為： 4.4 齒輪強(qiáng)度校核：計(jì)算公式4.5校核第一組傳動(dòng)組齒輪校核齒數(shù)為24的即可，確定各項(xiàng)參數(shù)1. P=8.25KW,n=710r/min,2.確定動(dòng)載系數(shù)：齒輪精度為7級(jí)，由機(jī)械設(shè)計(jì)查得使用系數(shù)3.4.確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)非對(duì)稱 ,查

13、機(jī)械設(shè)計(jì)得5.確定齒間載荷分配系數(shù): 由機(jī)械設(shè)計(jì)查得6.確定動(dòng)載系數(shù): 7.查表 10-5 8.計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。 圖10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合適。4.6校核第二傳動(dòng)組齒輪1.校核齒數(shù)為22的即可，確定各項(xiàng)參數(shù) P=8.25KW,n=355r/min,2.確定動(dòng)載系數(shù)：齒輪精度為7級(jí)，由機(jī)械設(shè)計(jì)查得使用系數(shù)3.4.確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)非對(duì)稱 ,查機(jī)械設(shè)計(jì)得5.確定齒間載荷分配系數(shù): 由機(jī)械設(shè)計(jì)查得6.確定動(dòng)載系數(shù): 7.查表 10-5 8.計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。 圖10-18查得 ,S = 1.

14、3 ， 故合適。4.7校核c傳動(dòng)組齒輪1.校核齒數(shù)為18的即可，確定各項(xiàng)參數(shù) P=8.25KW,n=355r/min,2.確定動(dòng)載系數(shù)：齒輪精度為7級(jí)，由機(jī)械設(shè)計(jì)查得使用系數(shù)3.4.確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)非對(duì)稱,查機(jī)械設(shè)計(jì)得5.確定齒間載荷分配系數(shù): 由機(jī)械設(shè)計(jì)查得6.確定動(dòng)載系數(shù): 7.查表 10-5 8.計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。 圖10-18查得 ,S = 1.3 ， 故合適。五、主軸撓度的校核5.1確定各軸最小直徑1.軸的直徑：2.軸的直徑：3.軸的直徑：4.主軸的直徑：5.2軸的校核軸的校核：通過(guò)受力分析，在一軸的三對(duì)嚙合齒輪副中，中間的兩對(duì)齒

15、輪對(duì)軸中點(diǎn)處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來(lái)進(jìn)行校核 。軸、軸的校核同上。六、主軸最佳跨距的確定6.1選擇軸頸直徑,軸承型號(hào)和最佳跨距400mm車床，P=7.5KW.前軸頸應(yīng)為75-100mm,初選=100mm,后軸頸取,前軸承為NN3020K,后軸承為NN3016K,根據(jù)結(jié)構(gòu),定懸伸長(zhǎng)度6.2 求軸承剛度考慮機(jī)械效率主軸最大輸出轉(zhuǎn)距床身上最大加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)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(shè) 前后支撐分別為根據(jù) 。七、各傳動(dòng)軸支承處軸承的選擇 主軸 前支承：NN3020K;中支承：N219E;后支承：NN3016K 軸 前支承：30207;后支承：30207 軸 前支承：30207;中支承：NN3009;后支承：30207 軸 前支承：30208;后支承：30208八、主軸剛度的校核81 主軸圖:8.2 計(jì)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(dāng)量外徑主軸剛度：由于故根據(jù)式（10-8）對(duì)于機(jī)床的剛度要求，取阻尼比當(dāng)v=50m/min,s=0.1mm/r時(shí),取 計(jì)算 可以看出，該機(jī)床主軸是合格的.九、總結(jié)對(duì)于這次實(shí)習(xí)，開(kāi)始真的是不知道從哪里下手，設(shè)計(jì)也是比較繁瑣的，用到的知識(shí)也是幾乎涵