1、郑州科技学院1机 械 制 造 装 备 设 计课程设计说明书设计题目: 车床的主传动系统设计院 系：机械工程学院专 业：机械设计制造及其自动化专业班 级：12 级机制十五班学 号：201233460姓 名：霍道义指导老师：刘 军日 期：2015 年 12 月 18 日郑州科技学院2车床的主传动系统设计任务书姓名 霍道义 学号 201233460 专业 机制本 班级 15 班 最大加工直径为 250mm 的普通车床的主轴箱部件设计原始数据：主要技术参数 题目主电动机功率 P/kw 4最大转速 2500最小转速 112公比 1.41工件材料：钢铁材料。刀具材料：硬质合金。设计内容：1）运动设计：根据
2、给定的转速范围及公比确定变速级数，绘制结构网、转速图、传动系统图，计算齿轮齿数。2）动力计算：选择电动机型号及转速，确定各传动件的计算转速，对主要零件（如带、齿轮、主轴、传动轴、轴承等）进行计算（初算和验算）。3）绘制下列图纸： 机床主传动系统图（画在说明书上）。 主轴箱部件展开图及主要剖面图。 主轴零件图。4）编写设计说明书 1 份。郑州科技学院3目 录1 绪论 .42 普通车床主动传动系统参数的拟定 .52.1 电动机的选择 .52.2 确定转速级数 .53 传动设计 .63.1 拟定传动方案 .63.2 确定结构式 .63.3 设计结构网 .73.4 绘制转速图 .93.5 各传动组传动
3、副齿轮齿数 113.6 绘制传动系统图 134.传动零件设计 .144.1 V 带传动设计 144.2 齿轮传动设计 174.3 轴的设计计算 204.4 轴承的选用 244.5 键的选用 254.6 圆盘摩擦离合器的选择和计算 264.7 轴承端盖设计 275 动力计算 285.1 齿轮的强度校核 285.2 各传动轴轴承的校核 315.3 主轴的校核 335.4 键的校核 356 箱体的结构设计 366.1 箱体材料 366.2 箱体结构 367 润滑设计及润滑油选择 377.1 润滑设计 377.2 润滑油的选择 398 总结 409 参考文献 41郑州科技学院41 绪论机械制造装备课程
4、设计是在学习完机械设计 、机械制造技术基础 、机械工程材料 、材料力学 、机械原理 、机械制图 、互换性与测量技术 、Auto CAD 、计算机基础与应用等大学大部分课程后进行的实践性教学环节，是对我们大学几年所学知识的一次深入地综合性地考核，也是一次理论联系实际的训练。其目的在于通过机床运动机械变速传动系统的结构设计，使学生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，培养学生具有初步的结构分析，结构设计和计算能力。机床主传动系统因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素
5、的不同，应满足的要求也不一样。设计机床主传动系统时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。在设计时应结合具体机床进行具体分析，一般应满足的基本要求有：满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性，如机床主轴应有足够的转速范围和转速级数；满足机床传递动力的要求。 本次课程设计的为普通车床的传动系统，根据不同的加工条件,对传动系统的要求也不尽相同，依据某些典型工艺和加工对象，兼顾其他的可能工艺加工的要求，拟定机床技术参数，拟定参数时要考虑机床发展趋势，和同国内外同类机床的对比，从而获得最优的参数，使机床主传动系统的设计最为合理。 郑州科技学院5毫无疑问，这次课程设计在我们大学生活中占
6、有重要地位。就我个人而言，希望通过这次课程设计，可以对未来将要从事的工作有很大的帮助，加强与他人沟通、与他人的合作能力，从中锻炼自己分析问题，解决问题的能力，为将来的工作发展打下一个良好的基础。2 普通车床主动传动系统参数的拟定2.1电动机的选择根据任务书提供的条件电动机的主功率为 4KW，选取电动机的超载系数 K=1.1， ，选择电动机的型号为 Y112M-4,电动机具体参数如下表所示：表 2-1 电动机参数表电动机型号 额定功率 满载转速 级数 同步转速Y112M-4 4 1440r/min 4 级 1500r/min2.2 确定转速级数已知条件:主轴，电动机 P=4KW，最大加工直径 2
7、50mm，公比由公式，则转速范围综上可知 Z=10，故机床主轴为 10 级变速。因为根据机械制造装备设计查表 2-4 标准公比和表 2-5标准数列,首先找到最小极限转速 112，再每跳过 5 个数取一个转速，即可得到公比为 1.41 的等比数列:112r/min、160r/min、224r/min、315r/min、450r/min、630r/郑州科技学院6min、900r/min、1250r/min、1800r/min、2500r/min。3 传动设计3.1 拟定传动方案拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个传动系统的确定。传动型式则指传动和变速的元件、机构以及其组
8、成、安排不同特点的传动型式、变速类型。传动方案和型式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此，确定传动方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济性等多方面统一考虑。3.2 确定结构式因为我的级数是 10 级，为了实现 10 级，本次设计中，我按 12 级的主轴箱来计算，让其中两组数据一样，最终达到 10级。110=322-2210=223-2310=232-2主变速传动系从电动机到主轴，通常为降速传动，接近电动机的传动转速较高，传动的转矩较小，尺寸小一些，反之，靠近主轴的传动件转速较低，传递的转矩较大，尺寸就较大。因此在拟定主变速传动系时，应尽可能将传动副较多的变速组安排在前面，传动副数
9、少的变速组放在后面，使主变速传动系中更多的传动件在高速范围内工作，尺寸小一些，以节省变速箱的造价，减小变速箱的外形尺寸；也就是满足传动副前多后少的原则，因此确定传动方案为：10=322-2。根据前密后疏原则确定结构式为。郑州科技学院73.3 设计结构网传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围：在降速传动时，为防止被动齿轮的直径过大而使进径向尺寸过大，常限制最小传动比，升速传动时，为防止产生过大的振动和噪音，常限制最大传动比，斜齿轮比较平稳，可取，故变速组最大的变速范围为。检查变速组的变速范围是否超过极限值时，只需检查最后一个扩大组。因为其他变速组的变速范围都比最后扩大组的小，只要最后扩大组的变
10、速范围不超过极限值，其他变速组就不会超过极限值。依据中间轴变速范围小的原则，设计设计结构网如下所示郑州科技学院8图 3-1 系统结构网主轴的变速范围应等于变速传动系中各个变速组变速范围的乘积，即：检查变速组的变速范围是否超过极限值时，只需检查最后一个扩大组。因为其他变速组的变速范围都比最后扩大组的小，只要最后扩大组的变速范围不超过极限值，其他变速组就不会超过极限值。最后扩大组的变速范围是符合要求。郑州科技学院93.4 绘制转速图1.选择 Y112M-4 型 Y 系列笼式三相异步电动机分配总降速变速比：总降速变速比。又电动机转速=1440r/min 不符合转速数列标准，因而增加一定比变速副。2.
11、确定变速轴轴数变速轴轴数 = 变速组数 + 定比变速副数 + 1 = 3 + 0 + 1 = 4。3.确定各级转速由前面计算已知：2500，1800，1250，900，630，450，315，224，160，112r/min。4.绘制转速图在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按变速顺序依次设为、（主轴） 。与、与、与轴之间的变速组分别设为 a、b、c。现由（主轴）开始，确定、轴的转速：（1）先来确定轴的转速变速组 c 的变速范围为，结合结构式，轴的转速只有一种可能：224，315，450，630，900，1250r/min。（2）确定轴的转速变速组 b 的级比指数为 2，希望中间轴转速较小，因而
12、为了郑州科技学院10避免升速，又不致变速比太小，可取， ，轴的转速确定为：450，630，900r/min。（3）确定轴的转速对于轴，其级比指数为 1,可取， 确定轴转速为：900r/min。由此也可确定加在电动机与主轴之间的定变速比i=1440/900=1.6。下面画出转速图。图 3-2 转速图 3.5 各传动组传动副齿轮齿数1.确定齿轮齿数的原则和要求郑州科技学院11(1)齿轮的齿数和不应过大；齿轮的齿数和过大会加大两轴之间的中心距，使机床结构庞大，一般推荐。(2)最小齿轮的齿数要尽可能少；但同时要考虑：最小齿轮不产生根切，机床变速箱中标准直圆柱齿轮，一般最小齿数；(3)受结构限制的最小齿
13、轮最小齿数应大于 1820；(4)齿轮齿数应符合转速图上传动比的要求：实际传动比（齿数之比）与理论 传动比（转速图上要求的传动比）之间有误差，但不能过大，确定齿轮数所造成的转速误差，一般不应超过%2.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机械制造装备设计表 2-8 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
14、移时齿轮外圆不相碰。根据机械制造装备设计课程设计指导书附录查得传动组 a:由， ， ；时：57、60、63、66、69、72、75、78时：郑州科技学院1258、60、63、65、67、68、70、72、73、77时：58,60,62,64,66,68,70,72,74,76取,于是可得轴齿轮齿数分别为：30、24、36。于是， ；齿轮数据如下表所示：表 3-1 各变速组齿轮齿数齿轮I 轴齿数 30 24 36轴齿数 42 48 36 72传动组 b：由， 时：70、72、74、76、78、80时：67、70、72、73、75、77取，于是可得轴上双联齿轮的齿数分别为：42、24。于是， ；齿
15、轮数据如下表所示：表 3-2 各变速组齿轮齿数齿轮 轴齿数 42 24轴齿数 30 48 72传动组 c:由， 时：67、68、70、73、86、120时：67、68、70、73、86、120取，于是可得轴上的齿数分别为：80、40。于是、 ；齿轮数据如下表所示：表 3-3 各变速组齿轮齿数郑州科技学院13齿轮轴齿数 80 40轴齿数 40 80 1203.6 绘制传动系统图根据前边计算数据绘制传动系统图：图 3-3 变速传动系统图4.传动零件设计4.1 V 带传动设计V 带传动中，轴间距 A 可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮郑州科技学院1
16、4结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定比传动。电动机转速 n=1440r/min，传递功率 P=4KW。(1)确定计算功率：由机械设计表 8-7 工作情况系数查得。由机械设计公式（8-21）得(2)选取 V 带型根据、由机械设计图 8-11 普通 V 带轮选型图选用 A 型。(3)确定带轮的基准直径带轮的直径越小，带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径不宜过小，即(查机械设计表 8-6 取最小基准直径为 75mm)。查机械设计表 8-8、图 8-11 选取主动小带轮基准直径。由机械设计公式(8-14)、(8-15a)得式： 式中：-带的滑动系数，一般取 0.02；-小带轮转
17、速，1440r/min；-大带轮转速，900r/min；-小带轮直径，125mm；-大带轮直径，mm。故(4)验算带速度 V，按机械设计式（8-13）验算带的速度，故带速合适。(5)初定中心距郑州科技学院15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： 根据机械设计经验公式（8-20）即：； 取。(6) V 带的计算基准长度由机械设计公式（8-22）计算带轮的基准长度：代入数据：由机械设计表 8-2，圆整到标准的基准长度，取整为。(7)确定实际中心距 a按机械设计公式（8-23）计算实际中心距。(8)验算小带轮包角根据机械设计公式（8-25）故主动轮上包角合适。(9)
18、确定带的根数 Z根据机械设计式（8-26）得由 i=1.6、 、和，查机械设计表 8-4a 与 8-4b，得， ；查机械设计表 8-5，取包角修正系数查机械设计表 8-2，取长度系数可得 郑州科技学院16取整即带数 z=2 根；(10)计算预紧力由机械设计式（8-27）其中： q-V 带单位长度的质量，kg/m；查机械设计表 8-3，取 q=0.17kg/m。(11)计算作用在轴上的压轴力根据机械设计式（8-28） ，压轴力的最小值为4.2 齿轮传动设计1)确定模数：按齿轮弯曲疲劳计算：按接触疲劳计算其中：P 为所传递的功率为齿轮的计算转速；为小齿轮齿数；齿宽系数 取 6-10;为工作状态系数
19、；动载荷系数；齿向载荷系数；、变动工作用量下，材料在弯曲和接触应力状态下的寿命郑州科技学院17系数，有极限值；许用弯曲应力；许用接触应力；y 为齿形系数。齿轮材料选取 45 钢齿面高频淬火热处理，查得， ，,由以上可知：（1）-轴：模数 取和中较大值。故齿轮模数圆整为 m=3；m(2) -轴：模数 取和中较大值,故齿轮模数圆整为 m=4m(3) -轴：模数 取和中较大值，故齿轮模数为 m=2.5；为了使传动平稳，m所以使用斜齿轮，初选螺旋角表 4-1 各变速组齿轮模数变速组 -轴 -轴 -轴模数 m 3 4 2.52).确定齿宽：由公式得：第一传动组啮合齿轮郑州科技学院18第二传动组啮合齿轮第
20、三传动组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，应使小齿轮齿宽比相齿合的另一齿轮宽一些。3).确定齿轮参数：标准齿轮参数： 从机械原理表 5-1 查得以下公式齿顶圆直径； 齿根圆直径；分度圆直径 d=mz；齿顶高；齿根高； 齿轮的具体值见下表：表 4-2 各齿轮尺寸表（单位： ）m齿轮 齿数z模数m分度圆直径 d齿顶圆直径齿根圆直径齿顶高 齿根高 30 3 90 96 82.5 3 3.75 24 3 72 78 64.5 3 3.75 36 3 108 114 100.5 3 3.75 42 3 126 132 118.5 3
21、3.75 48 3 144 150 136.5 3 3.75郑州科技学院19 36 3 108 114 100.5 3 3.75 42 4 168 176 158 4 5 24 4 96 104 86 4 5 30 4 120 128 110 4 5 48 4 192 200 182 4 5 80 2.5 200 205 193.75 2.5 3.125 40 2.5 100 105 93.75 2.5 3.125 40 2.5 100 105 93.75 2.5 3.125 80 2.5 200 205 193.75 2.5 3.1254).确定轴间中心距：4.3 轴的设计计算1).确定主轴
22、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定。郑州科技学院20根据机械制造装备设计表 2-9，主轴的计算转速为由转速图可知：主轴的计算转速是低速第一个三分之一变速范围的最高以转速，即：同理可得各传动轴的计算转速：表 4-3 各轴计算转速轴 计算转速 r/min 900 630 450 2242).核算主轴转速误差：即主轴转速合适。3).各轴的功率：取各传动件效率如下：带传动效率:轴承传动效率:齿轮传动效率:则有各传动轴传递功率计算如下：4).计算各轴的输入转矩：郑州科技学院21由机械原理可知转矩计算公式为：5).传
23、动轴的直径估算：轴的设计计算:(1)选择轴的材料选用 45 号钢，调质处理。(2)按扭矩初算轴径根据机机械设计式（15-2） ，并查得 A=91，则=24mm 考虑有键槽，轴加大 10%，所以取 d=25mm轴的设计计算:(1)选择轴的材料选用 45 号钢，调质处理。(2)按扭矩初算轴径根据机机械设计式（15-2） ，并查得 A=91，则=27mm 取最小 d=30mm轴的设计计算:(1)选择轴的材料选用 45 号钢，调质处理郑州科技学院22(2)按扭矩初算轴径根据机机械设计式（15-2） ，并查得 A=91，则=29mm 有键槽，轴加大 5%，所以取最小 d=30mm根据以上计算各轴的直径取
24、值如下表示：表 4-4 各轴直径尺寸轴 I 轴 II 轴 III 轴最小轴径值 25 30 30主轴的设计计算(1)主轴前后轴颈直径的选择主轴前轴颈直径选取，一般按照机床类型、主轴传递的功率或最大加工直径选取。最大回转直径 250mm 车床，P=4KW，前轴颈应,初选,后轴颈取。(2)主轴内孔直径的确定很多机床的主轴是空心的，为了不过多的削主轴刚度，一般应保证，d/D4455mm，齿轮宽 95mm，选用 A 型平键，键的尺寸；轴上齿轮处的键，根据轴的直径选取键的尺寸为4.6 圆盘摩擦离合器的选择和计算1).摩擦面的径向尺寸摩擦面的内径可取： d 为轴段的直径，所以，取摩擦面的外径： ，取2).
25、摩擦片数目由公式郑州科技学院25式中：K 为工作系数-摩擦面对数修正系数。-滑动速度系数-离合器合频系数P-摩擦工作面的平均压强。-摩擦面的内外半径。T-离合器的计算转矩。-摩擦系数。选用摩擦副材料匹配为淬火钢-淬火钢，查的, ,3.1K, ,P=1,K=1.3,=0.84.1ZK由上式求的 Z=4.3，取 Z=5故摩擦片总数为 Z+1=6 片，内摩擦片为 8 片。4.7 轴承端盖设计图 4-1 轴承端盖示意图参照机械设计课程设计减速器端盖设计方案来设计主；m 由结构确定；D 为轴承外径；为螺钉直径；郑州科技学院26轴箱端盖，材料采用 HT250，依据轴承外径确定各端盖的结构尺寸，详见装配图纸
26、尺寸。5 动力计算5.1 齿轮的强度校核在验算变速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大、齿数最小的齿轮进行接触应力和弯曲应力的校核计算。根据公式（10-6）1).校核第一传动组齿轮校核齿数为 24 的即可，确定各项参数：(1)， ，(2)确定动载系数： 齿轮精度为 7 级，由机械设计表 10-2 查使用系数，图10-8 查动载系数(3)(4)确定齿向载荷分配系数：取齿宽系数查机械设计表 10-4 得由，查机械设计图 10-13 得(5)确定齿间载荷分配系数：由，查机械设计表 10-3 得(6)确定动载系数：(7)查机械设计表 10-5，取齿形系数，应力校正系数郑州科技学院27(8)计算弯
27、曲疲劳许用应力查机械设计图 10-20c 得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，图10-18 得，S=1.4 则：， ，,故合适。2).校核第二传动组齿轮校核齿数为 24 的即可，确定各项参数：(1)， ，(2)确定动载系数： 齿轮精度为 7 级，由机械设计表 10-2 查使用系数，图 10-8查动载系数(3)(4)确定齿向载荷分配系数：取齿宽系数查机械设计表 10-4 得由，查机械设计图 10-13 得(5)确定齿间载荷分配系数： 由，查机械设计表 10-3 得(6)确定动载系数：2.46(7)查机械设计表 10-5，取齿形系数，应力校正系数(8)计算弯曲疲劳许用应力查机械设计图 10-20c 得小齿
28、轮的弯曲疲劳强度极限，图10-18 得，S=1.4，则：， ，,故合适。3).校核第三传动组齿轮校核齿数为 40 的即可，确定各项参数：(1)， ，(2)确定动载系数： 齿轮精度为 7 级，由机械设计表 10-2 查使用系数，图 10-8郑州科技学院28查动载系数(3)(4)确定齿向载荷分配系数：取齿宽系数查机械设计表 10-4 得由，查机械设计图 10-13 得(5)确定齿间载荷分配系数： 由，查机械设计表 10-3 得(6)确定动载系数：2.5(7)查机械设计表 10-5，取齿形系数，应力校正系数(8)计算弯曲疲劳许用应力查机械设计图 10-20c 得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，图10-18
29、 得，S=1.4，则：， ，,故合适。5.2 各传动轴轴承的校核假定：按两班制工作，工作期限 10 年，每年按 300 天计，T=48000h，依据机械设计轴承校核公式如下：；轴轴承校核郑州科技学院29已知选用轴承为：深沟球轴承 6305 GB276-89:；基本额定动载荷；由于该轴的转速为定值 900r/min；最小齿轮直径 d=60mm轴传递转矩齿轮受到的切向力齿轮受到的轴向力齿轮受到的径向力因此轴承当量动载荷 查机械设计知，查机械设计表 13-5 知 X=1，Y=0;；=1288882因此该轴承符合要求，选取合适。同理可校核其他传动轴轴承，经校核各轴轴承选取均合适。5.3 主轴的校核主轴
30、刚度校验：机床在切削加工过程中，主轴的负荷较重，而允许的变形量很小，因此决定主轴结构尺寸的主要因素是它的变形大小。对于普通机床的主轴，一般只进行刚度验算。通常能满足刚度要求的主轴，也能满足强度要求。只有重载荷的机床的主轴才进行强度验算。对于高速主轴，还要进行临界转速的验算，以免发生共振。以弯曲变形为主的机床主轴(如车床、铣床)，需要进行弯曲刚度验算，以扭转变形为主的机床（如钻床） ，需要进行扭转刚度验算。当前主轴组件刚度验算方法较多，没能统一，还属近似计算，刚度的允许值也未做规定。考虑动态因素的计算方法，郑州科技学院30如根据部产生切削颤动条件来确定主轴组件刚度，计算较为复杂。现在仍多用静态计
31、算法，计算简单，也较适用。主轴弯曲刚度的验算；验算内容有两项：其一，验算主轴前支撑处的变形转角 ，是否满足轴承正常工作的要求；其二，验算主轴悬伸端处的变形位移 y，是否满足加工精度的要求。对于粗加工机床需要验算、y 值；对于精加工或半精加工机床值需验算 y 值；对于可进行粗加工由能进行半精的机床（如卧式车床） ，需要验算值，同时还需要按不同加工条件验算 y 值。支撑主轴组件的刚度验算，可按两支撑结构近似计算。如前后支撑为紧支撑、中间支撑位松支撑，可舍弃中间支撑不计（因轴承间隙较大，主要起阻尼作用，对刚度影响较小） ；若前中支撑位紧支撑、后支撑为松支撑时，可将前中支距当做两支撑的之距计算，中后支撑段主轴不计。机床粗加工时，主轴的变形最大，主轴前支撑处的转角有可能超过允许值，故应验算此处的转角。因主轴后支撑的变形一般较小，故可不必计算。主轴在某一平面内的受力情况如图：在近似计算中可不计轴承变形的影响，则该平面内主轴前支撑处的转角用下式计算：图 5-1 主轴受力图图 5-1 主 轴 受 力 图
