金属切削机床课程设计

目录

一.概述 (1)

1.1 机床课程设计的目的 (1)

1.2 铣床的规格系列和用处 (1)

1.3 操作性能要求 (1)

二.参数的拟定 (1)

2.1 公比选择 (1)

2.2 主电机选择 (2)

三.传动系统设计 (2)

3.1 主传动方案拟定 (2)

3.2 传动结构式、结构网的选择 (3)

3.2.1确定传动组及各传动组中传动副的数目 (2)

3.2.2 传动式的拟定 (2)

3.2.3 结构式的拟定 (5)

3.2.4 转速图的拟定 (6)

四. 传动件的估算 (7)

4.1 三角带传动的计算 (7)

4.2 传动轴的估算 (9)

4.3 传动轴直径的估算 (11)

4.4 齿轮齿数的确定和模数的计算 (12)

4.5 带轮结构设计 (13)

五. 动力设计 (13)

5.1 主轴刚度验算 (13)

5.1.1 选定前端悬伸量 (13)

5.1.2 主轴支承跨距L的确定 (14)

5.1.3求轴承刚度 (14)

5.1.4 求最佳跨距............................................................. 错误！未定义书签。

5.1.5 计算C点挠度 (15)

5.2 齿轮校验 (16)

六.总结 (19)

七.参考文献 (20)

一. 概述

1.1 机床课程设计的目的

机床课程设计，是在金属切削机床课程之后进行的实践性教学环节。其目的

在于通过机床运动机械变速传动系统的结构设计，使学生在拟定传动和变速的结

构的结构方案过程中，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，并培养学生具有初步的结构分析，结构设计和计算能力。

1.2 铣床的规格系列和用处

普通机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的基础。因此，对这

些基本知识和资料作些简要介绍。本次设计的是普通铣床主轴变速箱。

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

二. 参数的拟定

2.1 运动参数选择

（1） 根据给定的数据，最高转速1250r/min ，最低转速100r/min ，及传动

级数得：

m a x m i n 125012.5100

n n R n === 1-=z n R ? → ?=1-lg lgRn ? ∵Z=12 ∴?=1.26；

（2）查表得：各轴转速：100、125、160、200、250、315、400、500、630、

800、1000、1250.

2.2 主电机选择

合理的确定电机功率N，使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。

已知电动机的功率是3KW，根据《机床设计手册》[7]选Y100L2-4，额定功率3kw，满载转速1430r/min，最大额定转距2.3。

三. 传动系统设计

设计方案如下图1所示：

图1传动系统设计图

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。

3.2.1 确定传动组及各传动组中传动副的数目

传动组和传动副数可能的方案有：

12=4*3 12=3*4 12=3*2*2 12=2*3*2 12=2*2*3

在上列各方案中，前两个有时可以省掉一根轴。缺点是有一个传动组内有四

个传动副。如果用一个四联滑移齿轮，则会增加轴向尺寸；如果用两个双联滑移

齿轮，则操纵机构必须互锁以防止两个滑移齿轮同时啮合。所以一般少用。

后三个方案中可根据下述原则比较：从电动机到主轴，一般为降速传动。接

近电动机处的零件，转速较高，从而转矩较小，尺寸也就较小。如使传动副较多

的传动组放在接近电动机处，则可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件就可以少

些，就省材料了。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。

3.2.2 结构式的拟定

（1）对于12=3×2×2传动式，有6种结构式和对应的结构网。分别为：

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

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

图1结构网

（2）传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围 因此主传动链任一传动组

的最大变速范围一般为10~8u u R min

max max ≤=。根据式3-1得： ()1max p n n x n R R ?-=≤ （3-1）

方案a,b,c,e 中第二扩大组26x =，22p =，则最后一个扩大组的变速范围

6(21)662 1.264R ???-====，是可行的，方案d,f 中4(31)82 6.35R ???-===，不如前者好。

（3）基本组和扩大组的排列顺序 在可靠的四种结构网方案a,b,c,e 中，

还要进行比较以选择最佳方案。原则是选择中间传动轴变速范围最小的方案。因

为如果各方案同号传动轴的最高转速相同，则变速范围小的，最低转速较高，转

矩较小，传动件的尺寸也就可以小些。方案a 的中间传动轴变速范围最小，帮方

案a 最佳。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。根据传

动副的极限传动比和传动组的极限变速范围及基本组扩大组的排列顺序，选定

13612322=??的方案。

3.2.3转速图的拟定

电动机和主轴的转速是已定的，当选定了结构网或结构式后，就可分配和传

动级的传动比并确定中间轴的转速。再加上定比传动，就可画出转速图。中间轴

的转速如果能高一些，传动件的尺寸也就可以小一些。但是，中间轴如果转速过

高，将会引起过大的振动、发热和噪声。通常，希望齿轮的线速度不超过12～

15m/s 。对于中型车、钻、铣等机床，中间轴的最高转速不宜超过电动机的转速。

对于小型机床和精密机床，由于功率较小，传动件不会过大。这时振动、发热和

噪声是应该考虑的问题。因些更应该注意中间轴的转速，不使过高。

本机床所选定的结构式共有三个传动组，变速机构共需4轴。加上电机轴共

5个轴。故转速图共需5个竖线，主轴共12级转速，电动机轴转速与主轴最高

转速相近，帮需12条横线。

传动组c 的变速范围为max 66R 826.1===?，可知两个传动副的传动比必

然是前文所述的极限值：

1

159.1i 152.21i 2

2c 1c ??====4， 这样就确定了轴III 的六种转速只有一种可能，即为250、315、400、500、

630、800 r/min 。

随后决定轴II 的转速。传动组b 的级比指数为3，在传动比极限的范围内，

轴II 的最高转速为630、800、1000，最低可为200、250、315。为了避免升速，

又不使传动比太小，可取

11i 211i 2b 31b ===

，? 则轴II 的转速确定为500、630、800 r/min 。

同理，对于轴I ，可取

11i 1.2611i 59.111i 3a 2a 21a ====

=，，?? 这样就确定了轴I 的转速为800 r/min 。

现拟定转速图如：（图2）

3.2.4齿轮齿数的确定

因传动比i 采用标准公比的整数次方，齿数和S z 以及小齿轮齿数可以从表

8-1中查得。

对传动组a ，1

1i 1.2611i 59.111

i 3a 2a 21a =====，，??。查i 为1、1.26、1.59的3

行。有数字的即为可能方案。结果如下：

1i 1a = =z S 。。。52、54,、56、58、60、62、64、66、68、70、72.。。。

26

.11i 2a =

=z S 。。。52、54、59、61、63、65、66、68、70、72.。。。 59.11i 3a = =z S 。。。52、54、57、59、60、62、65、67、70、72.。。。 取=z S 72，1Z =36，2Z =36，3Z =28，4Z =44，5Z =32，6Z =40；

同理：

第二组齿轮： 传动比：101

1b i ?==,231

12

b i ?== 齿数和z S 取84： 7Z =42，8Z =42，9Z =28，10Z =56；

第三组齿轮： 传动比：141

1=2.5c i ?=,22 1.6=11c i ?= 齿数和z S 取88： 11Z =54，12Z =34，13Z =25，14Z =63，

表4-2 各传动组齿轮齿数 变速组 第一变速组

第二变速组 第三变速组 齿数和 72

84 88 齿轮

Z 1 Z 2 Z 3 Z 4 Z 5 Z 6 Z 7 Z 8 Z 9 Z 10 Z 11 Z 12 Z 13 Z 14 齿数

36 36 28 44 32 40 42 42 28 56 54 34 25 63

四．传动件的估算

4.1 三角带传动的计算

三角带传动中，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)选择三角带的型号

根据公式:

kw 4.231.4P K P A ca =?== （4-1） 式中： P---电动机额定功率，a K --工作情况系数（机械设计表8-8）

查《机械设计》图8-11因此选择A 型带，尺寸参数为B=95mm ，d b =11mm ，h=10，

?=38?。

(2)确定带轮的计算直径1D ，2D

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1D 不

宜过小，即m i n D D ≥1。

查《机械设计》表8-3，8-7取主动轮基准直径1D =100mm 。 根据公式： ()ε-=112

12D n n D （4-2） 式中： 1n -小带轮转速，2n -大带轮转速，ε-带的滑动系数，一般取0.02。 所以()2144010010.02176800

D mm =??-=，取为较大值180mm ，一可增大包角，二可以满足传动比的要求。

(3)确定三角带速度 11

3.1410014407.5601000601000

D n m V s π??===?? （4-3） （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()()120120.72D D A D D mm +<<+ 取

()1.5100180420mm ?+=，取0A =400mm.

(5)三角带的计算基准长度0L

()()0

2122100422A D D D D A L -+++=π

（4-4） 由公式4-4得：()()201801003.1424001001801243.624400

L mm -=?+?++=? 由《机械设计》表8-2，圆整到标准的计算长度 1250L mm =

(6)验算三角带的挠曲次数 100012.0640s mv u L

==≤次，符合要求。

(7)确定实际中心距A

00A 40012501243.62403.22

L L A mm -=+=+-÷=（） (8)验算小带轮包角α 000021118057.5168.6120D D A α-≈-

?=>，主动轮上包角合适。 (9)确定三角带根数Z

根据《机械设计》式8-26得：

00()ca l

p z p p k k α=+? （4-5） 查表8-4a ，8-4b 得0p ?= 0.02KW,0p = 0.36KW

查表8-5，k α=0.98；查表8-2，l k =1.14

得Z=5.7 取 Z 6= 根

（10）单根三角带的初拉力最小值0min ()F

查表[3]表8-3得A 型带的单位长度质量0.10/q kg m =。所以

N V K P K F A O 5.315.71.05.761.142.298.05.2500q zv )5.2(50022ca )min (=?+???-?=+-=）（α

（11）作用在支承轴上的径向力P F

N zF F O F 37626.168sin 5.31622sin 21

)min (=???==

α 4.2 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。

1传动轴直径的初定

根据传动轴传递功率的大小,用简化的扭转刚度公式计算:

d ≥4]

[91???nj N (η?=Nd N ) 式中 d -传动轴受扭部分直径(mm)

N -该轴传递的功率(kw)

Nd -电动机的功率(kw)

η -电动机到该传动轴的传动效率

j n -被估算的传动轴的计算转速(r/min)

[Φ]-该传动轴每米长度允许扭转角(deg/m)一般传动轴取[Φ]=0.5～1 本

设计取0.5

主轴计算转速200n n 1-3z min jIV ==?，其余各轴均为其最低转速

800/min jI n r = =500/min jII n r 250/min jIII n r =

所以 mm 5.265

.080096.0391d 41=???= 取30mm, mm 4.295

.050097.097.096.0391d 41=?????= 取35mm mm 4.345.025097.097.097.097.096.0391d 4

1=???????= 取40mm 此轴径为平均轴径，设计时可相应调整

表4-1 估算传动轴直径 计算公式 轴号 计算转速 min /r n j

电机至该轴

传动效率

η 输入功率 kw P 估计轴的最小直径 mm []491j p d n ?= I

800 0.96 5.28 30 II

500 0.903 4.97 35 III 250 0.85 4.67 40 4.3 齿轮模数的计算

3221(1).16338[]...[].d j m j j

i N m mm z i n ?σ±=? （4-7） 式中：j m ―――按接触疲劳强度计算的齿轮模数[mm]；

d N ―――驱动电机功率[KW]；

j n ―――该传动轴的计算转速；

i ―――大齿轮齿数与小齿轮齿数之比i ≥1；

1z ―――小齿轮齿数；

m ?―――齿宽系数，m

B m =?（B 为齿宽，m 为模数），m ?＝6～10； ][j σ―――许用接触应力[MPa]，查表26。

(1)Ⅰ-Ⅱ 齿轮弯曲疲劳的计算：

3244(

1)32816338 2.9462844500600j m ±?=?=???? 取m ＝3 (2) Ⅱ-Ⅲ齿轮弯曲疲劳的计算：

3256(

1)32816338 3.6062856250600j m ±?=?=???? 取m ＝4 (3)Ⅲ-Ⅳ 齿轮弯曲疲劳的计算：

3263(

1)32516338 4.0662563200600j m ±?=?=???? 取m ＝4

(4)标准齿轮：*

*20h 1c 0.25αα===度，，

从机械原理 表10-2查得以下公式

齿顶圆 m h z d a a )2+(=*1

齿根圆 *

*1(22)f a d z h c m =--

分度圆 mz d =

齿顶高 m h h a a *=

齿根高 m c h h a f )+(=**

齿轮的具体值见表4-3：

表4-3 齿轮尺寸表

4.4 齿宽确定

由公式()6~10,m m B m m ??==为模数得：

第一套啮合齿轮()6~10318~30I B mm =?=

第二套啮合齿轮()6~10424~40B mm ∏=?=

第三套啮合齿轮()6~10424~40III B mm =?=

一对啮合齿轮，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，应主动轮比小齿轮齿宽大

所以1220,25B mm B mm ==，320B mm =，425B mm =，

567891025,30,30,35,30,35B mm B mm B mm B mm B mm B mm ======，

1112131430,35,30,35B mm B mm B mm B mm ====

4.5 带轮结构设计

查《机械设计》[4]P161页，当300d d mm ≤时,采用腹板式。D 是轴承外径，查《机械零件手册》[2]确定选用深沟球轴承6006，d=30mm,D=55mm 。带轮内孔尺寸是轴承外径尺寸55mm 。齿《机械设计》[4]

表8-10确定参数得： 381()?=±查表

带轮宽度：()125152993B z e f mm =-+=?+?=

'12100,0.219d d mm C B mm ===?=，

mm D 6.1502)67.8(1801=?+-=，

0110.5()105.3D D d mm =?+=

0110.25()22.65d D d mm =?-=

100,L B mm ==

五. 动力设计

5.1 主轴刚度验算

5.1.1 选定前端悬伸量C

参考《机械装备设计》[1]P121，根据主轴端部的结构，前支承轴承配置和密

封装置的型式和尺寸，这里选定C=120mm.

5.1.2 主轴支承跨距L 的确定

根据《金属切削机床》[5]表10-6前轴颈应为60～90mm 。初步选取1d ＝80mm.后轴颈

2d ＝（0.7～0.9）1d ，取2d ＝70mm.根据设计方案，选前轴承为双列圆柱滚子轴

承3182116(NN3016K)型，后轴承为圆锥滚子轴承30214型。根据结构，定悬伸长度a ＝120mm 。

5.1.3 求轴承刚度

主轴最大输出转矩（未考虑机械效率） T=39550

9550143.25200

P N m N m n =??=? 切削力： 143.251193.750.12C F N N == 背向力： 0.5596.875p c F F N ==

故总此作用力： F=221334.65.C p F F N +=

此力主轴颈和后轴颈个承受一般，故主轴端受力为F/2=667.327N 。

在估算时，先假设初值l /a=3,l =3?120=360mm 。前后支承的支反力A R 和B R :

360120667.327889.772360120667.327222.442360A B F l a R N N l F a R N N l ++=

=?≈==?≈ 根据式（10－6）可求出前、后轴承的刚度：

0.10.80.93.39889.77952cos 01358.1/A K N m μ=????= ;

0.10.80.93.39222.44952cos 01182.3/B K N m μ=????=

5.1.4 求最佳跨距

1358.1 1.151182.3

A B K K == 初步计算时，可假定主轴的当量外径e d 为前、后轴承颈的平均值，

mm mm d e 852/)8090(=+=。故惯性矩为：

4484

118

3360.05(0.0850..048)234.5102.110234.5100.221316.60.1210A I m EI K a η--=?-=????===??

查线图8.1/0≈a l 。计算出的a l /0与原假定不符。经过反复验算得a l /0仍接

近 1.8。可以看出，这是一个迭代过程，a l /0很快收敛于正确值。最佳跨距mm l 2168.11200=?≥。

这里取L=263mm 。

5.1.5 计算C 点挠度

（1 ） 周向切削力t P 的计算

4295510d t j j

N p D n η??= （5-1） 其中: 73,0.960.97d N KW η==?,

()()max 0.50.60.50.6400200240,

240,100/min j j j D D mm D n r ==?=-==取

故：42955100.9032148.75240100

t p N ????==?， 故： 1.122406.6t P P N ==。 0.45966.9,0.35752.0625r t f t P P N P P N ====

（2 ） 驱动力Q 的计算

参考《机床主轴箱指导书》：

72.1210m N Q zn

=? （5-2） 其中

430.960.97 2.57,63,4,100/min d N N KW z m n r η==??====

所以

732.572.1210 2.1610463100

Q N =??

=???

5.2 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应力和弯曲应力的验算。这里要验算的是齿轮3，齿轮9，齿轮13这三个齿轮。

齿轮3的齿数为28，模数为4，齿轮的应力：

1）接触应力： 11t H H E KF u Z Z bd u

σ±=?? （5-3） u----大齿轮齿数与小齿轮齿数之比；H Z ---区域系数；E Z ----弹性影响系数；

K----载荷系数；t F 圆周力。

查《机械设计》

[4]表10-4及图10-8及表10-2分布得1.15,1.20;

1.0H B F B v A k k k k ==== 假定齿轮工作寿命是48000h 。

最终确定 ：接触应力=H σ 960.0Mpa 接触疲劳强度校核H σ≤[H σ]满足

（2）弯曲应力：

在验算变速箱中的齿轮强度时，选用模数中承载最大的，齿数最小的齿轮进行接触和弯曲疲劳强度验算。一般对高速传动齿轮主要验算接触疲劳强度，对于低速传动齿轮主要验算弯曲疲劳强度，对硬齿面软齿芯淬火齿轮，一定要验算弯曲疲劳强度。 bm Y Y KT Sa

Fa F 12=σ （5-4）

式中：Fa Y ―――齿型系数；Sa Y ―――应力校正系数.

○1校核a 传动组齿轮

校核齿数为28的即可，确定各项参数

1）由于 2.88,800/min P kw n r ==，则：

6649.5510/9.5510 2.88/800 3.410T P n N mm =??=??=??

计算可知： 2/234000/84809.5t F T d N ==?=

2）由公式()6~10,m m B m m ??==为模数，()6~10318~30b mm =?=取30b mm =。

3）计算圆周速度：84800

3.52/601000601000

dn v m s ππ??===?? 4）齿轮精度为7级， 3.52/v m s =由《机械设计》图10-8查得动载系数1.08v K =

由《机械设计》表10-4查得

1.33H F K K βα==

5)确定动载系数: 1.0 1.08 1.31 1.33 1.88A v F H K K K K K αα==???=

6)查表 10-5得： 2.55Fa Y =， 1.61Sa F =

7)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500FE a Mp σ=。图10-18查得

9.0=N K ,S = 1.3

0.9500[]3461.3

F a Mp σ?==

[]34684.32.55 1.61F Fa Sa Y Y σ==?， 1.88595.212.4384.3303

t KF bm ?==

校核齿数为28的即可，确定各项参数

1）由于 2.71P kw =，500/min n r =，则：

6649.5510/9.5510 2.7/500 5.210T P n N mm =??=??=??

计算可知2/252000/112928.6t F T d N ==?=

2) 由公式()6~10,m m B m m ??==为模数，()6~10424~40b mm =?=取

30b mm =。

3)计算圆周速度：112500

2.93/601000601000dn

v m s ππ??===??

4）齿轮精度为7级，由《机械设计》图10-8查得动载系数 1.1v K =，

由《机械设计》 表10-4查得：

1.32H F K K βα==

5）确定动载系数: 1.0 1.1 1.32 1.27 1.84A v F H K K K K K αα==???=

6）查表 10-5得： 2.55Fa Y =， 1.61Sa F =

7）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500FE a Mp σ=。

图10-18查得 9.0=N K , 1.3S =

0.9500[]3461.3

F a Mp σ?==

[]34684.22.55 1.61F Fa Sa Y Y σ==?，

1.84678.710.484.2304

t KF bm ?==

○3校核c 传动组齿轮 校核齿数为25的即可，确定各项参数

1) 由于 2.55P kw =，250/min n r =，则：

6649.5510/9.5510 2.55/2509.7410T P n N mm =??=??=??

计算可知：2/297400/1001947.0t F T d N ==?=

2)取齿宽系数1=d ?，模数4m =，则d 1425100mm =??=

3)计算圆周速度：100250

1.31/601000601000dn

v m s ππ??===??

4)齿轮精度为7级和v ，由《机械设计》图10-8查得动载系数75.0=v K ，

由《机械设计》查得：

1.2H F K K βα==

5）确定动载系数: 14.127.12.175.00.1=???==ααH F v A K K K K K

6）查表 10-5可知：65.2=Fa Y ，58.1=Sa F

7）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a FE Mp 540=σ。

图10-18查得 9.0=N K ,S = 1.3

a F Mp 3743.15409.0][=?=σ 3.8958

.165.2374][=?=Sa Fa F Y Y σ，