机床床头箱课程设计计算说明书

1、目录1.1已知条件21.2结构式21.3绘制转速图21.3.1选定电动机21.3.2确定各级转速31.3.3确定各轴转速31.3.4确定各变速组传动副齿数42.1 V带传动的计算72.2传动轴的估算92.2.1 确定各轴转速92.2.2 初算传动轴直径102.2.3 主轴直径选取112.2.4 各传动组齿轮模数的确定112.2.5验算小齿轮的齿数143.1 齿轮校验153.1.1小齿轮153.1.2大齿轮173.2 传动轴的校核183.2.1传动轴的弯曲刚度183.2.2 传动轴II的最大挠度计算193.2.3传动轴II的在支承处的倾角计算213.3主轴组件的静刚度验算223.3.1 计算条件

2、的确定223.4两支承主轴组件的静刚度验算244. 结构设计的说明26参考文献271.1已知条件车床的主参数和基本参数如表1-1所示。表1-1工件最大回转直径D(mm)正转最高转速nmax( )电机功率N（kw）公比转速级数Z32014203.01.41121.2结构式根据任务书的要求，转速级数为12级。根据结构式的确定原则：前多后少、前疏后密、前快后慢，及在降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比 ；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。可初步确定结构式为。1.3绘制转速图1.3.1选定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

3、择Y100L2-4型Y系列笼式三相异步电动机，额定功率3.0，满载转速1430 1.3.2确定各级转速由、z = 12，查机械制造装备设计表3.6标准数列确定各级转速：1250 、900、630、450、315、224、160、112、80、56、40、28r/min。1.3.3确定各轴转速在五根轴中，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（1）传动组c 的变速范围为，结合结构式，轴的转速只有一种可能：112、160、224、315、450、630r/min。（2）确定轴的转速传动组b的级比指数

4、为3，希望中间轴转速较小，又不致传动比太小，可取 ，轴的转速确定为：224、315、430r/min。（3）确定轴的转速对于轴，其级比指数为1,可取 ，确定轴转速为630r/min。由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比。1.3.4确定各变速组传动副齿数当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和及小齿轮的齿数可以从表3-9（机械制造装备设计）中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于1820。采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最

5、大齿轮之间的齿数差应大于或等于4，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。（1）传动组a:查机械制造装备设计表3-9, ,，。时：61、65、68、69、72、73、76、77、80、81时：57、60、63、66、69、72、75、78时：58、60、63、65、67、68、70、72、73、77可取84,于是可得轴齿轮齿数分别为：35、22、28。于是，可得轴上的三联齿轮齿数分别为：49、62、56。传动组b:查表8-1, ，时：60、62、65、66、67、68、69、71时：60、63、65、67、68、70、72、73、75可取 75，于是可得轴上两联齿轮的齿数分别为：44、25。于是 ，得轴上

6、两齿轮的齿数分别为： 31、50。传动组c:查表8-1,时：84、85、89、90、94、95时： 57、60、63、66、69、72、75、78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。如图1-1所示 图1-1传动系统转速图图1-2主传动系图2.1 V带传动的计算V带传动中，轴间距A可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定比传动。(1) 选择V带的型号根据公式式中P-电动机额定功率，-工作情

7、况系数(此处取为1.2)。 选择A型带(2)确定带轮的计算直径，带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径不宜过小。查机械设计取主动轮基准直径=80。则被动轮直径为 由机械设计V带带轮基准直径的标准系列，取圆整为180mm。一般允许误差5%，显然所选大带轮直径可选。(3)确定三角带速度按公式 在525m/s之间，满足带速要求。(4)初定中心距带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取： 根据经验公式 即 ，取=300mm.(5)V带的计算基准长度 由机械设计表7-2，选取带轮的基准长度为。(6)确定实际中心距(7)验算小带轮包角，主动轮上包角合适。

8、(8)确定V带根数由式 查表7-3，得= 0.11KW,= 0.86KW查表7.8，=0.95；查表7.2，=0.96 所以取根.2.2传动轴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。2.2.1 确定各轴转速 (1) 确定主轴计算转速：主轴的计算转速为， 取 (2) 各传动轴的计算转速： 轴可从主轴80r/min按72/18的传动副找上

9、去，轴的计算转速112r/min；轴的计算转速为224r/min；轴的计算转速为630r/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315r/min；传动组b只需计算z = 25的齿轮，计算转速为224r/min；传动组a计算z = 22的齿轮，计算转速为630r/min。（4）核算主轴转速误差转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示：主轴转速标准转速28405680112160实际转速27.939.456.382.1111.9159.9转速误差%0.0040.0150.0050.0260.0010.001主轴转速n7n8n9n1

10、0n11n12标准转速2243154506309001250实际转速223.9315.2450.4635.7895.81279转速误差%0.0010.0010.0010.010.0050.02经过验算转速，均在允许范围内。2.2.2 初算传动轴直径其中 d-传动轴直径（mm）N-该轴传递的功率（kW），为3.0kW -该轴的计算转速（r/min）-该轴每米长度允许的扭转角（deg/m），取为轴上，计算得d=23.9mm，根据轴的布置情况，初取为28mm轴上，计算得d=30.9mm，根据轴的布置情况，初取为40mm轴上，计算得d=36.8mm，根据轴的布置情况，初取为45mm2.2.3 主轴直径

11、选取根据功率为3.0kW，查相关手册，确定主轴大端直径D1取7090mm，选取为90mm。小端的直径D2=（0.70.85）D1，取为65mm。2.2.4 各传动组齿轮模数的确定模数的确定：a传动组：分别计算各齿轮模数先计算20齿齿轮的模数：其中: -公比 ； = 2； -电动机功率； = 3.0KW； -齿宽系数，取为8； -齿轮传动许允应力; -计算齿轮计算转速。 取m = 2.5mm。 于是传动组a的齿轮模数取m = 2.5mm，b = 20mm。 轴上齿轮的直径： 。 轴上三联齿轮的直径分别为： b传动组： 确定轴上另两联齿轮的模数。 按20齿数的齿轮计算： 可得m = 2.29mm；

12、 取m = 3mm。于是轴两联齿轮的直径分别为： 轴上与轴两联齿轮啮合的两齿轮直径分别为： c传动组：确定轴上另两联齿轮的模数。 按18齿数的齿轮计算： 可得m = 2.46mm； 取m = 4mm。轴上两联动齿轮的直径分别为： 轴上两齿轮的直径分别为： 标准齿轮：从机械原理 表5-3查得以下公式：齿顶圆 齿根圆 分度圆 齿顶高 齿根高 齿轮的具体值见表齿轮尺寸表齿轮齿数z模数m分度圆d齿顶圆齿根圆1352.587.592.581.22222.55560493282.57075644492.5122.5127.5116.55622.51551601496562.5140145134744313

13、21371268253758167931393998510503150156142116042402482301218472806213304120128110147242882962782.2.5验算小齿轮的齿数套装在轴上的小齿轮还应考虑到齿根圆到它的键槽深处的最小尺寸应大于基圆齿厚，以防止断裂，则其最小齿数应为：其中 -齿轮花键孔外径（mm），单键槽取其孔中心至键槽槽底的尺寸两倍；m-齿轮模数（mm）轴上，经计算得，实际选出的小齿轮的齿数为，符合要求轴上，经计算得，实际选出的小齿轮的齿数为，符合要求3.1 齿轮校验 在验算算速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进接触

14、应力和弯曲应力的验算。一般对高速传动齿轮主要验算接触应力，对低速传动齿轮主要验算弯曲应力，对硬齿面软齿心的渗碳淬火齿轮，一定要验算弯曲应力。这里要验算的是齿轮12，齿轮14。 齿轮精度取为8级。3.1.1小齿轮齿轮12的齿数为18，模数为4，齿轮的齿根弯曲应力：1）弯曲应力： 式中： 齿形系数。由4图8.19取应力修正系数。由4图8.20取重合度系数,其中,代入得许用弯曲应力(MPa),齿根弯曲疲劳极限，由4图8.28（f）弯曲强度计算的寿命系数，由4图8.30取齿根弯曲强度计算的安全系数，取则载荷系数, .对于平稳的原动机与工作机,有使用系数 ,查表得,设轴的刚性大,查得齿向载荷分布系数,则

15、齿间载荷分配系数故载荷系数小齿轮传递的转矩（） 满足设计要求。3.1.2大齿轮齿轮14的齿数为72，模数为4，验算齿轮的接触应力：式中 大齿轮与小齿轮的齿数比材料弹性系数,由表查得; 节点区域系数,查表得; 重合度系数,其查表可得;齿宽系数，大齿轮分度圆直径（）齿宽（），齿轮所受切向力(),由于该对齿轮进入啮合时,轴III的最小转速为,代入,得到最大切向力：传动中心距（）；寿命系数，许用接触应力,其中为试验齿轮的齿面接触疲劳极限,由参考文献48-28知合金钢调制,为接触强度寿命系数,取,其余系数与前述相同,故代入计算得：满足设计要求3.2 传动轴的校核对轴进行校核3.2.1传动轴的弯曲刚度齿轮

16、传动轴同时受输入扭矩驱动力和输出扭矩驱动力的作用而产生弯曲变形。当齿轮为直齿圆柱齿轮，其啮合角，齿面摩擦角为时，则 （2.13）式中：该齿轮传递的全功率(),如前述原因,此处均取. 该齿轮的模数,齿数; 该传动轴的计算工况转速(),(或) 该轴输入扭矩的齿轮计算转速() 该轴输出扭矩的齿轮计算转速()其中是变速组1的驱动力,且3个驱动力不能同时作用,是变速组2的驱动阻力,且2个驱动阻力不能同时作用。将五种驱动力/驱动阻力分别带入式(2.13),可得到各驱动力为：对于输出驱动阻力,由于各种情况转速不定,故应在选定校核用轴II速度以后计算. 3.2.2 传动轴II的最大挠度计算为了计算上的简便,可

17、以近似地以该轴的中点挠度代替最大挠度,其最大误差不超过3%.由参考文献1,若两支承的齿轮传动轴为实心的圆形钢轴,忽略其支承变形,在单在弯曲载荷作用下,其中点挠度为： (4. 4)式中：两支承间的跨距(mm),对于轴II,. 该轴的平均直径(mm),本轴的平均直径.,齿轮的工作位置至较近支承点的距离(mm)输入扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度() 输出扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度()对于输入的三个驱动力,计算其分别作用时对于轴中点的挠度值，其余各符号定义与之前一致。对于,其输入位置,故对于,其输入位置,故对于,其输入位置,故故引起的中点挠度最大,在计算合成挠度时使用,进行计算.此时轴II转速为此

18、时对之前计算的输出驱动阻力进行计算,各力为带入式(4. 4), 对于输出的两个驱动阻力,计算其分别作用时对于轴中点的挠度值.对于,其输入位置,故对于,其输入位置,故故引起的中点挠度最大,在计算合成挠度时使用,进行计算.由参考文献1,中点的合成挠度可按余弦定理计算,即： (4.5)式中： 被验算轴的中点合成挠度(mm); 驱动力和阻力在横剖面上,两向量合成时的夹角(deg), 在横剖面上,被验算的轴与其前、后传动轴连心线的夹角(deg),按被验算的轴的旋转方向计量,由剖面图上可得值.啮合角,齿面磨擦角,得代入计算,得：满足要求.3.2.3传动轴II的在支承处的倾角计算由参考文献1,传动轴在支承点

19、A,B处的倾角时,可按下式进行近似计算： (4.6)代入,得 满足要求,故不用计算其在齿轮处的倾角。 3.3主轴组件的静刚度验算 3.3.1 计算条件的确定1. 变形量的允许值（1）验算主轴轴端的挠度,目前广泛采用的经验数据为:(4.7)式中：两支承间的距离,在本主轴中,.故取（2）由参考文献1,对于最大加工直径为的普通车床,其主轴前端静刚度为。（3）根据不产生切削自激振动的条件来确定主轴组件的刚度.由参考文献1,(1)、(2)、(3)可以任选一种,进行判定.此处,选用验算主轴轴端的挠度。2. 切削力的确定最大圆周切削力须按主轴输出全功率和最大扭矩确定,其计算公式为： (4.8)式中： 电动机

20、额定功率(kW),此处. 主传动系统的总效率,为各传动副、轴承的效率.由参考文献3,对于普通机床的主变速系统,总效率,此处,为方便起见,起 主轴的计算转速),由前知,主轴的计算转速为计算直径,对于车床为溜板上的最大加工直径，为最大加工直径。将参数值带入(4.8)式,得 验算主轴组件刚度时,须求出作用在垂直于主轴轴线的平面内的最大切削合力。对于普通车床切削合力，总切削力。如果按通常采用未磨钝的、主偏角为的车刀，切削钢材时进给量较大，各切削分力的比例关系大致为：；进给力，则，带入数据由式（4.8）得：3. 切削力的作用点设切削力的作用点到主轴前支承的距离为,则 (4.9)式中：主轴前端的悬伸长度,此处 对于普通车床，（为车床的中心高，当）代入,切削力的作用点到主轴前支承的距离为3.4两支承主轴组件的静刚度验算由于主轴上的大齿轮比小齿轮对主轴的刚度影响较大,故仅对大齿轮进行计算。图 Error! No text of specified style in document.1主轴部件横向视图力的分布为了计算上的简便,主轴部件前端挠度可将各载荷单独作用下所引起的变形值按线性进行向量迭加,由参考文献1其