机床课程设计说明书

1、 机床课程设计 第一章 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。其主要目的：1、掌握机床主传动部件设计过程和方法，包括参数拟定、传动设计、零件计算，结构设计等。培养结构设计和结构分析的能力；2、培养综合运用和巩固扩大已学过的知识，以提高理论联系实际的设计和计算能力；3、培养学生收集、阅读、分析和运用设计资料的能力，以提高独立工作的本领；4、进一步训练和提高机械类的结构设计

2、的基本技能。如计算、绘图、国家标准的规范、编写技术文件（设计计算说明书）等。第二章 设计任务已知电动机的功率为5.5kw，转速级数为12级，且结构式为b式（）；传动比为,主轴最低转速42.5 r/min，根据以上数据，设计某卧式车床12级主轴箱传动系统。具体任务：装配图一张（）、零件图2张（主轴，齿轮）、计算说明书一份（不低于6000字）。第三章 机床的用途和规格第一节 用途车床是主要用车刀对旋转的工件进行车削加工的机床。在车床上还可用钻头、扩孔钻、铰刀、丝锥、板牙和滚花工具等进行相应的加工。车床主要用于加工轴、盘、套和其他具有回转表面的工件，是机械制造和修配工厂中使用最广的一类机床。第二节

3、规格床身上最大回转直径400mm，床鞍上最大回转直径210mm，二顶尖间距离750 mm，床身导轨宽度400mm，最大车削直径200mm，最大棒料直径27mm，主轴通孔直径40mm，卡盘尺寸169，主轴转速范围：42.5950转/分，主电机：功率5.5kw，转速1440转/分；冷却泵：功率90瓦，流量25升/分。 第四章 设计步骤1.运动设计1.1已知条件1确定转速范围：主轴最小转速。2确定公比：3转速级数：1.2结构分析式 3 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，因此取方案。在降速

4、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 ；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。在主传动链任一传动组的最大变速范围。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：263221b1b2b检查传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组： 其中， 所以 ，合适。1.3 绘制转速图（1）选择电动机一般金属切削机床的驱动，如无特殊性能要求，多采用y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。y系列电动机高效、节能、起动转矩大、噪声低、振动小、运行安全可靠查 机械设计课程设计表17-7，选择y160l-8型y系列笼式三相异步电

5、动机。（2）分配总降速传动比 总降速传动比 ,又电动机转速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。（4）绘制转速图 a. 根据传动副前多后少，传动线前密后疏，降速要前满后快等原则； b. 升速时最大传动比，降速时最小传动比，拟定转速图（如图41所示）。 i ii iii ivn12 =1900n11 =1320n10 =950n 9 =670n 8 =475n 7 =335n 6 =236n 5 =170n 4 =118n 3 =85n 2 =60n 1 =42.5图 2(6) 确定各

6、变速组传动副齿数 i ii iii ivn12 =1900n11 =1320n10 =950n 9 =670n 8 =475n 7 =335n 6 =236n 5 =170n 4 =118n 3 =85n 2 =60n 1 =42.5cba图 3根据图 3确定各齿轮齿数传动组a:查机械结构设计表5-1, ，时：72、75、78、75、78、81、84时：70、72、73、77、79、80、82可取87,于是可得轴齿轮齿数分别为：29、36。于是，可得轴上的两联齿轮齿数分别为：58、51。传动组b:查机械结构设计表5-1, ，时：69 、72、73、76、77、80、81、84、87时：70、7

7、2、73、77、79、80时：70、72、73、77、79、80可取 72，于是可得轴上三联齿轮的齿数分别为：19、30、42。于是 ，得轴上两齿轮的齿数分别为：53、42、30。传动组c:查表8-1,时：84、85、89、90、94、95时： 72、75、78、81、84、87、89、90可取 90.为降速传动，取轴齿轮齿数为18；为升速传动，取轴齿轮齿数为30。于是得,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。1.4 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.动力设计2.1 确定各轴转速 确定主轴计算转速：主轴的计算转速为各传动轴的计算

8、转速： 轴可从主轴42.5r/min按72/18的传动副找上去，轴的计算转速170r/min；轴的计算转速为475r/min；轴的计算转速为950r/min。由轴传递全功率是的最低转速即为此轴的计算转速可知，其它各轴的计算转速如表 1所示：表 1轴iiiiiiiv计算转速nj（r/min）9504751701183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475r/min；60/30只需计算z = 30的齿轮，计算转速为335r/min；传动组b计算z = 19的齿轮，计算转速为475r/min；传动组a应计算z = 29的齿轮，计算转速为950r/min

9、。其它各齿轮的计算转速如下表 2 所示：表 2齿 轮计算转速nj齿 轮计算转速nj齿 轮计算转速njz1950z6170z11475z2670z7475z12118z3475z8335z13170z4670z9475z14335z5475z106704带轮的计算转速带轮带轮的计算转速如表 3所示表 3带 轮d1d2计算转速nj（r/min）14409505核算主轴转速误差 所以合适。2.2 带传动设计电动机转速n=1440r/min,传递功率p=5.5kw,传动比i=1.52，两班制，一天运转16.1小时，工作年数10年。确定计算功率 取1.1，则选取v带型 根据小带轮的转速和计算功率，选a型

10、带。确定带轮直径和验算带速 查表小带轮基准直径, 验算带速成 其中 -小带轮转速，r/min； -小带轮直径，mm； ，合适。4确定带传动的中心距和带的基准长度 设中心距为,则 0.55（）a2（） 于是 200.2a728,初取中心距为500mm。 带长 查机械设计表8-2取相近的基准长度，。 带传动实际中心距5验算小带轮的包角 一般小带轮的包角不应小于。 。合适。6确定带的根数 其中： -时传递功率的增量； -按小轮包角，查得的包角系数； -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。 7计算带的张紧力 其中： -带的传动功率,kw； v-带速,m/s； q-每

11、米带的质量，kg/m；取q=0.1kg/m。 v = 10.55m/s。 8计算作用在轴上的压轴力 2.3 齿轮设计一、模数的计算齿轮的材料为45钢，调质处理，硬度217255hbs强度极限650mpa,屈服极限360mpa。根据表5b，由公式计算齿轮的模数，为安全起见，将忽略功率损失，均取n=5.5kw。（一） a传动组1、齿轮及齿数分别为：z1=29，z2=58，z3=36，z4=51。2、计算转速nj分别为： z1：950r/min； z2：670r/min； z3：475r/min； z4：670r/min。3、计算步骤（1）z1齿轮 1.87查机械原理表101，取标准模数m1=2mm

12、。 （2）同理计算其他齿轮模数，计算结果如表4所示表4齿轮z1z2z3z4计算模数1.871.672.191.74标准模数（mm）222.52因此，统一取模数m=2mm。（二）b传动组1、齿轮及齿数分别为：z5=19，z6=53，z7=30，z8=42，z9=42，z10=30。2、计算转速nj分别为： z5：475r/min， z6：170r/min，z7：475r/min， z8：335r/min，z9：475r/min， z10：670r/min。3、计算步骤（1）z5齿轮 2.7查机械原理表101，取标准模数m5=3mm。 （2）同理计算其他齿轮模数，计算结果如表5所示表5齿轮z5z6

13、z7z8z9z10计算模数2.72.712.342.342.082.08标准模数（mm）333333 因此，统一取模数m=3mm。（三）c传动组1、齿轮及齿数分别为z11=18，z12=72，z13=60，z14=30。2、计算转速nj分别为： z11：475r/min， z12：118r/min， z13：170r/min， z14：335r/min。3、计算步骤（1）z11齿轮 2.76查机械原理表101，取标准模数m11=3.5mm。 （2）同理计算其他齿轮模数，计算结果如表6所示表6齿轮z11z12z13z14计算模数2.762.762.602.61标准模数（mm）33.53.53.5

14、因此，统一取模数m=3.5mm。二、计算齿轮的分度圆直径、齿顶圆直径、齿根圆直径、中心距根据机械原理表102，由公式d=mz、=m(z+2)、=m(z-2-2)、a=m()/2分别计算齿轮的分度圆直径、齿顶圆直径、齿根圆直径、中心距，其中：为齿顶高系数，取=1；为顶隙系数，去=0.25。（一）a传动组 1、齿轮及齿数分别为：z1=29，z2=58，z3=36，z4=51； 2、齿轮的模数均为：m=2.5mm。计算结果如表 7所示：表 7齿 轮z1z2z3z4分度圆直径（mm）72.514590127.5齿顶圆直径（mm）77.515095132.5齿根圆直径（mm）66.25138.7583.

15、75121.25中心距计算结果如表 8所示：表 8齿 轮标准中心距（mm）109109（一）b传动组1、齿轮及齿数分别为：z5=19，z6=53，z7=30，z8=42，z9=42，z10=30；2、齿轮的模数均为：m=3mm。计算结果如表 9 所示：表 9齿 轮z5z6z7z8z9z10分度圆直径（mm）571599012612690齿顶圆直径（mm）931659613213296齿根圆直径（mm）49.5151.582.5118.5118.582.5中心距计算结果如表 10 所示：表 10齿 轮标准中心距（mm）108108108（三）c传动组 1、齿轮及齿数分别为：z11=18，z12=

16、72，z13=60，z14=30； 2、齿轮的模数均为：m=3.5mm。计算结果如表 11所示：表 11齿 轮z11z12z13z14分度圆直径（mm）63252210105齿顶圆直径（mm）70259217112齿根圆直径（mm）66.25243.25201.2596.25中心距计算结果如表 12所示：表 12齿 轮标准中心距（mm）158158三、计算齿宽由公式b=(68)m，则各齿轮齿宽如下表 13所示：表 13组 别a传动组b传动组c传动组齿 轮z1, z2, z3, z4z5, z6, z7, z8, z9, z10z11, z12, z13, z14齿轮宽度（mm）2024283.

17、双向摩擦片离合器设计一、正转设计(一)计算转矩由于该车床是在空载下启动的，故只需按离合器结合后的静负载转矩来筛选。即：式中 安全系数，此处取1.2电动机功率，此处为5.5kw 电动机至轴的传动效率，此处取0.98 该轴的计算转速，此处为950r/min于是有为了安全起见，取（二）确定外摩擦片内径、内摩擦片外径、平均圆周速度1、根据结构要求，摩擦片的内径应比安装轴的轴径大，此处取5mm，于是得到。2、内摩擦片外径。3、摩擦片的平均圆周速度。（三）确定摩擦面对数根据公式进行计算，其中 摩擦片间的摩擦系数，由表10.6，取0.12许用压强，由表10.6，采用湿式钢铜基粉末冶金材料，取3mpa速度修正

18、系数，由表10.7，利用插值法，取1.14结合次数修正系数，由表10.8，取1代入公式于是查询表10.9得z=6，即摩擦面对数为6对。(四)计算主动片数和被动片数摩擦片总数应为片，一般内摩擦片多一片，即：(五)计算轴向压力（单位为n）(六)摩擦片厚度、内外摩擦片分离时的最小间隙摩擦片的厚度取2mm，最小间隙为0.3mm二、反转设计(一)计算转矩由于该车床反转时，一般不切削，故反向离合器所传递的扭矩可按空载功率式中 安全系数，此处取1.2电动机功率，此处为5.5kw 电动机至轴的传动效率，此处取1 该轴的计算转速，此处为950r/min于是有（二）确定外摩擦片内径、内摩擦片外径、平均圆周速度1、

19、根据结构要求，摩擦片的内径应比安装轴的轴径大，此处取5mm，于是得到。2、内摩擦片外径。3、摩擦片的平均圆周速度。（三）确定摩擦面对数根据公式进行计算，其中摩擦片间的摩擦系数，由表10.6查取为0.12许用压强，由表10.6采用湿式钢铜基粉末冶金材料，取3mpa速度修正系数，由表10.7利用插值法，取1.08结合次数修正系数，由表10.8查取为1代入公式，得于是查询表10.9得z=4。(四)计算主动片数和被动片数摩擦片总数应为片，一般内摩擦片多一片，即：(五)计算轴向压力（单位为n）(六)摩擦片厚度、内外摩擦片分离时的最小间隙摩擦片的厚度取2mm，最小间隙为0.3mm（注：本节以下查询表格和标

20、准均来自机械制造装备设计课程设计）4. 主轴挠度的校核4.1 确定各轴最小直径1轴的直径：2轴的直径：3轴的直径：4主轴的直径：4.2轴的校核i的验算对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算轴的抗弯断面惯性矩（ ）花键轴的校核选用的花键为：式中d花键轴的小径（mm）；d花轴的大径（mm）；b、n花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得：=式中n该轴传递的最大功率（kw）;该轴的计算转速（r/min）。传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力式中d齿轮节圆直径（mm） d=mz。齿轮的径向力：式中 为齿轮的啮

21、合角，20； 齿面摩擦角，； 齿轮的螺旋角；0故花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为：式中 花键传递的最大转矩（）；d、d花键轴的大径和小径（mm）；l花键工作长度；n花键键数；k载荷分布不均匀系数，k=0.70.8； 故此花键轴校核合格5. 主轴最佳跨距的确定400mm车床，p=5.5kw.5.1 选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距前轴颈应为75-100mm,初选=100mm,后轴颈取,前轴承为nn3020k,后轴承为nn3016k,根据结构,定悬伸长度6. 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：30