1、目录1、机床设计的目的22、各运动参数的确定22.1确定传动方案22.1.1已知条件22.1.2结构分析式22.1.3 绘制转速图32.1.4绘制传动系统图43、传动带设计53.1确定计算功率53.2选取V带型53.3确定带轮直径和验算带速53.4确定带传动的中心距和带的基准长度63.5求中心距和小带轮的包角63.6确定带的根数73.7求轴上载荷83.8主轴转动误差的验算83.9确定传动件计算转速：104、齿轮的传动设计104.1齿轮的计算转速：104.2确定各轴的功率及扭矩114.3计算各轴的输入转矩124.4各齿轮组模数的确定124.5模数的确定与模数的校核134.6 齿轮强度的校核164
2、.6.1变速组a164.6.2变速组b195、轴的设计215.1轴3（主轴）直径确定：215.2轴2直径的确定：225.3轴1直径的确定235.4轴的校核235.5轴的受力分析245.6轴上力的计算245.7计算弯矩255.8弯矩图265.9扭矩的计算275.10按弯扭合成应力校核轴的强度286、轴承的选择与校核286.1轴承的选择286.2轴承的校核291、机床设计的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
3、步的结构分析、结构设计和计算能力。通过机床对机床传动机构的整体分析，让同学们对机床设计有了更深入的了解。2、各运动参数的确定2.1确定传动方案2.1.1已知条件【1】确定转速范围：主轴最小转速nmin=50 r/min【2】确定公比： 【3】转速级数:Z=9级2.1.2结构分析式因为此传动为9级传动，所以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9=3X3的方案。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。在主传动
4、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。从而确定按对称形式分布的结构网如下图所示：2.1.3 绘制转速图根据各变速组的级比、级比指数确定其他各传动副的传动比。检验各传动比，均未超出极限值。【1】确定各级转速并绘制转速图由nmin=50, =1.26,z=9确定各级转速，分别为315、250、200、160、125、100、80、63、50。在四根轴中，除去电动机轴，其余三轴按传动顺序依次设为、，与、与之间的传动组分别设为a、b、c。(1) 先确定轴的转速传动组b的级比指数为3，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致传
5、动比太小，可取，确定轴的转速确定为： 250、200、160r/min。(2) 确定轴的转速对于轴，其级比指数为1,可取，确定轴转速为400r/min。由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比。下面画出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）。2.1.4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：3、传动带设计电动机转速n=720r/min,传递功率P=5.5KW,传动比i=1.8，两班制，一天运转16小时，工作年数10年。3.1确定计算功率 文献机械设计表11.5，取1.2。则。3.2选取V带型由文献机械设计表11.5，根据小带轮的转速和计算功率，选A型带。3.3确定带轮
6、直径和验算带速1、初选小带轮的基准直径由文献机械设计表11.4和表11.6选小带轮基准直径。3、计算大带轮的基准直径；其中-小带轮转速，r/min；-小带轮直径，mm；取。2、 大带轮带速 根据参考资料机械设计177页知带的工作范围一般为，故速度符合要求。3.4确定带传动的中心距和带的基准长度设中心距为,则 于是318.5a910, 初取中心距为500mm。带长 查文献【5】表4-5取相近的基准长度，。3.5求中心距和小带轮的包角由参考资料196页式11.3得：带传动实际中心距则由参考资料196页式11.4得：一般小带轮的包角不应小于。 则包角符合要求。3.6确定带的根数1、 带速已算 由机械
7、设计表11.8 ； 表11.7 ； 表11.12 ； 表11.10插值 ； 由式11.22取Z=5。3.7求轴上载荷（1）计算预紧力 由式11.21 其中： -带的传动功率,KW； v-带速,m/s； q-每米带的质量，由表11.4取q=0.10kg/m；（2）轴上载荷由式11.23其中带轮结构如表11.4所示。3.8主轴转动误差的验算 转速误差： 为主轴的实际转速。，合格。，合格。，合格。，合格。，合格。，合格。，合格。，合格。，合格。3.9确定传动件计算转速：主轴： 由实用机床设计手册p90表6-8知主轴计算转速是第一个三分之一转速范围内的最高一级转速，即各传动轴： 轴可从主轴为80/mi
8、n按18/57的传动副找上去，似应为250r/min。但是由于轴上的最低转速160r/min经传动副可使主轴得到50/min和100r/min和200r/min三种转速。100/min和200r/min要传递全部功率，所以轴的计算转速应为160r/min。同理轴的计算转速为390r/min。4、齿轮的传动设计4.1齿轮的计算转速：根据参考资料机械制造装备设计，齿轮计算转速的确定方法，确定各齿轮计算转速如下;单位r/min390390390160160250250200160200100804.2确定各轴的功率及扭矩带传动的效率，齿轮轮传动的效率。轴承传动的效率。由设定的加工工艺，已知= 计算主
9、轴电动机功率：，-机械传动装置总效率三对7级齿轮：带传动：7级轴承：联轴器：得，所以=3.9kw，所以选取的Y160M2-8电动机功率为5.5kw，符合机床的切削功率。即电机选择合格。计算各轴的输入功率： 轴的输入功率为， 轴的输入功率为， 轴的输入功率为。4.3计算各轴的输入转矩电动机轴的输入转矩轴的输入转矩轴的输入转矩轴的输入转矩4.4各齿轮组模数的确定按接触疲劳强度计算齿轮模数：，文献【6】按弯曲疲劳强度计算齿轮模数 ，文献【6】其中: 1）P是被验算齿轮传递的功率（KW），2）是工作状况系数，考虑载荷冲击的影响：冲击性机床（刨床、插床）=1.6-1.8 ，主运动（中等冲击）=1.2-1
10、.6 辅助运动（轻微冲击）=1-1.23）是动载荷系数（考虑由于齿轮制造误差引起的齿轮附加动载荷影响） 4）是齿向载荷分布系数，5）是寿命系数，的极限值、由表4-23查出，当时，取，当时，取6) 是工作期限系数，7)n是齿轮的最低转速（r/min）8）m是交变载荷下的疲劳曲线指数9）是基准循环次数10）T是预定的齿轮工作期限，中型机床推荐T=15000-20000h11）是转速变化系数，查表4-2012) 是功率利用系数，查表4-2113）是材料强化系数，查表4-2214）Y是齿型系数，查表4-24 4.5模数的确定与模数的校核 文献【6】，式中 ：-按接触疲劳强度估算的齿轮模数（mm）-驱动
11、电动机的功率（kw）-被计算齿轮（小齿轮）的计算转速（r/min） u大齿轮与小齿轮齿数之比，“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合 -被计算齿轮的齿数（一般去传动中的小齿轮）-齿宽系数，=6-10，B为齿宽，m为模数 -许用接触应力（MPa）查文献【6】表4-16，得=1100Mpa按变速组内最小齿轮算各齿轮模数。齿轮选用40Cr，整淬处理，7级精度。按接触疲劳强度计算，取=1.4； 查文献【6】表4-17，=1.3 ；查文献【6】表4-18，=1.04；T取18000 查文献【6】表4-19，m=3，、均查表，带入公式： 得：则 根据机械设计表12.3取第一系列模数为 3mm。按弯曲疲劳强
12、度计算 根据机械设计表12.3取第一系列模数为 3mm。对于b组：齿轮选用40Cr，整淬处理，7级精度。按接触疲劳强度计算，取=1.4； 查文献【6】表4-17，=1.3 ；查文献【6】表4-18，=1.04；T取18000 查文献【6】表4-19，m=3，、均查表，带入公式： 得：则 根据机械设计表12.3取第一系列模数为 6mm。按弯曲疲劳强度计算 根据机械设计表12.3取第一系列模数为 6mm。确定齿宽：由机械设计课程设计均取。故可确定齿轮各个参数 齿轮齿数模数分度圆直径齿根高齿顶高齿根圆直径齿顶圆直径齿宽Z13831143.753106.512039.2Z2333993.75391.5
13、10534.7Z3283843.75376.59030.2Z44262527.5623726459.4Z52961747.5615918657.2Z61861087.569312037.4Z76031803.753172.518634.2Z86531953.753187.520129.7Z97032103.753202.521625.2Z103361987.5618321064.4Z114662767.5626128852.2Z125763427.5632735432.44.6 齿轮强度的校核 根据要求，校核第一变速组中受力最大的齿轮和第二变速组中受力最大的齿轮。由圆周力可知齿轮直径越小，受力
14、越大，故在第一变速组中校核齿数最小齿轮的齿面接触疲劳强度及与它相啮合的齿轮的齿根弯曲疲劳强度；根据扭矩公式可以知道转速越大，扭矩越小，故应校核第二变速组中齿数最少的齿轮的齿面接触疲劳强度及与它相啮合的齿轮的齿根弯曲疲劳强度。4.6.1变速组a根据GB10015-88选取Z28和Z70齿轮，为7级精度，其中Z28采用（调质）硬度为280HBS，Z70采用45钢，硬度为240HBS，两者材料硬度相差40HBS。【1】小齿轮齿面接触强度的校核（1） 小齿轮传递的扭矩（2）齿宽系数；（3）小齿轮直径；（4）齿数比；（5）查文献【4】表10-6得材料的弹性影响系数（6）由文献【4】图10-21按齿面硬度
15、查得小齿轮的接触强度极限；（7）计算应力循环次数：设计工作寿命为10年，每年工作300天，两班制；。由参考资料文献【4】图10-19取接触疲劳寿命系数 （8）计算许用接触应力：由参考资料机械设计表12.14取得安全系数取S=1.05。（9） 小齿轮圆周速度根据，7级精度，由文献【4】图10-8得动载系数。（10）计算载荷系数由参考资料机械设计表12.10查得未经表面硬化的直齿轮：由参考资料机械设计表10-2查得均匀平稳、轻微冲级条件下使用系数由参考资料机械设计表12.11得7级精度，装配时不作检验调整时小齿轮相对支承不对称布置时，。所以载荷系数。计算齿面接触强度：所以齿面接触疲劳强度符合要求。
16、 【2】大齿轮齿根弯曲强度的校核（1） 大齿轮传递的扭矩（2） 由参考资料机械设计表12.13查得：齿宽系数（3）小齿轮直径；（4）根据，7级精度，由文献【4】图10-8得动载系数。由参考资料机械设计表12.10查得未经表面硬化的直齿轮：由参考资料机械设计表10-2查得均匀平稳、轻微冲级条件下使用系数由参考资料机械设计表12.11得7级精度，装配时不作检验调整时小齿轮相对支承不对称布置时，。所以载荷系数。（5）计算弯曲疲劳许用应力：由机械设计表12.14取弯曲疲劳安全系数S=1.25;由机械设计图12.23c查得大齿轮的弯曲疲劳极限,由上得：由文献【4】图10-18查得弯曲疲劳寿命系数所以 （
17、6）查取齿形系数：由文献【4】表10-5查得，查取应力校正系数：由文献【4】表10-5查得计算齿根弯曲强度校核：所以齿根弯曲疲劳强度复合要求。4.6.2变速组b根据GB10015-88选取Z18和Z57齿轮，为7级精度，其中Z18采用（调质）硬度为280HBS，Z57采用45钢，硬度为240HBS，两者材料硬度相差40HBS。【1】小齿轮齿面接触强度的校核（2） 小齿轮传递的扭矩（2）齿宽系数；（3）小齿轮直径；（4）齿数比；（5）查文献【4】表10-6得材料的弹性影响系数（6）由文献【4】图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触强度极限；（7）计算应力循环次数：设计工作寿命为10年，每年工作3
18、00天，两班制；。由参考资料文献【4】图10-19取接触疲劳寿命系数 （8）计算许用接触应力：由参考资料机械设计表12.14取得安全系数取S=1.05。（10） 小齿轮圆周速度根据，7级精度，由机械设计图10-8得动载系数。（10）计算载荷系数由参考资料机械设计表12.10查得未经表面硬化的直齿轮：由参考资料机械设计表10-2查得均匀平稳、轻微冲级条件下使用系数由参考资料机械设计表12.11得7级精度，装配时不作检验调整时小齿轮相对支承不对称布置时，。所以载荷系数。计算齿面接触强度：所以齿面接触疲劳强度符合要求。 【2】大齿轮齿根弯曲强度的校核（3） 大齿轮传递的扭矩（4） 由参考资料机械设计
19、表12.13查得：齿宽系数（3）大齿轮直径；（4）根据，7级精度，由文献【4】图10-8得动载系数。由参考资料机械设计表12.10查得未经表面硬化的直齿轮：由参考资料机械设计表10-2查得均匀平稳、轻微冲级条件下使用系数由参考资料机械设计表12.11得7级精度，装配时不作检验调整时小齿轮相对支承不对称布置时，。所以载荷系数。（5）计算弯曲疲劳许用应力：由机械设计表12.14取弯曲疲劳安全系数S=1.25;由机械设计图12.23c查得大齿轮的弯曲疲劳极限,由上得：由文献【4】图10-18查得弯曲疲劳寿命系数所以 （6）查取齿形系数：由文献【4】表10-5查得，查取应力校正系数：由文献【4】表10
20、-5查得计算齿根弯曲强度校核：所以齿根弯曲疲劳强度复合要求。5、轴的设计5.1轴3（主轴）直径确定：（1）材料选取：主轴采用45号钢，调质处理。（2）计算直径：根据功率P=5.5KW，查机械制造装备设计表3-1确定车床主轴前轴颈直径=70105，取=90mm，主轴后轴颈直径，取主轴内孔直径的确定: 选取。5.2轴2直径的确定：（1）材料选取：采用45号钢，调质处理。（2）计算直径：按扭转强度条件计算，轴的扭转强度条件为:式中：-扭转切应力，Mpa； -轴所受的扭矩，； -轴的扭转界面系数，； -轴的转速，； -轴传递的功率，； d-计算截面处轴的直径，mm； -许用扭转切应力，Mpa；由上式可
21、以得轴的直径由参考资料机械设计表16.2取，由参考资料机械设计式16.1和16.2得：由参考资料机械设计第314页知当轴上有键槽时，应适当增大轴颈，单键增加3%，双键增加7%故取。5.3轴1直径的确定（1）材料选取：采用45号钢，调质处理。（2）计算直径：按扭转强度条件计算，轴的扭转强度条件为:式中：-扭转切应力，Mpa； -轴所受的扭矩，； -轴的扭转界面系数，； -轴的转速，； -轴传递的功率，； d-计算截面处轴的直径，mm； -许用扭转切应力，Mpa；由上式可以得轴的直径由参考资料机械设计表16.2取，由参考资料机械设计式16.1和16.2得：由参考资料机械设计第314页知当轴上有键槽
22、时，应适当增大轴颈，单键增加3%，双键增加7%故取。5.4轴的校核由课程设计要求可知只要对轴2进行校核即可。由圆周力可知，当扭矩最大时，最大，所以只需对一个变速组内一个轴上所受扭矩最大的齿轮进行校核即可。由式可知，在功率一定的条件下，齿轮所受的扭矩越大，轴的转速越小，所以只要校核分度圆直径最大的齿轮即可。5.5轴的受力分析对轴进行受力分析如下图所示：轴受力分析5.6轴上力的计算当轴上转速最低时，齿轮所受的扭矩最大，此时n=160r/min，P=5.121Kw轴上齿轮(70)和分别与齿轮和啮合。所以只要在校核轴时使用和齿轮即可。1）扭矩计算：由公式可计算扭矩：2）齿轮上力的计算：对于齿轮： 对于
23、齿轮： 因为和所在的轴所在的位置形成60，所以将齿轮上的力投影到2和3轴所在平面的方向上，得：3）支承力的计算，水平方向：0， 0，计算得： 垂直方向：0，0，计算得： 5.7计算弯矩1） 水平方向： 0xAC段， ACxAD段, ， ADxAB段，2） 垂直方向： 0xAC段， ACxAD段, ， ADxAB段，5.8弯矩图由以上内容可画出弯矩图如下图所示其中总弯矩计算：5.9扭矩的计算 扭矩已在轴校核的最初已计算出来：5.10按弯扭合成应力校核轴的强度校核公式可由文献【2】式（15-5）计算可得：式中，W可由文献【2】表15-4查得计算公式：W=0.1 可取0.3，由文献【2】表15-1查
24、得60MPa代入公式计算得：所以，可知轴的强度符合要求。6、轴承的选择与校核6.1轴承的选择 1)传动轴轴承的选择：因为传动轴只收到径向力的作用，而不受轴向力的作用，故只需选择深沟球轴承就够了。2）主轴轴承的选择：因为本车床为普通精度级的轻型车床，主轴采用轴向后端定位的两支承主轴组件。前支承采用双列圆柱滚子轴承NN3014，后支承采用角接触球轴承7208和推力球轴承8108。双列圆柱滚子轴承滚子轴承用于承受主轴径向力，角接触球轴承主要承受径向力，承受较小的轴向力。推力球轴承全部用于承受轴向力。6.2轴承的校核由课程设计的要求，只校核轴上的深沟球轴承。轴装轴承端直径为40，选用2系列的轴承，故轴
25、承型号为6208。轴承寿命的校核：由皮带轮所确定的工作年限，可算得轴承的预期计算寿命为：=41600h轴承的基本额定寿命可由文献【2】式（13-5）计算：其中：C基本额定动载荷 P当量动载荷 n转速 对于球轴承，=3，对于滚子轴承，=10/3查文献【4】表8-155得型号为6208的深沟球轴承的基本额定动载荷C=29.5KN。由文献【4】式（13-9a）可计算出轴承的当量动载荷：P=载荷系数可查文献【2】表13-6可得=1.21.8，取=1.2由轴的校核中已计算出，=1672N取3代入公式可得 P=1672x1.2=2006N所以可知 117790综上所述，所选用的轴承符合要求。参考文献1陈立德 主编. 机械制造装备设计课程设计 高等教育出版社,2007年2关慧贞 冯辛安编. 机械制造装备设计 第三版.机械工业出版社,2011年6月3陈秀宁 施高义 编. 机械设计课程设计 第三版.浙江大学出版社,2008年8月4邱宣怀 主编. 机械设计 (第四版).北京:高等教育出版社,2010年12月5陈于萍 周兆元 主编. 互换性与测量技术基础 第二版.机械工业出版社,1997年6月6宁波工程学院机械系. 机床主轴变速箱设计简明手册7西北工业大学机械原理及机械零件教研室 .机械原理第七版.高等教育出版社,2006年5月27
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