机械制造装备课程设计.docx
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机械制造装备课程设计
沈阳理工大学课程设计专用纸
No 1
１绪论........................................................................................................................1
2 主传动的运动设计.....................................................................................................2
2.1 转速图的拟定 ..................................................................................................2
2.2 齿轮齿数的确定 ..............................................................................................4
2.3 绘制传动系统图 ..............................................................................................5
2.4 主轴及各传动轴计算转速的确定 ...................................................................6
2.5 估算各传动轴轴径 ...........................................................................................6
2.6 齿轮模数的估算 ..............................................................................................8
3 皮带轮的设计..........................................................................................................10
3.1 设计计算 ........................................................................................................10
4.核算主轴转速误差...................................................................................................13
5.机床零件的验算.......................................................................................................14
5.1 传动轴的验算 ................................................................................................14
5.2 齿轮的验算 ..................................................................................................17
6.结束语.......................................................................................................................20
参考书目......................................................................................................................21
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No 1
１绪论
金属切削机床是用刀具或磨具对金属工件进行切削加工的机器。
在一般机械
制造工厂中，机床约占机器设备总台数的 50—70%，它所担负的工作量约占总劳
动量的一半。
现代化工业生产主要表现在生产总量的提高与先进的技术指标两方面，而这
些则取决于机械制造工业提供的装备的技术水平、机床工业是及其制造业的重要
部门，担负着为农业、工业、科学技术和国防等现代化提供技术装备的任务，在
整个国民经济中占有重要地位。
一个国家机床工业的技术水平。
机床的拥有量和
现代化程度是这个国家工业生产能力核技术水平的重要标志之一。
我国机床工业从无到有，从小到大，从修配到制造，从纺织到自行设计，从沿
海到内地，从通用机床到专用机床，从单机到配套，不断发展壮大。
目前，我国
的机床工业体系已经基本形成，并设计和制造了一些具有先进水平的机床，逐步
掌握了精密、高效、简短、重型等机床品种。
许多工厂已试制和生产了数控车床、
数控铣床、数控镗床以及加工中心。
机关技术、静压技术、数显装置、电子计算
机等也成功地用到机床上。
虽然我国的机床工业取得了巨大的成就，但还不能满足国防建设和工业告诉发
展的需要，特别是在质量和品种方面，在重型机床和高效机床方面，在基本理论
和试验研究方面，与世界先进水平相比还存在一定的差距。
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No 2
2 主传动的运动设计
2.1 转速图的拟定
分析和设计主传动系统须应用一种特殊线图，称为转速图。
转速图能够清楚的表达出：
传动轴的数目，主轴及各传动轴的转速级数、转
速值及其传动路线，变速组的个数、传动顺序及扩大顺序，各变速组的传动副数
及其传动比数值，变速规律等。
首先根据最高转速和最低转速确定变速范围 Rn ，选择合适的公比φ f 后再确定
转速级数 z ，绘制转速图：
已知机床的转速范围在 15r/min~5069r/min，电动机的最高转速为 4700r/min，
额定转速为 1500 r/min，电动机的额定功率 P=15kW，确定主轴箱结构．
（1）确定主轴的变速范围 Rn
Rn =
nmax
nmin
=
3371
11
= 306.455
（2）确定主轴的计算转速 n j
n j = nmin Rn.3 = 11⨯ 306.4550.3 = 61.278 r min
由于数控机床主轴的变速范围大，计算转速应比计算值高些，所以取计算转速 nj=
62 r min 。
（3）确定主轴的恒功率变速范围 RnN
RnN =
nmax
n j
=
3371
62
= 54.371
（4）确定电动机所能够提供的恒功率变速范围 RdN
RdN =
nd max
nd 0
=
4700
1500
= 3.133
由于 RnN>>RdN，电动机直接驱动主轴不能满足恒功率变速要求，因此需要串联
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一个无级变速箱，以满足主轴的恒功率调速范围。
变速箱恒功率调速范围：
R fN =
（5）确定转速级数 Z
令ϕ f = RdN = 3.133 ，则
RnN
RdN
= 17.354
Z f =
lg R fN
lgφ f
+ 1 =
lg 17.354
lg 3.133
+ 1 = 3.499
对于数控车床，为了加工端面时满足恒线速度切削的要求，应使转速有一些
重复，故取 Z f = 4 。
回求ϕ f = Z f -1 R fN = 2.589
（6）验算变速组的变速范围是否超过极限值：
R1 = ϕ X1（P -1） = 2.5892 = 6.703 ≤ 8 满足要求
（7）拟定转速图和功率特性图如图 2.1 所示
图 2.1 转速图和主轴功率特性图
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在设计主传动系统结构时，需要全面考虑，特别要注意结构尺寸和传动性能
的影响，以便拟定出更加完善合理的转速图方案。
2.2 齿轮齿数的确定
⑴ 确定齿轮齿数应注意的问题：
① 齿轮的齿数和不应过大，以免加大两轴之间的中心距，使机床的机构庞大；
同时，增加齿数和，还会提高齿轮的线速度而加大噪音。
一般推荐齿数和
Sz ≤ 100 ~ 120 。
②齿轮的齿数和不应过小，应考虑：
a.最小齿轮不产生根切现象，对于标准直
齿圆柱齿轮，一般取最小齿数 Zmin ≥ 18 ~ 20 。
b.受结构限制的各齿轮（尤其是最小
齿轮），应能可靠地装到轴上或进行套装；齿轮的齿槽到孔壁或键槽的厚度 a ≥ 2m
（ m 为模数），以保证有足够的强度，避免出现变形或断裂现象。
c.两轴间最小中心
距应取得适宜。
若齿数和太小，则中心距过小，将导致两轴上的轴承及其他结构
之间的距离过近或相碰。
③确定齿轮齿数时，应符合转速图上传动比的要求。
实际传动比（齿轮齿数
之比）与理论传动比（转速图上给定的传动比）之间允许有误差，但不应过大。
由于确定齿轮齿数所造成的主轴转速相对误差，一般于不允许超过10（φ f -1）% 。
即
n' - n
n
式中
≤ 10（φ f -1）% 。
n' ——主轴的实际转速；
n ——主轴的标准转速；
φ f ——公比。
⑵ 确定齿轮齿数（变速组内齿轮模数相同时齿轮齿数的定）：
确定齿轮齿数时，首先必须确定出各变速组内齿轮副的模数，以便根据结构
尺寸判断其最小齿轮齿数或齿数和是否适宜。
在同一变速组内的齿轮可取相同的
模数，也可取不同的模数。
根据转速图确定的传动比可初步确定各轴的齿轮如下：
（1）Ⅰ轴与Ⅱ轴的中间齿轮的齿数
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取
Zmin = Z1 = 41
Q
u1 = Z1 / Z1' = 0.709
根据上式求得
z1 = 58
且 z1 + z1 = 99 < 120 ，所以满足要求。
（2）Ⅱ轴与Ⅲ轴之间齿轮的齿数
取
Zmin = Z2 = 34
Q
u2 = Z2 / Z2 ' = 0.474
根据上式求得
Zz2 = 71
且 z2 + z2 = 105 < 120 ，所以满足要求。
（3）Ⅲ轴与Ⅳ轴之间齿轮的齿数
取
Zmin = Z3 = 25
Q
u3 = Z3 / Z3 ' = 0.314
根据上式求得
Z3 ' = 80
且 z3 + z3 = 105 < 120 ，所以满足要求。
（4）Ⅳ轴与Ⅴ轴之间齿轮的齿数
取
Zmin = Z4 = 44
Q
u4 = Z4 / Z4 ' = 0.667
根据式求得
Z4 = 66
且 z4 + z4 = 110 < 120 ，所以满足要求。
Q
u5 = Z5 / Z5 ' = 1.73
Z5 + Z5 ' = Z4 + Z4 ' = 110
联立上面两式求得：
Z5 = 69 , Z '5 = 41。
2.3 绘制传动系统图
根据上述求出的齿轮齿数绘制传动系统图如下：
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2.4 主轴及各传动轴计算转速的确定
（1） 主轴计算转速的确定：
根据转速图得中型车床主轴的计算转速 nv = 62 r min 。
（2） 各轴的计算转速的确定
主轴计算转速确定后，就可以从转速图上得出各传动轴的计算转速，对于上
述转速图可得各传动轴的计算转速如下：
Ⅰ轴的计算转速：
n1 = 877 r min
Ⅱ轴的计算转速：
n2 = 622 r min
Ⅲ轴的计算转速：
n3 = 295 r min
Ⅳ轴的计算转速：
n4 = 93 r min
2.5 估算各传动轴轴径
根据传动轴传动的功率大小，用扭转刚度公式进行初步的计算。
d ≥ KA4
Pη
n j
式中d——受扭部分的最小直径（mm），计算值应圆整为标准直径系列；
K——键槽系数，按表选取；
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A——根据许用扭转角确定的系数，按表 2.1 选取；
d——传动轴受扭部分的直径（mm）；
P——电动机额定功率 （kW）；
η——从电动机到所计算的轴的机械效率，见表 2
n j ——被估算的传动轴的计算转速（ r min ）。
表 2.1 估算轴径时 A 和 K 值
[φ ] （︒） （m）
0.25 0.5 1 1.5 2
A130110928377
无键单键双键花键轴内径
K
1 1.04~1.05 1.07~1.1 0.93
表 2.2 各传动机械效率的概略值
类别传动件平均机械效率
齿轮传动直齿圆柱齿轮，磨齿0.99
带传动V 带0.96
滚动轴承滚子轴承0.99
由于各传动轴属于一般传动轴，所以取[φ ] = 1︒ m ，所对应的 A = 92 ，电动
机的额定功率 P = 15kW 。
（1）Ⅰ轴轴径的估算
由于Ⅰ轴为花键轴，所以取 K = 1.08
η1 = η带η轴承η齿 = 0.96 ⨯ 0.994 ⨯ 0.99 = 0.913
且 n1 = 877 r min
d1 ≥ KA4
Pη1
n1
= 1.08 ⨯ 92 ⨯ 4
15 ⨯ 0 .913
877
= 35.12mm
圆整后取 d1 = 35.5mm
（2）Ⅱ轴轴径的估算
由于Ⅱ轴为花键轴，所以取 K = 1.08
η2 = η1η轴承η齿 = 0.913⨯ 0.992 ⨯ 0.99 = 0.886
且 n2 = 622 r min
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d2 ≥ KA4
Pη2
n2
= 1.08 ⨯ 92 ⨯ 4
15 ⨯ 0 .886
622
= 37.98mm
圆整后取 d2 = 40mm
（3）Ⅲ轴轴径的估算
由于Ⅲ轴为花键轴，所以取 K = 1.08
η3 = η2η轴承η齿 = 0.886 ⨯ 0.992 ⨯ 0.99 = 0.860
且 n3 = 295 r min
d3 ≥ KA4
Pη3
n3
= 1.08 ⨯ 92 ⨯ 4
15 ⨯ 0.86
295
= 45.43mm
圆整后取 d3 = 46mm
（4） Ⅳ轴轴径的估算
由于Ⅳ轴为花键轴，所以取 K = 1.08
η4 = η3η轴承η齿 = 0.86 ⨯ 0.993 ⨯ 0.99 = 0.826
n4 = 93 r min
d4 ≥ kA4
Pη4
n4
= 1.08 ⨯ 92 ⨯ 4
15 ⨯ 0.826
93
= 60.03mm
圆整后取 d4 = 62mm
（5）Ⅴ轴轴径的估算
Ⅴ轴为主轴，其前轴径 D1 的尺寸，根据电动机的额定功率 P = 15kW ， D1 应
在 100～160 之间，取 D1 = 120mm 。
则后轴径 D2 为：
D2 = （0.7 ~ 0.85）D1 = （0.7 ~ 0.85）⨯120 = 84 ~ 102mm
圆整后取 D2 = 90mm
2.6 齿轮模数的估算
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。
从等强度的观点出发，可
减小其它齿轮的宽度，使齿轮基本上处于在相近的接触应力或弯曲应力状态下工
作。
这样一来，还可以缩短该传动组的轴向尺寸。
模数的估算公式如下：
mj = 163003
（u ±1）P
2
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式中 mj——按接触疲劳强度估算的齿轮模数（mm），应圆整为标准值；
P——电动机额定功率（kW）；
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，u>1,外啮合为“+”号，内啮合为“-”
号；
Z——小齿轮齿数；
φm——齿宽系数， φm=B/m=6～10，B 为齿宽，m 为模数；
[σj]——许用接触应力（MPa），根据材料查表得。
根据表选择 40Cr 钢（整体淬火）或 20CrMnTi（S-C59），其接触应力分别为
σ j = 1250MP 、1750MP ，取φm = 8 ，由公式来确定各对齿轮的模数：
（1）第一对齿轮：
40Cr
Q n1 = 877 r min ； Z1 = 41 ； u1 = 0.709 ；
m1 = 163003
（u ± 1）P
2 2
1
= 163003
2
1 + 0.709）⨯15
= 2.04
取标准值 m1 = 2.5
中心距 a = 124mm
（2）第二对齿轮：
40Cr
Q n2 = 622 r min ； Z2 = 34 ； u2 = 0.474 ；
m2 = 163003
（u ± 1）P
2 2
2
= 163003
2
1 + 0.474）⨯15
= 2.82
取标准值 m2 = 4
中心距 a = 210mm
（3） 第三对齿轮：
20CrMnTi
Q n2 = 295 r min ； Z3 = 25 ； u1 = 0.314 ；
m3 = 163003
（u ± 1）P
2 2
3
= 163003
2
1 + 0.314）⨯15
= 3.919
取标准值 m3 = 4
中心距 a = 210mm
（4）第四对齿轮：
20CrMnTi
Q n4 = 93 r min ； Z4 = 44 ； u4 = 0.667 ；
m4 = 163003
（u ± 1）P
2 2
4
= 163003
1 + 0.667）⨯15
2
= 3.326
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取标准值 m4 = 4
中心距 a = 220mm
（5）第五对齿轮：
20CrMnTi
Q n5 = 93 r min ； Z5 = 69 ； u5 = 1.73 ；
m5 = 163003
（u ± 1）P
2 2
5
= 163003
1 + 1.73）⨯15
2
= 2.11
取标准值 m5 = 4
中心距 a = 220mm
3 皮带轮的设计
带传动是由带和带轮组成传递运动和动力的传动。
根据工作原理可分为两类：
摩擦带传动和啮合带传动。
摩擦带传动是机床主要传动方式之一，常见的有平带
传动和 V 带传动；啮合传动只有同步带一种。
普通 V 带传动是常见的带传动形式，其结构为：
承载层为绳芯或胶帘布，楔
角为 40°、相对高度进似为 0.7、梯形截面环行带。
其特点为：
当量摩擦系数大，
工作面与轮槽粘附着好，允许包角小、传动比大、预紧力小。
绳芯结构带体较柔
软，曲挠疲劳性好。
其应用于：
带速 V＜25～30m/s;传动功率 P＜700kW;传动比
i≤10 轴间距小的传动。
3.1 设计计算
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普通 V 带传动的设计计算见表。
设计普通 V 带传动的原始数据为：
传递的功
率 P（KW）；小、大带轮的转速 n1、n2（r/min）；传动对外廓尺寸的要求；传动的工
作条件。
已知 n1 = 1500 r min 、 n2 = 1200 r min 。
普通 V 带的计算：
（1）设计功率的确定：
查得工况系数 K A = 1.2
Pd = K A ∙ P = 1.2 ⨯15kW = 18kW
（2） 选定带型：
根据 Pd = 18kW 和 n1 = 1500 r min
确定为 B 型。
（3）传动比：
根据转速图知,传动比为 u = 1 1.71
（4）确定小带轮基准直径：
参考表取 dd1 = 125mm
（5）确定大带轮直径：
dd 2 =
n1
n2
⎛ 1500 ⎫
⎝ 877 ⎭
取标准值 dd 2 = 224mm
（6） 验算带速：
v =
πdd1n1
60 ⨯1000
=
π ⨯125⨯1500
60 ⨯1000
m s = 9.813 m s
因为 v = 9.813 m s 在 [v]= 5 ~ 25 m s 之间，所以经济耐用。
（7）初定带轮轴中心距 a0 ：
得：
0.7（d d1 + d d 2 ）≤ a0 ≤ 2（d d1 + d d 2 ）
即：
0.7 ⨯ 125 + 224）≤ a0 ≤ 2 125 + 224）
244.3mm ≤ a0 ≤ 698mm
初取 a0 = 400mm
（8）确定带基准长度 Ld ：
Ld 0 = 2a0 +
π
2
4a0
2
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⎡
= ⎢2 ⨯ 400 +
⎣
π
2
125 + 224）+
（224 - 125）2 ⎤mm
4 ⨯ 400
= 1354.33mm
选取基准长度 Ld = 1400mm
（9）计算实际轴间距 a ：
a ≈ a0 +
Ld - Ld 0
2
⎛
⎝
1400 - 1354.33 ⎫
2 ⎭
圆整取 a = 450mm 。
安装时所需最小轴间距：
amin = a - 0.015Ld = （450 - 0.015 ⨯1400）mm = 429mm
张紧或补偿伸长所需最大轴间距：
amax = a + 0.03Ld = （450 + 0.03 ⨯1400）mm = 492mm
（10）验算小带轮包角：
d
- dd1
a
⨯ 57.3︒ = 180︒ -
224 - 125
450
⨯ 57.3︒ = 167.4︒ > 120︒
所以小带轮包角合适。
（11）单根 V 带的基本额定功率 P ：
根据 d d1 = 125mm 和 n1 = 1500 r min 查得 B 型 V 带的基本额定功率
P = 2.19kW 。
（12）单根 V 带的额定功率增量：
考虑到传动比的影响，额定功率的增量由表查得：
∆P = 0.4kW
（13）计算带的根数：
Z =
Pd
（P + ∆P ）Ka Kl
=
18
（2.19 + 0.4）⨯ 0.98 ⨯ 0.90
= 7.88（根）> 6
考虑到带数过多，更换带型为 C 型。
重新求得 dd1 = 200mm ，
d d 2 = 335mm ， v = 15.7 m s ， a0 = 400mm ， Ld = 1700mm ， a = 450mm ，
α1 = 162.81︒ > 120︒
C 型 V 带的基本额定功率 P = 5.84kW ，额定功率增量
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