简易专用半自动三轴钻床传动装置设计毕业设计

1、目录引言21 机床概况及现状分析21.1 机床的概况21.2 机床的现状32 机床的总体设计32.1 机床设计的任务要求32.2 机床传动系统方案的确定42.2.1 主传动系统传动方案的确定42.2.2 进给传动系统传动方案的确定42.3 机床系统原理图52.4 电动机的选择6电动机功率的确定6电动机转速的确定92.5 传动系统的运动和动力参数92.5.1 主传动系统的运动和动力参数92.5.2 进给传动系统的运动和动力参数113 机床传动系统的设计123.1 机床主传动系统的设计123.1.1 带传动的设计123.1.2 直齿圆锥齿轮传动的设计153.1.3 直齿圆柱齿轮传动的设计193.1

2、.4 传动轴的设计223.2 机床进给传动系统的设计303.2.1 带传动的设计303.2.2 涡轮蜗杆传动的设计323.2.3 凸轮机构的设计353.2.4 进给传动系统传动轴的设计383.2.5 离合器的选择444 键和轴承的校核444.1键的校核45带传动轴上的校核45圆锥齿轮传动轴上的键校核45圆柱齿轮传动轴上的键校核45蜗轮传动轴上的键的校核454.2轴承寿命的校核465 钻床装配图486总结51参考文献：52简易专用半自动三轴钻床传动装置设计 机电技术教育专业 熊月静 指导教师 陈洪军摘要：本文综合分析了简易钻床的主传动系统和进给传动系统的传动方案及传动方案的确定；由钻床的工作要求

3、计算电动机功率并选型；设计计算了带传动、直齿圆柱齿轮传动、直齿圆锥齿轮传动、蜗杆传动及凸轮机构；设计计算了各个传动所用的轴及轴上所有键、轴承的选型和校核；根据设计计算的结果使用AutoCAD软件绘制钻床传动系统的零件图和钻床装配图。关键词：传动方案、带传动、直齿圆柱及圆锥齿轮、蜗杆传动、凸轮机构引言机床是将金属毛坯加工成机器零件的机器，它是制造机器的机器，所以又称为“工作母机”或“工具机”，习惯上简称机床。现代机械制造中加工机械零件的方法很多；除去切屑加工外，还有铸造、锻造、焊接、冲压、挤压等，但凡属精度较高和表面粗糙度要求较细的零件，一般都需在机床上用切屑的方法进行最终加工。在一般的机器制造

4、中，机床所担负的加工工作量占机器总制造工作量的40%50%，机床在国民经济现代化的建设中起着重大作用。钻床是机床的着一大范畴中的一类，是指主要用钻头在工件上加工孔的机床。通常钻头旋转为主运动，钻头轴向移动为进给运动。钻床结构简单，加工精度相对较低，可钻通孔、盲孔，更换特殊刀具，可扩、锪孔，铰孔或进行攻丝等加工。加工过程中工件不动，让刀具移动，将刀具中心对正孔中心，并使刀具转动(主运动)。钻床的特点是工件固定不动，刀具做旋转运动，故其在实际中应用最广泛1。1 机床概况及现状分析1.1 机床的概况主轴竖直布置且中心位置固定的钻床,简称立钻。而有多个钻轴的立钻，叫做多轴钻床。常用于机械制造和修配工厂

5、加工中、小型工件的孔。加工前，须先调整工件在工作台上的位置，使被加工孔中心线对准刀具轴线。加工时，工件固定不动，主轴在套筒中旋转并与套筒一起作轴向进给。工作台和主轴箱可沿立柱导轨调整位置，以适应不同高度的工件。立钻有方柱立钻和圆柱立钻两种，还有排式、多轴坐标和转塔等多种变型。排式钻床：一般由26个立柱和主轴箱排列在一个公用底座上，各主轴顺次加工同一工件上的不同孔或分别进行各种孔加工工序，可节省更换刀具的时间，用于中小批量生产。多轴立式钻床：机床的多个主轴可根据加工需要调整轴心位置，由主轴箱带动全部主轴转动,进行多孔同时加工，用于成批生产。坐标立式钻床：在方柱立钻上加可纵、横移动的十字工作台而成

6、，可按坐标尺寸进行钻削。转塔立式钻床：多采用程序控制或数字控制，使装有不同刀具的转塔头自动转位、主轴自动改变转速和进给量,工件自动调整位置，实现多工序加工的自动化循环。多轴钻床俗称多轴器、多孔钻或多轴钻孔器。是一种运用于机械领域钻孔、攻牙的机床设备。多轴钻床最早出现在日本地区，后经台湾传入大陆。距今已有二十年的历史。由于进入国内时间不长，所以很多企业都未曾耳闻。其实它是装在钻、攻机床上的夹刀头子，并且是两轴以上同时加工钻孔件或攻牙件，故称多轴钻床。一台普通的多轴钻床一次能把几个乃至十几二十个孔或螺纹加工出来。如配上气（液）压装置，可自动进行快进、工进（工退）、快退、停止。多轴钻床也称群钻床,

7、可用来钻孔或攻牙,一般型号可同时钻2-16孔,提升效率,固定机种轴数不拘,钻轴形式,尺寸大小可依客户之需进行设计加工2。1.2 机床的现状多轴钻床广泛应用于机械行业多孔零部件的钻孔及攻丝加工。如汽车、摩托车多孔零部件：发动机箱体、铝铸件壳体、制动鼓、刹车盘、转向器、轮毂、差速壳、轴头、半轴、车桥等、泵类、阀类、液压元件、太阳能配件等等。多轴钻床可分为可调式和固定式两种规格，可调式多轴钻床在其加工范围内，其主轴的数量、主轴间的距离，相对可以任意调整，一次进给同时加工数孔。在其配合液压机床工作时，可自动进行快进、工进（工退）、快退、停止.同单轴钻（攻丝）比较，工件加 工精度高、工效快，可有效的节约

8、投资方的人力、物力、财力。尤其机床的自动化大大减轻操作者的劳动强度。固定式多轴钻床采用单件（加工件）专机的设计方案，根据其加工件加工频率高、量大之原因，专门量身定制一件一机的设备，在其工作中勿须担心尺寸跑偏而伤脑筋。除用到常规的产品外，还可根据客户的特殊要 求进行专项设计3。2 机床的总体设计2.1 机床设计的任务要求机床的三个钻头以相同的切削速度(圆周速度)v=12.5作切削主运动。安装工件的工作台上移作进给运动，现在t1时间内快速趋近钻头，然后减速在t2时间内钻削A孔至一定深度，再减速在t3时间内三个钻头同时钻削完毕，最后在t4时间内快速下降回程。工作台降到最低位置时停止不动，由人工拆装工

9、件后进入第二次加工循环。其中单孔钻削时间t2按钻头每转的进给量s2=0.2mm，单孔钻削深度为10mm计算；三孔同时钻削所需时间t3按钻头每转的进给量s3=0.1mm，三孔同时钻削深度为10mm，并考虑钻头越程2mm计算，且设定工作台上下一次机动时间。由切削用量资料可得每一个钻头的切削阻力矩约为60N·m，每一个钻头轴向进给阻力约为1280N，工作台的重量约为450N。速度允许误差。该三轴钻床两班制、室内工作，载荷较平稳。使用期限为10年，大修期为3年。该机床的动力来源为三相交流电，在中等规模机械厂小批量生产。2.2 机床传动系统方案的确定 主传动系统传动方案的确定(1)输入级输入级

10、是电动机到主传动系统的输入端之间的传动。根据实际生产实践和带传动的特点，输入级采用带传动为宜,能够对电动机起到保护作用。带传动的特点：带轮结构简单，制造成本低，带是标准件，安装和更换方便；传动带是弹性体，有缓冲和吸振的作用，传动平稳，噪音小；可用于两轴中心距较大的场合；传动发生过载时，带与带轮之间会产生相对的滑动，以防止其他零件被损坏。(2)中间级中间级传动方案的选择主要是满足钻床的立式布置。即实现传递两相交轴之间的运动。故选用直齿圆锥齿轮传动。(3) 输出级输出级是联接执行部分的，实现三轴在空间成品字形布置且转速相同。根据实际生产实践及齿轮传动的特点，输出级采用常用的直齿圆柱齿轮传动。齿轮传

11、动的特点：传动比恒定；传动效率高；圆周速度和所传递的功率范围大；使用寿命长；实现空间任意两轴之间的传动（此处实现的是平行轴之间的动力传递）；结构紧凑。2.2.2 进给传动系统传动方案的确定(1) 输入级进给系统的输入级采用与主传动系统输入级相同的传动方案。即带传动。(2)中间级中间级的输出轴联接着实现机床工作上下升降运动的凸轮机构，因此要满足的条件是：转速低（即实现较大传动比的传动）；保证工作台上下运动可靠（即具有自锁性能）；实现两轴相互垂直交错。因此，采用涡轮蜗杆传动为宜，能很好的满足条件。蜗轮蜗杆传动的特点： 传动平稳 由于蜗轮蜗杆的轮齿是逐渐进入和退出啮合的，同时参与啮合的齿的对数较多，

12、故传动平稳，噪音低。传动比大 在动力传动中，一般一对蜗轮蜗杆机构的传动比为1080；在分度机构中可达1000。机构紧凑 一对蜗轮蜗杆机构的传动比等于几对齿轮机构的总传动比，所以结构紧凑，占空间尺寸小。具有自锁性 一般情况下，传动时蜗杆是主动件，蜗轮是从动件。当蜗杆的导程角小于蜗轮蜗杆轮齿之间的当量摩擦角时，该传动具有自锁性能。即当蜗轮作主动件时，无论主动力有多大，蜗轮都不会动。(3)输出级输出级连接着工作台，是为了满足工作台特定规律的上下升降运动，考虑采用盘形凸轮机构可以直接实现。故无需采用计算机编程控制，可节约成本。凸轮机构的特点：易于实现给定的运动 与连杆机构相比，凸轮机构容易实现给定的运

13、动，特别是对要求从动件较为精确地实现复杂的运动规律的场合，凸轮机构是机器中最优先考虑采用的机构。工作可靠 在长期作周期性循环的场合，凸轮机构具有其他机构和电子控制方式所不能达到的高可靠性。设计和加工简单 传统的设计和加工凸轮的方法已经被现代的CAD/CAM技术逐渐替代，CAD/CAM技术为设计和加工凸轮提供了高效方便的手段。承载能力较小 由于理论上凸轮轮廓与从动件之间为点或线接触，故压强大，所以润滑不良容易磨损，所以凸轮机构多用于要求精确实现比较复杂的运动规律且传力不大的场合。2.3 机床系统原理图主传动系统的传动路线：电动机级带传动直齿圆锥齿轮传动直齿圆柱齿轮传动联轴器执行件（钻头）进给传动

14、系统的传动路线：电动机级带传动涡轮蜗杆传动离合器凸轮机构工作台机床系统原理图，如2.1所示。采用两级带传动的目的是，将电动机的动力分成两条路线，一条传动路线是主传动，另一条是进给传动。所以第级带传动主要是将动力分配带两条传动路线上。同时在计算第级带传动的传动比时将其值确定为2，即。安装离合器的作用是在加工完一个工件后，工人可通过手动控制使离合器同蜗轮轴分离，能够卸下和再一次安装待加工工件，这样可以防止电动机的频繁启停而导致过热，影响电动机性能。直齿圆锥齿轮传动的输出轴连接的直齿圆柱齿轮分别与另外两个直齿圆柱齿轮成对啮合，并且这三个此轮的在同一平面内相互平行。为了实现三个钻头按一定的间距成品字形

15、布置，通过万向联轴器连接到钻头的固定卡盘上。图2.1机床系统原理2.4 电动机的选择电动机功率的确定4根据实际生产实践的经验及机床的动力来源为三相交流电，通常都采用Y系列三相异步电动机。以下主要根据机床的具体工作要求确定出电动机需要输出的功率来选择具体型号。Y系列（IP44）电动机的特点，是全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，能防止灰尘、铁屑或其他杂物侵入电动机内部，B级绝缘，工作坏境温度不超过 40，相对湿度不超过95%，海拔高度不超过1000m，额定电压380V，频率50Hz。电动机的功率主要由运行时的发热条件限定，在不变或变化很小的载荷下长期连续运行的机械，只要其电动机的负载不超过额定值，

16、电动机便不会过热，通常不必校验发热和启动力矩。所需电动机的功率为 （2-1）式中，为工作机实际需要的电动机输出功率，kW；为工作机需要的输入功率，kW；为电动机到工作机之间传动装置的总效率。工作机所需功率Pw由机器工作阻力和运动参数计算求得 kW （2-2）或 kW （2-3）式中，F为工作机阻力，N；为工作机的线速度，；T为工作机的阻力矩，；为工作机的转速，；为工作机效率。总效率为 （2-4）其中，0123 n分别为传动装置中每一传动副（齿轮、蜗杆、带或链）、每对轴承、每个联轴器的效率，其概略值见表2-4-1。选用此表数值时，一般取中间值，如工作条件差，润滑维护不良时应取低值，反之取高值。计

17、算工作机所需的功率：已知钻头切削速度v=12.5，单个钻头的切削阻力矩60N·m，钻头的轴向进给阻力为1280N，工作台重量为450N。功率计算分析，一部分为主传动系统中所需功率，这部分功率主要是提供给钻头（工作机）以实现对工件的切削，达到钻孔的目的；而另一部分为进给传动系统中所需功率，这部分功率主要提供轴向进给力。表2.1机械传动和摩擦副的效率概略值种类效率圆柱齿轮传动很好跑合的6级精度和7级精度齿轮传动（油润滑）0.980,998级精度的一般齿轮传动（油润滑）0.979级精度的齿轮传动（油润滑）0.96圆锥齿轮传动很好跑合的6级精度和7级精度齿轮传动（油润滑）0.970.988级

18、精度的一般齿轮传动（油润滑）0.940.97蜗杆传动自锁蜗杆（油润滑）0,400.45带传动V带传动0.96联轴器万向联轴器（a>3º）0.950.97滑动轴承润滑正常0.97（一对）滚动轴承球轴承（稀油润滑）0.99（一对）滚子轴承（稀油润滑）0.98（一对）减速器单级圆柱齿轮减速器0.970.98主传动系统功率计算：线速度与转速的关系 （2-5）其中，v为线速度，；n为转速，；r为钻头半径，m。由（2.4-5）公式可求得工作机（钻头）转速， =498； (2-6)由（2.4-3）公式可求得工作机所需功率， =9.39 kW； (2-7)其中，w主近似为1。 由（2.4-4）

19、公式可求得主传动系统总效率，= (2-8) =其中，-带传动的机械效率，含有2级； -直齿圆锥齿轮传动的机械效率； -直齿圆柱齿轮传动的机械效率，含有2对啮合的齿轮； -万向联轴器的机械效率，3对； -滚动轴承的机械效率，8对。主传动系统电动机所需功率进给传动系统功率计算：工作台所需功率为其中，是工作台移动的最快速度，m/s，根据凸轮的转速及行程可得；为工作台工作效率，即。由（2.4-4）可求得进给传动系统的总机械效率，。 (2-9)进给传动系统电动机所需功率 (2-10)由此可求得电动机所需总功率， (2-11)电动机转速的确定由V带传动的传动比，一级圆锥齿轮减速器的传动比，所以传动装置的总

20、传动比。因此电动机的速度可取范围为。查表2.2Y系列（IP44）电动机的技术数据。选择电动机的型号为Y160M2-2。表2.2 Y系列（IP44）电动机的技术数据电动机型号额定功率/kW满载转速/（r/min）堵转转矩最大转矩质量/kg额定转矩额定转矩同步转速3000r/min,磁极数2极Y801-20.7528252.22.316Y802-21.128252.22.317Y90S-21.528402.22.322Y90L-22.228402.22.325Y100L-2328702.22.333Y112M-2428902.22.345Y132S1-25.529002.02.364Y132S2-

21、27.529002.02.370Y160M1-21129302.02.3117Y160M2-21529302.02.2125Y160L-218.529302.02.2147Y180M-22229402.02.2180Y200L1-23029502.02.2240Y200L2-23729502.02.2255Y225M-24529702.02.2309Y250M-25529702.02.24032.5 传动系统的运动和动力参数2.5.1 主传动系统的运动和动力参数(1) 传动系统的总传动比传动系统的总传动比要求应为 （2-12）式中，为级带传动的转速，；为执行机构（钻头）的转速，。(2)分配各级

22、传动比多级传动中，总传动比应为 （2-13）其中，、为各级传动机构的传动比。传动比的一般推荐：一级圆锥齿轮减速器 带传动 故传动比的分配为，取（为级带传动的传动比）； 。 (2-14)(3)运动和动力参数的计算各轴转速轴 (2-15)轴 (2-16)、轴 (2-17)各轴功率轴 (2-18)轴 (2-19)轴 (2-20)、轴 (2-21)其中，-带传动的机械效率； -直齿圆锥齿轮传动的机械效率； -直齿圆柱齿轮传动的机械效率； -滚动轴承的机械效率，各轴转矩轴 (2-22)轴 (2-23)轴 (2-24) 、轴 (2-25)其中， (2-26)2.5.2 进给传动系统的运动和动力参数(1)

23、传动系统的总传动比传动系统的总传动比要求应为 式中，为电动机满载转速，；为凸轮轴的转速，由工艺要求的条件求得。(2)分配各级传动比传动比的分配为，取（为级带传动的传动比）； 则。(3)运动和动力参数的计算各轴转速轴 轴 凸轮轴 各轴功率轴 轴 凸轮轴 各轴转矩轴 轴 凸轮轴其中，3 机床传动系统的设计3.1 机床主传动系统的设计 带传动的设计5（1）确定计算功率由表3.1查得工况系数KA=1.2，故 (3-1)表3.1工作情况系数KA工况KA空、轻载启动重载启动每天工作小时数/h1010161610101616载荷变动微小液体搅拌机、通风机（7.5kW）和鼓风机、离心式水泵和压缩机1.01.1

24、1.21.11.21.3载荷变动小带式输送机、通风机（7.5kW）发电机、金属切削机床、印刷机1.11.21.31.21.31.4载荷变动较大制砖机、斗式提升机、往复式水泵、起重机、重载运输机1.21.31.41.41.51.6载荷变动很大破碎机（旋转式）、磨碎机（球磨、棒磨、管磨）1.31.41.51.51.61.6（2）选择V带的带型根据Pca、n1=1465r/min转速由图8-10选用B。（3）确定带轮的基准直径dd并验算带速v初选小带轮的基准直径dd1。由表3.2和3.3。取小带轮的基准直径dd1=150mm。验算带速v。带的速度 (3-2)因为5m/sv30m/s，故带速适合。计算

25、大带轮的基准直径。大带轮的基准直径dd2 （3-3）根据表3.3，圆整为dd2=450mm。表3.2 V带轮的最小基准直径槽型YZABCDE（dd）min/mm205075125200355500（4）确定V带的中心距和基准长度由公式，初选中心距=500mm。计算带所需的基准长度 （3-4） 由表8-2选带的基准长度。计算实际中心距。 （3-5）中心距的变化范围为，。即386458mm（5）验算小带轮上的包角a1 （3-6）表3.3 普通V带轮的基准直径系列带型基准直径ddY20,22.4,25,28,31.5,35.5,40,45,50,56,63,71,80,90,100,112,125Z

26、50,56,63,71,75,80,90,100,112,125,132,140,150,160,180,200,224,250,280,315,355,400,500,630A75,80,85,90,95,100,106,112,118,125,132,140,150,160,180,200,224,250,280,315,355,400,450,500,560,630,710,800B125,132,140,150,160,170,180,200,224,250,280,315,355,400,450,500,560,600,630,710,750,800,900,1000,1120C20

27、0,212,224,236,250,265,280,300,315,335,355,400,450,500,560,600,630,710,750,800,900,1000,1120,1250,1400,1600,2000（6）计算带的根数z计算单根V带的额定功率Pr。由dd1=150mm和n1=1465r/min，查表8-4a单根V带的基本额定功率P0得P0=3.22kW。根据n1=1465r/min，和B型带，查表8-4b单根普通V带额定功率的增量P0=0.46kW。查表3.4得Ka=0.88，表8-2得KL=0.95，于是 （3-7）表3.4包角修正系数小带轮包角a（°）180

28、175170165160155150145140135130125120Ka1.000.990.980.960.950.030.920.910.890.880.860.840.82计算V带的根数z （3-8）故取4根。（7）计算单根V带的初拉力的最小值（F0）min由表8-3得B型的单位长度质量q=0.18kg/m,所以 （3-9）应使带的实际初拉力F0（F0）min。（8）计算压轴力Fp压轴力的最小值为 （3-10）（9）带轮结构设计大带轮的设计根据带轮的基准直径dd2=450mm和带轮转速v=11.50m/s，可确定带轮的材料为HT200。带轮的结构形式为轮辐式，带轮的结构形式与基准直径有

29、关。当带轮基准直径为dd2.5d（d为安装带轮的轴的直径，mm）时，可采用实心式；当dd300mm时，可采用腹板式；当dd300mm，同时D1-d1100时，可采用孔板式；当dd300mm时，可采用轮辐式。V带轮的轮槽与所选用的V带型号相对应，见表8-10 轮槽截面尺寸。带轮零件图如3.1带轮零件图图3.1带轮零件图 直齿圆锥齿轮传动的设计6(1)选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级按图2.1所示的系统方案，选用直齿圆锥齿轮传动；两齿轮都选硬齿（），采用40Cr+调质处理，齿面硬度为280HBS；齿轮精度初选7级。(2)初选主要参数Z1=26，u=1 Z2=Z1·u=26&#

30、215;1=26 （3-11）取（3）确定许用应力确定接触疲劳强度极限和弯曲疲劳强度极限 齿面硬度：两齿轮的硬度为280HBS查图10-21（d）5得=600Mpa 查图10-20（c）5得=500Mpa计算应力循环次数N，确定寿命系数 和 （3-12）查图10-195得；查图10-185得。计算接触疲劳许用应力和弯曲疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数，由许用应力接触疲劳强度应力公式得 （3-13）同样取失效概率为1%，安全系数，由许用应力弯曲疲劳强度应力公式得（4）初步计算齿轮的主要尺寸因为锥齿轮传动的传动比为1，故只需确定一个齿轮的参数即可。由锥齿轮分度圆直径计算公式试算，即 （3-1

31、4）确定各参数值试选载荷系数Kt=1.3计算齿轮传递的转矩材料弹性影响系数表10-65取 ZE=189.8试算齿轮分度圆直径d1 计算圆周速度 =计算载荷系数根据v=1.630m/s,7级精度，查表10-25得KA=1.00；由图1085查得动载系数KV=1.05；齿间载荷分配系数Ka，对于直齿轮取；齿向载荷分布系数。故载荷系数 （3-15）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，计算可得 （3-16） （3-17） 计算大端模数m （3-18）（5）按齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式 （3-19）确定计算参数 计算载荷系数 （3-20） 齿形系数和应力修正系数因为齿形系数和应力修正系

32、数按当量齿数算。其中， （3-21） （3-22） （3-23）查表10-55齿形系数；应力修正系数计算两齿轮的设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲强度算得的模数3.824并就近圆整为标准值m=4mm，按接触强度算得的分度圆直径。算出齿轮的齿数 （6）几何尺寸计算计算分度圆直径计算锥距 （3-24） 计算齿轮宽度 （3-25）取。（7）锥齿轮的结构及零件图进行齿轮的结构设计时，必须综合考虑齿轮的几何尺寸、毛坯

33、、材料、加工方法及使用要求等各方面因素。通常是先按齿轮的直径大小，选择合适的结构形式，然后再根据推荐用的经验数据，进行结构设计。当齿顶圆直径时，可以做成实心式结构的齿轮。但也有做成腹板式的。当齿顶圆直径时，可做成腹板式结构，腹板孔的数目按结构尺寸的大小及需要而定。故采用实心式，锥齿轮的零件图如3.2所示。图3.2锥齿轮的零件图 直齿圆柱齿轮传动的设计7（1）选定齿轮类型、精度、材料及齿数按图2.1所示的系统方案，选用直齿圆柱齿轮传动；三个齿轮都选硬齿面，采用40Cr+调质处理，齿面硬度为280HBS；齿轮精度初选7级。初选齿轮的齿数z1=24，则z1=z2=z3=24。（2）按齿面接触强度设计

34、由齿面接触强度设计计算公式，即确定公式内的各计算数值试选载荷系数。计算齿轮传递的转矩，。由表10-75选取齿宽系数。由表10-65查得材料的弹性系数ZE=189.8。由图10-21b5按齿面硬度为280HBS查得齿轮的接触疲劳强度极限，得=600Mpa。计算应力循环次数。由图10-195取接触疲劳寿命系数。计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数，得计算试算其中一个齿轮分度圆直径，代入值计算圆周速度v，。计算齿宽b，。计算齿宽与齿高之比，模数；齿高；齿宽与齿高比为。计算载荷系数，根据，7级精度，由图10-85查得动载荷系数；直齿轮，；由表10-25查得使用系数；由表10-45查得7级精

35、度、齿轮相对支撑对称布置时，；由，查图10-135的；故载荷系数。按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得计算模数m，（3）按齿根弯曲强度设计由弯曲疲劳强度的设计公式确定公式内的各计算数值由图10-2（c）5查的齿轮的弯曲疲劳强度极限；由图10-185取弯曲疲劳寿命系数；计算弯曲疲劳寿命许用应力，取弯曲疲劳安全系数，得。计算载荷系数K，查取齿形系数，由表10-55查得。查取应力校正系数，由表10-55查得计算齿轮的，设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与

36、齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲强度算得的模数2.23并就近圆整为标准值m=2.5mm，按接触强度算得的分度圆直径。算出齿轮的齿数（4）几何尺寸计算计算分度圆直径计算中心距计算齿轮宽度取。（5）结构设计及绘制零件图直齿圆柱齿轮的零件图如3.3所示。图3.3直齿圆柱齿轮的零件图 传动轴的设计(1)圆锥齿轮-带轮传动轴的设计计算出轴上传递的功率、转速、和转矩功率；转速；转矩。计算作用在齿轮上的力及带对轴的压轴力直齿圆锥齿轮上受到的力为 （3-26） （3-27） （3-28） （3-29）带对轴的压轴力（大带轮包角）初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质

37、处理。根据表15-35，取，于是得 （3-30）显然，最小直径是在轴的两端，并分别安装着大带轮和锥齿轮。轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案装配方案：右端轴承、密封盖、大带轮依次从轴的右端装入；左端轴承、锥齿轮依次从左端装入，装配方案图如3.4所示。根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度大带轮的安装直径为，同时为了保证大带轮的轴向固定，其左端用轴肩固定，右端用挡圈定位，所以这一轴段的长度。初选滚动轴承，因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，确定轴承的型号为302078，其尺寸为，故安装右端轴承段的直径及长度为。根据轴承的安装尺寸确定轴向固定的轴肩段直径

38、。同时参照钻床的尺寸取此段长度。左端安装锥齿轮的直径为，根据其宽度及轴向定位要求确定长度。左端安装轴承段的直径及长度为。图3.4装配方案轴上零件的周向定位锥齿轮和大带轮与轴的周向定位均采用平键连接。根据，由表6-15查得平键截面，采用平头平键，键长。为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；大带轮的轮毂与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径为。计算轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图（图3.5所示），在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值。对于302078型的单

39、列圆锥滚子轴承，由手册中查得。因此，作为梁的跨距为297.9mm。计算轴受到的支反力和，受力图如2.79。水平面： 垂直面： 计算弯矩和扭矩（弯矩图、扭矩图如图3.6）水平面：，；，；。 垂直面：，；，；，；，。图3.5轴的计算简图图3.6受力图、弯矩图及扭矩图总弯矩：；。扭矩：按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即2点所在截面）的强度。计算轴的应力，轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 （3-31）前已经选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-15查得。因此，故安全。轴的零件图传动轴的零件图如图3.7所示。图3.7轴的零件图(2) 圆柱齿轮-

40、圆锥齿轮传动轴的设计计算出轴上传递的功率、转速、和转矩功率；转速；转矩。计算作用在齿轮上的力直齿圆锥齿轮上受到的力为直齿圆柱齿轮上受到的力为初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-35，取，于是得显然，最小直径是在轴的两端，并分别安装着联轴器和锥齿轮。轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案装配方案：联轴器、下端推力轴承和圆锥滚子轴承、套筒、圆柱齿轮依次从轴的下端装入；锥齿轮、上端推力轴承和圆锥滚子轴承依次从轴的上端装入，装配方案图如3.8所示。根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度联轴器的安装直径查简明机械设计手册可知万向联轴器直径，内孔长度。所以

41、这一轴段的长度。初选滚动轴承，因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，且轴向力较大，故选用单列圆锥滚子轴承和推力轴承并列安装。参照工作要求并根据，确定圆锥滚子轴承的型号为302078，其尺寸参数为，推力轴承型号为51206，其尺寸参数为；同时为了考虑采用油润滑的密封性，需加装密封圈及圆柱齿轮的轴向固定需加装套筒。故安装下端轴承段的直径及长度为。根据直齿圆柱齿轮的宽度、直径、轴向定位方式及轴段直径，可确定，。轴环直径，。上端安装锥齿轮的直径为，根据其宽度及轴向定位要求确定长度。上端安装轴承段的直径及长度为。图3.8装配方案轴上零件的周向定位锥齿轮和大带轮与轴的周向定位均采用平键连接。根据由表6-15

42、查得平键截面，采用平头平键，键长。根据由表6-1查得平键截面，采用平头平键，键长。为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；万向联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径为。轴的零件图传动轴的零件图如图3.9所示。图3.9轴的零件图3.2 机床进给传动系统的设计3.2.1 带传动的设计（1）确定计算功率由表3.1查得工况系数KA=1.2，故 （3-32）（2）选择V带的带型根据Pca、n1=1465r/min转速由图8-105选用Z。（3）确定带轮的基准直径dd并验算带

43、速v初选小带轮的基准直径dd1。由表3.2和3.3。取小带轮的基准直径dd1=71mm。验算带速v。带的速度 （3-33）因为5m/sv30m/s，故带速适合。计算大带轮的基准直径。大带轮的基准直径dd2根据表3.3，圆整为dd2=280mm。（4）确定V带的中心距和基准长度由公式，初选中心距=800mm。计算带所需的基准长度 由表8-2选带的基准长度。计算实际中心距。中心距的变化范围为，。即250301mm（5）验算小带轮上的包角a1（6）计算带的根数z计算单根V带的额定功率Pr。由dd1=71mm和n1=1465r/min，查表8-4a5单根V带的基本额定功率P0得P0=0.30kW。根据

44、n1=1465r/min，和Z型带，查表8-4b5单根普通V带额定功率的增量。查表3.4得Ka=0.88，表8-25得KL=1.08，于是计算V带的根数z故取1根。（7）计算单根V带的初拉力的最小值（F0）min由表8-35得Z型的单位长度质量q=0.06kg/m,所以（F0）min=应使带的实际初拉力F0（F0）min。（8）计算压轴力Fp压轴力的最小值为（9）带轮结构设计大带轮的设计根据带轮的基准直径dd2=280mm和带轮转速v=5.44m/s，可确定带轮的材料为HT150。带轮的结构形式为轮辐式，带轮的结构形式与基准直径有关。当带轮基准直径为dd2.5d（d为安装带轮的轴的直径，mm）

45、时，可采用实心式；当dd300mm时，可采用腹板式；当dd300mm，同时D1-d1100时，可采用孔板式；当dd300mm时，可采用轮辐式。带轮零件图如3.10带轮零件图。图3.10带轮零件图3.2.2 涡轮蜗杆传动的设计10（1）确定蜗轮蜗杆的材料，及蜗杆的头数、蜗轮的齿数蜗杆采用45钢，调质处理，表面硬度大于45HRC；蜗轮采用ZCuSn10P1，砂模铸造。初选蜗杆的头数，蜗轮齿数。（2）按齿面接触疲劳强度设计设计计算由于载荷平稳，故载荷系数；蜗杆传动的效率；蜗轮转矩 （3-34）蜗轮材料的许用接触应力由表9-86查得；初估滑动速度，浸油润滑，查得滑动速度影响系数应力循环次数接触强度寿命

46、系数蜗轮许用接触应力 （3-35）由接触强度设计公式 （3-36）查表11-25的基本传动尺寸，蜗杆模数，蜗杆分度圆直径，直径系数。蜗轮分度圆直径蜗杆导程角 （3-37）蜗杆齿宽，取 （3-38）蜗轮齿宽，取蜗轮圆周速度相对滑动速度 （3-39）当量摩擦角蜗杆传动的效率 （3-40）按齿面接触疲劳强度校核验算弹性系数；使用系数；由，可知；载荷分布系数。接触应力 （3-41） 故合格。按齿面弯曲疲劳强度设计材料的许用弯曲应力查表9-86可知；查表3-2411寿命系数。许用弯曲应力；蜗轮当量齿数；蜗轮的齿形系数查图3.811；导程角系数 。蜗轮弯曲应力 （3-42） 故合格。按蜗杆轴刚度校核验算蜗杆圆周力 （3-43）蜗杆径向力 （3-44）蜗杆两支撑间的距离，取L=300mm （3-45）危险截面惯性矩 （3-46）许用最大挠度，取 （3-47）蜗杆轴的挠度 （3-48） ；故蜗杆轴刚度满足要求。（3）蜗轮蜗杆零件图蜗杆结构蜗杆直径通常不大，一般与轴做成一体。当蜗杆直径较大时，才采用组合式结构，将蜗杆做成齿圈形式套装与轴上。蜗轮结构蜗轮的结构形式采用蜗轮采用滚箍式。蜗轮的零件图如3.11所示。图3.11蜗轮零件图3.2.3 凸轮机构的设计（1）确定从动件运动规律12分别表示无量纲运动参数中的最大速度、最大加速度和最大跃度，称为运动规律的特性值。一般应避免