最大加工直径为400mm的盘套类普通车床.doc

1、机电工程学院课程设计设计说明书设计题目： 最大加工直径为400mm的盘套类普通车床专业班级： 机械电子工程1班学生姓名： 指导教师： 2012年12月18日目录1. 总体方案分析32 . 总体参数分析32.1 车床规格32.2 确定极限转速42.3 主电机选择42.4 确定传动组及各传动组中传动副的数目42.5 传动式的拟定52.6 转速图的拟定63. 带传动的选择与校核63.1 V带传动的计算63.2 带轮结构设计84. 传动轴与齿轮设计84.1 传动轴的估算84.2 确定各轴转速84.3 传动轴直径的估算84.4 齿轮齿数的确定94.5 齿轮模数的计算104.6 齿宽确定124.7 齿轮结

2、构设计124.8 主轴计算135. 零件的选择与校核155.1 片式摩擦离合器的选择155.2 键的选择155.3 轴承的选择155.4 齿轮校验155.5轴承的校验166. 各部分尺寸的选择177. 润滑与密封188. 总结18参考文献191.总体方案分析根据设计题目的分析，加工400mm直径以下的盘套类零件的车床，现定卧式车床，电动机与变速箱的传动选为V带传动，变速箱内为齿轮传动，箱体内轴线采用三角形布置，输出轴在顶端，电机以及输入轴在低端，加工的零件较大，卡盘直径也比较大，导轨高度较低，进给箱和刀架呈立式结构整体结构草图主传动系统横剖草图2.总体参数分析2.1车床的规格车床的主参数（规格

3、尺寸）和基本参数（GB1582-79，JB/Z143-79）工件最大回转直径D(mm)正转最低转速nmin( )电机功率N（kw）公比转速级数Z40031.55.51.41122.2确定极限转速由nmin=31.5, =1.41,z=12确定各级转速，分别为1400、1000、710、500、355、250、180、125、90、63、45、31.5。2.3主电机选择合理的确定电机功率N，使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。已知电动机的功率是5.5KW，根据车床设计手册附录表2选Y132S-4，额定功率5.5，满载转速1440 ，最大额定转距2.2。

4、2.4确定传动组及各传动组中传动副的数目级数为Z的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有、个传动副。即 传动副中由于结构的限制以2或3为合适，即变速级数Z应为2和3的因子： ，可以有三种方案： 12=322；12=232；12=223；2.5传动式的拟定 12级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。在轴如果安置换向摩擦离合器时，为减少轴向尺寸，第一传动组的传动副数不能多，以2为宜。主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴上齿轮少些为好。最后一个传动组的传动副常选用2。综上所述，传动式为12=232。由于本次设计的机床错误！未找到

5、引用源。轴装有摩擦离合器，在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合器的直径。初选的结构式方案。2.6转速图的拟定1 正转转速图3主传动系图3.带传动的选择与校核3.1 V带传动的计算(1) 选择V带的型号根据公式式中P-电动机额定功率，-工作情况系数(此处取为1.1)。选择A型带2)确定带轮的计算直径，取主动轮基准直径=125。由公式 式中：-小带轮转速，-大带轮转速，-带的滑动系数，一般取0.02。所以 ，由机械设计V带带轮基准直径的标准系列，取圆整为250mm。实际传动比 传动比误差相对值 一般允许误差5%，所选大带轮直径可选。3)确定三角带速度按公式 在525m/s之间，满足带速要求。(4)

6、初定中心距带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取： 根据经验公式 即 ，取=500mm.(5)V带的计算基准长度 由机械设计表5-4，选取带轮的基准长度为。(6)确定实际中心距(7)验算小带轮包角，主动轮上包角合适。(8)确定V带根数由式 得= 0.17KW,= 1.92KW，=0.98，=0.99 所以取根.3.2 带轮结构设计 当。4. 传动轴与齿轮设计 4.1 传动轴的估算传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大变形。因此疲劳强度一般不失是主要矛盾，除了载荷很

7、大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变形。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。4.2 确定各轴转速 (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： 轴可从主轴90r/min按22/88的传动副找上去，轴的计算转速125r/min；轴的计算转速为500r/min；轴的计算转速为710r/min。4.3 传动轴直径的估算其中：P-电动机额定功率 K-键槽系数 A-系数-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；-该传动轴的计算转速。计算转速是传动件能传递全部功率的最低转速。各传动件的计算转速可以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确

8、定。查机械制造装备设计表3-11，I、II、III轴都是花键轴，;轴是单键轴，。1轴的直径：，取28mm.2轴的直径：，取30mm.3轴的直径：,取42.5mm.4主轴的直径：,取50mm.4.4 齿轮齿数的确定当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和及小齿轮的齿数可以从表3-9（机械制造装备设计）中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于1820。采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于4，以保证滑移是

9、齿轮外圆不相碰。第一组齿轮：传动比：, 查机械制造装备设计表3-9，齿数和取84=42，=42，=35，=49；第二组齿轮：传动比：,，齿数和取90：=18，=72，=45，=45，=30，=60；第三组齿轮：传动比：,齿数和取110：=73，=37，=22，=884.5 齿轮模数的计算(1)- 齿轮弯曲疲劳的计算： 齿面点蚀的计算： 取A=81，由中心距A及齿数计算出模数： 根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。取，所以取(2) -齿轮弯曲疲劳的计算：齿面点蚀的计算： 取A=127，由中心距A及齿数计算出模数： 根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。取 ，所以取(3)-

10、齿轮弯曲疲劳的计算：齿面点蚀的计算：，取A=140，由中心距A及齿数计算出模数： 根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。取，所以取(4)标准齿轮：从机械原理 表5-3查得以下公式：齿顶圆 齿根圆 分度圆 齿顶高 齿根高 齿轮的具体值见表齿轮尺寸表齿轮齿数z模数m分度圆d齿顶圆齿根圆齿顶高齿根高1423126132118.533.752423126132118.533.75335310511197.533.754493147153139.533.755183546046.533.756723216222198.533.757453135141127.533.75845313514112

11、7.533.759303909682.533.7510603180186172.533.7511733219225211.533.7512373111117103.533.7513223667258.533.7514883264270256.533.754.6 齿宽确定 由公式(610,m为模数)得：第一套啮合齿轮 第二套啮合齿轮 第三套啮合齿轮一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应主动轮比小齿轮齿宽大所以，4.7 齿轮结构设计当时，可做成腹板式结构，再考虑到加工问题，现敲定把齿轮14做成腹板式结构。其余做成实心结构。齿轮14计算如下

12、： ， 4.8主轴计算各轴间中心距的确定1）周向切削力的计算其中,故，故。2） 驱动力Q的计算参考车床主轴箱指导书，其中所以 3）轴承刚度的计算 这里选用4382900系列双列圆柱子滚子轴承 根据求得： 4）确定弹性模量，惯性距I；和长度。 轴的材产选用40Cr，查简明机械设计手册P6，有 主轴的惯性距I为： 主轴C段的惯性距Ic可近似地算： 切削力P的作用点到主轴前支承支承的距离S=C+W，对于普通车床，W=0.4H，（H是车床中心高，设H=200mm)。 则： 根据齿轮、轴承宽度以及结构需要，取b=60mm 计算切削力P作用在S点引起主轴前端C点的挠度 代入数据并计算得=0.1299mm。

13、 计算驱动力Q作用在两支承之间时，主轴前端C点子的挠度 求主轴前端C点的终合挠度水平坐标Y轴上的分量代数和为，计算得：=0.0297mm.。综合挠度。综合挠度方向角，又。因为，所以此轴满足要求。5. 零件的选择与校核5.1 片式摩擦离合器的选择根据JB/T9190-1999选用机械式多片双联离合器，因为安装在箱内，所以采取湿式。查表可得离合器参数H=2.5，模数m=2.5，离合器内外摩擦片总数为7，查离合器手册表1.2.6选用编号为2的离合器。5.2 键的选择 （1）带轮：选平键：18x8x7 （2）1轴：选平键：14x8x7,14x8x7（3）2轴：选导向键键：型号其尺寸b、h、L分别为（8

14、、5、28）, （8、5、63）（4）3轴：选三个平键，一个导向键：20x12x8,20x12x8,16x12x8导向键型号其尺寸b、h、L分别为（12、6、32）（5）4轴：选两个花键：型号其尺寸为8x50x58x105.3 轴承的选择床传动轴常采用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升、空载功率和噪声等方面，球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支撑孔的加工精度要求都比较高。因此球轴承用的更多。但是滚锥轴承内外圈可以分开，装配方便，间隙容易调整。所以有时在没有轴向力时，也常采用这种轴承。选择轴承的型号和尺寸，首先取决于承载能力，但也要考虑其他结构条件。故选用以下轴承：轴选用的是角接

15、触球轴承7206 其基本额定负荷为30.5KN轴选用的是角接触球轴承7208轴选用的是单列圆锥滚子轴承 代号为32900主轴承受较大径向和轴向载荷，选用的是双列圆锥滚子轴承 代号为352100能够满足承受条件。5.4 齿轮校验 在验算算速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进接触应力和弯曲应力的验算。这里要验算的是齿轮2，齿轮7，齿轮12这三个齿轮。 齿轮12的齿数为18，模数为4，齿轮的应力： 1）接触应力： u-大齿轮齿数与小齿轮齿数之比； -齿向载荷分布系数；-动载荷系数；-工况系数；-寿命系数查手册得假定齿轮工作寿命是48000h，故应力循环次数为查手册得，所以：

16、2） 弯曲应力： 查手册有Y=0.378，代入公式求得：=158.5Mpa 查手册得,齿轮的材产选，大齿轮、小齿轮的硬度为60HRC，故有，从图10-21e读出。因为：，故满足要求，另外两齿轮计算方法如上，均符合要求。5.5 轴承的校验 由于轴的转速是定值所以齿轮越小越靠近轴承，对轴承的要求越高。根据设计要求，应该对轴进行校核。 齿轮的直径 轴传递的转矩 Nm 齿轮受力 N 根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为 N N 因轴承在运转中有中等冲击载荷，又由于不受轴向力，按机械设计表10-5查得为1.2到1.8，取，则有： N N轴承的寿命 因为，所以按轴承1的受力大小计算： h故该轴承能满

17、足要求。6. 各部分尺寸的选择 1） 卡盘直径 卡盘上还需要安装卡具，考虑工件的尺寸，设计卡盘直径为800mm。 2）车床整体尺寸 车床总体高1.5米，总体长度2.2米，总体宽度1.1米。 3）箱体及各部件尺寸名称符号减速器型及尺寸关系mm箱体壁厚=12mm箱盖壁厚=12mm箱座凸缘厚度bb=1.5=18mm箱盖凸缘厚度b1b1=1.5=18mm箱座底凸缘厚度b2b2=2.5=30mm地脚螺钉直径df0.36a+12=0.036124+12=16.464mm,取常用值df=20mm,型号为GB5782-86M2030,采用标准弹簧垫圈，型号:垫圈GB93-8720地脚螺钉数目na250mm,取

18、n=6轴承旁联接螺栓直径 d1d1=0.75df=15mm,取d1=16mm型号为：螺栓GB5782-86M1630采用标准弹簧垫圈，型号：GB93-8716机盖与机座联接螺栓直径d2d2=12mm,型号为：螺栓GB5782-86采用标准弹簧垫圈，型号：GB93-8710联接螺栓d2的间距l10m轴承端盖螺钉直径d310mm窥视孔盖螺钉直径d46mm定位销直径d8mmdf,d1,d2至外机壁距离c1c1f=26mm,c11=22mm,c12=16mmdf,d2至凸缘边缘距离c2c2f=40mm,c22=14mm轴承旁凸台半径R1c2凸台高度h根据轴承座外径确定，便于扳手操作为准外机壁至轴承座端

19、面的距离l1c1+c2+18-12大齿轮顶圆与内机壁距离12mm齿轮端面与内机壁距离12mm机盖，机座肋厚m1,m7.65mm,8.5mm轴承端盖外径D2160mm轴承端盖凸缘厚度t10轴承旁联接螺栓距离s160mm 7.润滑与密封减速器内的传动零件和轴承都需要有良好的润滑，这不仅可以减小摩擦损失，提高传动效率，还可以防止腐蚀，降低噪声。虽然高速轴上的大锥齿轮齿顶线速度大于2m/s，但滚动轴承dn的值过大（3-1）所以轴承采用脂润滑，选用滚动轴承脂SY1514-82,轴承端盖均采 用毡圈密封。齿轮采用油润滑，选用中负工业齿轮油代号N100。8.总结 机械系统设计的课程设计任务完成了，但是在同学

20、们的共同努力下，再加上老师的悉心指导，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. 机床课程设计课程的重要环节，使理论与实践更加接近，加深了理论知识的理解，强化了对课程的感性认识。 通过此次设计，使我们在基本理论的综合运用及正确解决现实问题等方面得到了一次较好的训练。提高了我们的思考、解决问题的能力。虽然设计的过程比较繁琐，而且刚开始还有些不知所措，在老师的指点下，以及在查阅相关资料的基础上慢慢分析思考，最终完成了这次的机床课程设计，最重要的是对整个设计过程有了全新的了解和体会，

21、不会像当初不知所措，同时也提高了大家自己动手，结合自己所学的理论知识落实到具体的设计实践，激发了自己独立思考，从全局整体出发考虑的能力。看似漫长而枯燥的课程设计，这需要耐心和持之以恒的精神，对于培养我们脚踏实地，一步一个脚印做事，是个很好的培养机会。 总之，通过这次课程设计，在提高自我能力的基础上，我对自己所学的课程以及自己将来从事的职业有了更深刻的了解，再次感谢老师和同学们在这过程中对我的帮助，我的成绩是大家共同努力的结果，我相信我会受益终身，谢谢大家。参考文献1 杨雪宝主编.机械制造装备设计.西北工业大学出版社. 西安.2010.4 2 黄鹤汀主编. 机械制造装备.机械工业出版社. 2001.53 戴曙.金属切削机床. 大连理工大学出版社. 大连.2003.14 濮良贵 纪名刚主编.机械设计.高等教育出版社.北京.2001.35 李庆余主编. 机械制造装备设计. 北京. 机械工业出版社，2003.8 6 王玉.机械精度设计与检测技术.国防工业出版社 2008；7 唐金松主编.简明机械设计手册.上海科技技术出版社.上海.1992.068 卢秉恒主编.机械制造技术基础.机械工业出版社.北京.20019 孙恒 陈作模主编.机械原理.高等教育出版社.北京.200110曹金榜主编 机床主轴/变速箱设计指导, 北京.机械工业出版社.201019