目錄一.設計的目的與要求 21.1設計的目的 2二、設計步驟 22.1.運動設計 22.1.1已知條件 22.1.2結構分析式 32.1.3繪制轉速圖 42.1.4繪制傳動系統圖 52.2.動力設計 62.2.1確定各軸轉速 62.2.2帶傳動設計 72.2.3各傳動組齒輪模數的確定和校核 92.3各傳動齒輪其余參數以及各軸中心距的確定 112.4.齒輪模數的驗算 112.5.各軸的設計及主軸的校核 172.5.1確定各軸最小直徑 172.5.2主軸的計算及校核 182.5.3各軸軸承選擇及校核 193.5.4傳動軸的彎曲剛度驗算 212.5.5多片式摩擦離合器的設計計算 23三.結構設計及說明 243.1結構設計的內容、技術要求和方案 243.2展開圖及其布置 253.3齒輪塊設計 25四.設計總結 27五.參考資料 27一.設計的目的與要求1.1設計的目的 機床設計是學生在完成基礎技術課程和專業知識課程之后，進行的一個實踐教學環節。其目的主要是如下幾點： 1.培養學生綜合運用和鞏固擴大已經學過的知識，以提高理論聯系實際的設計與計算能力。 2.培養學生收集、閱讀、分析和運用資料的能力，以提高獨立工作的能力。 3.使學生初步掌握機床設計的方法與步驟，以提高結構設計與編寫技術文件的能力。二、設計步驟2.1.運動設計2.1.1已知條件[1]公比:φ=1.41[2]轉速級數：Z=12[3]確定轉速范圍： 主軸最小轉速:nmin 可得調速范圍：Rn= 最大轉速:n 查表取標準轉速nmax[4]電動機功率：P=7.5KW2.1.2結構分析式⑴⑵=3\*GB2⑶=4\*GB2⑷ 從電動機到主軸主要為降速傳動，若使傳動副較多的傳動組放在較接近電動機處可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，節省材料，也就是滿足傳動副前多后少的原則，因此取方案。 在降速傳動中，防止齒輪直徑過大而使徑向尺寸常限制最小傳動比；在升速時為防止產生過大的噪音和震動常限制最大轉速比。在主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍。在設計時必須保證中間傳動軸的變速范圍最小。根據中間傳動軸變速范圍小的原則選擇結構網。從而確定結構網如下：檢查傳動組的變速范圍時，只檢查最后一個擴大組：R2=φX2×所以R22.1.3繪制轉速圖⑴選擇電動機 一般車床若無特殊要求，多采用Y系列封閉式三相異步電動機，根據原則條件選擇Y132M-4型Y系列籠式三相異步電動機。其同步轉速1440r/min,額定功率7.5KW⑵分配總降速傳動比總降速傳動比i=又電動機轉速nd=3\*GB2⑶確定傳動軸軸數傳動軸軸數=變速組數+定比傳動副數+1=3+1+1=5。⑷確定各級轉速并繪制轉速圖由nmin=40r/min,?=1.41,Z=121800、1250、900、630、450、315、224、160、112、80、56、40r/min。由此也可確定加在電動機與主軸之間的定傳動比i=1440/900=1.6。下面畫出轉速圖（電動機轉速與主軸最高轉速相近）。14401800125090063045031522416011280564019/7663/3224/6846/4628/5635/4942/4214401800125090063045031522416011280564019/7663/3224/6846/4628/5635/4942/42=5\*GB2⑸確定各變速組傳動副齒數①傳動組a:ai1=1/1，a查《實用機床設計手冊》表2.3-4,可取SZ=84,于是可得軸Ⅰ齒輪齒數分別為：42、35、可得軸Ⅱ上的三聯齒輪齒數分別為：42、49、56。②傳動組b:bi1=查《實用機床設計手冊》表2.3-4,可取SZ=92，于是可得軸Ⅱ上齒輪的齒數分別為：46、于是得軸Ⅲ上齒輪的齒數分別為：46、68。③傳動組c:ci1=查《實用機床設計手冊》表2.3-4,可取SZ=ci1=2ci2=1/得軸Ⅲ兩聯動齒輪的齒數分別為63，19；得軸Ⅳ兩齒輪齒數分別為32,76。2.1.4繪制傳動系統圖根據軸數，齒輪副，電動機等已知條件可有如下系統圖：425649422835466876321963462420012542564942283546687632196346242001252.2.動力設計2.2.1確定各軸轉速⑴確定主軸計算轉速：主軸的計算轉速為nIV=n在轉速圖上取最近的標準值得：nIV⑵各傳動軸的計算轉速：軸Ⅲ可從主軸按19/76的傳動副找上去，相應的軸Ⅲ的計算轉速160r/min；軸Ⅱ的計算轉速為450r/min；軸Ⅰ的計算轉速為900r/min。=3\*GB2⑶各齒輪的計算轉速傳動組c中，只需計算最小z=19的齒輪，計算轉速為450r/min；傳動組b計算z=24的齒輪，計算轉速為450r/min；傳動組a應計算z=28的齒輪，計算轉速為900r/min。=4\*GB2⑷核算主軸轉速誤差nnn所以合適。2.2.2帶傳動設計 電動機轉速n=1440r/min,傳遞功率P=7.5KW,傳動比i=1.6。兩班制，一天運轉16小時，工作年數10年。定計算功率取KA=1.1，則=1\*GB2⑴選取V帶型 根據小帶輪的轉速和計算功率，選A型帶。=2\*GB2⑵確定帶輪直徑和驗算帶速 查表小帶輪基準直徑d1=125mm 驗算帶速度v= 其中-小帶輪轉速(r/min)； -小帶輪直徑(mm)；v=3.14×125=3\*GB2⑶確定帶傳動的中心距和帶的基準長度 設中心距為,則0.55( 于是178.75≤a0≤ 帶長L =2×400 查表取相近的基準長度Ld，Ld= 帶傳動實際中心距：a==4\*GB2⑷驗算小帶輪的包角 一般小帶輪的包角不應小于。α1=5\*GB2⑸確定帶的根數Z=其中：P0P0為α?P0=0.15，?kα=0.98，kkL=0.93，為避免V型帶工作時各根帶受力嚴重不均勻，限制根數不大于10。Z=8.25=6\*GB2⑹計算帶的張緊力F0其中：-帶的傳動功率，8.25KW； v-帶速，9.42m/s； q-每米帶的質量，kg/m；取q=0.1kg/m。由《實用機床設計手冊》表3.2-1查得.F0=7\*GB2⑺計算作用在軸上的壓軸力FQ2.2.3各傳動組齒輪模數的確定 一般同一變速組中的齒輪取同一模數，選擇負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算：m式中——按接觸疲勞強度計算的齒輪模數（mm）；——齒輪傳遞的功率（kw）；——小齒輪的計算轉速（r/min）；——大齒輪齒數與小齒輪齒數之比；Z——小齒輪齒數；——齒寬系數，=B/m，=6~10；——許用接觸應力（Mpa）。 1）對于a傳動組驗證28/56齒輪傳動副——齒輪傳遞的功率：7.5×0.96=7.2——小齒輪的計算轉速：取900（r/min）；——大齒輪齒數與小齒輪齒數之比：取2；Z——小齒輪齒數:取Z=28——齒寬系數，=B/m，=6~10。取ψm=8；[σj]m 暫取a傳動組的齒輪模數為2 2）對于b傳動組驗證24/68齒輪傳動副——齒輪傳遞的功率：7.5×0.96×0.99×0.98=6.99——小齒輪的計算轉速：取450（r/min）；——大齒輪齒數與小齒輪齒數之比：取2.82；Z——小齒輪齒數:取Z=24——齒寬系數，=B/m，=6~10。取ψm=8；[σj]m暫取b傳動組的齒輪模數為33）對于c傳動組驗證19/76齒輪傳動副——齒輪傳遞的功率：7.5×0.96×0.99——小齒輪的計算轉速：取450（r/min）；——大齒輪齒數與小齒輪齒數之比：取3.98；Z——小齒輪齒數:取Z=19——齒寬系數，=B/m，=6~10。取ψm=8；[σj]m暫取c傳動組的齒輪模數為3綜合考慮I-II軸，II-III軸,III-IV軸中間的中心距，使各齒輪與軸不至于發生干涉，應使各傳動組齒輪的大小不至于差距過大，最終取a、b、c傳動組齒輪的模數各為3mm、3mm、3.5mm。2.3各傳動齒輪其余參數以及各軸中心距的確定 由于各傳動組齒輪齒數、模數、齒寬系數均已確定，則可以按照相關公式，確定齒輪的分度圓直徑、齒頂圓直徑、齒根圓直徑、齒寬等等。也可以計算出各軸之間的中心距。 現將各齒輪參數及中心距列于下表：a傳動組b傳動組c傳動組齒輪Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14齒數4235284249564624466863193276模數333.5分度圓1261058412614716813872138204220.566.5112266齒頂圓1321119013215317414478144210227.573.5119273齒根圓118.597.576.5118.5139.5160.5130.564.5130.5196.5211.857.75103.3257.3齒寬2424242424242424242428282828中心距126138166.252.4.齒輪模數的驗算 一般對高速傳動的齒輪以驗算接觸疲勞強度為主，對低速傳動的齒輪以驗算彎曲疲勞強度為主，對硬齒面軟齒芯的滲碳淬火齒輪，一定要驗算彎曲疲勞強度。 接觸疲勞強度計算齒輪模數接觸彎曲強度計算齒輪模數式中：——傳遞的額定功率（kw），； ——電機額定功率（kw）； ——從電機到所計算齒輪的傳遞效率；——齒輪的計算轉速（r/min）；——初算的齒輪模數（mm）——齒寬（mm）——大齒輪齒數與小齒輪齒數之比；——小齒輪齒數；——工況系數，考慮載荷沖擊的影響，中等沖擊取1.2~1.6；——動載荷系數，查《機床設計手冊》第二冊表5.4-87;——齒向載荷分布系數，查《機床設計手冊》第二冊表5.4-86;——齒形系數，《金屬切削機床課程設計指導書》表1；——壽命系數：——工作期限系數：——齒輪在機床工作期限Ts內的總工作時間（h），中型機床一般取18000h，同一變速組內，齒輪的總工作時間可近似認為T=Ts——齒輪的最低轉速（r/min）；——基準循環次數，鋼和鑄鐵件：接觸載荷取=107，彎曲載荷取=2×106；——疲勞曲線指數，鋼和鑄鐵件：接觸載荷取m=3；彎曲載荷時，對正火、調質及整體淬硬件取m=6，對表面淬硬（高頻、滲碳、氮化等）取m=9；——轉速變化系數，查《機床設計手冊》第二冊，表5.1-12、表5.1-13。——功率利用系數，查《機床設計手冊》第二冊表5.1-9。——材料強化系數，查《機床設計手冊》第二冊表5.1-20。——許用彎曲應力（Mpa）——許用接觸應力（Mpa）。1）a傳動組中對于28/56齒輪傳動副 設帶傳動效率η=0.96N=η nj=900r/min；m=3mm；B=K 對于驗算接觸疲勞強度時的K式中Kn，KNK 對于驗算彎曲疲勞強度時的K式中Kn，KNKa）驗算接觸疲勞強度σb)驗算彎曲疲勞強度σ[σj]/[σ[σj2）b傳動組中對于24/68齒輪傳動副 設帶傳動效率η=0.96N=η nj=450r/min；m=3mm；B=K 對于驗算接觸疲勞強度時的K式中Kn，KNK 對于驗算彎曲疲勞強度時的K式中Kn，KNKa）驗算接觸疲勞強度σb)驗算彎曲疲勞強度σ[σj]/[σ[σj3）c傳動組中對于19/76齒輪傳動副 設帶傳動效率η=0.96N=η nj=450r/min；m=3.5mm；B=K 對于驗算接觸疲勞強度時的K式中Kn，KNK 對于驗算彎曲疲勞強度時的K式中Kn，KNKa）驗算接觸疲勞強度σb)驗算彎曲疲勞強度σ[σj]/[σ[σj2.5.各軸的設計及主軸的校核2.5.1確定各軸最小直徑計算公式：d≥91式中：d—軸的危險斷面處的直徑（mm），當軸上有一個鍵槽時，d值應增大4%-5%；當同一斷面上有兩個鍵槽時，d值應增大7%-10%。當軸為花鍵時，則軸的內徑可比d值減小7%。P—該軸傳遞的額定功率（KW）。nj（1）I軸的直徑： I軸傳遞功率P I軸的計算轉速nd≥914（2）II軸的直徑： II軸傳遞功率P II軸的計算轉速n d≥914（3）III軸的直徑： III軸傳遞功率P III軸的計算轉速n d≥9142.5.2主軸的計算及校核（1）選擇主軸軸頸直徑,軸承型號和最佳跨距最大加工直徑400mm，P=7.5KW.經查《實用機床設計手冊》表3.11-6：得：前軸頸應為75-110mm,初選D1=90mm,后軸頸D2=(0.7-0.85)D1,取D2=70mm,取主軸中空孔直徑為0.5D2=35mm,前軸承為雙列圓柱滾子軸承NN3018K,后軸承為雙列圓柱滾子軸承NN3014K,根據結構,初定懸伸長度a1根據經驗，初定l=668mm（2）主軸前端位移驗算： 根據不出現切削自激振動來確定主軸組件剛度。通過計算和實驗可知，主軸端部由主軸變形引起的位移占總位移的50%~80%，一般可取60%。由軸承變形引起的位移占20%~40%。主軸受力簡圖如下：計算公式：K其中Ks=式中：de-主軸當量外徑,簡化計算為daA 按照車床的加工經驗：aB=0.4Dmax=0.4 L=668mm K 主軸的剛度可以根據自激振動穩定性決定，取ξ=0.04，當V=50m/min,f=0.1mm/r時，Kcb=2.46N/μm.mm，故：KKKK可以看出，主軸的剛度是合格的。2.5.3各軸軸承選擇及校核主軸：根據外徑D1=90，D2=70 前端選擇雙列圓柱滾子軸承NN3018K，其內徑為90，外徑為140 后端選擇雙列圓柱滾子軸承NN3014K，其內徑為70，外徑為110I軸：選擇圓錐滾子軸承30206，其內徑為30，外徑為62II軸：選擇圓錐滾子軸承30207，其內徑為35，外徑為72III軸：選擇圓錐滾子軸承30207，其內徑為35，外徑為72軸承壽命的校核:1）.I軸齒輪上的T1＝9550×P1/n1＝9550×7.2/900＝76.4以最小齒輪齒合時進行分析圓周力F徑向力F軸向力F1軸軸承型號：圓錐滾子軸承30206驗算公式：L式中:P=XFr+YFa其中Fa查表的C=Cn=900r.min對于圓錐滾子軸承，ε=L所選軸承符合要求2）.II軸齒輪上的T1＝9550×P1/n1＝9550×6.99/450＝148.34以最小齒輪齒合時進行分析圓周力F徑向力F軸向力F2軸軸承型號：圓錐滾子軸承30207驗算公式：L式中:P=XFr+YFa其中Fa查表的C=Cn=450r.min對于圓錐滾子軸承，ε=L所選軸承符合要求3）.III軸齒輪上的T1＝9550×P1/n1＝9550×6.78/160＝404.68以最小齒輪齒合時進行分析圓周力F徑向力F軸向力F3軸軸承型號：圓錐滾子軸承30207驗算公式：L式中:P=XFr+YFa其中Fa查表的C=Cn=160r.min對于圓錐滾子軸承，ε=L所選軸承符合要求2.5.4傳動軸的彎曲剛度驗算 若兩支撐的齒輪傳動軸為實心的圓形鋼軸，忽略其支撐變形，在單一彎曲載荷作用下，其中點撓度為:yl—兩支撐之間的跨距（mm）D—該軸的平均直徑（mm）x—x=a1N-該軸的全功率（KW）m,z—該軸的齒輪模數(mm)，齒數n—該軸的計算轉速（r/min） 在此只驗算傳動軸3：yy被驗算軸的中點合成撓度：y 式中：β?在剖面圖上，驅動力Qa和阻力Qb兩向量合成的夾角；β=σ?2（α+ρ）=120-2×(20+5.72)=68.56 σ—在剖面圖上，被驗算的軸與其前后軸連心線夾角，齒合角α=20°，齒面摩擦角ρ=5.72°y傳動軸允許的變形量[y]=0.0002ly所以傳動軸剛度合格。2.5.5多片式摩擦離合器的設計計算 查取《機床設計手冊》（第二冊，下冊），選用材料為銅-銅基粉末冶金材料，并選擇濕式型離合器。（1）決定外摩擦片的內徑D 對于軸裝式，D1 最終取D1（2）選定系數φ值，確定內摩擦片的外徑D 其中φ取0.57-0.77，此處取0.6 則D2 圓整取D2（3）計算摩擦面中徑Dm及摩擦面平均線速度DPv=πnDP（4）計算摩擦片對數ZK 式中K?安全系數，取1.3-1.5，此處取1.5f?摩擦系數，查表5.13-49，取0.08p?Kv?KmKZMnMnKZ 查表5.13-31，取Z=3（5）計算主動片數i1和被動片數i1=Zi2=Z 總片數i=i（6）計算軸向壓力Q=π4(三.結構設計及說明3.1結構設計的內容、技術要求和方案 設計主軸變速箱的結構包括傳動件（傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動器等）、主軸組件、操縱機構、潤滑密封系統和箱體及其聯結件的結構設計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設計由于時間的限制，一般只畫展開圖。 主軸變速箱是機床的重要部件。設計時除考慮一般機械傳動的有關要求外，著重考慮以下幾個方面的問題。精度方面的要求，剛度和抗震性的要求，傳動效率要求，主軸前軸承處溫度和溫升的控制，結構工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標準化和通用化的原則。 主軸變速箱結構設計時整個機床設計的重點，由于結構復雜，設計中不可避免要經過反復思考和多次修改。在正式畫圖前應該先畫草圖。目的是：選擇結構方案。 檢驗傳動設計的結果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時改正。 確定傳動軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位布置傳動件及置，以確定各軸的受力點和受力方向，為軸和軸承的驗算提供必要的數據。3.2展開圖及其布置 展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序，假想將各軸沿其軸線剖開并將這些剖切面平整展開在同一個平面上。 總布置時需要考慮制動器的位置。制動器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸上。制動器不要放在轉速太低軸上，以免制動扭矩太大，是制動尺寸增大。齒輪在軸上布置很重要，關系到變速箱的軸向尺寸，減少軸向尺寸有利于提高剛度和減小體積。3.3齒輪塊設計齒輪是變速箱中的重要元件。齒輪同時嚙合的齒數是周期性變化的。也就是說，作用在一個齒輪上的載荷是變化的。同時由于齒輪制造及安裝誤差等，不可避免要產生動載荷而引起振動和噪音，常成為變速箱的主要噪聲