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1、金属切削机床课程设计任务书 题目:设计某机床的主传动系统 学生呈缴设计日期2007年6月10日 给予本设计的基本条件 设计说明书应包含的内容（1）主传动设计（2）动力设计（包括零件及组件的初步计算和验算）（3）结构设计（主要结构分析）（4）参考文献 本设计应完成的图纸零号图纸（机床主轴变速箱的展开图）一张 本设计答疑人 时间分配比例： 发题： 2008年4月20日 开始： 2008年4月21 日 完成： 2008年6月10 日8. 设计人员：设计过程：计 算 及 说 明结 果1.设计目的通过机床主运动机械变速传动系统得结构设计，在拟定传动和变速的结构方案过程中，得到设计构思、方案分析、结构工艺
2、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，并具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。2.设计步骤运动设计确定转速范围：2.1.2确定公比：2.1.3转速级数：2.1.4结构分析式。; ; 从电动机到主轴主要为降速传动，若使传动副较多的传动组放在较接近电动机处可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，节省材料，也就是满足传动副前多后少的原则，因此取方案在降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比 在升速时为防止产生过大的噪音和震动常限制最大转速比。在主传动链任一传动组的最大变速范围。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小
3、， 根据中间传动轴变速范围小的原则选择结构网。根据电动机到主轴一般为降速传动，接近电动机出的零件转速较多，从而转矩较小，尺寸也较小；传动副较多的传动组放在接近电动机处，可使小尺寸的零件多些，可节省材料。从而确定结构网如下： 检查传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组： 其中， 所以，合适。2.1.5绘制转速图选择电动机一般车床若无特殊要求，多采用Y系列封闭式三相异步电动机，根据原则条件选择Y-132M-4型Y系列笼式三相异步电动机。分配总降速传动比由，及结合金属切削机床表7-1各级转速依次为：, , , ,.确定传动轴轴数 轴数根。绘制转速图循传动副前多后少，传动线前密后疏，降速要前慢后快的
4、原则；速时最大传动比，降速时最小传动比，画转速图如下所示:确定各变速组传动副的齿数1.如图传动组a: ，由金属切削机床表查得，为，查得 取，则从表中查出小齿数分别为45，49，51，即，2.传动组b: , 查表8.1，=1.12，1.，查得 取，则从表中查出小齿轮齿数分别为28，32，34，即，3.传动组c: ，查表8.1，=，查得取，小齿轮齿数分别为25，27，即，。绘制传动系统图根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图： 动力设计各轴转速确定： 1.确定主轴计算转速：主轴的计算转速为2.各传动轴的计算转速： a.轴根据计算转速，计算转速为： b.轴根据计算转速，计算转速为： c.轴
5、I根据轴计算转速，计算转速为：d.主轴转速误差核算：，则 因0.7%1.2%，所以合适带传动设计：电动机转速n=1440r/min,传递功率P=7.5KW,传动比i=2.286，两班制，一天运转16.1小时，工作年数10年。1.确定计算功率 ，2.选取V带型 根据小带轮的转速和计算功率，选A型带。3.确定基准直径 ，查手册，符合带轮直径标准。4.带速：速度小于25m/s-35m/s,符合要求。5.计算中心距：根据初步确定中心距，。带的基准长度，根据=由机械设计表5-6选带的基准长度。实际中心距，：6.验算包角7.确定皮带根数： 根据由n=1440r/min,i=,查机械设计表5-3、5-4得，
6、查机械设计表5-8、5-6得， 则取z=5根。8.计算预紧力：由机械设计知，查机械设计表5-2得q=0.1kg/m,故9.计算作用在轴上的压轴力由机械设计得各传动组齿轮模数的确定一般统一变速祖内的齿轮取相同的模数，选择负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式计算：（1）式中 ； u：大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，外啮合取“+”号，内啮合取“-”号； ：小齿轮的齿数； 齿宽系数，（B为齿宽，m为模数），=6-10； ：许用接触应力（MPa）.第传动组：，取S=1，u=，因，取查手册标准模数系列取，。第传动组：，查图=0.96，取S=1，因，取查手册标准模数系列取，第传动组：，查图，取S=1，因，
7、取查手册标准模数系列取，传动轴直径的确定各轴最小直径的确定 轴的直径：，轴的直径：，1轴的直径：，主轴孔直径的确定取 主轴孔直径主轴孔直径，取为50mm3.传动零件的校核齿轮的校核齿轮是按接触疲劳强度设计，因此对其进行弯曲疲劳强度校核。校核公式如下： （4）式中 N：传递的额定功率（） ：齿向载荷分布系数，机床设计手册表5.4-86； ：动载系数，机床设计手册表5.4-87; ：工作状况系数，有轻微冲击或中等冲击，取=1.2-1.6； ：寿命系数： ：齿轮的最低转速（） ：齿轮的工作期限近似认为，p为变速副数，取15000-2000h； ：基准循环次数，弯曲载荷取； ：弯曲载荷时，对正火,调质
8、整体淬硬件取，表面淬硬件（高频，渗碳，氮化等）取 ：小齿轮的齿数； ：齿轮的模数（）；：齿宽（）：齿形系数：计算转速（）=700（）a组：,， , , , b组：,， , , c组：,， , 4.主轴跨距的计算最大回转直径为，主轴孔直径前轴直径应为，初步选定，后轴直径，根据设计方案和结构定悬伸长度求轴承刚度前轴承参数：后轴承参数：主轴最大输出转矩：床身上最大加工直径约为最大回转直径的60%，即240切削力 背向力 故总作用力 故主轴前端受力为在估算时，先假设初值，故前后支承的反力和 根据金属切削机床公式可求出前、后轴承的刚度 则，主轴的当量直径故 惯性矩为按金属切削机床线图查得，与原假设相符，
9、所以最佳跨距为 5.主轴的刚度验算：（1）计算跨距 前支承圆锥孔双列短圆柱滚子轴承，后支承圆锥孔双列短圆柱滚子轴承。l=1200mm=1.2m（2）当量外径（3）主轴刚度：由于故 （4）切削力的确定 最大圆周切削力须按主轴输出全功率和最大扭矩确定之，如下公式： 式中 电动机额定功率（）；主传动系统总功率; 主轴计算转速（）；溜板上最大加工直径（） 对于普通车床 径向切削分力： 进给力： 切削合力：（5）切削力的作用点 设切削力的作用点到主轴前支承的距离为，则 为主轴前端悬伸长度； 对于普通车床，（为车床的中心高，当时） （6）静刚度验算作用在点引起的前端点的挠度 其中：，代入式中得到作用在两支
10、承之间时，主轴前端点的挠度 其中 ： ，其余与a中各值相同。 代入式中得到 点的综合挠度 水平坐标（或H）轴上的分量代数和为： 其中 代入式中得到 水平坐标（或V）轴上的分量代数和为： 其中 代入式中得到 综合挠度为： 综合挠度的方向角为： 求主轴组件的刚度是将主轴前端的切削负荷、转化为作用在点的等效载荷 代入式中得到 等效载荷的方向角为 则主轴组件的刚度值应为 即，所以可以看出该机床主轴是合格的。6.轴的校核：该轴的传递功率； 该轴的计算转速轴的校核验算一轴挠度为例以下各轴同此：（1）齿轮圆周力： 齿轮径向力； 圆周力、径向力的方向如图a所示。（2）计算轴承的支反力 垂直平面上的支反力见图b
11、所示 水平面上的支反力见图d所示 （3）画弯矩图画截面B处的弯矩垂直面上的弯矩图见图c所示 水平面上的弯矩图见图e所示 （4）合成弯矩M见图f所示 （5）画扭矩图见图g所示 （6）画计算弯矩图见图h所示 由 ，则截面B处的当量弯矩为 （7）按弯扭合成应力校核轴的强度 右图h可见截面B处的当量弯矩最大，故校核该截面的强度 查机械设计表82得。因，故安全。（8）计算一轴的挠度； 式中P ：外加载荷（N）；b=125mm l=300mm x=50mm4010 许用挠度：y=（0.010.03）m 所以y=0.009y 故符合条件。7.传动轴支承处轴承的选择 主轴 前支承：NN 3022K（GB/T
12、285-1994）；后支承：NN 3016K（GB/T 285-1994）； 轴 前支承、后支承：33208（GB/T 297-1994）；中支承：6209（GB/T 276-1994）； 轴 前支承、后支承：33209（GB/T 297-1994）；中支承：6310（GB/T 276-1994）； 轴 前支承、后支承：30310（GB/T 297-1994）；中支承：6311（GB/T 276-1994）； 选择轴的轴承进行校核 ， ,符合要求.9.总结 通过一周半的设计，金属切削机床的课程设计任务终于完成了.虽然设计的过程比较繁琐，而且刚开始还有些不知所措，但是在同学们的共同努力下，再加上
13、老师的悉心指导，我终于顺利地完成了这次设计任务。本次设计巩固和深化了课堂理论教学的内容，锻炼和培养了我综合运用所学过的知识和理论的能力，是我独立分析、解决问题的能力得到了强化.参考文献1王为汪建晓主编.机械设计.武汉:华中科技大学出版社,2007年2月2何志刚主编.互换性与测量技术(第三版).北京:中国农业出版社,1994年12月3大连理工大学工程画教研室主编.机械制图(第五版).北京:高等教育出版社,2003年8月4黄开榜 张庆春 那海涛 （第2版 ）.哈尔滨:哈尔滨工业大学出版社,2006年7月5工程学院机械制造教研室 主编.金属切削机床指导书.6（第4版 ）.北京:机械工业出版社,2007年2月7华东纺织工学院 哈尔滨工业大学 天津大学主编.机床设计图册.上海:上海科学技术出版社,1979年6月18级传动合适选择Y-132M-4型Y系列电动机各级转速依次为： 轴数5根各变速组传动副的齿数：各轴转速为：经过计算主轴转速误差合适V带带速符合要求带的基准长度中心矩a=307mm包角皮带根数z=5预紧力压轴力=3mm各轴最小直径：最佳跨距为 机床主轴是合格的。经校核所有轴的都安全 经校核所有轴的挠度都合适