yue机床说明书

1、中北大学课程设计说明书 1 目录 1. 机床参数确定.2 2. 运动设计.2 2.1传动组的传动副数的确定.2 2.2结构网和结构式各种方案的选择.3 2.3拟定转速图.4 2.4齿轮齿数确定.5 2.5传动系统图.5 2.6轴、齿轮的计算转速.6 3.传动零件的初步计算.6 3.1传动轴直径初定.6 3.2主轴轴颈直径的确定.7 3.3齿轮模数的初步计算.7 4.主要零件的验算.8 4.1三角胶带传动的计算和选定.8 4.2圆柱齿轮的强度计算10 4.3传动轴的验算、强度验算、弯曲刚度验算14 4.4 滚动轴承的验算.16 5.设计感想.18 6.参考文献.18 中北大学课程设计说明书 2

2、1.机床参数的确定： 1.1运动参数： 回转主运动的机床，主运动的参数是主轴转速。 最低转速minV和最高转速maxV：minV=12.5rpm maxV=2120rpm 分级变速时的主轴转速数列：机床的分级变速机构共有Z级。Z=12，min1VV? max12VV?。任意两级转速之间的关系应为：?jjVV1 据minmaxVVRn?=11，得：=1.58。查表得：各轴转速：12.5、20、31.5、50、80、125、200、315、500、800、1250、2120。 1.2动力参数的确定：由任务书设定电动机功率：N=5.5KW。查表得应该选择Y系列三相异步电动机Y132S-4（同步转速1

3、500r/min，50HZ，380V），转速1440rpm，效率81%。功率因素cos=0.85，额定转矩2.2KNm。 2.运动设计： 2.1 传动组的传动副数的确定： 传动组和传动副数可能的方案有： 12=4*3 12=3*4 12=3*2*2 12=2*3*2 12=2*2*3 在上列各方案中，前两个有时可以省掉一根轴。缺点是有一个传动组内有四个传动副。如果用一个四联滑移齿轮，则会增加轴向尺寸；如果用两个双联滑移齿轮，则操纵机构必须互锁以防止两个滑移齿轮同时啮合。所以一般少用。 后三个方案中可根据下述原则比较：从电动机到主轴，一般为降速传动。接近电动机处的零件，转速较高，从而转矩较小，尺

4、寸也就较小。如使传动副较多 的传动组放在接近电动机处，则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。这就是“前多后少”的原则。从这个角度考虑，以取12=3*2*2的方案为好。 2.2 结构网和结构式各种方案的选择： 中北大学课程设计说明书 3 在12=3*2*2中，又因基本组和扩大组排列顺序的不同而有不同的方案。可能的六种方案，其结构网和结构式见图1。在这些方案中，可根据下列原则选择最佳方案。 图1结构网 传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围 主传动链任一传动的最大变速范 围一般为：minmaxmaxuUR?816。 在检查传动组的变速范围时，只需检查最后一个扩大组。因为其它

5、传动组的变速范围都比它小max1RRnpnxn?。 在图中，方案a,b,c,e的第二扩大组x2=6;p2=2,则26*(2-1) 6。因 中北大学课程设计说明书 4 1.58,则R2=1.586=15.5, 是可行的。方案d,f是不可行的。 基本组和扩大组的排列顺序 在可靠的四种结构网方案a,b,c,e中，还要进行比较以选择最佳方案。原则是选择中间传动轴变速范围最小的方案。因为如果各方案同号传动轴的最高转速相同，则变速范围小的，最低转速较高，转矩较小，传动件的尺寸也就可以小些。方案a的中间传动轴变速范围最小，帮方案a最佳。即如果没有别的要求，则应尽量使扩大顺序与传动顺序一致。 2.3 拟定转速

6、图 电动机和主轴的转速是已定的，当选定了结构网或结构式后，就可分配和传动级的传动比并确定中间轴的转速。再加上定比传动，就可画出转速图。中间轴的转速如果能高一些，传动件的尺寸也就可以小一些。但是，中间轴如果转速过高，将会引起过大的振动、发热和噪声。通常，希望齿轮的线速度不超过1215m/s。对于中型车、钻、铣等机床，中间轴的最高转速不宜超过电动机的转速。对于小型机床和精密机床，由于功率较小，传动件不会过大。这时振动、发热和噪声是应该考虑的问题。因些更应该注意中间轴的转速，不使过高。 图2转速图 中北大学课程设计说明书 5 本机床所选定的结构式共有三个传动组，变速机构共需4轴。加上电动机轴共5个轴

7、。故转速图共需5个竖线，主轴共12级转速，电动机轴转速与主轴最高转速相近，帮需12条横线。现拟定转速图如：图2 2.4 齿轮齿数的确定 因传动比i采用标准公比的整数次方，齿数和Sz以及小齿轮齿数可以从表8-1中查得。在传动组a中，ia1=1,ia2=1/1.58,ia3=1/2.5。则，查I 为1，1.6，2的三行。有数字的即为可能方案。取Sz为78，则从表中查出小齿轮齿数为39、30、22。即ia1=39/39,ia2=30/48,ia3=22/56。在传动组b中，ib1=1,ib2=1/4则查I 为1，4的两行。有数字的即为可能方案。取Sz为104，则从表中查出小齿轮齿数为52、21。即i

8、b1=52/52,ib2=21/83。在传动组c中，ic1=4/1,ic2=1/4则查I 为4这一行。取Sz为100，则从表中查出小齿轮齿数为20。即ic1=80/20,ic2=20/80。 2.5 传动系统图的确定 图3传动系统图 5.5Kw2801001440r/min205283215248563939223080nmax=2120r/minnmin=12.5r/min中北大学课程设计说明书 6 2.6 轴、齿轮计算转速 主轴 根据表8-2，中型铣床主轴的计算转速是第一个三分之一转速范围内的最高一级转速，即为n4=50r/min。 各传动轴 轴可从主轴为50r/min按8020的传动副找

9、上去，应为200r/min。但由于轴最低转速50r/min，经传动组可使主轴得到12.5和200r/min两转速。200r/min要传递全部功率，所以轴的计算转速应为50r/min。轴的计算转速可按传动副b推上去,为200r/min. (3)各齿轮 传动组c中各齿轮：传动组c中，20/80只需计算z=20的齿轮，计算转速为200 r/min；80/20只需计算z=20，min/125rnj?；选择模数较大的作为传动组c齿轮的模数；传动组a、b模数相同应计算z=21，min/500rnj?。 3.传动零件的初步计算 3.1传动轴直径的初定 根据传动轴传递功率的大小,用简化的扭转刚度公式计算:d

10、491?njN (?NdN) 式中 d -传动轴受扭部分直径(mm) N-该轴传递的功率(kw) Nd -电动机的功率(kw) -电动机到该传动轴的传动效率 中北大学课程设计说明书 7 jn-被估算的传动轴的计算转速(r/min) -该传动轴每米长度允许扭转角(deg/m)一般传动轴取=0.51 本设计取0.8 则轴,N= 02.498.096.0%815.53?Nd d4 48.05002.491?=51.2 取d4=54。 则轴,N=298.096.0%815.5?Nd =4.1 d3 48.0501.491? =51 取d3=52。 则轴,N=98.096.0%815.5?Nd =4.1

11、8 d2 48.020018.491? =36.5 取d2=36，将此轴做成花键轴。 则轴,N= 96.0%815.5?Nd=4.26 d1 48.050026.491? =29.3 取d1=30,将此轴做成花键轴。 3.2主轴轴颈直径的确定 由表3查得机床课程设计指导书： 主轴前轴颈1D=60mm，后轴颈2D=（0.7-0.85）1D，取2D=40mm。 3.3齿轮模数的初步计算 初步计算齿轮模数时,按简化的接触疲劳强度公式进行.一般同一变速组中的齿轮取同一模数,选择负荷最重的小齿轮进行计算. 则 ?mmnzNmjimdj3221116300? 中北大学课程设计说明书 8 式中 mj- 按接

12、触疲劳强度估算的齿轮模数（mm）; Nd- 驱动电动机功率（mm）; Nj- 被估算齿轮的计算转速(r/min)； u- 大齿轮与小齿轮齿数之比, u1,外啮合为+,内啮合为-; 1Z- 齿轮齿数; m?-齿宽系数 , mBm?=610,B为齿宽,m为模数，本设计中m?取8； -许用接触应力(aMP),查表3-9，取45钢，整淬，=1100。 则C传动组， ?mmmc32250110042085.51416300?=6.24 取cm=6。 则B 传动组?mmmb322200110042185.51416300?=2.82 取bm=3。 则A 传动?mmma32250011005.22285.5

13、15.216300?=2.42 取am=2.5。 4.主要零件的验算 4.1三角胶带传动的计算和选定 确定计算功率Pca 由表8-6查得工作情况系数KA=1.1,故: 5.53.1?pKaPcaKw=7.15Kw 选取V带型号 中北大学课程设计说明书 9 根据caP、n1由图8-8确定选用Z型普通V带。 确定带轮基准直径 由表8-3和表8-7取主动基准直径mmdd1001?。 根据式（8-15） ，从动轮基准直径mmidddd288100500144012? 根据表8-7，取mmdd2802?。 按式（8-20）验算带的速度 smsmndVd/536.7/10006011?25sm/ 带的速度

14、合适。 确定窄V带的基准长度和传动中心距 根据?217.0dddd?0a?212dddd?,初步确定中心距mma4000?。 根据式（8-20）计算带所需的基准长度 ? ?mmaddddaLddddd1417422'0221210? 由表8-2选带的基准长度mmLd1400?。 按式（8-21）计算实际中心距a mmLLaadd5.3912'0? 验算主动轮上的包角1 由式（8-6）得：中北大学课程设计说明书 10 ?1206.1535.575.3911002801805.57180121?addadd 主动轮上的包角合适。 计算窄V带的根数z 由式（8-22）知 ? ?Lac

15、aKKPPPz00? 由n1=1440r/min、dd1=100mm、i=1440/500，查表8-5c和表8-5d得： KWP16.20? KWP56.00? 查表8-8得93.0?aK，查表8-2得96.0?LK则： ? ?37.596.093.056.016.215.7?z 取z=6根。 计算预紧力F0 由式(8-23)知 2015.2500qvKvzPFaca? 查表8-4得q=0.1kg/m，故：NF15540? 计算作用在轴上的压轴力pF 由式（8-4）得 NazFFp2157026.153sin1554622sin210? 4.2圆柱齿轮的强度计算 中北大学课程设计说明书 11

16、验算变速箱中齿轮强度,应选择相同模数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。一般对高速运动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。 接触应力的验算公式为： )(11020813213jjsjMPuBnNKKKKuZm? 弯曲应力的验算公式为：)(1020823215wjswMPBYnZmNKKKK? 式中：N齿轮传递的功率（KW），(?dNN ) dN电动机的额定功率（KW）； 从电动机到所计算齿轮的机械效率； jn齿轮的计算转速（r/min）; m初算的齿轮模数； B齿宽（mm）; Z小齿轮齿数； u大齿轮与小齿轮齿数之比，u1，“+”号用于外啮合，“-”

17、号用于内啮合； sK寿命系数； qNnTsKKKKK? KT工作期限系数：KT=m 60n1T/C0 中北大学课程设计说明书 12 T齿轮在机床工作期限（Ts）内的总工作时间（h），对于中型机床的齿轮取Ts=1500020000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=Ts/P,Po 变速组的传动副数； n1齿轮的最低转速（r/min）; C0基准循环次数，查表3-1； m疲劳曲线指数，查表3-1； nK速度转化系数，查表3-2； NK功率利用系数，查表3-3； qK材料强化系数，查表3-4； sK的极限值maxsK，minsK见表3-5，当maxssKK?时，则取maxssKK?；当m

18、inssKK?时，则取minssKK?； 1K工作情况系数，中等冲击的主运动，取K1=1.21.6； 2K动载荷系数，查表3-6； 3K齿向载荷分布系数，查表3-7； Y标准齿轮齿形系数，查表3-8； j? 许用接触应力（MP），查表3-9； 中北大学课程设计说明书 13 w? 许用弯曲应力（MP），查表3-9。 本设计对传动组C20/80只需计算Z=20的齿轮计算转速为200r/min，应验算齿面接触应力。 80/20中只需计算Z=20计算转速为125r/min。应验算齿根弯曲应力。 查得：KWNNd02.498.096.081.05.52? jn=200r/min m=6 B=32 Z=2

19、0 u=4 qNnTsKKKKK?= 1.75 K1=1.2 K2=1.3 K3=1 故： ?20032402.475.113.12.1146201020813?j? =520.1<1100 所以合格。 ?awawMPMP3207.96125395.03262002.475.113.12.11020825?(N=1.62 K1=1.2 K2=1.3 K3=1) 故合格 因验算变速箱中齿轮强度选模数相同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的验算 故，对于m=2.5时，需验算 Z=22时齿轮的接触应力弯曲应力Nj=500r/min 齿面接触应力：?aWajMPMP11006.1

20、243500165.228.475.113.12.115.25.2221020813? 故不合格。 现将模数增大，m=3 则：ajajMPMP11003.1036? 合格 齿根弯曲应力：中北大学课程设计说明书 14 ?awawMPMP3208.300500408.01632228.475.113.12.11020825? 故合格。 4.3 传动轴的验算 强度验算、弯曲刚度验算 受力分析：以轴为例进行分析，轴上的齿轮为滑移齿轮。通常，选择主轴处于计算转速（200r/min）时齿轮的啮合位置为计算时的位置。根据本机床齿轮排列特点，主轴为250r/min时，轴受力变形大于前者，故采用此时的齿轮位置为

21、计算位置。受力分析如下图所示： F1F2 图4受力分析图 图4中F1为齿轮Z4（齿数为48）上所受的切向力Ft1，径向力Fr1的合力。F2为齿轮Z9（齿数30）上所受的切向力Ft2，径向力Fr2的合力。 各传动力空间角度如图5所示，根据下表的公式计算齿轮的受力。 1Ft1F1F2Ft2Fr2Fr1xz2 图5各传动力空间角度 中北大学课程设计说明书 15 表1 齿轮的受力计算 zmdFFdTFnPTtt?F1 在 X F1 在 Z 分度 ?cos21055 . 96 传递P (kw)n r/ (min) T N (mm) 齿轮压力角 ° 齿面摩擦角 ° 齿轮Z4 齿轮Z9

22、切向力 Ft1 N F1 在 X 轴投影Fz1 N F1 在 Z 轴投影Fz1 N 分度圆直径d1 mm 切向力 Ft 2 N 轴投影Fz2 N 轴投影Fz2 N 圆直径d2 M5.5 500 57603.2 20 6 -1200.1 -1200.1 585.3 120 1252.2 1252.2 -610.7 75 挠度、倾角的计算： 分别计算出各平面挠度、倾角，然后进行合成。如下图所示：其中 a=120, b=156, c=150, f=126, l=276, MPaE5101.2?, n=159.35, 14101.961?EIL 4.32385645.286444?dI F2F1x 图

23、6各平面挠度、倾角合成 XOY平面内挠度：)()(6'22222221cnlcFanlaFEILnyxxx? 代入数据，求得00105.0'?xy 中北大学课程设计说明书 16 ZOY 平面内挠度：)()(6''22222221cnlcFanlaFEILnyzzx? 代入数据，求得00064.0''?xy 挠度的合成：003.000123.0'''22?xxyyy，符合要求。 左支撑倾角计算和分析： XOY 平面力作用下的倾角：)()(61'21flcfFblabFEILxxA? 代入数据，解得51074.1

24、9;?A? ZOY 平面力作用下的倾角：)()(61''21flcfFblabFEILzzA? 代入数据，解得5''1014.2?A? 倾角的合成：0006.01076.2'''522?AAA?，符合要求； 右支承倾角计算和分析： XOY 平面力作用下的倾角：)()(61'21clcfFalabFEILxxB? 代入数据，解得4'1008.1?B? ZOY 平面力作用下的倾角：)()(61''21clcfFalabFEILzzB?代入数据，解得5''1026.5?B? 倾角的合成：0006.

25、0102.1'''422?BBB?，符合要求。 键侧挤压应力计算： 表2 键侧挤压应力计算 计算公式 最大转矩maxTmmN? 花键轴小径dmm 花键轴大径Dmm 花键数N 载荷系数K 工作长度lmm 许用应力?jy?MPa 许用应力jy?MPa 结论 cnPT3max109550?jyjylNKdDT?)(822max 72580 26 30 6 0.8 176 30 1.39 合格 4.4 滚动轴承的验算 中北大学课程设计说明书 17 根据前面所示的轴受力状态，分别计算出左（A）、右（B）两支承端支反力。 在XOY平面内： NlbFfFRxxA7.1062761561.12001262.1252'12? NlaFcFRxxB8.1582761201.12001502.1252'12? 在ZOY平面内： NlbFfFRZZA0.522761563.5851267.610''12? NlaFcFRzzB4.772761203.5851507.610''12? 左、端支反力为： NRRRAAA7.118'''22? NRRR