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北京理工大学珠海学院 -1-金属切削机床课程设计 姓 名_XXXXXXX_ 系 别_ _XXXXXXXXX_ 专 业_ XXXXXXXXXX _ 年 级_XXXXXXXXXX_ 指导教师_ 年 月 日 北京理工大学珠海学院 -2-目录 第一章第一章 设计目的设计目的.1 第二章第二章 设设计步骤计步骤.1 第一节 运动设计.1 1.1 已知条件.1 1.2 结构分析式.1 1.3 绘制转速图.2 1.4 绘制传动系统图.5 第二节动力设计.5 2.1 确定各轴转速.5 2.2 带传动设计.6 2.3 各传动组齿轮模数的确定和校核.7 第三节齿轮强度校核.9 3.1 校核 a 传动组齿轮.9 3.2 校核 b 传动组齿轮.10 3.3 校核 c 传动组齿轮.11 第四节主轴挠度的校核.13 4.1 确定各轴最小直径.13 4.2 轴的校核.13 第五节 主轴最佳跨距的确定.14 5.1 选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距.14 5.2 求轴承刚度.14 第六节 各传动轴支承处轴承的选择.15 第七节 主轴刚度的校核.15 7.1 主轴图.15 7.2 计算跨距.16 三、总结三、总结.17 北京理工大学珠海学院 -3-四、参考文献四、参考文献.18 五、致谢五、致谢.19 北京理工大学珠海学院 -4-一、设计目的一、设计目的 通过机床主运动机械变速传动系统得结构设计，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，并具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。二、设计步骤二、设计步骤 1.1.运动设计运动设计 1.11.1 已知条件已知条件 1确定转速范围：主轴最小转速min/5.31minrn。2确定公比：41.1 3转速级数：12z 1.21.2 结构分析式结构分析式 22312 32212 3 23212 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32212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41mini；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2maxi。在 主 传 动 链 任 一 传 动 组 的 最 大 变 速 范 围108minmaxmaxiiR。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：北京理工大学珠海学院 -5-检查传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组：1222PXR 其中41.1，62X，22P 所以 10846.81641.12R，合适。1.3 1.3 绘制转速图绘制转速图 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-132M-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 02.01440/5.31/mindnni 又电动机转速min/1440rnd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=3+1+1=5。确定各级转速并绘制转速图 由min/5.31 rnmim 41.1 z=12 确定各级转速：1400、1000、710、500、355、250、180、125、90、63、45、31.5r/min。北京理工大学珠海学院 -6-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10,8841.1max66R，结合结构式，轴的转速只有一和可能：125、180、250、355、500、710r/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 8.2/1/131ib，1/12ib 轴的转速确定为：355、500、710r/min。确定轴的转速 对于轴，其级比指数为 1,可取 2/1/121ia，41.1/1/12ia，1/13ia 确定轴转速为 710r/min。由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比71/144710/1440i。下面画出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）。传动系统的转速图电动机 5确定各变速组传动副齿数 传动组 a:查表 8-1,2/1/121ia，41.1/1/12ia，1/13ia 北京理工大学珠海学院 -7-2/1/121ia时：zS57、60、63、66、69、72、75、78 41.1/1/12ia时：zS58、60、63、65、67、68、70、72、73、77 1/13ia时：zS58、60、62、64、66、68、70、72、74、76 可取zS72,于是可得轴齿轮齿数分别为：24、30、36。于是48/241ai，42/302ai，36/363ai 可得轴上的三联齿轮齿数分别为：48、42、36。传动组 b:查表 8-1,8.2/1/131ib，1/12ib 8.2/1/131ib时：zS69、72、73、76、77、80、81、84、87 1/12ib时：zS70、72、74、76、78、80、82、84、86 可取 zS84，于是可得轴上两联齿轮的齿数分别为：22、42。于是 62/221ib，42/422ib，得轴上两齿轮的齿数分别为：62、42。传动组 c:查表 8-1,4/11ic,22ci 4/11ic时：zS84、85、89、90、94、95 22ci时：zS72、75、78、81、84、87、89、90 可取 zS90.4/11ic为降速传动，取轴齿轮齿数为 18；22ci为升速传动，取轴齿轮齿数为 30。于是得72/181ic,30/602ci 得轴两联动齿轮的齿数分别为 18，60；得轴两齿轮齿数分别为 72，30。北京理工大学珠海学院 -8-1.4 1.4 绘制传动系统图绘制传动系统图 根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图：2.2.动力设计动力设计 2.1 2.1 确定各轴转速确定各轴转速 确定主轴计算转速：主轴的计算转速为 min/90r41.131.5nn131213zminIV 各传动轴的计算转速：轴可从主轴 90r/min 按 72/18 的传动副找上去，轴的计算转速 125r/min；轴的计算转速为 355r/min；轴的计算转速为 710r/min。3各齿轮的计算转速 传动组 c 中，18/72 只需计算 z=18 的齿轮，计算转速为 355r/min；60/30只需计算 z=30 的齿轮，计算转速为 250r/min；传动组 b 计算 z=22 的齿轮，计算转速为 355r/min；传动组 a 应计算 z=24 的齿轮，计算转速为 710r/min。4核算主轴转速误差 min/5.141730/6042/4236/36256/1261440rn实 min/1400rn标 北京理工大学珠海学院 -9-%5%25.1%1001400)14005.1417(%100)(标标实nnn 所以合适。2.2 2.2 带传动设计带传动设计 电动机转速 n=1440r/min,传递功率 P=7.5KW,传动比 i=2.03，两班制，一天运转 16.1 小时，工作年数 10 年。确定计算功率 取AK1.1，则25KW.85.71.1PKPAca 选取 V 带型 根据小带轮的转速和计算功率，选 B 型带。确定带轮直径和验算带速 查表小带轮基准直径mmd1251,mmid25403.21251252 验算带速成10006011ndv 其中 1n-小带轮转速，r/min；1d-小带轮直径，mm；25,5/42.9100060144012514.3smv，合适。4确定带传动的中心距和带的基准长度 设中心距为0a,则 055（21dd）a2（21dd）于是 208.45a758,初取中心距为0a400mm。带长021221004)()(22addddaL mm14054004)125254()254125(214.340022 查表取相近的基准长度dL，mmLd1400。带传动实际中心距mmLLaad5.397200 北京理工大学珠海学院 -10-5验算小带轮的包角 一般小带轮的包角不应小于120。1204.1613.57180121add。合适。6确定带的根数 LcakkpppZ)(00 其中：0p-1i时传递功率的增量；k-按小轮包角，查得的包角系数；Lk-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。490.095.0)46.019.2(25.8Z 7计算带的张紧力0F 20)5.2(500qvkkvZpFca 其中：cap-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。NF7.19342.917.0)95.09.05.2(442.925.850020 8计算作用在轴上的压轴力 NZFFQ153024.161sin7.193422sin210 2.3 2.3 各传动组齿轮模数的确定和校核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 24 齿齿轮的模数：北京理工大学珠海学院 -11-3221)1(16338jmdnzNm 其中:-公比；=2；dN-电动机功率；dN=7.5KW；m-齿宽系数；-齿轮传动许允应力;jn-计算齿轮计算转速。SKNlim，取lim=600MPa,安全系数 S=1。由应力循环次数选取9.0NK MPa54016009.0 90.0NK，取 S=1，MPaMPaSKHN540160090.01lim。mmm72.371054022485.7)12(163383221 取 m=4mm。按齿数 30 的计算，mmm13.32，可取 m=4mm；按齿数 36 的计算，mmm39.33,可取 m=4mm。于是传动组 a 的齿轮模数取 m=4mm，b=32mm。轴上齿轮的直径：mmdmmdmmdaaa96244120304144364321；。轴上三联齿轮的直径分别为：mmdmmdmmdaaa192484168424144364321；b 传动组：确定轴上另两联齿轮的模数。322)1(16338jmdnzNm 北京理工大学珠海学院 -12-按 22 齿数的齿轮计算：min/3558.2rnj，可得 m=4.8mm；取 m=5mm。按 42 齿数的齿轮计算：可得 m=3.55mm；于是轴两联齿轮的模数统一取为 m=5mm。于是轴两联齿轮的直径分别为：mmdmmdbb21042511022521；轴上与轴两联齿轮啮合的两齿轮直径分别为：mmdmmdbb21042531062521；c 传动组：取 m=5mm。轴上两联动齿轮的直径分别为：mmdmmdcc3006059018521；轴四上两齿轮的直径分别为：。；mmdmmdcc15030536072521 3.3.齿轮强度校核齿轮强度校核：计算公式bmYYKTSaFaF12 3.13.1 校核校核 a a 传动组齿轮传动组齿轮 校核齿数为 24 的即可，确定各项参数 P=8.25KW,n=710r/min,mmNnPT566101.1710/25.81055.9/1055.9 确定动载系数：smdnv/57.310006071096100060 齿轮精度为 7 级，由机械设计查得使用系数05.1vK mmmbm3248 确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数1d 北京理工大学珠海学院 -13-非对称2231.120.18 1 0.60.23 10HddKb 42.1321023.0)6.01(18.012.13 4)24/(32/hb,查机械设计得27.1FK 确定齿间载荷分配系数:NdTFt229096101.1225 mNbFKtA/10056.713222900.1由机械设计查得 1.2HFKK 确定动载系数:6.127.12.105.10.1HFvAKKKKK 查表 10-5 65.2FaY 58.1SaF 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限aFEMp540。图 10-18 查得 9.0NK,S=1.3 aFMp3743.15409.0 3.8958.165.2374SaFaFYY，3.896.2843222906.1bmKFt 故合适。3.2 3.2 校核校核 b b 传动组齿轮传动组齿轮 校核齿数为 22 的即可，确定各项参数 P=8.25KW,n=355r/min,mmNnPT5661022.2355/25.81055.9/1055.9 确定动载系数：smdnv/04.2100060355110100060 齿轮精度为 7 级，由机械设计查得使用系数0.1vK 北京理工大学珠海学院 -14-mmmbm4058 确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数1d 非对称2231.120.18 1 0.60.23 10HddKb 42.1401023.0)6.01(18.012.13 9.2)8.25/(40/hb,查机械设计得27.1FK 确定齿间载荷分配系数:NdTFt40401101022.2225 mNbFKtA/1001014040400.1由机械设计查得 1.1HFKK 确定动载系数:397.127.11.10.10.1HFvAKKKKK 查表 10-5 72.2FaY 57.1SaF 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限aFEMp540。图 10-18 查得 9.0NK,S=1.3 aFMp3743.15409.0 5.8757.172.2374SaFaFYY，5.872.285404040397.1bmKFt 故合适。3.33.3 校核校核 c c 传动组齿轮传动组齿轮 校核齿数为 18 的即可，确定各项参数 P=8.25KW,n=355r/min,mmNnPT5661022.2355/25.81055.9/1055.9 北京理工大学珠海学院 -15-确定动载系数：smdnv/67.110006035590100060 齿轮精度为 7 级，由机械设计查得使用系数9.0vK mmmbm4058 确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数1d 非对称2231.120.18 1 0.60.23 10HddKb 42.1401023.0)6.01(18.012.13 2)45/(40/hb,查机械设计得27.1FK 确定齿间载荷分配系数:NdTFt4930901022.2225 mNbFKtA/1001234049300.1由机械设计查得 1.1HFKK 确定动载系数:2573.127.11.19.00.1HFvAKKKKK 查表 10-5 91.2FaY 53.1SaF 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限aFEMp540。图 10-18 查得 9.0NK,S=1.3 aFMp3743.15409.0 8453.191.2374SaFaFYY，8499.3054049302573.1bmKFt 故合适。北京理工大学珠海学院 -16-4.4.主轴挠度的校核主轴挠度的校核 4.1 4.1 确定各轴最小直径确定各轴最小直径 1轴的直径：min/710,96.011rn mmnd2971096.05.7915.79144 2轴的直径：min/355,922.099.099.098.0212rn mmnd34355922.05.7915.79144 3轴的直径：min/125,89.099.098.0323rn mmnd4412589.05.7915.79144 4主轴的直径：min/5.31,85.098.098.099.0434rn mmnd615.3185.05.7915.79144 4.24.2 轴的校核轴的校核 轴的校核：通过受力分析，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核 NdTFmNnPTt2017)1096/(8.962/28.96710/96.05.71055.9/1055.9366,228,33010200,36:2852922mmbmmxPaEmmdNFFFPtt已知 mmy12.0403.0 北京理工大学珠海学院 -17-mmlIEbxlxbFYB334349432222221098.0106851064361020061033022868533022828526 所以合格,yYB。轴、轴的校核同上。5.5.主轴最佳跨距的确定主轴最佳跨距的确定 400mm 车床，P=7.5KW.5.1 5.1 选择轴颈直径选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距轴承型号和最佳跨距 前轴颈应为 75-100mm,初选1d=100mm,后轴颈12)9.07.0(dd取mmd702,前轴承为 NN3020K,后轴承为 NN3016K,根据结构,定悬伸长度mma751 5.2 5.2 求轴承刚度求轴承刚度 考虑机械效率 主轴最大输出转距NPT6769085.09550 床身上最大加工直径约为最大回转直径的 60%,取 50%即 200mm,故半径为0.1m.切削力 NFC67601.0676 背向力 NFFCP338067605.05.0 故总的作用力 NFFFCP755822 次力作用于顶在顶尖间的工件上主轴尾架各承受一半,故主轴轴端受力为 NF37792/先假设 mmlal225753,3/前后支撑BARR分别为 北京理工大学珠海学院 -18-NlaFRNlalFRBA1260225753779250392257522537792 根据9.19.08.01.0cos)(39.3izlFddFKarrrv 30,2,1,17,8.10,8.81260,5039AABBaBaAvBvAziizlmmlNFNF NKNKBA11070cos1728.10126039.318090cos3028.8503939.39.19.08.01.09.19.08.01.0 658.010075.018091039.2101.21039.2046.0085.005.0852/7010063.111071809/6361134644aKEImImmdKKAeBA mmlal225375,3/0与原假设相符查线图。6.6.各传动轴支承处轴承的选择各传动轴支承处轴承的选择 主轴 前支承：NN3020K;中支承：N219E;后支承：NN3016K 轴 前支承：30207;后支承：30207 轴 前支承：30207;中支承：NN3009;后支承：30207 轴 前支承：30208;后支承：30208 7.7.主轴刚度的校核主轴刚度的校核 7.1 7.1 主轴图主轴图:北京理工大学珠海学院 -19-7.2 7.2 计算跨距计算跨距 前支承为双列圆柱滚子轴承，后支承为双列圆柱滚子轴承 mmml687.06875.315.12374332 当量外径 mmde56.808878104351007568054722268444444 主轴刚度：由于5.05586.056.80/45/eidd 故根据式（10-8）mNaladdkAAies/3.149107588775104556.8010310392124442444 对于机床的刚度要求，取阻尼比035.0 当 v=50m/min,s=0.1mm/r 时,8.68,/46.2mmNkcb,取mmDb87.6%5068702.002.0maxlim mNKB36.848.68cos035.01035.0287.646.2 计算AK 北京理工大学珠海学院 -20-mNlalaaaKKmmmmDLABABBA/5.766877516871.28114.0751.2816.036.84114.06.01.281,1.2063.022222222max加上悬伸量共长 mNmNKKAs/3.152/0.1275.7666.166.1 可以看出，该机床主轴是合格的.北京理工大学珠海学院 -21-三、总结三、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，我终于顺利地完成了这次设计任务。本次设计巩固和深化了课堂理论教学的内容，锻炼和培养了我综合运用所学过的知识和理论的能力，是我独立分析、解决问题的能力得到了强化.北京理工大学珠海学院 -22-四、参考文献四、参考文献 1 濮良贵 纪名刚主编.机械设计(第七版).北京:高等教育出版社,2001 年 6 月 2 毛谦德 李振清主编.袖珍机械设计师手册第二版.机械工业出版社,2002 年 5 月 3 减速器实用技术手册编辑委员会编.减速器实用技术手册.北京:机械工业出版社,1992 年 4 戴曙 主编.金属切削机床.北京:机械工业出版社,2005 年 1 月 5 机床设计手册编写组 主编.机床设计手册.北京:机械工业出版社,1980 年 8 月 6 华东纺织工学院 哈尔滨工业大学 天津大学主编.机床设计图册.上海:上海科学技术出版社,1979 年 6 月 北京理工大学珠海学院 -23-致谢致谢