資料范本資料范本本資料為word版本，可以直接編輯和打印，感謝您的下載機(jī)床運(yùn)動機(jī)械變速傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計要點(diǎn)地點(diǎn)：__________________時間：__________________說明：本資料適用于約定雙方經(jīng)過談判，協(xié)商而共同承認(rèn)，共同遵守的責(zé)任與義務(wù)，僅供參考，文檔可直接下載或修改，不需要的部分可直接刪除，使用時請詳細(xì)閱讀內(nèi)容目錄1.概述和機(jī)床參數(shù)確定………………11.1機(jī)床運(yùn)動參數(shù)的確定…………………11.2機(jī)床動力參數(shù)的確定…………………11.3機(jī)床布局………………12.主傳動系統(tǒng)運(yùn)動設(shè)計……………………22.1確定變速組傳動副數(shù)目………………22.2確定變速組的擴(kuò)大順序………………22.3繪制轉(zhuǎn)速圖……………32.4確定齒輪齒數(shù)…………32.5確定帶輪直徑…………32.6驗算主軸轉(zhuǎn)速誤差……………………42.7繪制傳動系統(tǒng)圖………………………43．估算傳動件參數(shù)確定其結(jié)構(gòu)尺寸………53.1確定傳動轉(zhuǎn)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(shù)……………………63.5普通V帶的選擇和計算………………74．結(jié)構(gòu)設(shè)計…………………84.1帶輪設(shè)計………………84.2齒輪塊設(shè)計……………84.3軸承的選擇……………94.4主軸組件………………94.5操縱機(jī)構(gòu)、滑系統(tǒng)設(shè)計、封裝置設(shè)計………………94.6主軸箱體設(shè)計…………94.7主軸換向與制動結(jié)構(gòu)設(shè)計……………95.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(cè)壓潰應(yīng)力驗算……………165.4滾動軸承的驗算……………………165.5主軸組件驗算.......................................................176.主軸位置及傳動示意圖..............................................207.總結(jié)……………218.參考文獻(xiàn)………………221.概述1機(jī)床課程設(shè)計的目的機(jī)床課程設(shè)計，是在金屬切削機(jī)床課程之后進(jìn)行的實踐性教學(xué)環(huán)節(jié)。其目的在于通過機(jī)床運(yùn)動機(jī)械變速傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計，使學(xué)生在擬定傳動和變速的結(jié)構(gòu)的結(jié)構(gòu)方案過程中，得到設(shè)計構(gòu)思，方案分析，結(jié)構(gòu)工藝性，機(jī)械制圖，零件計算，編寫技術(shù)文件和查閱技術(shù)資料等方面的綜合訓(xùn)練，樹立正確的設(shè)計思想，掌握基本的設(shè)計方法，并培養(yǎng)學(xué)生具有初步的結(jié)構(gòu)分析，結(jié)構(gòu)設(shè)計和計算能力。輕型車床是根據(jù)機(jī)械加工業(yè)發(fā)展需要而設(shè)計的一種適應(yīng)性強(qiáng)，工藝范圍廣，結(jié)構(gòu)簡單，制造成本低的萬能型車床。它被廣泛地應(yīng)用在各種機(jī)械加工車間，維修車間。它能完成多種加工工序；車削內(nèi)圓柱面，圓錐面，成形回轉(zhuǎn)面，環(huán)形槽，端面及內(nèi)外螺紋，它可以用來鉆孔，擴(kuò)孔，鉸孔等加工。1.1機(jī)床運(yùn)動參數(shù)的確定（1）確定公比φ及Rn已知最低轉(zhuǎn)速nmin=85r/min，最高轉(zhuǎn)速nmax=1600r/min，變速級數(shù)Z=6，則公比：φ=（nmax/nmin）1/（Z－1）=（1600r/min/85r/min）1/（6－1）≈1.41 轉(zhuǎn)速調(diào)整范圍：Rn=nmax/nmin=45（2）求出轉(zhuǎn)速系列根據(jù)最低轉(zhuǎn)速nmin=47.5rpm，最高轉(zhuǎn)速nmax=2120rpm，公比φ=1.41，按《機(jī)床課程設(shè)計指導(dǎo)書》（陳易新編）表5選出標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速數(shù)列：212015001060750530375265190132956747.51.2機(jī)床動力參數(shù)的確定已知電動機(jī)功率為N=1.5kw，根據(jù)《金屬切削機(jī)床課程設(shè)計指導(dǎo)書》（陳易新編）附錄2選擇主電動機(jī)為Y90L-4，其主要技術(shù)數(shù)據(jù)見下表1：表1Y90L-4技術(shù)參數(shù)1.3機(jī)床布局確定結(jié)構(gòu)方案1）主軸傳動系統(tǒng)采用V帶，齒輪傳動。2）傳動型采用集中傳動。3）制動采用式摩擦離合器和帶式制動器。4）變速系統(tǒng)采用多聯(lián)劃移齒輪變速。5）潤滑系統(tǒng)采用飛濺油潤滑。2）布局采用臥式銑床常規(guī)的布局形式。機(jī)床主要由主軸箱，皮鞍，刀架，尾架，進(jìn)給箱，溜扳箱，車身等6個部件組成。主軸的空間位子布局圖主傳動系統(tǒng)運(yùn)動設(shè)計2.1確定變速組傳動副數(shù)目實現(xiàn)12級主軸轉(zhuǎn)速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副組合：1）12=32）12=433）12=34）12=25)12=2方案中1）和2）可省一根軸。但是有一個傳動組內(nèi)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(jù)傳動副數(shù)目分配應(yīng)“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機(jī)處，則可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件少些，這樣節(jié)省了材料。2.2確定變速組的擴(kuò)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=31×23×262）12=31×26×233）12=32×21×264）12=34×21×225）12=32×26×216）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(zhuǎn)速高，轉(zhuǎn)矩較小，傳動件的尺寸九可以小些，盡量使擴(kuò)大組的順序要與傳動順序一致的原則。所以選擇方案1）較為合理。結(jié)構(gòu)網(wǎng)圖如下：圖2變速組擴(kuò)大順序2.3繪制轉(zhuǎn)速圖圖3轉(zhuǎn)速圖2.4確定齒輪齒數(shù)利用查表法由《機(jī)床課程設(shè)計指導(dǎo)書》（陳易新編）表9，求出各傳動組齒輪齒數(shù)表2各傳動組齒輪齒數(shù)2.5確定帶輪直徑確定計算功率K-工作情況系數(shù)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(jù)計算功率和小帶輪的轉(zhuǎn)速選用的三角帶型號為A，查表的小帶輪直徑推薦植為80mm，大帶輪直徑2.6繪制傳動系統(tǒng)圖圖4傳動系統(tǒng)圖估算傳動件參數(shù)確定其結(jié)構(gòu)尺寸3.1確定傳動轉(zhuǎn)速表4計算轉(zhuǎn)速圖3.2確定主軸支承軸頸尺寸根據(jù)《機(jī)床課程設(shè)計指導(dǎo)書》主軸的驅(qū)動功率為1.5kw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3.4估算傳動齒輪模數(shù)根據(jù)計算公式計算各傳動組最小齒輪的模數(shù)表6估算齒輪模數(shù)3.5普通V帶的選擇和計算設(shè)計功率（kw）皮帶選擇的型號為A型兩帶輪的中心距范圍內(nèi)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(shù)降低膠帶壽命；反之，中心距過大，在帶速較高時易引起震動。①計算膠帶速度②初定中心距③計算帶的基準(zhǔn)長度：按上式計算所得的值查表選取計算長度L及作為標(biāo)記的三角帶的內(nèi)圓長度標(biāo)準(zhǔn)的計算長度為④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(diào)整范圍為A0．02L是為了張緊調(diào)節(jié)量為22.78(h+0.01L)是為裝拆調(diào)節(jié)量為膠帶厚度.⑤定小帶輪包角求得合格.⑥帶的撓曲次數(shù):合格⑦帶的根數(shù)單根三角帶能傳遞的功率小帶輪的包角系數(shù)取5根三角膠帶。4．結(jié)構(gòu)設(shè)計4.1帶輪設(shè)計根據(jù)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(jié)構(gòu)。4.2齒輪塊設(shè)計機(jī)床的變速系統(tǒng)采用了滑移齒輪變速機(jī)構(gòu)。根據(jù)各傳動組的工作特點(diǎn)，基本組的齒輪采用了銷釘聯(lián)結(jié)裝配式結(jié)構(gòu)。第二擴(kuò)大組，由于傳遞的轉(zhuǎn)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(lián)結(jié)。從工藝的角度考慮，其他固定齒輪也采用花鍵聯(lián)結(jié)。由于主軸直徑較大，為了降低加工成本而采用了單鍵聯(lián)結(jié)。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(cè)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IIIIIIV軸均采用樂2700E型圓錐滾子軸承。V軸上的齒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(jī)床，為了簡化結(jié)構(gòu)，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318000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(zhuǎn)精度，主軸前后軸承均用壓塊式防松螺母調(diào)整軸承的間隙。主軸前端采用了圓錐定心結(jié)構(gòu)型式。前軸承為C級精度，后軸承為D級精度。4.5操縱機(jī)構(gòu)、滑系統(tǒng)設(shè)計、封裝置設(shè)計為了適應(yīng)不同的加工狀態(tài)，主軸的轉(zhuǎn)速經(jīng)常需要調(diào)整。根據(jù)各滑依齒輪變速傳動組的特點(diǎn)，分別采用了集中變速操縱機(jī)構(gòu)和單獨(dú)操縱機(jī)構(gòu)。主軸箱采用飛濺式潤滑。油面高度為65mm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(jìn)入。4.6主軸箱體設(shè)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(dǎo)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(jié)構(gòu)設(shè)計本機(jī)床屬于臥式銑床，適用于機(jī)械加工車間和維修車間。制動器采用了帶式制動器，并根據(jù)制動器設(shè)計原則，將其放置在靠近主軸的較高轉(zhuǎn)速的III軸上。為了保證離合器與制動器的聯(lián)鎖運(yùn)動，采用一個操縱手柄控制。傳動件驗算以II軸為例，驗算軸的彎曲剛度，花鍵的擠壓應(yīng)力，齒輪模數(shù)及軸承壽命。5.1齒輪的驗算驗算變速箱中齒輪強(qiáng)度應(yīng)選擇相同模數(shù)承受載荷最大齒數(shù)最小的齒輪進(jìn)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(yīng)力的驗算公式：表7齒輪驗算參數(shù)其中壽命系數(shù)工作期限系數(shù)T-齒輪在機(jī)床工作期限（的總工作時間h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認(rèn)為，P為該變速組的傳動副數(shù)。穩(wěn)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(jìn)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(jìn)行鍵側(cè)壓潰應(yīng)力計算。以Ⅱ軸為例，驗算軸的彎曲剛度、花鍵的擠壓應(yīng)力圖5軸Ⅱ受力分析圖圖5中F1為齒輪Z4（齒數(shù)為35）上所受的切向力Ft1，徑向力Fr1的合力。F2為齒輪Z9（齒數(shù)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(jù)表11的公式計算齒輪的受力。圖6軸Ⅱ空間受力分析表8齒輪的受力計算從表8計算結(jié)果看出，Ⅱ軸在X、Z兩個平面上均受到兩個方向相反力的作用。根據(jù)圖7所示的軸向位置，分別計算出各平面撓度、傾角，然后進(jìn)行合成。根據(jù)《機(jī)械制造工藝、金屬切削機(jī)床設(shè)計指導(dǎo)》（李洪主編）書中的表2.4-14,表2.4-15計算結(jié)果如下:a=100b=230c=130f=200l=330E=2.1×105MPan=l-x=150圖7軸Ⅱ撓度、傾角分析圖（1）xoy平面內(nèi)撓度（2）zoy平面內(nèi)撓度（3）撓度合成查表得其許用應(yīng)力為0.0003×330=0.099，即0.0048〈0.099，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(cè)壓潰應(yīng)力驗算花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)力為：經(jīng)過驗算合格。5.4滾動軸承的驗算機(jī)床的一般傳動軸用的軸承，主要是因為疲勞破壞而失效，故進(jìn)行疲勞壽命驗算。滾動軸承的疲勞壽命驗算根據(jù)表11所示的Ⅱ軸受力狀態(tài)，分別計算出左（A端）、右（B端）兩支承端支反力。在xoy平面內(nèi)：在zoy平面內(nèi)：左、端支反力為：兩支承軸承受力狀態(tài)相同，但左端受力大，所以只驗算左端軸承。軸承壽命經(jīng)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(zhuǎn)矩：根據(jù)主電動機(jī)功利為1.5，則床身上最大回轉(zhuǎn)直徑D=320mm刀架上最大回轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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）故總的作用力此力作用于頂尖間的工件上，主軸和尾架各承受一半，故主軸端