1、精選優質文檔-傾情為你奉上目 錄1.概述和機床參數確定11.1機床運動參數的確定11.2機床動力參數的確定11. 3機床布局1 2.主傳動系統運動設計22.1確定變速組傳動副數目22.2確定變速組的擴大順序22.3繪制轉速圖32.4確定齒輪齒數32.5確定帶輪直徑32.6驗算主軸轉速誤差42.7繪制傳動系統圖4 3.估算傳動件參數 確定其結構尺寸53.1確定傳動轉速53.2確定主軸支承軸頸尺寸63.3估算傳動軸直徑63.4估算傳動齒輪模數63.5普通V帶的選擇和計算7 4結構設計84.1帶輪設計84.2齒輪塊設計84.3軸承的選擇94.4主軸組件94.5操縱機構、滑系統設計、封裝置設計94.6

2、主軸箱體設計94.7主軸換向與制動結構設計9 5.傳動件驗算105.1齒輪的驗算105.2傳動軸的剛度驗算125.3花鍵鍵側壓潰應力驗算165.4滾動軸承的驗算165.5主軸組件驗算176.主軸位置圖197.總結198.參考文獻專心-專注-專業1.概述1機床課程設計的目的機床課程設計，是在金屬切削機床課程之后進行的實踐性教學環節。其目的在于通過機床運動機械變速傳動系統的結構設計，使學生在擬定傳動和變速的結構的結構方案過程中，得到設計構思，方案分析，結構工藝性，機械制圖，零件計算，編寫技術文件和查閱技術資料等方面的綜合訓練，樹立正確的設計思想，掌握基本的設計方法，并培養學生具有初步的結構分析，結

3、構設計和計算能力。輕型車床是根據機械加工業發展需要而設計的一種適應性強，工藝范圍廣，結構簡單，制造成本低的萬能型車床。它被廣泛地應用在各種機械加工車間，維修車間。它能完成多種加工工序；車削內圓柱面，圓錐面，成形回轉面，環形槽，端面及內外螺紋，它可以用來鉆孔，擴孔，鉸孔等加工。1.1 機床運動參數的確定（1） 確定公比及Rn已知最低轉速nmin=47.5rpm，最高轉速nmax=2120rpm，變速級數Z=12.則Rn為主軸變速范圍：。主軸轉速級數：，算出 （2） 求出轉速系列根據最低轉速nmin=47.5rpm，最高轉速nmax=2120rpm，公比=1.41，按機床課程設計指導書（陳易新編）

4、表5選出標準轉速數列： 2120 1500 1060 750 530 375 265 190 132 95 67 47.51.2機床動力參數的確定已知電動機功率為N=2.2kw，根據金屬切削機床課程設計指導書（陳易新編）附錄2選擇主電動機為Y100L2-4，其主要技術數據見下表1：表1 Y90L-4技術參數轉速（r/min）額定功率（kw）滿載時堵轉電流堵轉轉矩最大轉矩同步轉速（r/min）級數電流（A）效率（%）功率因數額定電流（倍）額定轉矩（倍）額定轉矩（倍）212036.882.50.817.02.22.2150041.3機床布局確定結構方案1）主軸傳動系統采用V帶，齒輪傳動。2）傳動型

5、采用集中傳動。3）制動采用式摩擦離合器和帶式制動器。4）變速系統采用多聯劃移齒輪變速。5）潤滑系統采用飛濺油潤滑。2）布局采用臥式銑床常規的布局形式。機床主要由主軸箱，皮鞍，刀架，尾架，進給箱，溜扳箱，車身等6個部件組成。主軸的空間位子布局圖2 主傳動系統運動設計2.1確定變速組傳動副數目實現12級主軸轉速變化的傳動系統可以寫成多種傳動副組合：1）12=3 2）12=43 3）12=3 4）12=25)12=2方案中1）和2）可省一根軸。但是有一個傳動組內有四個變速傳動副，會增加軸向尺寸。這種方案不宜采用。根據傳動副數目分配應“前多后少”的原則，方案3）是可取的。可以使傳動副傳動組放在接近電動

6、機處，則可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件少些，這樣節省了材料。2.2確定變速組的擴大順序12=2×3×2的傳動副組合，其傳動組的順序又可有以下六種形式：1） 12=31×23×26 2） 12=31×26×233） 12=32×21×26 4） 12=34×21×225） 12=32×26×21 6） 12=34×22×21 選著中間軸的變速范圍最小的方案，變速范圍小，轉速高，轉矩較小，傳動件的尺寸九可以小些，盡量使擴大組的順序要與傳動順序一致的原則。所

7、以選擇方案1）較為合理。結構網圖如下： 圖2變速組擴大順序2.3繪制轉速圖 圖3轉速圖2.4確定齒輪齒數利用查表法由機床課程設計指導書（陳易新編）表9，求出各傳動組齒輪齒數表2 各傳動組齒輪齒數變速組第一變速組第二變速組第三變速組齒數和728490齒輪Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14齒數36362448304249352856603018722.5確定帶輪直徑確定計算功率 K-工作情況系數 工作時間為一班制 查表的k=1.1N-主動帶輪傳動的功率計算功率為Nj=1.1x4=4.4kw根據計算功率和小帶輪的轉速選用的三角帶型號為A ， 查表的小帶輪直徑推薦植為8

8、0mm ，大帶輪直徑 2.6繪制傳動系統圖 圖4傳動系統圖3 估算傳動件參數 確定其結構尺寸3.1確定傳動轉速表4計算轉速圖傳動件軸齒輪Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14轉速75037519047.575075075037575053037553037519019037519047.53.2確定主軸支承軸頸尺寸根據機床課程設計指導書主軸的驅動功率為2.2kw選取前支承軸頸直徑為 D=70-90， 后支承軸頸直徑：，選取。3.3估算傳動軸直徑表5估算傳動軸直徑計算公式軸號計算轉速電機至該軸傳動效率輸入功率允許扭轉角傳動軸長度mm估計軸的直徑mm 花鍵軸尺寸I750

9、0.981.471.582035II3750.981.461.545042III47.50.981.451.5660463.4估算傳動齒輪模數根據計算公式計算各傳動組最小齒輪的模數表6估算齒輪模數估算公式傳動組小齒輪齒數比齒寬系數傳遞功率P載荷系數K 系數系數許用接觸應力許用齒根應力計算轉速系數模數模數選取模數m按齒輪接觸疲勞強度按齒輪彎曲疲勞強度第一變速組241.871.47161111005187104.361.21.12.5第二變速組28391.46161111005183554.471.521.443第三變速組18471.45161111005183554.72.82.543.5普通V

10、帶的選擇和計算設計功率 （kw） 皮帶選擇的型號為A型兩帶輪的中心距范圍內選擇。中心距過小時，膠帶短因而增加膠帶的單位時間彎曲次數降低膠帶壽命；反之，中心距過大，在帶速較高時易引起震動。計算膠帶速度初定中心距 計算帶的基準長度：按上式計算所得的值查表選取計算長度L及作為標記的三角帶的內圓長度標準的計算長度為實際中心距 A=A=為了張緊和裝拆膠帶的需要，中心距的最小調整范圍為A002L是為了張緊調節量為22.78 ( h+0.01L) 是為裝拆調節量為膠帶厚度.定小帶輪包角求得合格.帶的撓曲次數: 合格帶的根數 單根三角帶能傳遞的功率小帶輪的包角系數 取5根三角膠帶。4結構設計4.1帶輪設計根據

11、V帶計算，選用3根O型V帶。由于I軸安裝了摩擦離合器，為了改善它們的工作條件，保證加工精度，采用了卸荷帶輪結構。4.2齒輪塊設計機床的變速系統采用了滑移齒輪變速機構。根據各傳動組的工作特點，基本組的齒輪采用了銷釘聯結裝配式結構。第二擴大組，由于傳遞的轉矩較大，則采用了整體式齒輪。所有滑移出論與傳動軸間均采用了花鍵聯結。從工藝的角度考慮，其他固定齒輪也采用花鍵聯結。由于主軸直徑較大，為了降低加工成本而采用了單鍵聯結。4.3軸承的選擇為了安裝方便I軸上傳動件的外徑均小于箱體左側支承孔直徑并采用0000型向心球軸承為了便于裝配和軸承間隙II III IV軸均采用樂2700E型圓錐滾子軸承。V軸上的齒

12、輪受力小線速度較低采用了襯套式滾動軸承。滾動軸承均采用E級精度。4.4主軸組件本銑床為普通精度級的輕型機床，為了簡化結構，主軸采用了軸向后端定位的兩支承主軸主件。前軸承采用了型雙列圓柱滾子軸承，后支承采用了46000型角接觸球軸承和8000型單向推力球軸承。為了保證主軸的回轉精度，主軸前后軸承均用壓塊式防松螺母調整軸承的間隙。主軸前端采用了圓錐定心結構型式。前軸承為C級精度，后軸承為D級精度。4.5操縱機構 、滑系統設計 、封裝置設計為了適應不同的加工狀態，主軸的轉速經常需要調整。根據各滑依齒輪變速傳動組的特點，分別采用了集中變速操縱機構和單獨操縱機構。主軸箱采用飛濺式潤滑。油面高度為65mm

13、左右，甩油輪浸油深度為10mm左右。潤滑油型號為：HJ30。I軸軸頸較小，線速度較低，為了保證密封效果，采用了皮碗式接觸密封。而主軸直徑大，線速度較高，則采用了非接觸式 密封。卸荷皮帶輪的潤滑采用毛氈式密封，以防止外界雜物進入。4.6主軸箱體設計箱體外形采取了各面間直角連接方式，使箱體線條簡單，明快。并采用了箱體底面和兩個導向塊為定位安裝面，并用螺釘和壓板固定。安裝簡單，定位可靠。4.7制動結構設計本機床屬于臥式銑床，適用于機械加工車間和維修車間。制動器采用了帶式制動器，并根據制動器設計原則，將其放置在靠近主軸的較高轉速的III軸上。為了保證離合器與制動器的聯鎖運動，采用一個操縱手柄控制。5.

14、 傳動件驗算以II軸為例，驗算軸的彎曲剛度，花鍵的擠壓應力，齒輪模數及軸承壽命。5.1齒輪的驗算驗算變速箱中齒輪強度應選擇相同模數承受載荷最大齒數最小的齒輪進行接觸壓力和彎曲壓力計算，一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸壓力，對低速傳動的齒輪驗算齒根彎曲壓力對硬齒面軟齒心滲碳淬火的齒輪要驗算齒根彎曲壓力。接觸壓力的驗算公式： 彎曲應力的驗算公式： 表7齒輪驗算參數第一傳動組第二傳動組第三傳動組齒輪傳遞功率N3.903.843.8齒輪計算轉速75037547.5齒輪的模數m2.534齒寬B141624小齒輪數Z242218大齒輪與小齒輪齒數比u224壽命系數111速度轉化系數(接觸載荷)彎曲載荷0.

15、740.780.950.90.920.88功率利用系數（接觸載荷）彎曲載荷0.580.580.580.780.780.78材料利用系數（接觸載荷）彎曲載荷0.760.730.730.770.750.75工作情況系數1.51.51.5動載荷系數111齒向載荷分布系數1.051.051.05齒形系數Y0.450.4250.378其中壽命系數 工作期限系數 T-齒輪在機床工作期限（的總工作時間h ，同一變速組內的齒輪總工作時間可近似地認為，P為該變速組的傳動副數。穩定工作用量載荷下的極限值=1。高速傳動件可能存在情況，此時取，載荷低速傳動件可能存在時取計算值。5.2傳動軸的剛度驗算對于一般傳動軸要進

16、行剛度的驗算，軸的剛度驗算包括滾動軸承處的傾角驗算和齒輪的齒向交角的驗算。如果是花鍵還要進行鍵側壓潰應力計算。以軸為例，驗算軸的彎曲剛度、花鍵的擠壓應力 圖5 軸受力分析圖 圖5中F1為齒輪Z4（齒數為35）上所受的切向力Ft1，徑向力Fr1的合力。F2為齒輪Z9（齒數40）上所受的切向力Ft2，徑向力Fr2的合力。各傳動力空間角度如圖6所示，根據表11的公式計算齒輪的受力。圖6 軸空間受力分析表8 齒輪的受力計算傳遞功率Pkw轉速nr/min傳動轉矩TN·mm齒輪壓力角°齒面摩擦角°齒輪35齒輪40切向力Ft1N合力F1NF1在X軸投影Fz1NF1在Z軸投影Fz

17、1N分度圓直徑d1mm切向力Ft2N合力F2NF1在X軸投影Fz2NF1在Z軸投影Fz2N分度圓直徑d2mm1.46100013946206398.4443.360.3439.270348.6387.8214.632380從表8計算結果看出，軸在X、Z兩個平面上均受到兩個方向相反力的作用。根據圖7所示的軸向位置，分別計算出各平面撓度、傾角，然后進行合成。根據機械制造工藝、金屬切削機床設計指導（李洪主編）書中的表2.4-14,表2.4-15計算結果如下: a=100 b=230 c=130 f=200 l=330 E=2.1×105MPa n=l-x=150 圖7軸撓度、傾角分析圖 （

18、1）xoy平面內撓度 （2）zoy平面內撓度 （3）撓度合成 查表得其許用應力為0.0003×330=0.099，即0.00480.099，則撓度合格。（4）左支承傾角計算和分析 a. xoy平面力作用下的傾角 b. zoy平面力作用下的傾角 c. 傾角合成 查表得其許用傾角值為0.0006，則左支承傾角合格。（5）右支承傾角計算和分析 a. xoy平面力作用下的傾角 b. zoy平面力作用下的傾角 c. 傾角合成 查表得其許用傾角值為0.0006，則右支承傾角合格。5.3花鍵鍵側壓潰應力驗算花鍵鍵側工作表面的擠壓應力為： 經過驗算合格。5.4滾動軸承的驗算機床的一般傳動軸用的軸承，

19、主要是因為疲勞破壞而失效，故進行疲勞壽命驗算。滾動軸承的疲勞壽命驗算根據表11所示的軸受力狀態，分別計算出左（A端）、右（B端）兩支承端支反力。在xoy平面內： 在zoy平面內： 左、端支反力為： 兩支承軸承受力狀態相同，但左端受力大，所以只驗算左端軸承。軸承壽命經過計算F=155.5 合格。5.5主軸組件驗算前軸承軸徑，后軸承軸徑，求主軸最大輸出轉矩： 根據主電動機功利為1.5，則床身上最大回轉直徑D=320mm刀架上最大回轉直徑主軸通孔直徑d,最大工件長度1000mm。床身上最大加工直徑為最大回轉直徑的60%也就是192mm故半徑為0.096mm。切削力（沿y軸）背向力（沿x軸） 故總的作用力