《金属切削机床设计说明书.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《金属切削机床设计说明书.docx（33页珍藏版）》请在taowenge.com淘文阁网|工程机械CAD图纸|机械工程制图|CAD装配图下载|SolidWorks_CaTia_CAD_UG_PROE_设计图分享下载上搜索。
1、金属切削机床课程设计说明书设计题目：中型一般车床主轴变速箱设计学院： 机械工程学院专业：机械设计制造及其自动化姓名：学号： 指导教师：贵州大学机械工程学院机制专业贵州大学机制 082 班课程设计说明书机械加工设备课程设计任务书一、 设计题目：中型一般车床主轴变速箱设计二、 设计参数：床身上最大工件回转直径：320mm 主电机功率：4KW主轴最高转速：1500r/min 主轴最低转速：33.5r/min三、 设计要求1、主轴变速箱传动设计及计算2、主轴变速箱构造设计3、绘制主轴变速箱装配图4、编写设计说明书四、 设计时间开头：2023 年 01 月 02 日完毕：2023 年 01 月 13 日
2、学生姓名： 指导教师：名目10一、传动设计1.1 电机的选择1.2 运动参数1.3 拟定构造式1.3.1 确定变速组传动副数目1.3.2 确定变速组扩大挨次1.4 拟定转速图验算传动组变速范围1.5 确定齿轮齿数1.6 确定带轮直径1.6.1 确定计算功率 Pca 1 .6.2 选择 V 带类型1.6.3 确定带轮直径基准并验算带速 V1.7 验算主轴转速误差1.8 绘制传动系统图二、估算主要传动件，确定其构造尺寸2.1 确定传动件计算转速2.1.1 主轴计算转速2.1.2 各传动轴计算转速2.1.3 各齿轮计算转速2.2 初估轴直径2.2.1 确定主轴支承轴颈直径2.2.2 初估传动轴直径2
3、.3 估算传动齿轮模数2.4 片式摩擦离合器的选择及计算2.4.1 打算外摩擦片的内径d02.4.2 选择摩擦片尺寸2.4.3 计算摩擦面对数 Z2.4.4 计算摩擦片片数2.4.5 计算轴向压力 Q2.5 V 带的选择及计算2.5.1 初定中心距a02.5.2 确定 V 带计算长度 L 及内周长 LN2.5.3 验算 V 带的挠曲次数2.5.4 确定中心距 a2.5.5 验算小带轮包角12.5.6 计算单根 V 带的额定功率 Pr2.5.7 计算 V 带的根数三、构造设计3.1 带轮的设计3.2 主轴换向机构的设计3.3 制动机构的设计3.4 齿轮块的设计3.5 轴承的选择3.6 主轴组件的
4、设计3.6.1 各局部尺寸的选择3.6.1.1 主轴通孔直径3.6.1.2 轴颈直径3.6.1.3 前锥孔尺寸3.6.1.4 头部尺寸的选择3.6.1.5 支承跨距及悬伸长度3.6.2 主轴轴承的选择3.7 润滑系统的设计3.8 密封装置的设计四、传动件的验算4.1 传动轴的验算4.2 键的验算4.2.1 花键的验算4.2.2 平键的验算4.3 齿轮模数的验算4.4 轴承寿命的验算五、设计小结六、参考文献一、传动设计1.1 电机的选择（1） 床身上最大回转直径：320mm（2） 主电机功率：4KW（3） 主轴最高转速：1500r/min参考机床主轴变速箱设计指导以下简称设计指导P16 选择Y1
5、12M-4 型三相异步电动机。1.2 运动参数变速范围 Rn=vmax1500/33.5=44.8jZ -1vmin对于中型车床，j 1.26 或j 1.41 此处取j 1.41 得转速级数 Z=12。查设计指导P6 标准数列表得转速系列为：33.5、47.5、67、95、132、190、265、375、530、750、1060、1500。1.3 拟定构造式1.3.1 确定变速组传动副数目实现 12 级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合：12341243123221223212223在上列两行方案中，第一行的方案有时可以节约一根传动轴，缺点是有一个传动组内有四个传动副。如用一个四联滑
6、移齿轮，则会增加轴向尺寸；假设用两个双联滑移齿轮，操纵 机构必需互锁以防止两个双联滑移齿轮同时啮合，所以少用。依据传动副数目安排应“前多后少”的原则，方案12322 是可取的。但是，由于主轴换向承受双向离合器构造，致使轴尺寸加大，此方案也不宜承受，而应选用方案 12232。1.3.2 确定变速组扩大挨次12=232 的传动副组合，其传动组的扩大挨次又可以有以下6 种形式：、 、 A12=232B12=232126142、 C12 =232316、 E12=232241D12=232、 613、 F12=232621依据级比指数要“前疏后密”的原则，应选用方案A。然而，然而，对于所设计的机构，将
7、会消灭两个问题： 第一变速组承受降速传动图a时，由于摩擦离合器径向构造尺寸限制，在构造上要求有一齿轮的齿根圆大于离合器的直径，使得轴上的齿轮直径不能太小，轴上的齿 轮则会成倍增大。这样，不仅使-轴间中心距加大，而且-轴间的中心距也会加大， 从而使整个传动系统构造尺寸增大。这种传动不宜承受。 假设第一变速组承受升速传动图 b，则轴至主轴间的降速传动只能由后两个变速组担当。为了避开消灭降速比小于允许的极限值，常常需要增加一个定比降速传动组， 使系统构造简洁。这种传动也不是抱负的。316假设承受方案C、12 =2 3 2 图c 则可解决上述存在的问题。其构造网如以以下图所示：1.4 拟定转速图及验算
8、传动组变速范围其次扩大组的变速范围R2j 6 8，符合设计原则要求，方案可用。由其次扩大组的变速范围R2j 6 8 R max 可知其次扩大组两个传动副的传动必然是传动比的极限值。所以转速图拟定如下：1.5 确定齿轮齿数变速组第一变速组a其次变速组b第三变速组c齿数和727290查金属切削机床表 81 各种传动比的适用齿数求出各传动组齿轮齿数如下表：齿轮Z1Z* 1Z2Z* 2ZZ*Z4Z* 4ZZ*ZZ*Z7Z*3355667齿数2448423019532448304260301872传动过程中，会承受三联滑移齿轮，为避开齿轮滑移中的干预，三联滑移齿轮中最大和次大齿轮之间的齿数差应大于 4。
9、所选齿轮的齿数符合设计要求。1.6 确定带轮直径1.6.1 确定计算功率 Pca由机械设计表 87 查得工作状况系数KA =1.1 故Pca KA P1.144.4KW1.6.2 选择 V 带类型据Pca、nE 的值由机械设计图 811 选择A 型带。1.6.3 确定带轮直径基准并验算带速 V由机械设计表 86、表 88，取小带轮基准直径d 118mm。1验算带速VV d n /(601000) 1181440/(601000)8.897m/s1E由于 5m/sV30m/s,所以带轮适宜。定大带轮直径d2d i d 1 1440/75011810.02222.03mm21 带的滑动系数，一般取
10、 0.02据机械设计表 88，取基准直径d 224mm。21.7 验算主轴转速误差主轴各级实际转速值用下式计算：dn = n (1- )1 u u uEd1232式中 u u u 分别为第一、其次、第三变速组齿轮传动比；123En为电机的满载转速 ； 取 0.02。转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差确实定值表示： n = |nn”n”|10 -1%101.411%=4.1%主轴转速抱负转速n133.5n247.5n367n495n5132n6190实际转速33.547.367.194.6133.4188.1转速误差%00.40.10.410.5主轴转速n7n8n9n10n11n12抱负转
11、速26537553075010601500实际转速265.2373.9527.2743.41054.51486.8转速误差%0.10.30.50.90.50.9其中n ” 主轴抱负转速把数据依次代入公式得出下表转速误差满足要求，数据可用。1.8 绘制传动系统图二、估算主要传动件，确定其构造尺寸2.1 确定传动件计算转速2.1.1 主轴计算转速主轴计算转速是第一个三分之一转速范围内的最高一级转速，即j Z -1n = njmin3=93.9r/min 即 n4=95r/min;2.1.2 各传动轴计算转速轴可从主轴为 95r/min 按 18/72 的传动副找上去，似应为 375r/min。但是
12、由于轴上的最低转速 132r/min 经传动组c 可使主轴得到 33.5r/min 和 265r/min 两种转速。265r/min 要传递全部功率，所以轴的计算转速应为132r/min。轴的计算转速可按传动副b 推上去， 得 375r/min。轴的计算转速为 750r/min。轴计算转速nj75037513295各轴的计算转速列表如下齿轮 Z1Z * 1Z2Z * 2Z 3Z * 3Z4Z * 4ZZ5Z * 5Z6Z * 67Z * 72.1.3 各齿轮计算转速齿数2448423019532448304260301872nj750375750106037513237519037526513
13、2265375952.2 初估轴直径2.2.1 确定主轴支承轴颈直径据电机的功率参考机械制造工艺金属切削机床设计指南以下简称设计指南表4.23，取主轴前轴颈直径D = 80mm，后轴颈直径D = 0.70.9D ，取D = 60 mm。12122.2.2 初估传动轴直径按扭转刚度初步计算传动轴直径4Nnj jd = 91式中 d 传动轴危急截面处直径；N 该轴传递功率KW； N= N ；d 从电机到该传动轴间传动件的传动效率不计轴承上的效率，对估算传动轴直径影响不大可无视；n该轴计算转速r/min；jj 该轴每米长度允许扭转角据设计指导P32 这些轴取j =1deg/m。轴长度64060074
14、0840依据传动系统图上的传动件布置状况初步估量各轴长度如下表对轴d 914Nnj j 910.96 44 750 640 1100028mm对轴4Nnjjd 91 9135mm44 0.96 0.97375 600 11000对轴d 914Nnjj 9144 0.96 0.97 0.97132 740 1100040mm考虑到轴是花键轴所以轴直径作为花键轴小径,据设计指南附表2.31 取d 28mm，1花键规格NdDB(键数小径大径键宽)832287；d 35mm，花键规格 N2dDB(键数小径大径键宽)8403510；d 40mm，花键规格NdD3轴直径283540花键6322876403
15、5106454012B(键数小径大径键宽)8454012。综上对传动轴直径估算结果如下2.3 估算传动齿轮模数参考设计指导P36 中齿轮模数的初步计算公式初定齿轮的模数按齿轮弯曲疲乏的估算N3nZjm 32mmw按齿面点蚀的估算3NnjA 370mm2Ajm = z + z*ii式中 N 该轴传递功率KW； N= N ；d 从电机到该传动轴间传动件的传动效率不计轴承上的效率；n j 大齿轮的计算转速r/min；Z 所算齿轮的齿数；A齿轮中心距同一变速组中的齿轮取同一模数，按工作负荷最重通常是齿数最小的齿轮进展计算， 然后取标准模数值作为该变速组齿轮的模数。据设计指导P32 取每两传动轴间传动件
16、的传动效率0.97传动组a 中34 0.96750 24按齿轮弯曲疲乏的估算N3nZjm 32wmm = 321.91mm按齿面点蚀的估算A 3702Amm3703Nnj34 0.963752 80.3580.35mmm jz1取标准模数m2.5mm 传动组b 中mm2.23mm+z*7214 0.96 0.973375 19按齿轮弯曲疲乏的估算N3nZjm 32wmm = 322.58 mm34 0.96 0.97132按齿面点蚀的估算3NnjA 370mm370112.6mm2 A2 112.6m mm3.13mmj取标准模数m4mm 传动组c 中z+ z*723334 0.96 0.97
17、 0.97375 18按齿轮弯曲疲乏的估算N3nZjm 32wmm = 322.60mm按齿面点蚀的估算3NnjA 3702 Am mm3704 0.96 0.97 0.973952 124.43mm2.77mm124.43mmj取标准模数m3mmz+ z*90662.4 片式摩擦离合器的选择及计算2.4.1 打算外摩擦片的内径d0构造为轴装式，则外摩擦片的内径d 比安装轴的轴径D 大 26 mm 有0d D+(26)36+(26) 3842mm取d 42mm002.4.2 选择摩擦片尺寸参考设计指导P41 表摩擦片尺寸及花键规格自行设计摩擦片的尺寸如以下图244269090983832外摩擦
18、片厚度 1.5内摩擦片2.4.3 计算摩擦面对数 Z12MnK 103KZ =z fp(D3- d 3 )KvKm /0式中 Mn额定动扭矩；Mn9550 N 9550nj4750 0.96 48.90NmK1.31.5；取 K1.3；f摩擦片间的摩擦系数；查设计指导表 12 f0.6摩擦片材料 10 钢，油润P摩擦片根本许用比压；查设计指导表12 P1.0MPa摩擦片材料 10钢，油润；D摩擦片内片外径 mm；d 外摩擦片的内径mm；0K速度修正系数；V依据平均圆周速度1.62m/s查设计指导表 13 近似取为 1.3；K结合次数修正系数；查设计指导表13 取为 0.84；mK接合面修正系数
19、；z把数据代入公式得KZ10.8查设计指导表 13 取 Z14z2.4.4 计算摩擦片片数摩擦片总片数Z115 片2.4.5 计算轴向压力 QQ 40(D 2 - d 2 ) pKv0(902 - 422 ) 0.81.240478N2.5 V 带的选择及计算2.5.1 初定中心距a0由前面局部V 带轮直径的选择结合公式有a 0.62 d d0120.62118224205.2684 mm取 a 500 mm02.5.2 确定 V 带计算长度 L 及内周长 LN(d- d )2L 2 a00 (d 21+ d ) +2124a02500(118 + 224) +(224 - 118)224 5
20、001542.8 mm据设计指导P30 表计算长度取L1625 mm，内周长 L1600 mm。N2.5.3 验算 V 带的挠曲次数1000mv L40 次/s式中 m带轮个数；把数据代入上式得 10.9540 次/s，数据可用。2.5.4 确定中心距 aa aL - L01625 - 1542.8500541.1 mm022取a542 mm2.5.5 验算小带轮包角1d180o 21d-a1 57.3o180o 224 - 118 57.3o542168.8o 120o满足要求。2.5.6 计算单根 V 带的额定功率 Pr由d 118min 和 n111440r/min,查机械设计表 84a
21、 得 P0=1.76KW；据 n 1440r/min 和 i2.23 和A 型带，查机械设计表 84b 得 P10=0.17KW；查机械设计表 85 得 K0.98；查机械设计表 82 得 机械设计表 85 得 K0.99；L有 P Pr0 P KK0L1.760.170.980.991.872.5.7 计算 V 带的根数carZ P/ P =4.4/1.872.35取 Z3 根三、构造设计3.1 带轮的设计依据 V 带计算，选用 3 根 A 型 V 带。由于轴安装摩擦离合器及传动齿轮，为了改善它们的工作条件，保证加工精度，承受卸荷式带轮构造输入。如以下图，带轮支承在轴承外圆上，而两轴承装在与
22、箱体固定的法兰盘上，扭矩从端头花键传入。3.2 主轴换向机构的设计主轴换向比较频繁，才用双向片式摩擦离合器。这种离合器由内摩擦片、外摩擦 片、滑动套筒、螺母、钢球和空套齿轮等组成。离合器左右两部门构造是一样的。左离合器传动主轴正转，用于切削加工。需要传递的转矩较大，片数较多。右离合器用来传动主轴反转，主要用于退回，片数较少。这种离合器的工作原理是，内摩擦片的花键孔装在轴的花键上，随轴旋转。外 摩擦片的孔为圆孔，直径略大于花键外径。外圆上有4 个凸起，嵌在空套齿轮的缺口之中。内外摩擦片相间安装。移动套筒 4 时，钢球沿斜面对中心移动并使滑块 3、螺母 1 向左移动，将内片与外片相互压紧。轴的转矩
23、便通过摩擦片间的摩擦力矩传递给齿轮，使主轴正传。同理，当滑块 7、螺母 8 向右时，使主轴反转。处于中间位置时，左、右离合器都脱开，轴以后的各轴停转。摩擦片的间隙可通过放松销6 和螺母 8 来进展调整。摩擦片的轴向定位是由两个带花键孔的圆盘实现。其中一个圆盘装在花键上，另 一个装在花键轴的一个环形沟槽里，并转过一个花键齿，和轴上的花键对正，然后用螺钉把错开的两个圆盘连接起来。构造如以以下图所示123456783.3 制动机构的设计依据制动器的设计原理，将其安装在靠近主轴的较高转速的轴，在离合器脱开时制动主轴，以缩短关心时间。此次设计承受带式制动器。该制动器制动盘是一个钢制圆盘，与轴用花键联接，
24、周边围着制动带。制动带是一条刚带，内侧有一层酚醛石棉以增加摩擦。制动带的一端与杠杆连接。另一端与箱体连接。为了操纵便利并保证离合器与制动器的联锁运动，承受一个操纵手柄把握。当离合器脱开时，齿条处于中间位置，将制动带拉紧。齿条轴凸起的左、右边都是凹槽。左、右离合器中任一个结合时，杠杆都按顺时针方向摇摆，使制动带放松。3.4 齿轮块的设计机床的变速系统承受了滑移齿轮变速机构。依据各传动轴的工作特点，根本组(传动 组 b)滑移齿轮承受平键联接装配式齿轮，固定齿轮用独立式；第一扩大组(传动组 a)的滑移齿轮承受了整体式滑移齿轮；其次扩大组(传动组 c)传动转矩较大用平键联接装配式齿轮，此时平键传递转矩
25、，弹性挡圈轴向固定，简洁、工艺性好、构造便利。全部滑移齿轮与传动轴间均承受花键联接。从工艺角度考虑，其他固定齿轮主轴上的齿轮除外也承受花键联接。由于主轴直径较大，为了降低加工本钱而承受了单键联接。由各轴的圆周速度参考设计指导P53,轴间传动齿轮精度为 877Dc， 轴间齿轮精度为 766 Dc。齿轮材料为 45 钢，承受整体淬火处理。齿轮Z*齿数nj分度圆直径齿顶圆直径齿底圆直径依据前面初估的模数计算齿轮直径由于轴根本组的大齿轮会和离合器相干预相碰，因而对第一扩大组的齿轮模数进展调整，调为 m=4mm,并取为统一模数。各齿轮参数如下表ZZZZZZ112233424484230195324750
26、375750106037513237596192168120762129610420017612884220104861821581106620286齿轮宽32303032323032齿轮Z *4Z5Z* 5Z6Z* 6Z7Z* 7齿数48304260301872nj19037526513226537595分度圆直径19212016824012072288齿顶圆直径20012817624812880296齿底圆直径18211015823011062278齿轮宽303230303233303.5 轴承的选择为了便利安装，轴上传动件的外径均小于箱体左侧支承孔直径，均承受深沟球轴承。为了便于装配和轴
27、承间隙调整，、轴均承受圆锥滚子轴承。滚动轴承均承受E 级精度。3.6 主轴组件的设计3.6.1 各局部尺寸的选择3.6.1.1 主轴通孔直径参考设计指导P5，取主轴通孔直径d37mm。3.6.1.2 轴颈直径据前面的估算主轴前轴颈直径D = 80mm，后轴颈直径D =60mm。123.6.1.3 前锥孔尺寸据车床最大回转直径 320mm，参考设计指导P61 表莫氏锥度号选 5；其标准莫氏锥度尺寸如下大端直径简图莫氏号锥D度d长度DLLdD544.3991：19.0221303.6.1.4 头部尺寸的选择承受短圆锥式的头部构造，悬伸短，刚度好。参考设计指导P63 的图及P64 表的主轴头部尺寸如
28、以以下图所示56,6110.0+ 03658.2408177”30”1222133513.6.1.5 支承跨距及悬伸长度为了提高刚度，应尽量缩短主轴的悬伸长度a，适中选择支承跨距L。取 L/a3.24，由头部尺寸取a100mm 则 L324mm。3.6.2 主轴轴承的选择为提高刚度，主轴承受三支承，前支承和中支承为主要支承，后支承为关心支承。这是由于主轴上的传动齿轮集中在前部；简洁满足主轴的最正确跨距要求；箱体上前、中支承的同轴度加工简洁保证，尺寸公差也易把握。前轴承选用一个型号为 32316 的圆锥滚子轴承，中轴承选一个用型号为 30214 的圆锥滚子轴承，后轴承选用一个型号为 6312 深
29、沟球轴承。前轴承D 级精度，中轴承E 级精度， 后轴承 E 级精度。前轴承内圈协作为k5，外圈协作为M6；中轴承内圈协作为js5，外圈协作为 K6；后轴承内圈协作为js6，外圈协作为H7。3.7 润滑系统的设计主轴箱内承受飞溅式润滑，油面高度为 65mm 左右，甩油环浸油深度为 10mm 左右。润滑油型号为：IIJ30。卸荷皮带轮轴承承受脂润滑方式。润滑脂型号为：钙质润滑脂。3.8 密封装置的设计轴轴颈较小，线速度较低，为了保证密封效果，承受皮碗式接触密封。而主轴直径大、线速度较高，则承受了非接触式密封。卸荷皮带轮的润滑承受毛毡式密封，以防止外界杂物 进入。详见开放图。四、传动件的验算4.1
30、传动轴的验算轴的刚度较低，故而在此处进展验算。其受力简化如以以下图所示T1T2CFrBARC168b320aRAN40.96T T =9.5510621n 9.55106 75048896 Nmm齿轮受到的径向力 Fr2 T2tan / d1248896tan 20o/96370.8 N对于传动轴主要验算轴上装齿轮和轴承处的挠度y 和倾角 。轴上有一段为花键轴， 但长度在轴上的比例不大，全轴按圆轴算。轴平均直径求的d28mm，则 d 4 284截面惯性矩I30171.9 mm46464按设计指导P34 有关公式计算对 B 点y Fr a 2b2 /3EI l370.8 3202 1682 3
31、2.1 108 30171.9 4881.1610 4 mm查设计指导P33 表对一般传动轴许用挠度 Y 0.00030.0005 l 0.00030.0005 4480.14640.244 mm；对装有齿轮的轴许用挠度Y0.010.03m0.010.0340.040.12 mm；满足要求。Fabb - aB3EIl370.8 320 168 1683203 2.1 108 30171.9 4883.2710-7 rad查设计指导P33 表许用 0.001rad满足要求。 对A 点Fab(a + 2b)A6EIl370.8 320 168 320 + 2 1686 2.1 108 30171.
32、9 488对 C 点7.0510-7 radFab(b + 2a)A6EIl370.8 320 168 168 + 2 3206 2.1 108 30171.9 4888.6810-7 rad查设计指导P33 表许用 0.001rad满足要求。综上，轴的刚度满足要求。4.2 键的验算4.2.1 花键的验算花键键侧工作外表的挤压应力为8Ts=maxsjy(D 2 - d 2 )lzjjy式中：s计算挤压应力；MpjyTmaxTmax花键传递的最大扭矩；Nm m9.55 106 N，N该轴传递的最大功率，nnj该轴的计算转速；jD、d 花键的外径和内径；mm z 花键的齿数；l 工作长度；mmj
33、载荷分布不均匀系数，j 0.70.8；取j 0.75 s许用挤压应力，查机械设计表 63，s100140Mp，jyjy取s130 Mp；jy对轴花键9.55 106 4 0.96Tmax75048896 Nm m对轴装离合器处花键D36mmd32 mmz6l 18 mm则8 48896sjy(322 - 282 ) 18 6 0.7520.1Mps满足要求。jy对轴装带轮处花键D30mmd26mmz6l 40 mm则8 48896sjy(302 - 262 ) 40 6 0.759.7Mps满足要求。jy所以轴花键满足要求。对轴花键Tmax9.55 106 4 0.96 0.973759485
34、8 Nm mD40mmd35mmz6 l 70 mm则8 94858sjy(402 - 352 ) 70 6 0.756.4Mps满足要求。jy对轴花键Tmax9.55 106 4 0.96 0.97 0.98132264094 Nm mD45mmd40mmz6 l 110mm则8 264094sjy(452 - 402 ) 110 6 0.7510.0Mps满足要求。jy4.2.2 平键的验算一般平键的强度条件2T 103pkldsp式中：计算挤压应力；MppT传递的转矩；Nmk 键与轮毂槽的接触高度， k 0.5h，此处h 为键的高度；mml 键的工作长度；mmd 轴的直径；mm s p 键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，查机械设计表62，此处键、轴、轮毂三者材料都是钢s p 100120M Mp，取s p 110 Mp；对轴三联齿轮出A 型平键b h=16 10 , L=56T 48.896 Nmk 0.5h0.5105 mml L-b=40