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1、中北大学课程设计说明书目录1 .机床参数确定 22 .运动设计.22.1 传动组的传动副数的确定.22.2 结构网和结构式各种方案的选择.32.3 拟定转速图.42.4 齿轮齿数确定 .52.5 传动系统图.52.6 轴、齿轮的计算转速 .63 .传动零件的初步计算 .63.1 传动轴直径初定.63.2 主轴轴颈直径的确定.73.3 齿轮模数的初步计算.74 .主要零件的验算.84.1 三角胶带传动的计算和选定.84.2 圆柱齿轮的强度计算 104.3 传动轴的验算、强度验算、弯曲刚度验算 144.4 滚动轴承的验算 .165 .设计感想 .186 .参考文献 .181 .机床参数的确定：1.

2、1 运动参数：回转主运动的机床，主运动的参数是主轴转速。 最低转速 V min 和最高转速 V max ： Vmin=12.5rpmV max =2120rpm 分级变速时的主轴转速数列：机床的分级变速机构共有Z级。Z=12, V1=VminV12 =Vmax。任意两级转速之间的关系应为：Vji =Vj据 Rn=V-max=(|)11,得：后1.58。查表得：各轴转速：12.5、20、31.5、50、80、125、V min200、315、500、800、1250、2120。1.2动力参数的确定：由任务书设定电动机功率：N=5.5KW。查表得应该选择 Y系列 三相异步电动机 Y132S-4 (

3、同步转速1500r/min, 50HZ, 380V),转速1440rpm,效率 81%。功率因素cos(|=0.85,额定转矩2.2KNm。2 .运动设计：2.1 传动组的传动副数的确定：传动组和传动副数可能的方案有：12=4*312=3*412=3*2*212=2*3*212=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

4、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。2.2 结构网和结构式各种方案的选择在12=3*2*2中，又因基本组和扩大组排列顺序的不同而有不同的方案。可能的六种方案，其结构网和结构式见图1。在这些方案中，可根据下列原则选择最佳方案12 = 3i*23*2612 = 322图1结构网3主传动链任一传动的最大变速范传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围围一殳为：Rmax = max 816。u min在检查传动组的变速范围时，只需检查最后一个扩

5、大组。因为其它传动组的变 速范围都比它小Rn-x/pnGwRmax。在图1中，方案a,b,c,e的第二扩大组x2=6;p 2=2，则R2=小62=小6。因小中北大学课程设计说明书= 1.58，则R2=1.586=15.5,是可行的。方案d,f是不可行的。 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。2

6、.3 拟定转速图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1215m/s。对于中型车、钻、铳等机床，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。艮仙 I I HI .忑/于/ / 7/ / /A / /- 、- - / jfJrJf/VV 、

7、V y / / / x / v 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。加上电动机轴共 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。现拟定转速图如：图22.4 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 Sz以及小齿轮齿数可以从表8-1 中查得。在传动组a中，ia1=1,ia2=1/1.58,ia3=1/25 则，查I为1, 1.6, 2的三 行。有数字的即为可能方案。取 Sz为78,则从表中查出小齿轮齿数为39、30、22。 即 ia1=39/39,ia2=30/48,ia3=22/5G 在传动组 b 中，ib

8、1=1,ib2=1/4 则查 I 为 1, 4 的两行。有数字的即为可能方案。取Sz为104,则从表中查出小齿轮齿数为52、21。 即 ib1=52/52,ib2=21/83o 在传动组 c 中,ic1=4/1,ic2=1/4 则查 I 为 4 这一行。取 Sz为100,则从表中查出小齿轮齿数为 20。即ic1=80/20,ic2=20/80。2.5 传动系统图的确定图3传动系统图2.6 轴、齿轮计算转速主轴 根据表8-2,中型铳床主轴的计算转速是第一个三分之一转速范 围内的最高一级转速，即为 n4=50r/min。 各传动轴轴田可从主轴为50r/min按80/20的传动副找上去，应为200r

9、/min。但由于轴田最低转速50r/min,经传动组C可使主轴得到12.5和200r/min 两转速。200r/min要传递全部功率，所以轴田的计算转速应为50r/min。轴II的计算 转速可按传动副b推上去,为200r/min.（3）各齿轮传动组c中各齿轮：传动组c中，20/80只需计算z=20的齿轮，计算转速为200 r/min； 80/20只需计算z=20, 1 =125r/min ；选择模数较大的作为传动 组c齿轮的模数；传动组a、b模数相同应计算z=21, l =500r/min。3 .传动零件的初步计算3.1 传动轴直径的初定nj 根据传动轴传递功率的大小，用简化的扭转刚度公式计算

10、:d 91M 4：(N =Nd )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）”-电动机到该传动轴的传动效率n j -被估算的传动轴的计算转速（r/min）卜该传动轴每米长度允许扭转角（deg/m）一般传动轴取=0.51本设计取0.83.4.02一贝 UIV 轴,Niv= Nd 父。=5.5父81% m0.96m0.98 =4.02 d4 91M4 =51.2 取；50 0.8d4=54 。24 1则田轴,Nw=Nd 父” =5.5父81%父0.96父0.982 =4.1 d3914! =51 取,50 0.8d3=52 。则 II 轴,Nn=

11、 Nd 父” =5.5父81%父0.96父0.98 =4.18 d2 91M 41 4.18=36.5, 200 0.8取d2=36 ,将此轴做成花键轴（4.26一=29.3 取 500 0.8d1=30,将此轴做成花键轴。3.2 主轴轴颈直径的确定由表3查得机床课程设计指导书：主轴前轴颈 D1=60mm 后轴颈 D2= （0.7-0.85 ） Di ,取 D2 =40mm3.3 齿轮模数的初步计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.则mj =1630032-(mm)mZ1二 ij式中 mj-按接触疲劳强度估算的齿

12、轮模数（mm）；Nd-驱动电动机功率（mm）;Nj -被估算齿轮白计算转速（r/min）；u -大齿轮与小齿轮齿数之比，u 1,外啮合为+,内啮合为-;Z1-齿轮齿数；.B中m-齿宽系数，邛m = =610,B为齿宽,m为模数，本设计中中m取8； m力许用接触应力（MPa）,查表3-9,取45钢，整淬，o=1100o则 C 传动组，mc = 16300328 202(4 +1 155 (mm)=6.24 取mc=6。4 110012 50贝U B传动组mb = 1630034 1 5.58 212 4 110012 200(mm)=2.82 M mb =3。贝 A 传动 ma =1630031

13、r252 5.52(mm)=2.42 取 ma =2.5。8 222 2.5 11002 5004.主要零件的验算4.1 三角胶带传动的计算和选定确定计算功率Pca由表 8-6 查得工作情况系数 Ka=1.1，故：Pca =Kax p = 1.3M5.5Kw=7.15Kw选取V带型号根据PCa、n1由图8-8确定选用Z型普通V带。确定带轮基准直径由表8-3和表8-7取主动基准直径ddi = 100mm。1440根据式（8-15 ）,从动轮基准直径dd2 =idd1 =d00=288mm500根据表 8-7 ,取dd2 =280mm。按式（8-20 ）验算带的速度 V= 71dd1n1 m/s

14、= 7.53m/s25 m/s 60 1 000带的速度合适。 确定窄V带的基准长度和传动中心距根据 0.7（dd1 +dd2 k a0 120王动a391.5轮上的包角合适。计算窄V带的根数z由式(8-22 )知 z =PcaP0R KaKL由 n1=1440r/min、dd1 =100mm、i=1440/500 ,查表 8-5c 和表 8-5d 得：P0 =2.16KW.-：P0 =0.56KW查表8-8得Ka=0.93,查表8-2得九=0.96则：= 5.37z 二2.16 0.56 0.93 0.967.15取z=6根。计算预紧力Fo由式(8-23)知 F0=500mVz【Ka.2-1

15、 十 qv查表 8-4 得 q=0.1kg/m,故：F0 =1554N计算作用在轴上的压轴力Fp 由式（8-4 ）得a1153.6Fp=2zFsin 1=2 6 1554 sin = 21570N224.2圆柱齿轮的强度计算验算变速箱中齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速运动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动 的齿轮验算齿根弯曲应力。2081 103 1 u 二 1 K1K2K3KsN /接触应力的4亚方r Za式为：T j = t23s （mp） 1 , “+ ”号用于外啮合，“-” 号用于内啮合；Ks 寿命系数；Ks = KTKnKN

16、KqKt工作期限系数：KT=m 60n iT/C 0T 齿轮在机床工作期限（Ts）内的总工作时间（h）,对于中型机床的齿轮取Ts=1500 020000h,同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=Ts/P,Po变速组的传动副数；ni齿轮的最低转速（r/min ）;Co基准循环次数，查表3-1 ;m疲劳曲线指数，查表 3-1 ;Kn 速度转化系数，查表 3-2 ;Kn 功率利用系数，查表3-3 ;Kq 一材料强化系数，查表3-4 ;Ks的极限值Ksmax, Ksmin见表3-5 ,当Ks之Ksmax时，则取Ks=Ksmax；当Ks M Ksmin 时,则取 Ks = Ksmin ；Ki 工作

17、情况系数，中等冲击的主运动，取 K1=1. 21.6;K2 动载荷系数，查表3-6 ;K3 齿向载荷分布系数，查表 3-7 ;Y 标准齿轮齿形系数，查表3-8 ;%许用接触应力（MP）,查表3-9 ;21jw许用弯曲应力(MP),查表3-9。本设计对传动组C20/80只需计算Z=20的齿轮计算转速为200r/min ,应验算齿面接触应力。80/20中只需计算Z=20计算转速为125r/min 。应验算齿根弯曲应力。查得： N=Nd =5.5 0.81 0.96 0.982 = 4.02KWnj =200r/minm=6 B=32Z=20u=4Ks =KTKnKNKq= 1.75K1=1.2K2

18、=1.3K3=1故:2081 1034 1 1.2 1.3 1 1.75 4.0220 64 32 200=520.11100所以合格5208 101.2 1.3 1 1.75 4.02220 62 32 0.395 125= 96.7MPaw 】= 320MPa(N=1.62K1=1.2K2=1.3K3=1)故合格因验算变速箱中齿轮强度选模数相同承受载荷最大的齿数最小的齿轮进行接触应力和弯曲应力的验算 故，对于m=2.5时，需验算Z=22时齿轮的接触应力弯曲应力Nj=500r/min齿面接触应力:2081 1032.5 1 1.2 1.3 1 1.75 4.2822 2.512.5 16 5

19、00= 1243.6MPa 二 W=1100Mpa故不合格。现将模数增大，m=3 则：仃j =1036.3MPa % =1100MPa 合格齿根弯曲应力：_ _5 一_ _一_ _ _208 101.2 1.3 1 1.75 4.28- 22 22 316 0.408 500=300.8MPaw I - 320MPa故合格。4.3 传动轴的验算强度验算、弯曲刚度验算受力分析：以R轴为例进行分析，R轴上的齿轮为滑移齿轮。通常，选择主轴处 于计算转速（200r/min ）时齿轮的啮合位置为计算时的位置。根据本机床齿轮排列特 点，主轴为250r/min时，II轴受力变形大于前者，故采用此时的齿轮位置

20、为计算位置 受力分析如下图所示：图4受力分析图图4中F1为齿轮Z4 （齿数为48）上所受的切向力Ft1 ,径向力Fr1的合力。F2为齿轮乙 （齿数30）上所受的切向力Ft2,径向力Fr2的合力。各传动力空间角度如图5所示，根据下表的公式计算齿轮的受力。图5各传动力空间角度表1齿轮的受力计算丁9.55m106mPT =nF 2TFt =dFcos中邛=a +Yd = zm传递 功率P(kw)转速nr/(min)传 动 转 矩TN (mm )jlH 四轮 压 力 角a0jlH 四面 摩 擦 角Y齿轮Z4齿轮Z9切 向 力 Ft1 NF1在X轴 投 影FZ1NF1在Z轴 投影Fz1N分 度 圆直 径

21、dimm切 向 力 Ft2 NF1在X轴 投 影F2NF1在Z轴 投影Fz2N分 度 圆直 径cb Mm5.55002320610-11-385120212176-75挠度、倾角的计算:分别计算出各平面挠度、倾角，然后进行合成。如下图所示：其中a=120,b=156,c=150,f=126,l=276,114E=2.1 105MPa, n=159.35, =9.1 106EIL64 4二 28.564= 32385.4x图6各平面挠度、倾角合成XOY 平面内挠度：yx=Fx1a(l2 -n2 - a2) - Fx2c(l 2 - n2 - c2)6EIL代入数据，求得yx =0.00105ZO

22、Y 平面内挠度：y”x = nFzia(l2-n2 a2)Fz2c(12-n2c2) 代入数据，求得y=0.00064挠度的合成：y =/yx2+yx2 = 0.00123 y0.003 ,符合要求。左支撑倾角计算和分析：1XOYF面力作用下的倾角：TA = Fx1ab(1 b) - Fx2cf (1 f) 6EIL代入数据，解得ua=1.74 10”1ZOYT面力作用下的倾角：”A =Fz1ab(l b) - Fz2cf (l f)6EIL代入数据，解得a =-2.14 10 3倾角的合成：8A = .a2+0a2 = 2.76黑 10, v 0.0006,符合要求; 右支承倾角计算和分析：

23、1XOY 平面力作用下的倾角：6b=Fx1ab(l +a)-Fx2cf(l +c)6EIL代入数据，解得fb =1.08 10”ZOYT面力作用下的倾角：mB =lFz1ab(l a) Fz2cf(l c) 6EIL代入数据，解得b =5.26 10/倾角的合成：冤他B2 =1.2x10-y 0.0006,符合要求。键侧挤压应力计算：表2键侧挤压应力计算计算公式最 大 转 矩Tm axN mm小 径 d mm大 径Dmm花键数N载荷系数K匚 仁许 用 应 A jyMPa许 用 应 力CT jyMPa结丁9550M103 PT =1 max nc5 二8T吧Tb）AKHpKHnKlF ）其中：额

24、定动载荷：C=11000N机床设计简明手册；速度系数：fn = J100 = 3：00- = 0.41 ；,3加.3 500使用系数：Ka =1.3;功率利用系数：Khp =0.78,表3-3床设计制导；转速变化系数：KHn =0.90 ,表3-2 ;齿轮轮换工作系数：Kl -0.75当量动载荷：F=176.7N,已计算求得;许用寿命：T, 一般机床取10000-15000h;寿命指数：；=3。则额定寿命：3Lh =500 11000M 0.414 =4.28Ml07h 至 TJ.1x 0.78x0.90x0.75x176.7 )经验算符合要求。5 .设计感想此次课程设计搞得特别紧张主要是因为

25、我第一周对其重视不够，没有进行设计工 作。等到第二周一上手才知道需要进行的工作很多，有许多新的东西需要学习。通过本课程设计的过程，让我深刻体会到了自己所学知识的缺陷，也深刻认识到 了自己对所学过的课程的掌握和熟记还有一定的差距。课程设计必须查阅很多的资料， 才能很好的完成，因此通过本次的设计，让我们体会到了查阅资料的重要性，同时也 培养了我们勤于查阅的习惯，使我们不再盲目设计，为我们后续的课程的学习和以后 的工作打下了一定的基础6 .参考文献1 陈易新主编.机床课程设计指导书.哈尔滨工业大学，19812 范云涨、陈兆年主编.金属切削机床设计简明手册.机械工业出版社，19943 李洪主编.机械制造工艺、金属切削机床设计指导.东北工学院出版社， 19894 任殿阁、张佩勤主编.机床设计指导.辽宁科学技术出版社，19915 吴宗泽、罗圣国主编.机械设计课程设计手册.高等教育出版社，19926 戴曙主编.金属切削机床.机械工业出版社，19937 上海纺织工学院等主编.机床设计图册.上海科学技术出版社，1979