甘肃机电职业技术

甘肃机电职业技术学院毕业设计课题：CA6163普通车床主传动系统设计系部：机械工程班级：G101301班姓名：李旭斌学号：G10130115指导老师：朱书启曹亚丽王琼专业：计算机辅助设计与制造目录§.第一章.机床主要技术参数的确定§.第二章.机床主传动系统的运动设计§.第三章.传动装置总体设计§.第四章.三角带传动计算§.第五章.直齿圆柱齿轮传动的计算§.第六章.各轴的计算及校核§.第七章.多片式摩擦片的确定§.第八章.轴承的校核§.第九章.箱体的确定§.第十章.零件图§.第十一章.装配图§.第十二章.总装配图§.第十三章.动画第一章机床主要技术参数的确定普通车床的主参数为床身上工件的最大回转直径D=630mm。Vmax一、主轴极限转速的确定主轴极限转速,即主轴最高和最低转速和可按下式计算：=（）nmaxminmax1000dVminr=（）nminmaxmin1000dVminr1、、的确定VmaxVmin由毕业设计说明书得最大切削速度=300,最小切削速度=6～10。Vminminmminm2、、的确定dmaxdmin=0.5D=0.5×630=315D—主参数,即最大工件回转直径（）mmdmaxmmdmin=（0.2～0.25）=63mm将、、、代入上式得：dmaxdminVmaxVmin==1516取=1600nmax6314.33001000nmax==10.1取=10nmin31514.3101000nminminrminr二．标准公比和标准转速数列1.普通车床“系列型谱”推荐普通型车床系列：=1.26或1.41。所以取=1.262.主轴转速级数的确定主轴转速级数Z可按下式计算Z=+1lglgRn===160Rnminmaxnn101600将数值代入式中得：Z=+1=23.04取Z=24lglgRn机床主传动系统的变速组大多采用双联齿轮或三联齿轮,因此转速级数宜为2、3因子的乘积,即Z=·（m、n为整数）为宜。因为=1.26=（1.06）,根据标准数列,由最小极限转速8,每隔5个数（1.26=1.06）即可做公比为1.26的数列：8、10、12.5、16、20、25、31.5、40、50、63、80、100、125、160、200、250、315、400、500、630、800、1000、1250、1600。4m3n24三、主电动机的选择由毕业设计任务书所给参数得主运动电机功率为7.5,1450。KWminr根据《机械设计课程设计手册》P167表12-1Y系列（IP44）电动机的技术数据要求：选取Y132M-4型三相异步电动机质量80Kg,满载转速1440minr第二章．机床主传动系统的运动设计※.一、确定转速图和传动系统图※.二、传动方案的确定查表《金属切削机床（下）》P78表10-3的=86SZ1=1.26找出=38=48Ua1Z1Z1'=1.58=33=53Ua2Z2Z2'''''=2=29=57Ua3Z3Z3Ⅱ-Ⅲ轴==1.25,取1.26,==2.5,取2.51.=77Ub1400500Ub2200500Sz=1.26找出=34=43Ub1Zb1Zb1'=2.51=22=55Ub2Zb2Zb2Ⅲ-Ⅳ轴==1==4.取=100Uc1400400Uc2100400Sz=1找出=50=50Uc1Zc1Zc1=4=20=80Uc2Zc2Zc2Ⅳ-Ⅴ轴==4==4取=100Ud14001600Ud2100400Sz=4找出=20=80Ud1Zd1Zd1''=4=20=80Ud2Zd2Zd2第三章．传动装置总体设计确定各轴的传动比、功率、及转矩第四章.三角带传动计算已知电动机额定功率=7.5,转速=1450。根据《机械设计基础》得PKWminrn1⑴确定计算功率Pc==1.1×7.5=8.25PckAPKWkA=1.1⑵选取普通V带型号根据=8.25=1450PcKWn1minr由图6-7选用A型普通V带。⑶确定两带轮的基准直径、dd1dd2根据表6-2选取标准值=106dd1mm大带轮基准直径为===2.3×106=243.8=244dd221nndd16301450mm按表6-2选取标准值=250则实际传动比==2.36dd2i12dddd===614.4n2in136.21450minr从动轮的转速误差率为×100％=2.48％6304.614.63在±5％内为允许值。⑷验算带速===8.5v10060nd1006014501014.36sm带速在5～25范围内。sm⑸确定带的基准长度和实际中心距aLd初定中心距0.7(+)≤≤2(+)dd1dd2a0dd1dd2249.2≤≤712a0取=500a0mm由表(6-14)得=2+(+)+L0a02dd1dd2adddd02124=1569.288mm由表6-3选取基准长度=1600Lamm由表6-15得实际中心距为≈+=500+=515.36aa020LLa2288.15691600mm取=515amm考虑安装：调整和补偿张紧力的需要,中心距有一定调节范围。中心距的变动范围为a=－0.015=515－0.015×1600=491aminaLamm=+0.03=515+0.03×1600=563amaxaLamm⑹检验（小带轮包角α）由表（6-16）得=180°－1adddd12=163.98°≥120°∴合适1⑺确定V带的级数Z由公式（6-17）得Z==PPc0kkPPPlc0099.0956.0171.047.125.8==5.31圆整的Z=5根。⑻求单根V带的初拉力及带轮轴上的压力F0FQ由表6-1查得A型普通V带的每米长质量=0.1.根据式6-18的单根,V带的初拉力为：qmkg=+F0ZvPc50015.2kq2v==163.98N225.7756.156由式6-19可得作用在带轴轮上的压力为：===1623.8N2sin210FZ298.163sin98.16352FQ⑼带轮结构设计第五章.直齿圆柱齿轮传动的计算＊.一、材料的选择及精度小齿轮选用45钢调质,硬度为217～255HBS,大齿轮选用45钢正火硬度为170～210HBS,因为金属切削机床的传动,由表7-7选择6级精度单向传动,载荷平稳,使用寿命10年,单班制作。＊.二、模数确定1.Ⅰ—Ⅱ轴齿轮模数的计算因两齿轮均为钢质齿轮,可采用式=d32252.31HEdZuukT求出值,确定参数。≥=76.14dmm由表7-2取标准模数5.2m248.18.4968.18952.326.1126.11052.94.101.23814.76zdm2．Ⅱ—Ⅲ轴齿轮模数的计算254868.18952.326.1126.11016.14.143.23465.82zdm≥=82.65dmm由表7-2取标准模数5.2m3.Ⅲ-Ⅳ轴齿轮模数的计算22.9852.3132HEZduuKTdmmmmZdm97.15022.981查表7-2标准模数mmm5.24.Ⅳ—V轴齿轮模数的计算mmZduukTdHE15.778.4968.18952.34538.14.152.312321mmZdm857.32015.771查《机械设计》表7-2标准模数mm。4m＊.三、齿轮的验核1.按齿面接触疲劳强度设计根据公式d32252.31HEdZuukT≥算出所需数值2.按齿根弯曲疲劳强度校核由式求出如则校核合格FFFFFNFSY1lim11FFNFSY2lim221121112SFFYYZbmkT112112SFSFFFYYYY＊.四、验算齿轮的的圆周速度根据公式smndv10006011得出的数值查《机械设计基础》表7-7可知，所选取的精度等级是不是合适＊.五、齿轮齿宽及结构设计①I轴主动轮齿轮：mmb255.2101②II轴主动轮齿轮：mmb255.2102③III轴主动轮齿轮：mmb255.2103④IV轴主动轮齿轮：mmb404104一般一对啮合齿轮为了防止大小齿轮因装配误差产生轴间错位时导致啮合齿宽减小而增大齿轮的载荷，设计上，应使用主动轮比从动轮齿宽大（5~10）mmbbb25321mmbbb20654mmbb2587mmbb20109mmbb251211mmbb201413mmbb401015mmbb351817齿圆、齿幅等结构形式尺寸大小，通常都由结构设计而定，当齿顶直径可以做成实心式结构的齿轮。当时，可做成腹板式结构mmda160mmdmmda500160＊.六、齿轮的基本参数序号齿数z模数m分度圆d齿顶圆齿根圆齿顶高齿根高中心距a1382.59510088.752.53.125107.52482.5120125113.752.53.1253332.582.587.576.252.53.1254532.5132.5137.5126.252.53.1255292.572.577.566.252.53.1256572.5142.5147.5136.252.53.1257342.5859078.752.53.12596.258432.5107.5112.5101.252.53.1259222.5556048.752.53.12510552.5137.5142.5131.252.53.12511502.5125130118.752.53.12512512502.5125130118.752.53.12513202.5505543.752.53.12514802.5200205193.752.53.12515204808870452001680432032831045178043203283104518204803287045三联齿轮二联齿轮三联固定齿轮齿轮齿轮直齿轮＊.七、齿轮图第六章.各轴的计算一、选择各轴的材料因是特殊要求，故选45钢调质。查表11-1得，取107118～A115A55H二、最小轴径的估算根据公式311nPAd估算出轴的最小直径1.Ⅰ轴最小直径的估算mmnPAd7.2463029.61153311因最小直径与带轮相连接，故有一键槽，可将其轴径最大5%，即根据《机械设计课程设计手册》P55选花键轴，取其标准直径为花键轴为mmd9.25%10594.24mmd287322862.Ⅱ轴最小直径的估算mmnPAd635.2931510.611033ⅡⅡ因为Ⅱ轴的直径是与轴承相配合，而轴承是标准件，所以由轴承的内径来确定轴的直径，由《机械设计课程设计手册》P75表6-7的02尺寸系列得：mmd303.Ⅲ轴最小直径的估算mmnPAd46.3912598.510833取A=108取110A因为Ⅲ轴直径是与轴承相配合，而轴承是标准件，所以由轴承的内径来确定轴的直径由《机械设计课程设计手册》表6-7得02尺寸系列得75pmmd404.Ⅳ轴最小直径的估算mmnPAd27.625.318.510833取108A因为在校验刚度时Ⅲ轴、Ⅳ轴的刚度与许用刚度相差甚远，所以选择较小的直径。Ⅲ轴为Ⅳ轴为mmd30mmd405.Ⅴ轴最小直径和内孔直径的估算车床后轴颈的直径≈（0.7～0.85）D2D1为主轴前轴颈直径D1主轴内孔直径的确定为保证主轴刚度，卧式车床的主轴孔径通常不小于主轴平均直径的55%～60%d主轴前轴颈的直径D1根据上面所叙述的要求，以及前面所算出的功率=5.1KW查出车床主轴前轴颈的直径=70～105则最小轴径为≈（0.7～0.85）。=49～90所以选取=