机床设计说明书

1、目录目录1题目：设计任务书21机床的规格及用途22运动设计22.1确定极限转速22.2确定公比22.3求出主轴转速级数22.4确定结构式22.4绘制转速图33传动轴直径初定73.1 主轴轴颈直径的确定84带轮的设计94.1带轮初算94.2带轮结构设计105校核1151齿轮校核115.2传动轴校核135.2.1传动轴2的验证计算135.2.2主轴组件的静刚度验算176技术指标分析207参考文献20题目：设计任务书题目公比Nmin级数Z功率N（KW）铣床工作台面积329mmx1250m立式车床主传动系统设计1.4128125.51机床的规格及用途本设计机床为卧式车床，其级数，最小转数，转速公比为，

2、驱动电动机功率。主要用于加工钢以及铸铁有色金属；采用高速钢、硬质合金、陶瓷材料做成的刀具。 2运动设计2.1确定极限转速由已知最小转数，级数，得到主轴极限转速，转速调整范围。2.2确定公比由题给条件，转速公比，由参考文献1，查得其转速数列为28、40、56、80、112、160、224、315、450、630、900、1250(r/min) 2.3求出主轴转速级数由参考文献1，转速级速为 (1-1)其中： 转速调整范围转速公比将，代入，得。2.4确定结构式按照主变速传动系设计的一般原则，选用结构式为的传动方案。其最后扩大组的变速范围,符合要求，其它变速组的变速范围也一定符合要求。2.4绘制转速

3、图2.41选定电动机 根据设计要求，机床功率为5.5KW，最高转速为1250r/min，可以选用Y112M-4，其同步转速为1500r/min，满载转速为1440r/min，额定功率5.5KW。2.42分配总降级传动比U 总降速传动比为，又电动机转速 不在所要求标准转速数列当中，因而需要增加一定比传动副。2.4.3确定传动轴的轴数轴数=变速组数+定比传动副数+1=3+1+1=5。2.4.4确定传动轴的轴数因为确定中间各轴转速时，通常往前推比较方便，所以首先定III轴的转速。为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，一般限制降速最小传动比 ，又为避免扩大传动误差，减少振动噪声，限制最大升速比。

4、 定III轴的转速由于第二扩大组的变速范围为8，故这两对传动副的最小和最大传动比必然是，。于是可以确定III轴的六级转速只能是：112,160,224,315,450,630r/min，可见III轴的最低转速为112r/min。 定II轴转速第一扩大组的级比指数。于是，II轴的最低转速可能是160r/min（，）、224r/min（，）、315r/min（，）、450r/min（，），为使II轴转速不至于过低，造成II轴的转矩较大，又避免了升速，取，这样，II轴的最低转速为315r/min，三级转速分别为630,450,315r/min。 定I轴转速I轴级比指数为，由升2降4原则，则I轴的转速

5、可以是315r/min，450r/min，630r/min，900r/min，1250r/min，基于上面的理由，确定I轴的转速为630r/min。最后可以确定电动机轴（0轴）与I轴之间的传动比，采用带传动，传动比为根据以上计算，绘制转速图如下：绘制传动系统图2.4.5确定变速组齿轮传动副的齿数变速组a： 变速组a有三个传动副，传动比分别是，由参考文献1表3-9查得：时：时：时：可取，查表可得轴I主动齿轮齿数分别为：28、35、42。根据相应的传动比，可得轴II上的三联齿轮齿数分别为：56、49、42。变速组b：变速组b有两个传动副，传动比分别是，。查表得：时，时，可取，于是可得轴II上两联齿

6、轮的齿数分别是：23、44。于是根据相应传动比，得轴III上两齿轮的齿数分别是：65、44。变速组c：变速组c有两个传动副，传动比分别是，。查表得：时：时：可取。为降速传动，取轴III齿轮齿数为21；为升速传动，取轴IV齿轮齿数为35。由对应传动比，得轴III上两联动齿轮的齿数分别是21,84；轴IV两齿轮的齿数分别是70,35。2.4.6校核主轴转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差，要求不超过。下表为主轴转速误差与规定值之间的比较：28：误差0.48%40： 误差0.48%56： 误差0.48%80： 误差0.07%112： 误差1.56%160： 误差1.56%224： 误差0.48%3

7、15： 误差1.1%450： 误差0.9%630： 误差0%900： 误差0%1250： 误差0.8%3传动轴直径初定由参考文献1,传动轴直径按扭转刚度用式(3.1)进行计算: () (3.1)其中: 传动轴直径(mm) 该轴传递的功率() 该轴的计算转速() 该轴每米长度允许扭转角(),本例中,取0.8由图知,各轴的计算转速为:, 根据传动效率推算各轴功率，V带传动效率为0.96，轴承传动效率为0.99，齿轮传递效率为0.96，由此推算各轴功率为：轴1：P1 = P ×0.96 = 5.5×0.96 =5.28kW轴2：P2 = P1 ×0.982 ×

8、0.96 = 5.28×0.982 ×0.96= 4.87kW轴3：P3 = P2 ×0.982 ×0.96 = 4.87×0.982 ×0.96=4.49 kW轴4：P4 = P3 ×0.982 ×0.96 = 4.49×0.982 ×0.96=4.14 Kw由各轴传递功率初算各轴轴颈：得：由GB321-80标准直径系列取各轴最小轴径为，3.1 主轴轴颈直径的确定由参考文献3，功率为5.5kW的卧式车床选用前轴颈轴径为70-105mm,选定为90mm，后轴颈选用前轴颈的7085%，取70mm。

9、3.1.1齿轮计算转速的确定只需计算变速组内最小的-也是强度最弱的齿轮即可。a变速组内最小齿轮齿数是z=28，只有一个转速630r/min，取为计算转速b变速组内最小齿轮齿数是z=23，使III轴获得224、160、112r/min三个转速，112r/min是III轴的计算转速，所以该齿轮的计算转速为315r/min。c变速组内的最小齿轮齿数是z=21，使主轴获得6级转速28 r/min, 40 r/min, 56 r/min, 80 r/min, 112 r/min, 160 r/min,其中80 r/min是主轴的计算转速，所以该齿轮的计算转速为315r/min。3.1.2初算齿轮模数一般

10、同一变速组中的齿轮取同一模数,选择各组负荷最重的小齿轮,由参考文献1,其计算得到的齿轮模数为: (3.2)其中: 按接触疲劳强度计算的齿轮模数 驱动电动机功率(kW) 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比,外啮合取“+”号,内啮合取“-”号 小齿轮齿数 齿宽系数,(为齿宽,为模数),此处,均选用 许用接触应力(),查表可得对于第一个变速组，小齿轮最小齿数为，其计算转速为带入式(3.2)得 取对于第二个变速组,小齿轮最小齿数是,其计算转速为带入式(3.2)得取对于第三个变速组,小齿轮最小齿数是,其计算转速为带入式(3.2)得取mm4带轮的设计4.1带轮初算 三角带传动中，轴间距A可以加大。由于是摩擦传递，

11、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=5.5kW,传动比i=2.28，两班制，一天运转16小时，工作年数10年。选用B型带，小带轮直径100，初步估算中心距为350，可知工作情况系数KA=1. 2Pd=KAP=1.2×5.5=6.6Kw大带轮直径dd2=idd1=2×100 = 200mm带的速度公式符合要求初算带的基准长度Ld：计算实际中心距a计算小带轮包角确定V带根数Z式中：为包角修正系数，查参考文献4得=0.96为带长修正系数，查参考文献4得=0.

12、93为V带基本额定功率。由参考文献4查取单根V带所能传递的功率为 =2.09kW；计算功率增量其中Kb为弯曲影响系数，由参考文献4查得；Ki为传动比系数，由参考文献4查得Ki =1.1773；计算功率增量。 取Z=5从结果看出,选用A型带时，带的长度为1277mm，带的根数为5根4.2带轮结构设计带轮的材料 常用的V带轮材料为HT150或HT200，转速较高时可以采用铸钢或钢板冲压焊接而成，小功略时采用铸铝或塑料。带轮结构形式 V带轮由轮缘、轮辐和轮毂组成，根据轮辐结构的不同可以分为实心式（机械制图图5.7a）、腹板式（机械制图图5.7b）、孔板式（机械制图图5.7c）、椭圆轮辐式（机械制图图

13、5.7d）。V带轮的结构形式与基准直径有关，当带轮基准直径（d为安装带轮的轴的直径，mm）时。可以采用实心式，当可以采用腹板式，时可以采用孔板式，当时，可以采用腹板式。 带轮宽度：。V带轮的轮槽V带轮的轮槽与所选的V带型号相对应，见机械制图表5.3.表5.1 V带轮的轮槽与所选的V带型号 槽型 与相对应得B112.7510.89 V带绕在带轮上以后发生弯曲变形，使V带工作面夹角发生变化。为了使V带的工作面与大论的轮槽工作面紧密贴合，将V带轮轮槽的工作面得夹角做成小于。 V带安装到轮槽中以后，一般不应该超出带轮外圆，也不应该与轮槽底部接触。为此规定了轮槽基准直径到带轮外圆和底部的最小高度。 轮槽

14、工作表面的粗糙度为。V带轮的技术要求 铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有傻眼、裂缝、缩孔及气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面缺陷进行修补；转速高于极限转速的带轮要做静平衡，反之做动平衡。其他条件参见中的规定。5校核51齿轮校核 在验算算速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进接触应力和弯曲应力的验算。 计算公式：弯曲疲劳强度 (6.1) 接触疲劳强度 (6.2) 取传动轴3与主轴齿数差最大的21:84齿轮副,小齿轮表面淬火。齿轮精度选用7级精度，再由机械设计表6.2选择小齿轮材料为40Cr (调制，表面淬火)，

15、硬度为280HBS： 小齿轮弯曲疲劳强度；校核齿数为21的齿轮，确定各项参数1 ,n=112r/min,2 定动载系数 齿轮精度为6级，由机械设计图6.7查得动载系数。由机械设计使用系数。确定齿向载荷分配系数:计算齿宽系数：查机械设计图6.12，得非对称齿向载荷分配系数；确定齿间载荷分配系数: 由机械设计表6.4查得齿间载荷分配系数确定载荷系数: 查机械设计图6.20，6.21 齿形系数及应力校正系数；计算弯曲疲劳许用应力 由机械设计图6.29(f)查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 机械设计图6.32 取寿命系数,取疲劳强度安全系数S = 1.3 小齿轮校核合格。 大齿轮接触疲劳强度，校核齿数为

16、84的齿轮(1)确定动载系数齿轮精度为6级，由机械设计图6.7查得动载系数。由机械设计使用系数。(2) 确定齿向载荷分配系数:计算齿宽系数：查机械设计图6.12，得非对称齿向载荷分配系数；(3) 荷系数K的确定：(4) 查机械设计图6.20，6.21 齿形系数及应力校正系数；(5)弹性影响系数的确定；查机械设计表6.5得(6)查机械设计图6.29（e）得， 故齿轮校验合格。5.2传动轴校核5.2.1传动轴2的验证计算齿轮传动轴的抗弯刚度验算,包括轴的最大挠度,滚动轴承处及齿轮安装处的倾角验算.其值均应小于允许变形量及,允许变形量见参考文献3上910页表3.10-7,得y =(0.01 0.03

17、)m= (0.01 0.03) *3 =0.03 0.09mm =0.005rad传动轴的抗弯刚度验算满足要求时，除重载轴外，一般无需再进行强度计算。因此对于传动轴II,仅需要进行刚度计算,无须进行强度验算。由齿轮轴向布置可知，只需校验42-42,35-49,23-65三对齿轮。(1)传动轴2的载荷分析对传动轴2的受力进行简化,得到下示载荷分布图：图 03 传动轴II刚度验算简图齿轮传动轴同时受输入扭矩的齿轮驱动力和输出扭矩的齿轮驱动阻力的作用而产生弯曲变形，当齿轮为直齿圆柱齿轮时，其啮合角a = 20°，齿面摩擦角r = 5.72°时，其弯曲载荷由下式计算：式中：N 该齿

18、轮传递的全功率( kW )，此z处取N= 4kWm, z该齿轮的模数(mm)、齿数n该传动轴的计算工况转速( r /min )，(或)该轴输入扭矩的齿轮计算转速( r /min )该轴输出扭矩的齿轮计算转速( r /min )选取II 轴进行弯曲刚度验算，输入齿轮选取36，其计算转速为315r/min，输出齿轮选取22，其计算转速为315r/min。II 轴的计算工况转速为315r/min。带入式计算得：(2)传动轴2的最大挠度计算为了计算上的简便,可以近似地以该轴的中点挠度代替最大挠度,其最大误差不超过3%.若两支承的齿轮传动轴为实心的圆形钢轴，忽略其支承变形，在单在弯曲载荷作用下,其中点挠

19、度为：式中：L 两支承间的跨距(mm)，对于轴，l=355mmD 该轴的平均直径(mm)，本轴的平均直径D=36mma 齿轮i z 的工作位置至较近支承点的距离(mm)输入扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度(mm)输出扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度(mm)对于，其输出位置130mm，故117,155 88 ，130对于，其输出位置117mm，故对于，其输出位置155mm，故对于,其输入位置=90mm,故对于,其输入位置=90mm,故中点的合成挠度可按余弦定理计算，即：式中：y 被验算轴的中点合成挠度(mm)b 驱动力和阻力在横剖面上,两向量合成时的夹角(deg)d 在横剖面上,被验算的轴与其前、后

20、传动轴连心线的夹角(deg)，按被验算的轴的旋转方向计量,由剖面图上可得 =81°。啮合角a = 20°，齿面磨擦角 =5.72°，得代入（4-10）计算，得，满足要求。（3）传动轴II的在支承处的倾角计算传动轴在支承点A，B 处的倾角，时,可按下式进行近似计算：代入= 0.043mm，l =355mm，得，满足要求，故不用计算其在齿轮处的倾角.5.2.2主轴组件的静刚度验算 一、计算条件的确定4、 变形量的允许值(1) 验算主轴轴端的挠度,目前广泛采用的经验数据为:(4.7)式中：两支承间的距离,在本主轴中,l=518mm.故取=0.1016mm(2) 由参考文

21、献1,对于最大加工直径为的卧式车床,其主轴前端静刚度为100N/um.(3) 根据不产生切削自激振动的条件来确定主轴组件的刚度.由参考文献1,(1)、(2)、(3)可以任选一种,进行判定.此处,选用验算主轴轴端的挠度5、 切削力的确定最大圆周切削力须按主轴输出全功率和最大扭矩确定,其计算公式为： (4.8)式中：电动机额定功率(kW),此处.主轴的计算转速),由前知,主轴的计算转速为80r/min.计算直径,对于铣床,为溜板上的最大加工直径，=（0.50.6）Dmax,，Dmax为最大加工直径，=(0.50.6) × 320=160192mm取190mm将参数值带入(4.8)式,得。

22、验算主轴组件刚度时,须求出作用在垂直于主轴轴线的平面内的最大切削合力=，总切削力，如果按通常采用未磨钝的，其主偏角为45°的车刀，切削钢材时的进给量较大，各切削分力的比例关系大致为：径向分力Py=0.58Pz；进给力Px=0.27 Pz，则P1.15 Pz对于普通车床切削力合力P=1.15×Pz=5780N。6、 切削力的作用点设切削力的作用点到主轴前支承的距离为,则 (4.9)式中：主轴前端的悬伸长度,此处c=105mm 对于普通车床，w=0.4H=0.4×160=64mm代入,切削力的作用点到主轴前支承的距离为s=64+105=169mm4、两支承主轴组件的静刚度验算由于主轴上的大齿轮比小齿轮对主轴的刚度影响较大,故仅对大齿轮进行计算.为了计算上的简便,主轴部件前端挠度可将各载荷单独作用下所引起的变形值按线性进行向量迭加,由参考文献1其计算公式为：(1) 计算切削力作用在点引起主轴前端占的挠度 (4.10)式中：抗拉弹性模量,钢的为BC段惯性矩,