《金屬切削機床》課程設計車床主軸箱設計【單獨論文不含圖】

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1、中北大學課程設計說明書 目錄 1. 機床參數(shù)確定---------------------------------------------------------------2 運動參數(shù) 動力參數(shù)-------------------------------------------------------------2 2. 運動設計-------------------------------------------------------------------2 2.1傳動組、傳動副地確定---------------------------------------------

2、----------2 2.2結構式、結構網(wǎng)的選擇-------------------------------------------------------3 2.3擬定轉速圖-----------------------------------------------------------------4 2.4齒輪齒數(shù)確定---------------------------------------------------------------5 2.5軸、齒輪的計算轉速-----------------------------------------------------

3、----5 2.6傳動系統(tǒng)圖------------------------------------------------------------------6 3.傳動零件的初步計算-----------------------------------------------------------6 3.1傳動軸直徑初定-------------------------------------------------------------6 3.2主軸軸頸直徑的確定---------------------------------------------------------

4、7 3.3齒輪模數(shù)的初步計算---------------------------------------------------------8 4.主要零件的驗算---------------------------------------------------------------9 4.1三角膠帶傳動的計算和選定---------------------------------------------------9 4.2圓柱齒輪的強度計算---------------------------------------------------------10 4.3傳動軸的驗

5、算---------------------------------------------------------------12 強度驗算、彎曲剛度驗算--------------------------------------------------------12 4.4主軸組件的驗算-------------------------------------------------------------13 4.5 滾動軸承的驗算------------------------------------------------------------14 5結構設計------

6、--------------------------------------------------------------14 軸承、軸的定位----------------------------------------------------------------14 6.設計感想--------------------------------------------------------------------14 參考文獻----------------------------------------------------------------------15

7、 1、機床運動參數(shù)的確定 1.1 運動參數(shù) 1.1.1 確定公比φ及Rn 已知最低轉速nmin=31.5rpm，最高轉速nmax=1400rpm，變速級數(shù)Z=12，則公比： φ= （nmax/nmin）1/（Z－1） =（1400rpm/31.5rpm）1/（12－1） ≈1.41 轉速調(diào)整范圍： Rn=nmax/nmin=44.44 1.1.2 求出轉速系列 根據(jù)最低轉速nmin=31.5rpm，最高轉速nmax=1400rpm，公比φ=1.41，

8、按《機床課程設計指導書》（陳易新編）表5選出標準轉速數(shù)列： 1400 1000 710 500 355 250 180 125 90 63 45 31.5 單獨論文不含圖，加153893706 1.2 動力參數(shù) 已知電動機功率為N=5.5kw，根據(jù)《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Y132S-4，其主要技術數(shù)據(jù)見下： 表1 轉速（r/min） 額定功率 （kw） 滿載時 堵轉電流 堵轉

9、轉矩 最大轉矩 同步轉速 （r/min） 級數(shù) 電流 （A） 效率 （%） 功率因數(shù) 額定電流 （倍） 額定轉矩 （倍） 額定轉矩 （倍） 1440 5.5 8.8 85.5 0.82 7.0 2.2 2.2 1500 4 電動機的參數(shù) 2運動設計 2.1 傳動組、傳動副的確定 實現(xiàn)12級主軸轉速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副組合： 1） 12=34 2） 12=43 3） 12=322 4） 12=232 5） 12=223 方案1）2）可節(jié)省一根傳動軸。但是，其中一個

10、傳動組內(nèi)有四個變速傳動副，增大了該軸的軸向尺寸。這種方案不宜采用。 方案3）、4）、5）可根據(jù)下述原則比較：從電動機到主軸，一般為降速傳動。接近電動機處的零件，轉速較高，從而轉矩較小，尺寸也較小。如使傳動副較多的傳動組放在接近電動機處，則可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件就可以少些，就省材料了。所以從“前多后少”的原則考慮，以取方案3）為好。 2.2 結構式、結構網(wǎng)的選擇 在12=322的傳動副組合中，又因基本組和擴大組排列順序的不同而有不同的方案?？赡艿牧N方案，其結構網(wǎng)和結構式下圖。在這些方案中，可根據(jù)下列原則選擇最佳方案。 1） 12=312326 2） 12=3

11、22126 3） 12=322621 4） 12=312623 5） 12=342122 6） 12=34 2221 根據(jù)a：在降速傳動時，為防止被動齒輪的直徑過大而使徑向尺寸太大，常限制最小傳動比imin≥1/4。在升速時，常限制最大傳動比imax≤2。b:擴大順序與傳動順序應盡量一致。故綜合考慮，方案1）最佳。

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23、 2.3 擬定轉速圖 2.3.1 各軸轉速范圍的確定 傳動組c的變速范圍是 恰為最大變速范圍，可知兩個傳動副

24、的傳動比必然為極限值： ic1=1/4=,ic2= 這樣就確定了軸Ⅲ的六種轉速只有一種可能，即為125、180、250、355、500、710r/min。 隨后確定軸Ⅱ的轉速。傳動組b的級比指數(shù)為3，在傳動比極限值的范圍內(nèi)軸的轉速最高可為500、710、1000r/min，最低可為180、250、355r/min。為了避免升速，又不使傳動比太小，可取 軸Ⅱ的轉速確定為355、500、710r/min。同理，對于軸Ⅰ的轉速為710r/min，傳動比接近1/2=1/Ψ2。 2.3.2 繪制轉速圖 電動機和主軸的轉速是已定的，當選定了結構網(wǎng)

25、或結構式后，就可分配和傳動級的傳動比并確定中間軸的轉速。再加上定比傳動，就可畫出轉速圖。中間軸的轉速如果能高一些，傳動件的尺寸也就可以小一些。但是，中間軸如果轉速過高，將會引起過大的振動、發(fā)熱和噪聲。通常，希望齒輪的線速度不超過12～15m/s。對于中型車、鉆、銑等機床，中間軸的最高轉速不宜超過電動機的轉速。對于小型機床和精密機床，由于功率較小，傳動件不會過大。這時振動、發(fā)熱和噪聲是應該考慮的問題。因些更應該注意中間軸的轉速，不使過高。 本題目所選定的結構式共有三個傳動組，變速機構共需4軸，加上電動機軸共5軸，故轉速圖需5條豎線；主軸共12種轉速，故需12條橫線。主軸的各級轉速，電動機轉速

26、及傳動比分配都可見轉速圖（圖1）。 2.4齒輪齒數(shù)的確定 當傳動比i采用標準公比的整數(shù)次方時，齒數(shù)和Sz以及小齒輪數(shù)可從《金屬切削機床》表8-1中查得。下表為個傳動組的齒輪齒數(shù)。 表2 傳動組 a b c 齒數(shù)和 72 84 90 齒輪 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 Z13 Z14 齒數(shù) 36 24 30 36 48 42 42 22 42 62 60 18 30 72 齒輪齒數(shù) 2.5軸、齒輪計算轉速 ⑴　主軸　　根據(jù)表8-2，中型車床主軸的計算轉速是

27、第一個三分之一轉速范圍內(nèi)的最高一級轉速，即為n4=90r/min。 ⑵　各傳動軸　　軸Ⅲ可從主軸為90r/min按72／18的傳動副找上去，似應為355r/min。但由于軸Ⅲ最低轉速125r/min，經(jīng)傳動組Ｃ可使主軸得到31.5和250r/min兩種轉速。250r/min要傳遞全部功率，所以軸Ⅲ的計算轉速應為125r/min。軸Ⅱ的計算轉速可按傳動副b推上去,為355r/min. ⑶ 各齒輪 傳動組c中，18/72只需計算z=18的齒輪，計算轉速為355r/min；60/30只需計算z=30，nj=250，z=18和z=30兩個齒輪哪一個的應力更大一些，較難判斷?？赏瑫r計算，

28、選擇模數(shù)較大的作為傳動組c齒輪的模數(shù)。傳動組b應計算z=22，nj=355。傳動組a應計算z=24，nj=710。 2.6傳動系統(tǒng)圖 3.傳動零件的初步計算 3.1傳動軸直徑的初定 根據(jù)傳動軸傳遞功率的大小,用簡化的扭轉剛度公式計算:（mm） 式中：d -傳動軸受扭部分直徑(mm) N -該軸傳遞的功率(kw) Nd -電動機的功率(kw) η -電動機到該傳動軸的傳動效率 nj -被估算的傳動軸的計算轉速(r/min) [Φ]-該傳動軸每米長度允許扭轉角(deg/m)一般傳動軸取[Φ]=0.5

29、～1 本設計取0.75 則Ⅲ軸,NⅢ=Ndη=5.585.5%0.960.992=4.42kw。 d3=。取d3=42。 則Ⅱ軸,NⅡ=Ndη=5.585.5%0.960.99=4.47kw 。 d2==32.81。 取d2=32。 則Ⅰ軸,NⅠ=Ndη=5.585.5%0.96=4.51kw 。 d1= 27.66。 取d1=30。 3.2主軸軸頸直徑的確定 主軸的驅動功率為：N主=Ndη=5.585.5%0.960.993=4.38kw。 則由表3查得：機床主軸前軸頸尺寸為70-105mm。 則取D1=90mm。其他參數(shù)由此式可以得出：， 其中Dmax為最大加工直徑（m

30、m），d為內(nèi)孔直徑。這里?。? 后軸頸的直徑D2=900.8=72mm。Dmax=5（9015）mm，取Dmax　=400mm，這時d=0.140010=（30~50）mm，取d=40mm。 3.3齒輪模數(shù)的初步計算 初步計算齒輪模數(shù)時,按簡化的接觸疲勞強度公式進行.一般同一變速組中的齒輪取同一模數(shù),選擇負荷最重的小齒輪進行計算： 則mj=16338 式中： mj- 按接觸疲勞強度估算的齒輪模數(shù)（mm）; Nd- 驅動電動機功率（mm）; nj- 被估算齒輪的計算轉速(r/min)； i- 大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比, i＞

31、1,外嚙合為“+”,內(nèi)嚙合為“-“號; Z1- 小齒輪齒數(shù); φm-齒寬系數(shù), φm=B/m=6～10,B為齒寬,m為模數(shù)，本設計中φm取8； [σj]-許用接觸應力(MPa),查表26，取45鋼，調(diào)質處理（T235），[σj]=600。 則a傳動組：被估算齒輪的計算轉速：nj=710r/min；大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比i=48/24=2，外嚙合取”+”，小齒輪齒數(shù)為24。將上述已知條件代入式中： mm。 則b傳動組：被估算齒輪的計算轉速：nj=355r/min；大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比i=62/22=2.82，外嚙合取”+”，小齒輪齒數(shù)為

32、22。將上述已知條件代入式中： mm。 則c傳動組：有兩種情況： 1. 被估算齒輪的計算轉速：nj=355r/min；大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比i=72/18=4，外嚙合取“+”，小齒輪齒數(shù)為18。 2. 被估算齒輪的計算轉速：nj=250r/min；大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比i=60/30=2，外嚙合取“+”，小齒輪齒數(shù)為30。將上述已知條件代入式中： 選兩者中較大者作為傳動組c的齒輪模數(shù)，即mjc=4.17mm。 4.主要零件的驗算 4.1三角膠帶傳動的計算和選定 ① 確定計算功率Nj 由表查得工作情況系數(shù)KA=1.1,故: Nj =KAP=1.15.5Kw=6.05Kw

33、② 選取普通V帶型號 根據(jù)Nj、n1由圖8-9確定選用B型。 ③ 確定帶輪基準直徑 小輪直徑dd1應滿足dd1≥dmin，查表取主動輪基準直徑dd1=140mm。 則從動輪基準直徑dd2= dd1=（1440/710）140=283.94mm 查表取標準值dd2=280mm。 按式（8-20）驗算帶的速度 ： v=πdd1 n1/601000m/s=10.56m/s＜25m/s 帶的速度合適。 ④ 確定普通V帶的基準長度和傳動中心距 根據(jù)0.7(dd1+dd2) ＜a0＜

34、2(dd1+dd2),初步確定中心距a0=546mm。 根據(jù)式（8-20）計算帶所需的基準長度 Lˊd=2a0+π/2(dd1+dd2)+ (dd1-dd2)2/4a0=1760.7mm 由表8-2選帶的基準長度Ld=1800mm。 按式（8-21）計算實際中心距a ： a=a0+(Ld-Lˊd)/2=582mm ⑤ 驗算主動輪上的包角α1 由式（8-6）得：α1=1800-(dd1-dd2)/a57.50=166.20＞1200 主動輪上的包角合適。 ⑥ 計算普通V帶的根數(shù)z z=Nj/（N0C1） 式中： N0-單根V帶能傳遞

35、的功率（kw）； C1-小輪的包角系數(shù)； 對于B型V帶，Zmax=5-7。查表得N0=2.30kw， C1=0.98。代入式中有： 取z=3根。 ⑦ 計算膠帶的彎曲次數(shù)u 由式可知：u=1000mv/L，m-帶輪的個數(shù)；v=10.56m/s；L-標準計算長度。 查表得L=1833mm。將上述條件代入式中有： u=1000mv/L=1000210.56/1833=11.52≤40（s-1） ⑧ 求作用在支承軸上的徑向力Q Q=2S0Zsin（α1/2）（N）式中S0-膠帶的初拉力（N）。 查表15得：S01=165N，S02=250N 。所以：Q

36、1=21653sin（166.20/2）=982.83N Q2=22503sin（166.20/2）=1489.14N 帶輪結構設計（略） 4.2 圓柱齒輪的強度計算 一般同一變速組中的齒輪取同一模數(shù),選擇負荷最重的小齒輪進行計算： 按接觸疲勞強度計算齒輪模數(shù)mj： mj=16338； 按彎曲疲勞強度計算齒輪模數(shù)mw： mw=267。 則a傳動組：N -該軸傳遞的功率(kw) ； Nd -電動機的功率(kw) η -電動機到該傳動軸的傳動效率；則N= Nd η=5.585.5%0.96=4.51kw. nj -被估算的齒

37、輪的計算轉速(r/min); nj =710r/min Z1- 小齒輪齒數(shù); Z1=24 i-大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比, i＞1,外嚙合為“+”,內(nèi)嚙合為“-“號;i=48/24=2。 φm-齒寬系數(shù), φm=B/m=6～10,B為齒寬,m為模數(shù)，本設計中φm取8； ks-壽命系數(shù)；ks=ktknknkq。 kt-工作期限系數(shù)；kt。 T-齒輪機床工作期限（Ts）內(nèi)的總的工作時間（h）；查表17取Ts=17500h，近似的認為T=Ts/p，（p為該變速組的傳動副數(shù)），則T=17500/3=5833.33h。 n1

38、-齒輪的最低轉速：n1=710r/min c0-基準循環(huán)次數(shù)，查表16可得：按接觸疲勞強度計算，取c0=107；按彎曲疲勞強度計算，取c0=2106； m-疲勞曲線指數(shù)，查表16可得：按接觸疲勞強度計算，取m=3；按彎曲疲勞強度計算，取m=6； kn-轉速變化系數(shù)，查表19可得，取knj=0.72，knw=0.90 kq-材料強化系數(shù)，查表20可得，取kqj=0.64，kqw=0.77 kN-功率利用系數(shù)，查表18可得，取kNj=0.58，kNw=0.78 kc-工作狀況系數(shù)，主運動中等沖擊，取kc=1.4 kd-動載荷系數(shù)，

39、查表23可得，取7級精度，kd=1.2 kb-齒向載荷分布系數(shù)，查表24可得，取kb=1 Y-齒形系數(shù)，查表25可得，取Y=0.420 [σj]、[σw]從表26查得，取[σj]=600Mpa、[σw]=220Mpa 將上述已知條件代入：ktj=2.92；ktw=2.23。 ksj= ktknkNkq=0.78＞ksmax=0.6，則取ksj=0.6。 ksw= ktknkNkq=1.2＞ksmax=0.8，則取ksw=0.8。 將上述已知條件代入：mj=16338≈2.97mm

40、 mw=267≈2.21mm b傳動組：N -該軸傳遞的功率(kw) ； Nd -電動機的功率(kw) η -電動機到該傳動軸的傳動效率； 則N= Nd η=5.585.5%0.960.99=4.47kw. nj -被估算的齒輪的計算轉速(r/min); nj =355r/min Z1- 小齒輪齒數(shù); Z1=22 i-大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比, i＞1,外嚙合為“+”,內(nèi)嚙合為“-“號;i=62/22=2.82。 φm-齒寬系數(shù), φm=B/m=6～10,B為齒寬,m為模數(shù)，本

41、設計中φm取8； ks-壽命系數(shù)；ks=ktknkNkq。 kt-工作期限系數(shù)；kt。 T-齒輪機床工作期限（Ts）內(nèi)的總的工作時間（h）；查表17取Ts=17500h，近似的認為T=Ts/p，（p為該變速組的傳動副數(shù)），則T=17500/2=8750h。 n1-齒輪的最低轉速：n1=355r/min c0-基準循環(huán)次數(shù)，查表16可得：按接觸疲勞強度計算，取c0=107；按彎曲疲勞強度計算，取c0=2106； m-疲勞曲線指數(shù)，查表16可得：按接觸疲勞強度計算，取m=3；按彎曲疲勞強度計算，取m=6；

42、 kn-轉速變化系數(shù)，查表19可得，取knj=0.85，knw=0.93 kq-材料強化系數(shù)，查表20可得，取kqj=0.6，kqw=0.75 kN-功率利用系數(shù)，查表18可得，取kNj=0.58，kNw=0.78 kc-工作狀況系數(shù)，主運動中等沖擊，取kc=1.4 kd-動載荷系數(shù)，查表23可得，取7級精度，kd=1.2 kb-齒向載荷分布系數(shù)，查表24可得，取kb=1.04 Y-齒形系數(shù)，查表25可得，取Y=0.408 [σj]、[σw]從表26查得，取[σj]=600Mpa、[σw]=220Mpa 將上述已知

43、條件代入：ktj=2.65；ktw=2.12。 ksj= ktknkNkq=0.78＞ksmax=0.6，則取ksj=0.6。 ksw= ktknkNkq=1.15＞ksmax=0.8，則取ksw=0.8。 將上述已知條件代入：mj=16338≈3.82mm mw=267≈2.77mm c傳動組：同理，將上述查表得出已知條件代入： mj=16338≈4.32mm mw=267≈3.27mm 4.3 傳動軸的驗算

44、 由于機床變速箱中各軸的應力都比較小，驗算時，通常用復合應力公式進行計算： （Mpa） 式中：Rb-復合應力（Mpa），[Rb]為許用應力（Mpa），由表29選取。 查表29可得：軸Ⅰ[Rb]=85Mpa ；軸Ⅱ[Rb]=85Mpa ；軸Ⅲ [Rb]=80Mpa ； 軸Ⅳ[Rb]=75Mpa 。 W-軸的危險斷面的抗彎斷面模數(shù)（mm3）： 實心圓軸：w=πd3/32（mm3）；空心圓軸w=πd3/32[1－（d0/D）4] （mm3） d-實心軸的直徑：：軸Ⅰd=30mmm；軸Ⅱd=32mm；軸

45、Ⅲd=42mm D-空心軸的外徑；軸Ⅳ：D=90mm；d0-空心軸的內(nèi)徑：軸Ⅳ：d0=40mm。 則有：軸Ⅰ：w=πd3/32=2650.72 mm3 軸Ⅱ：w=πd3/32=3528.11 mm3 軸Ⅲ：w=πd3/32= 7273.57 mm3 軸Ⅳ：w=πd3/32[1－（d0/D）4]=49095.83 mm3 M-在危險斷面上的最大彎矩[Nmm]： [Nmm]。 T-在危險斷面上的最大扭矩[Nmm]： [Nmm]。 N-該軸傳遞的最大功率（kw）；nj-該軸的計算轉速（r/min）。

46、 軸Ⅰ：T=9551044.51/710=6.066104Nmm 軸Ⅱ：T=12.02104 Nmm 軸Ⅲ：T=33.77104Nmm 軸Ⅳ：T=9551044.38/90=46.48104 Nmm。 重點對主軸進行驗算：經(jīng)畫圖計算可得：M=3.13106Nmm；代入式中有： =64.3≤75Mpa，所以主軸合格。 4.4傳動組件的驗算 ㈠根據(jù)前軸徑應為75~110mm。初步選定d1=90mm。后軸徑d2=（0.7~0.9）d1，取d2=72mm。根據(jù)設計方案，選前軸承為NN3020K型，后軸承為NN3016K型。根據(jù)結構，定懸伸長度a=1

47、20mm。 ㈡求軸承剛度 主軸最大輸出轉矩T=95505.5/90=583.61Nm。 床身上最大加工直徑為400mm，故半徑為0.4mm。 切削力（沿y軸） Fc=583.61/0.4=1459.03N；背向力（沿x軸）Fp=0.5Fc=729.51N 故總的作用力 ： F=1631.24 N 此力作用于頂在頂尖的工件上，主軸和尾架各承受一半，故主軸端受力為F/2≈815.62 N 在估算時，先假設初值l/a=3，l=3120=360mm。前后支承的支反力RA和RB ： 1087.49 N ； 271.87 N 。 根據(jù)前面

48、所講可求出前、后軸承的剛度：KA=2116N/μm；KB=1488N/μm。 ⑶求最佳跨距 KA/ KB=2116/1488=1.42 初步計算時，可假定主軸的當量外徑de為前后軸承的平均值，de=（90+72）/2=81mm 故慣性矩為：I=0.05（0.0814－0.044）=2.2810-6m4 查線圖l0/a≈1.6。 計算出的l0/a與原假定的不符。但它是收斂于這個值的。所以最佳跨距l(xiāng)0≥1201.6=192mm。　 4.5 滾動軸承的驗算 機床傳動軸用滾動軸承，主要是因為疲勞破壞而失效，故應進行疲勞壽命驗算。其額定壽命L

49、h的計算公式為： （h） 式中： Lh-額定壽命（h） C-工作期限（h），對一般機床取10000~15000小時，取12500h Fn-速度系數(shù)，fn=；ni為滾動軸承的計算轉速ni=710r/min ε-壽命指數(shù)，對滾動軸承ε=10/3；則有：fn=≈0.4 fF-工作情況系數(shù)，取Ff=1.2 KN-功率利用系數(shù)，查表3-3?。篕N=0.58 Kn-速度轉化系數(shù)，查表3-2?。篕n=0.95 Kl-齒輪輪換工作系數(shù)，查表取Kl=0.80 P-當量動載荷：當Fa/Fr≤e時， P=Fr

50、；Fa/Fr＞e時，P=0.4Fr+YFa。 對傳動軸1上的軸承進行驗算：選小齒數(shù)傳動 Ft=2T1/d1=26.066104/72=1685 N ；d1=mz=324=72mm Fr=Fttanα=1685tan200=613.3 N P =Fr=613.3 N；代入式中有：h 所以合格。 5.結構設計 軸承、軸的定位在展開圖和剖面圖中將會看到，這里不再重復。 6.設計感想 本次課程設計是《金屬切削機床課程設計》，通過本課程設計的過程，讓我深刻體會到了自己所學知識的缺陷，也深刻認識到了自己對所學過的課程的掌握和熟記還有一定的差距。

51、這次課程設計雖然時間比較緊張，但通過兩周的努力，回過頭來再看的時候收獲還是挺大的。他給我們指導出了許多我們課本中所沒有注意到的東西，鍛煉了我們的能力，并進一步發(fā)現(xiàn)和認識到了自己的不足。課程設計必須查閱很多的資料，才能很好的完成，因此通過本次的設計，讓我們也體會到了查閱資料的重要性，同時也培養(yǎng)了我們勤于查閱的習慣，使我們不再盲目設計，為我們后續(xù)的學習和以后的工作打下了一定的基礎。 參考文獻 [1].戴曙主編.金屬切削機床.北京：機械工業(yè)出版社，1993.5 [2].陳易新.金屬切削機床課程設計指導書.北京:機械工業(yè)出版社,1987.7 [3].范云漲.金屬切削機床設計簡明手冊.

52、北京:機械工業(yè)出版社,1994.7 [4].任殿閣、張佩勤主編. 機床設計指導. 遼寧：科學技術出版社， 1991 [5].吳宗澤、羅圣國主編.機械設計課程設計手冊.高等教育出版社 ，1992 中北大學 課程設計任務書 06/07 學年第 一 學期 學 院： 機械工程與自動化學院 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學 生 姓 名： 楊海景 學 號：03021408S17

53、課程設計題目： 《金屬切削機床》課程設計 （車床主軸箱設計） 起 迄 日 期： 1 月 4 日～ 1 月 17 日 課程設計地點： 機械工程與自動化學院 指 導 教 師： 于大國 講師 系 主 任： 王彪

54、 下達任務書日期: 2006年1月4日 課 程 設 計 任 務 書 1．設計目的： 通過本課程設計的訓練，使學生初步掌握機床的運動設計（包括主軸箱、變速箱傳動鏈），動力計算（包括確定電機型號，主軸、傳動軸、齒輪的計算轉速），以及關鍵零部件的強度校核，獲得工程師必備設計能力的初步訓練。同時鞏固《金屬切削機床》課程的基本理論和基本知識。 1．運用所學的理論及實踐知識，進行機床設計的初步訓練，培養(yǎng)學生的綜合設計能力； 2．掌握機床設計（主軸箱或變速箱）的方法和步驟； 3．掌握設計的基本技能，

55、具備查閱和運用標準、手冊、圖冊等有關技術資料的能力； 4．基本掌握繪圖和編寫技術文件的能力 2．設計內(nèi)容和要求（包括原始數(shù)據(jù)、技術參數(shù)、條件、設計要求等）： 1．機床的類型、用途及主要參數(shù) 車床，工作時間：二班制，電動機功率：，主軸最高、最低轉速如下： ， 變速級數(shù)：z=12。 2．工件材料：45號鋼 刀具材料：YT15 3．設計部件名稱：主軸箱 3．設計工作任務及工作量的要求〔包括課程設計計算說明書(論文)、圖紙、實物樣品等〕： 設計任務 1．運動設計：根據(jù)所給定的轉速范圍及變速級數(shù)，，確定公比，繪制結構網(wǎng)、轉

56、速圖、計算齒輪齒數(shù)。 2．動力計算：選擇電動機型號及轉速，確定傳動件的計算轉速、對主要零件（如皮帶、齒輪、主軸、軸承等）進行計算（初算和驗算）。 設計工作量要求： 1．主軸箱展開圖、剖面圖各一張； 2、齒輪零件圖一張； 3．機床傳動系統(tǒng)圖一張； 4．編寫課程設計說明書一份。（A4>15頁） 課 程 設 計 任 務 書 4．主要參考文獻： 1 陳易新.金屬切削機床課程設計指導書.北京:機械工業(yè)出版

57、社,1987.7 2 范云漲.金屬切削機床設計簡明手冊. 北京:機械工業(yè)出版社,1994.7 5．設計成果形式及要求： 圖紙和說明書 6．工作計劃及進度： 2007年 1 月 4 日 ~ 1 月 5 日 調(diào)查階段 1 月 6 日 ~ 1 月14日 設計階段 1月15 日 ~ 1 月16日 考核階段 1月17日 最終答辯 答辯或成績考核 系主任審查意見： 簽字： 年 月 日

58、 20