机床课程设计说明书.doc

洛阳理工学院毕业设计（论文）目录 第一章 序言 1.1金属切削机床的应用2 1.2 机床课程设计的目的.2 1.3 机床课程设计的内容.2第二章 设计步骤 2.1 已知条件. 3 2.2 结构分析式.3 2.3 绘制转速图.4 2.4 绘制传动系统图.7第三章 动力设计 3.1 确定个轴转速.83.2 带传动设计.9 3.3 各传动组齿轮模数的确定和校核.10第四章 齿轮强度的校核 4.1 校核a传动齿轮.124.2 校核b传动齿轮.134.3 校核c传动齿轮.14第五章 主轴挠度的校核 5.1 确定各轴最小直径.15 5.2 传动轴刚度验算.16第六章 主轴最佳跨距的确定 6.1 两支承主轴最佳跨距.18 6.2 各传动轴支承处轴承的选择.20第七章 主轴计算 7.1 主轴20第八章 离合器摩擦片数的确定.21第九章 总结.23第十章 参考文献24第一章 序言1.1金属切削机床的应用目前，机床作为机械制造业的母机担负着机械制造业总工作量的40%-60%，是国民经济的一个重要组成部分，机床的质量和技术水平直接影响机械产品的质量和可进行经济加工的适用范围。机床工业为各种类型的机械制造厂提供先进的制造技术与优质高效的制造技术与优质高效的机床设备，促进机械制造工业的生产能力和工艺水平的提高。机械制造工业肩负着为国民经济各部门提供现代化技术装备的任务，即为工业、农业、交通运输业、科研和国防等部门提供各种机器、仪器和工具。为适应现代化建设的需要，必须大力发展机械制造工业。可见，机械制造工业是国民经济各部门赖以发展的基础，而机床工业则是机械制造工业的基础。一个国家机床工业的技术水平在很大程度上标志着这个国家的工业生产能力和科学技术水平。显然，金属切削机床在国民经济现代化建设中起着重大的作用。机床技术水平的高低及拥有量的多少已成为衡量一个国家工业现代化水平的重要标志之一。1.2 机床课程设计的目的机床课程设计目的是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、并培养学生具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。1.3 机床课程设计的内容运动设计根据给定的机床用途、规格、极限转速、转速数列公比，通过分析比较拟定传动结构方案和传动系统图，确定传动副的传动比及齿轮的齿数，并计算主轴的实际转速和标准转速的相对误差。动力设计根据给定的电动机功率和传动件的计算转速，初算传动轴直径、齿轮模数；确定皮带型号及根数、摩擦片式离合器尺寸和摩擦片数。完成装配草图，验算传动件的应力，变形和寿命是否在允许范围内。还要验算主轴组件的静刚度。结构设计进行主传动轴系、变速机构、主轴组件、箱体、操纵机构、润滑与密封等的布置和结构设计。 二、设计步骤2运动设计2.1已知条件 1确定转速范围：主轴转速。2电动机功率：P = 4 kw2.2确定公比是标准值 ，的取值范围为，从使用性能考虑的值应最好小些，以便减少相对速度损失，但的值越小级数就越多，使机床的结构复杂化。按的选取原则：.用于大批量生产自动化或半自动化机床有较高的生产率，因此转速损失要求较小，的值一般取1.12或1.26。大型机床加工工件尺寸大，机动时间长，为提高生产率，应选择合理的转速，的值一般取1.12或1.26。中型通用机床，万能性好，要求级数多些，但结构不能过于复杂，的值一般取1.26或1.41。小型切削机床加工时间少，结构简单，级数也少，因此公比的取值为1.58或1.78。根据原则，我们选取合适的公比=1.26。3、求出主轴转速级数（Z取整数）Z=+1=17即为17级传动。2.2结构分析式 3 从电动机到主轴主要为降速传动，若使传动副较多的传动组放在较接近电动机处可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，节省材料，也就是满足传动副前多后少的原则，因此取方案。在降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比 ；在升速时为防止产生过大的噪音和震动常限制最大转速比。在主传动链任一传动组的最大变速范围。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小， 根据中间传动轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下：2.3 绘制转速图选择电动机一般车床若无特殊要求，多采用Y系列封闭式三相异步电动机，根据原则条件选择Y-112M-4型Y系列笼式三相异步电动机。分配总降速传动比 总降速传动比 0.028 又电动机转速不符合转速数列标准，因而增加一定比传动副。3确定传动轴轴数 传动轴轴数 = 变速组数 + 定比传动副数 + 1 = 4 + 0 + 1 = 5。确定各级转速并绘制转速图 由 z = 17确定各级转速：1600,1260，1000，800，630，500，400，315，250，200，160，125，100，80，63，50，40 r/min。在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按传动顺序依次设为、。与、与、与轴之间的传动组分别设为a、b、c。现由（主轴）开始，确定、轴的转速： 先来确定轴的转速传动组c 的变速范围为，结合结构式，轴的转速只有一种可能：125，160，200，250，315，400，500，630，800r/min。 确定轴的转速传动组b的级比指数为3，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致传动比太小，可取 ，=1/=1/1.59轴的转速确定为：315,400，500r/min。确定轴的转速对于轴，其级比指数为1,可取 ，确定轴转速为715r/min。由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比。下面画出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）。 5确定各变速组传动副齿数 传动组a:查表8-1 ，时：60.62.63.65. 70.72.75时：60.70.72.75时：61.62.65.68.72.75可取72,于是可得轴齿轮齿数分别为：30.26.22。于是，可得轴上的三联齿轮齿数分别为：42.46.50。传动组b:查表8-1, ，=1.59同理 可取 70，于是可得轴上两联齿轮的齿数分别为：43.31.20于是 ，=43/27得轴上两齿轮的齿数分别为：27.39.50。传动组c:查表8-1,时：70、75、79、80、84、87时： 72、75、78、81、84、87、89、90可取 84.为降速传动，取轴齿轮齿数为20；为升速传动，取轴齿轮齿数为28。于是得,得轴两联动齿轮的齿数分别为20，64；得轴两齿轮齿数分别为56，28。2.4 绘制传动系统图根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图：第三章 动力设计3.1 确定各传动轴的计算转速 通用机床主传动系统只是从某一转速开始才有可能使电动机的全部功率。这一传递全部功率的最低转速称为该传动件的计算转速，写作。主轴所传递的功率或扭矩与转速之间的关系，称为主轴的功率或扭矩特性，主轴从最高转速到计算转速之间，主轴应能传递电动机的全部功率，这个工作范围称为恒功率传动，这是扭矩随转速增加而减少。从主轴计算转速至最低速的各级转速所传递的扭矩等于在计算转速工作时的扭矩，它是该机床的最大传递扭 矩，这个工作范围称为恒扭矩传动，所传递的功率则随转速的减低而减小。1.各传动轴的计算转速： 从该机床的转速图可以得到轴、的计算转速，轴的计算转速为125r/min；轴的计算转速为315r/min；轴的计算转速为715r/min。 2.核算主轴转速误差 实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过，即 故合适。3.2 带传动设计电动机转速n=1440r/min,传递功率P=4KW，两班制，一天运转16小时，工作年数10年。确定计算功率 取1.1，则选取V带型 根据小带轮的转速和计算功率，选A型带。确定带轮直径和验算带速 查表小带轮基准直径,=200mm 验算带速成 其中 -小带轮转速，r/min； -小带轮直径，mm； ，合适。4确定带传动的中心距和带的基准长度 初定中心距为,则 06（）a2（） 于是 180a600,初取中心距为550mm。 带长 查表取相近的基准长度，。 带传动实际中心距5验算小带轮的包角 一般小带轮的包角不应小于。 。合适。6确定带的根数 其中： -时传递功率的增量； -按小轮包角，查得的包角系数； -长度系数； 为避免V型带工作时各根带受力严重不均匀，限制根数不大于10。 圆整Z=47计算带的张紧力 其中： -带的传动功率,KW； v-带速,m/s； q-每米带的质量，kg/m；取q=0.17kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。 8计算作用在轴上的压轴力 3.3 各传动组齿轮模数的确定和校核模数的确定：a传动组：分别计算各齿轮模数先计算30齿齿轮的模数：其中: -公比 ； = 1.41； -电动机功率； = 4KW； -齿宽系数6-10；取8 -齿轮传动许允应力; -计算齿轮计算转速。 ， 取= 1370MPa,安全系数S = 1。 由应力循环次数选取 ，取S=1，。 取m = 2mm。 按齿数22的计算，可取m = 2mm； 按齿数26的计算，, 可取m = 2mm。 于是传动组a的齿轮模数取m = 2mm。 轴上齿轮的直径： 。 轴上三联齿轮的直径分别为： b传动组： 确定轴上齿轮的模数。 按31齿数的齿轮计算： 可得m = 1.85mm； 取m = 2mm。 按20齿数的齿轮计算： 可得m =2mm； 于是可取轴齿轮的模数统一取为m = 2mm。于是轴是上三齿轮的直径分别为： =243=86mm; c传动组： 确定轴上齿轮的模数。 按z=20的齿数的齿轮计算:m =2.5mm。取m=4mm轴上两联动齿轮的直径分别为： 轴四上两齿轮的直径分别为： 第四章. 齿轮的应力验算： 4.1校核齿轮在校核齿轮应力时，先相同模数中承受载荷最大的，齿数最小的齿轮进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动齿轮主要验算接触应力，对低速传动齿轮主要验算弯曲应力，对于a、b传动组对齿数为22齿轮校核即可，确定各项参数按接触疲劳强度计算齿轮模数式中：p齿轮所传递额定功率； 从电动机到所计算齿轮的传动效率，可查金属切屑机床设计指导表9.5 小齿轮的齿数； i齿轮对的传动比，i= 为大轮齿数，i后面的“+”用于外啮合； 齿宽系数，=取610； r齿形系数，查金属切屑机床设计指导表27； 齿轮的计算转速； 工作状况系数，考虑载荷冲击的影响，主运动中等冲击，=1.21.6取=1.4； 动载荷系数，按金属切屑机床设计指导表28选取； 齿向载荷分布系数，按金属切屑机床设计指导查表29选取 寿命系数：=； 工作期限系数； = 齿轮最低转速； T齿轮的平均工作时间（h）。T= ； N该齿轮所在变速组的传动副数； 基准循环次数，查金属切屑机床设计指导表30选取； m疲劳曲线指数查金属切屑机床设计指导表31； 转速变化系数，查金属切屑机床设计指导表32分别选定的值； 功率利用系数；查金属切屑机床设计指导表32，分别选定的值； 材料强化系数；查金属切屑机床设计指导表34取值；对于a、b传动组，因其模数均相同，故选其齿数最少的齿轮即齿数z=22的齿轮作计算； 对于c 传动组，其模数相同，先齿数最少的齿轮即齿数为20的齿轮进行计算； 对齿数为22的齿轮： =2.59 mm =2.75 mm对齿数为20的齿轮： = =4.68mm = =4.4mm第五章.片式摩擦离合器的计算在轴上安装一个多片摩擦离合器实现车床的正反转：、决定外摩擦片的内径有前面的设计可知，轴在安装离合器时的轴径为25.5mm，则外摩擦片的内径d比安装轴径大2-6mm,取30mm.、选择摩擦片的尺寸 图3-5 摩擦片的尺寸、计算摩擦片的对数，可按照下式计算： （z取整数）T为多片摩擦离合器传递的扭距；K为安全系数，常取1.31.5；f为摩擦片间的摩擦系数；为摩擦片的平均直径，；D为内摩擦片的外径；d为外摩擦片的内径；b为内外摩擦片的接触宽度；P为许用压强；5.1Nmm取K为1.4，查4P42，摩擦片的工作条件为油润滑，摩擦片的材料为淬火钢，选择圆片式，查得f为0.06，P为1.01.2我们取P为1.0Mpa，则： z取整数6、摩擦片的片数 摩擦片的总片数为（z+1）,所以摩擦片的总片数为7片。第六章. 主轴挠度的校核6.1 确定各轴最小直径1轴的直径：选择花键轴 主轴直径取d=25.5mm2轴的直径：选择花键轴3轴的直径：选择花键轴 取d=37.5mm对于机床主轴：按主电动机功率P确定主轴前轴颈直径查金属切屑机床设计得 =100mm车床主轴后轴颈的直径 =（0.70.8）取=80mm轴的校核齿轮传动轴的抗弯强度验算。包括轴的最大挠度，滚动轴承处及齿轮安装处的的倾角的值应该小于准许值对主轴受力分析 已知钢材的弹性模量 I为惯性矩。直径为D 内径为d ; 当主轴中间受力时 挠度和倾角最大 用此来验算是否满足要求=288901.2=0.063对于主轴前段C点的挠度 满足要求 对于倾角 =倾角 满足要求第七章 主轴 一般机床常用45钢，调质到220-250HBS，主轴端部锥孔，定心圆锥面等部位局部淬硬至HRC50-55，支承采用滚动轴承，则轴径可以不淬硬。主轴结构参数D1，内径d 悬伸量a 和支撑跨距L.1按照主电动机功率P确定主轴前段轴径D1，查金属切屑机床设计第87页图3-30 取=100mm ，机床主轴后轴径的直径 (0.7-0.8) 取=70 mm2主轴内孔直径 由材料力学知 k 主轴刚度 ，I惯性矩一般使 ，普通车床=（0.55-0.6）之间=51 mm3主轴前段悬伸量的选择。 主轴前段悬伸量取决与主轴端部的结构形状和尺寸，工件或刀具的安装方式。尽量采用法兰式结构的主轴前段结构，队成对安装的圆锥滚子轴承，应采用小端相对的形式查金属切屑机床设计第89页 表3-13 a = 150mm第八章. 主轴最佳跨距的确定8.1 求两支承主轴组件的最佳跨距当轴承为刚性支座，住周围弹性体则主轴前段受力F后的挠度为 1 F主轴受力，单位为N； a主轴悬伸量，单位为mm； L主轴两支承间的跨距，单位为mm； I主轴截面的平均惯性距，单位为; 当主轴的平均直径为D，内径直径为d时，； E为主轴材料的弹性模量，各种各样的E均在左右； 依题意： =85 mm =(2)。弹性支承上刚性主轴端部的位移；设主轴为刚形体，轴承为弹性体，前后两个反力分别为 刚度为前后支承的变形为分别为 = 2 式中： ，； ，； 将式（1）、（2）代入2式得： 3实际上 当受力F时 主轴 主轴轴承都有变形 总挠度为y=+.4由此可知，当主轴部件的D、a、为定值时，必存在一个能使主轴轴端挠度的跨距，当所设计主轴支承跨距L=时，可使主轴部件的刚度K=，称为“最佳跨距”。5令综合变量代入5 式 由切屑机床设计表3-14取 =1.4 经计算得： =1.3 查机床切屑设计图3-34取 = mm因合理跨距 L=(394787.5)mm 取合理跨距L=600 mm8.2. 各传动轴支承处轴承的选择 主轴 前支承： 32005;后支承：6017 轴 前支承：6005;后支承：6005 轴 前支承：6007；后支承：6007轴 前支承：6010;后支承：6010第九章 总结 金属切削机床的课程设计任务完成了，虽然设计的过程比较繁琐，而且刚开始还有些不知所措，但是在同学们的共同努力下，再加上老师的悉心指导，我终于顺利地完成