金属切削机床铣床主轴课程设计

金属切削机床铣床主轴课程设计说明书

目录

第1章概述 1

1.1 金属切削机床课程设计目的 1

1.2 操作性能要求 1

第2章机床参数的拟定 1

2.1 公比的确定 1 2.2 转速系列的选择 2 2.3 主电机选择 2

第3章机床传动设计 2

3.1 主传动方案拟定 2 3.2 传动结构式、结构网的选择 2 3.3 转速图的拟定 4 3.4 齿轮齿数的确定 5 3.5 传动系统图 6

第4章传动件的估算 7

4.1 普通V带的选择和计算 7 4.2 传动轴的计算转速 8 4.3 传动轴直径的估算 8 4.4 带轮结构设计 10 4.5 齿轮齿数的确定 10 4.6 齿轮模数的计算 11 4.7 齿轮齿宽的确定 13

第5章动力校核 14

5.1 齿轮的弯曲疲劳强度计算 14 5.2 传动轴的刚度校验 16 5.3 滚动轴承的验算 19

第6章主轴位置及传动示意图 20

6.1 结构设计的内容、技术要求和方案 20 6.2 展开图及其布置 21 6.3 I轴（输入轴）的设计 21 6.4 齿轮块设计 22 6.5 传动轴设计 23 6.6 主轴主件设计 24

第7章个人总结 26 参考文献

第1章概述

1.1 金属切削机床课程设计的目的

金属切削机床是用切削的方法将金属毛坯加工成机器零件的机器，它是制造机器的机器，习惯上简称为机床。机床课程设计，在于通过设计，比较分析机床主传动中某些典型机构，进行选择和改进，学习构造设计，进行设计计算和编写技术文件。完成机床主传动设计，达到学习设计步骤和方法的目的。在此过程中，学习查阅有关的设计手册、设计标准和资料，达到累计设计知识和提高设计能力的目的。并获得设计工作的基本技能的训练，提高分析和解决工程技术问题的能力。同时，学生在拟定传动和变速的结构方案过程中，进行设计构思，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 操作性能要求

(1)具有皮带轮卸荷装置

(2)主轴的变速由变速手柄，和滑移齿轮完成

第2章机床参数的拟定

2.1 公比的确定

（1）确定变速范围Rn及公比?

已知最高转速n

max =2000rpm，最低转速n

min

=160rpm，变速级数Z=12。

变速范围：

则公比?=1.258，取为1.26

2.2 转速系列的选择

根据最高转速，最低转速，公比?=1.258取为 1.26，查《金属切削机床》（戴曙编）表7-1标准数列表，选出标准转速为：

表2-1 标准转速

160 200 250 315 400 500 630 800 1000 1250 1600 2000

2.3 主电机的选择

已知电动机功率为N=7.5kw ，查询《金属切削机床设计简明手册》表11-32知，选择主电动机为Y132M-4，其主要技术数据见下表：

表2-2 主电机技术数据

转速（r/min ）

额定功率 （kw ）

满载时

堵转电流 堵转转矩 最大转矩 同步 转速 （r/mi n ） 级数

电流 （A ） 效率 （%） 功率因数

额定 电流

（倍） 额定 转矩

（倍） 额定 转矩

（倍） 1440 7.5 15.4 87 0.85

7.0

2.2

2.2

1500

4 第3章 机床传动设计

3.1 主传动方案拟定

拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个传动系统的确定。传动型式则指传动和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的传动型式、变速类型。

传动方案和型式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此，确定传动方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。

传动方案有多种，传动型式更是众多，比如：传动型式上有集中传动，分离传动；扩大变速范围可用增加传动组数，也可用背轮结构、分支传动等型式；变速箱上既可用多速电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。

显然，可能的方案有很多，优化的方案也因条件而异。此次设计中，我们采用集中传动型式的主轴变速箱。

3.2 传动结构式、结构网的选择

结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的传动不失为有用的方法，但对于分析复杂的传动并想由此导出实际的方案，就并非十分有效。 （1）传动组合和传动副数的确定

级数为Z 的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有1Z 、2Z 、…… 个传动副。即 321Z Z Z Z =

本设计中传动级数为Z=12。实现12级主轴变速的传动组和传动副数可能的方案：（1）12=4?3（2）12=3?4（3）12=3×2×2（4）12＝2×3×2（5）12=2?2?3。方案

中（1）和（2）可省一根轴，但是有一个传动组内有四个变速传动副，如果用一个四联滑移齿轮，会增加轴向尺寸。这种方案不宜采用。

后三种方案，可以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，大尺寸的零件少些，这样节省了材料。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）结构式、结构网的确定

对于12=3×2×2传动形式，有6种结构式，分别为：

表3-1 6种结构式

13612322=?? 21612322=?? 26112322=??

16312322=?? 41212322=?? 42112322=??

根据○1传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围：在降速传动时，有；

在升速传动时，有。

○

2基本组扩大组的排列顺序：原则是选择中间传动轴变速范围最小的方案，故选13612322=??的方案。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。

根据级比指数分配使传动顺序与扩大顺序相一致，选择方案63122312??=，由于不表示转速数值，故可设计成对称形式，如下图所示：

图3-1 12级传动系统的结构网

结构网表示各传动组的传动副数和各传动组的级比指数。结构式63122312??=，其中12表示主轴转速级数，3、2、2的次序表示传动顺序，数值表示各传动组的传动副数；各传动组的级比指数，分别为1、3、6，即结构式中的各个下标；扩大顺序，可从级比指数看出。

3.3 转速图的拟定

选定的结构式共有三个传动组，变速机构共需4轴，加上电动机共5轴，故转速图需5条竖线，如下图所示。主轴共12速，故需12条横线。中间各轴的转速可以从电动机轴往后推，也可以从主轴开始往前推。通常以往前推比较方便，即先决定轴三的转速。

(1)变速齿轮传动副传动比的确定（） Ⅲ轴：

轴Ⅲ传动组c 的变速范围为661.264?==，可知两个传动副的传动比必为：

因此轴Ⅲ有六种转速，分别是：400r/min 、500r/min 、630r/min 、800 r/min 、1000 r/min 、1250r/min Ⅱ轴:：

轴Ⅱ转动组b 的级比指数为3，在传动比极限的范围内，轴Ⅱ的转速最高可为800 r/min 、1000 r/min 、1250r/min ，传动比为：

其三种转速为800 r/min 、1000 r/min 、1250r/min Ⅰ轴：

由轴Ⅱ和轴Ⅲ知，同理，轴Ⅰ的传动比为：

所以，轴Ⅰ的转速为1250r/min

根据以上计算，可得12级传动系统的转速图为：

图3-2 12级传动系统的转速图

3.4 齿轮齿数的确定

基本组：

传动比为,,

齿数和,查《金属切削机床》（戴曙编）表8-1，知小齿轮齿数分别为36、28、32 第一扩大组：

传动比为,

齿数和,查《金属切削机床》（戴曙编）表8-1，知小齿轮齿数分别为42、28

第二扩大组：

传动比为,

齿数和,查《金属切削机床》（戴曙编）表8-1，知小齿轮齿数分别为35、26

因此可得各传动组齿轮齿数位：

表3-2 齿轮齿数

变

速组基本组第一扩大组第二扩大组

齿轮

齿数

36 36 28 44 32 40 42 42 28 56 55 35 26 64

3.5 传动系统图

第4章 传动件的估算

4.1 普通V 带的选择和计算

（1）确定计算功率 计算功率

[KW]

N ——主动带轮传动的功率7.5N KW ——工作情况系数 工作时间为二班制=1.2 故

（2）选择三角胶带的型号

根据小带轮的转速：rpm 和，查《机械设计》图8-11错误！未指定书签。选用A 型带。 （3）确定带轮直径12,D D

小轮直径D 应满足条件: 1min D D ≥(mm)

而，故1D =100mm

大轮直径()ε-=

112

1

2D n n D ，其中2n 为大轮的转速2n =1250rpm ，取

（4）计算胶带速度ν

（5）初定中心距 两带轮中心距应在

故为245mm-700mm ，取=450mm

（6）计算胶带的长度0L

查《机械设计》表8—2，选带的标准计算长度L=1400mm 。 （7）计算胶带弯曲次数

1

11000[]40[]m S S L

νμ--=

≤ 带轮的个数m=2 次/S 符合要求 （8）计算实际中心距a

中心距的变化范围为192.5608.5mm (9)小带轮包角

(10)确定三角胶带的根数Z

ca P （计算功率），A K （工作情况系数）A K =1.2，可得

0P （单根V 带基本额定功率），查《机械设计》表8-4a ，知0P =1.32kw （额定功率增量），查《机械设计》表8-4b ，知=0.08kw

a K （包角系数），查《机械设计》表8-5，知a K =0.95

L K （长度系数），查《机械设计》表8-2，知L K =0.99 则,所以z=5根

4.2 传动轴的计算转速

（1）主轴的计算转速

根据《金属切削机床》（戴曙编）表8-2，中型车床主轴的计算转速为主轴从最低速算起，第一个三分之一转速范围内的最高一级转速，即

所以，=315r/min （2）传动轴计算转速

轴Ⅲ的最低转速400r/min 经传动组c 可使主轴得到160r/min 和630r/min 两种转速。630r/min 要传递全部功率，所以轴Ⅲ的计算转速为400r/min 。 轴Ⅱ的计算转速可按传动组b 推上去，得800r/min 。 轴Ⅰ的计算转速为1250r/min 。

表4-1 传动轴计算转速

传动轴 Ⅰ轴 Ⅱ轴 Ⅲ轴 主轴 转速（r/min ）

1250

800

400

315

4.3 传动轴直径的估算

传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大变形。因此疲劳强度一般不失是主要矛盾，除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变形。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。 查《机械制造装备设计》（冯辛安编），根据扭转刚度估算轴的直径：

其中，P 为电动机额定功率；K 为键槽系数；A 为系数；为从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积，为传动轴的计算转速。

计算转速j n 是传动件能传递全部功率的最低转速。各传动件的计算转速可以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。由上面计算可知各轴计算转速为：

，，，

1η为(V 带传动效率)=0.96，2η(滚子轴承)=0.98，3η(9级精度的齿轮)=0.96，4η为(十字

滑块联轴器)=0.98

各轴功率为：

Ⅰ轴：

Ⅱ轴：

Ⅲ轴：

Ⅳ轴：

查《机械制造装备设计》[1]表3-8取I，IV轴的K=1.05，A=110；II，III轴是花键轴，取K=1.07，A=77。则

取,,,

综上，可得传动轴的参数如下：

表4-2 传动轴参数

轴Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴Ⅳ轴

转速（r/min）1250 800 400 315 功率(Kw) 7.06 6.64 6.25 5.88 直径(mm) 35 25 30 45

4.4 带轮结构设计

查《机械设计》（濮良贵、纪名刚编）教材P161知，当带轮基准直径时，带轮可做成腹板式结构。并由《机械设计》（濮良贵、纪名刚编）表8-10知，带轮的轮槽截面尺寸如下：

带轮槽宽

轮槽基准直径到带轮外圆的最小高度

轮槽基准直径到带轮底部的最小高度

带轮分度圆(基准直径)齿槽宽

带轮齿跟角

基准圆直径（大带轮）

(d为轴的直径，此处的d为Ⅰ轴直径)

带轮宽度,L为轴与带轮接触长度

,

4.5 齿轮齿数的确定

根据3.5计算可知

基本组：

传动比为,,

齿数和,查《金属切削机床》（戴曙编）表8-1，知小齿轮齿数分别为36、31、28，各个齿轮齿数为，，，，，，

第一扩大组：

传动比为,

齿数和,查《金属切削机床》（戴曙编）表8-1，知小齿轮齿数分别为42、28

各个齿轮齿数为，，，，

第二扩大组：

传动比为,

齿数和，查《金属切削机床》（戴曙编）表8-1，知小齿轮齿数分别为35、26

各个齿轮齿数为，，，

4.6 齿轮模数的计算

（1）Ⅰ-Ⅱ轴

按齿轮弯曲疲劳计算：

此公式查《机床主轴变速箱设计指导》得到。

按齿轮齿面点蚀计算：

中心距,取A=66

由中心距A及齿数计算模数：

模数取和中较大者，故基本组齿轮模数取m=2.0。（2）Ⅱ-Ⅲ轴

按齿轮弯曲疲劳计算：

按齿轮齿面点蚀计算：

中心距，取A=75

由中心距A及齿数计算模数：

模数取和中较大者，故基本组齿轮模数取m=2.0。（3）Ⅲ-Ⅳ轴

按齿轮弯曲疲劳计算：

按齿轮齿面点蚀计算：

中心距，取A=93

由中心距A及齿数计算模数：

模数取和中较大者，故基本组齿轮模数取m=2.0。（4）标准齿轮

压力角，齿顶高系数,顶隙系数

查《机械原理》表5-6，知

分度圆直径

齿顶高

齿根高

齿顶圆直径

齿根圆直径

表4-3 齿轮参数

齿轮齿数z 模数m 分度圆

直径d

齿顶高齿根高

齿顶圆

直径

齿根圆

直径

1 36

2 72 2 2.5 76 67

2 36 2 72 2 2.5 76 67

3 28 2 56 2 2.5 60 51

4 44 2 88 2 2.

5 92 83

5 32 2 64 2 2.5 68 59

6 40 2 80 2 2.5 84 85

7 42 2 84 2 2.5 88 79

8 42 2 84 2 2.5 88 79

9 28 2 56 2 2.5 60 51

10 56 2 112 2 2.5 116 107

11 55 2 110 2 2.5 114 105

12 35 2 70 2 2.5 74 65

13 26 2 52 2 2.5 56 47

14 64 2 128 2 2.5 132 123

4.7 齿轮齿宽的确定

齿宽(，m为模数)

第一套啮合齿轮：

第二套啮合齿轮：

第三套啮合齿轮：

当一对齿轮啮合时，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时，导致啮合齿

宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应使主动轮齿宽大于小齿轮齿宽。

表4-4 齿轮宽度

齿

轮

齿

36 36 28 44 32 40 42 42 28 56 55 35 26 64 数

齿

18 14 18 14 18 14 18 14 18 14 18 14 18 14 宽

第5章动力校核

5.1 齿轮的弯曲疲劳强度计算

查《机械设计》（濮良贵、纪名刚编），由式10-4知，弯曲强度

（1）基本组齿轮校核

基本组齿轮以计算

○1齿轮转速

齿轮精度选为7级，查《机械设计》（濮良贵、纪名刚编）知，使用系数（表10-2），动载系数（图10-8），齿间载荷分配系数（表10-3），齿向载荷分布系数（图10-13）载荷系数

○2转矩

○3齿形系数（表10-5）

○4应力校正系数（表10-5）

○5齿宽

○6弯曲强度

○7弯曲疲劳许用应力

齿轮的弯曲疲劳强度极限（图10-20）

由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数，疲劳强度安全系数

所以，，满足要求。

（2）第一扩大组齿轮校核

基本组齿轮以计算

○1齿轮转速

齿轮精度选为7级，查《机械设计》（濮良贵、纪名刚编）知，使用系数（表10-2），动载系数（图10-8），齿间载荷分配系数（表10-3），齿向载荷分布系数（图10-13）载荷系数

○2转矩

○3齿形系数（表10-5）

○4应力校正系数（表10-5）

○5齿宽

○6弯曲强度

○7弯曲疲劳许用应力

齿轮的弯曲疲劳强度极限（图10-20）

由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数，疲劳强度安全系数

所以，，满足要求。

（3）第二扩大组齿轮校核

基本组齿轮以计算

○1齿轮转速

齿轮精度选为7级，查《机械设计》（濮良贵、纪名刚编）知，使用系数（表10-2），动载系数（图10-8），齿间载荷分配系数（表10-3），齿向载荷分布系数（图10-13）载荷系数

○2转矩

○3齿形系数（表10-5）

○4应力校正系数（表10-5）

○5齿宽

○6弯曲强度

○7弯曲疲劳许用应力

齿轮的弯曲疲劳强度极限（图10-20）

由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数，疲劳强度安全系数

所以，，满足要求。

5.2 传动轴的刚度校验

对于一般传动轴要进行刚度的验算，轴的刚度验算包括滚动轴承处的倾角验算和齿轮的齿向交角的验算。如果是花键还要进行键侧压溃应力计算。以Ⅱ轴为例，验算轴的弯曲刚度、花键的挤压应力。

F1

F2

图5-1 轴Ⅱ受力分析图

如图5-1中为齿轮（齿数为40）上所受的切向力和径向力的合力。为齿轮（齿数28）上所受的切向力和径向力的合力。

各传动力空间角度如图5-2所示，根据表5-1的公式计算齿轮的受力。

图5-2 轴Ⅱ空间受力分析

表5-1 齿轮的受力计算

zm

d F F d T F n P T t

t =+==

=

??=

γα??cos 21055.96

传

递功率P kw

转 速 n r/mi n

传动 转

矩 T N ·mm 齿轮压力角 α

° 齿

面摩

擦角 γ

° 齿轮40

齿轮28

切向力 F t 1 N

合

力 F 1 N

F 1

在 X

轴投影F z 1 N

F 1

在 Z 轴投影

F z 1 N 分

度圆直径d 1

m m

切向

力 F t 2 N

合力

F 2

N

F 1

在 X 轴投影F z 2 N

F 1

在 Z 轴投影F z 2 N 分度圆直径d 2 mm

6.64

800

79625

20

6

1981.63

2204.76

230.18

2190.32

80

2830.90

3149.66

328.73

3133.14

56

从表5-1计算结果看出，Ⅱ轴在X 、Z 两个平面上均受到两个方向相反力的作用。根据图5-1所示的轴向位置，分别计算出各平面挠度、倾角，然后进行合成。根据《机械制造工艺、金属切削机床设计指导》（李洪主编）书中的表2.4-14,表2.4-15计算结果如下:

a=100

b=230

c=130 f=200 l=330 E=2.1×105MPa n=l-x=150

14107.561

-?=EIL

04.1916564

2564

4

4

=?=

=

ππd I

图5-3 轴Ⅱ挠度、倾角分析图

（1）xoy 平面内挠度

)]()([6'22222221c n l c F a n l a F EIL

n

y x x x -----=

（2）zoy 平面内挠度

)]()([6''22222221c n l c F a n l a F EIL

n

y z z x -----=

（3）挠度合成

2

2'''x x y y y +=

查表得其许用应力为0.003×330=0.99，即0.178〈0.99，则挠度合格。 （4）左支承倾角计算和分析 ○1xoy 平面力作用下的倾角 )]()([61

'21f l cf F b l ab F EIL

x x A +-+=

θ

○2 zoy 平面力作用下的倾角 )]()([61

''21f l cf F b l ab F EIL

z z A +-+=θ

○

3 倾角合成 22'''x A x A A θθθ+=

5

查表得其许用倾角值为0.009，则左支承倾角合格。 （5）右支承倾角计算和分析 ○1. xoy 平面力作用下的倾角 )]()([61

'21c l cf F a l ab F EIL

x x B +-+-=θ

○2zoy 平面力作用下的倾角

)]()([61

''21c l cf F a l ab F EIL

z z B +-+-=

θ

○

3 倾角合成 22'''x B x B B θθθ+=

查表得其许用倾角值为0.009，则右支承倾角合格。

5.3 滚动轴承的验算

机床的一般传动轴用的轴承，主要是因为疲劳破坏而失效，故进行疲劳寿命验算。 滚动轴承的疲劳寿命验算

根据图5所示的Ⅱ轴受力状态，分别计算出左（A 端）、右（B 端）两支承端支反力。

在xoy 平面内：

在zoy 平面内：

左、右端支反力为：

两支承轴承受力状态相同，但右端受力大，所以只验算右端轴承。 轴承寿命

]][[][)(

500h T h F

K K K Cf L l HP A n

h ≤=ε

3.33103

0.751.10.8)0.96)

355)100100

0.48833355

l A A HP Hn j n n j r a r a K K K K K n rpm f f n F XF YF F F F X Y C εεε-=--=----===?=+------寿命指数，滚子轴承齿轮轮换工作系数使用系数，功率利用系数（转速变化系数（轴承的计算转速（速度系数，当量动载荷

径向载荷 轴向载荷径向系数 轴向系数

滚动轴承尺寸所表示的额定动20800N 负荷（）

经过计算F=155.5

T L h ??=?????=8310

105.8)5

.1558.096.01.1488.020800(500

合格。