课程设计专业机械设计制造及其自动化

一、设计目 二、主传动系统的组成与要 带轮及V带设 选取V带 轴的校 弯矩 五、总 一、设计目的通过机床主运动机械变速传动系统的结构设计，在拟定传动和变速的结构方案过程中，使大家得到设计构思、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：培养综合运用已学过的知识，提高理论联系实际的设计与计算能力：培养收集、阅读、分析和运用资料，提高独立工作的能力；让我们初步掌握机床设计的方法与步骤，提高结构设计与编制技术文件的能力；二、主传动系统的组成与要求机床的主传动系统是用来实现机床的主运动的，它与机床的传动方案和总体布局有关，对于机床的使用性能、结构和制造成本都有明显的影响。因此在设计机床的过程中必须给予充分的重视，以便制定出既满足使用要求有经济合理的方案。铣床的主传动装置和零件全部装在床身中，是整体式的结构，为了满足工作性能的要求，从电动机起，至机床工作的执行部件（主轴），主传动系统通常包括下列几个组成部分：机床的变速装置有齿轮变速机构，机械无级变速机构以及无极变速装置等，其中最常见的是齿轮变速机构。用来控制机床主运动执行部件（主轴）的启动和停止，通常采用离合器或直接开停电动机。用来使机床主运动执行部件（主轴）尽快地停止运动，通常可以采用机械的、的或电动机的制动方式。用来改变机床主运动的方向，对于需要换向的机床，在设计主传动系统时，都应设有换向装置。他们可以是机械的、的，用来直接改变电动机的旋转方向。机床的开停、变速、制动及换向等，都需要通过机构来实现。设计机床时，一般是将主传动系统的设计方案与机构同时加以考虑。为了保证主传动系统的正常工作，必须要良好的润滑与密封装置，防止出现漏油、漏水和漏气现象。各机构和传动件的支承均装入箱体中，他们相互位置的准确性。机床主传动系统与整台机床技术经济指标有密切的联系。例如机床的主轴转速范围、转速级数及电动机功率将直接影响这台机床的使用范围，主轴组件的精度、刚度、抗震性及温升对加工质量有重要的影响。总之，设计主传动系统时，一般应满足下面的几项要求：机床的主轴须有足够的转速范围和转速级数（对于主传动系统为直线运动的机床则为直线速度的变速范围和变速级数），以满足实际使用要求。主电动机和全部机构要能传递足够的功率和扭矩，并具有较高的传动效率。执行部件（如主轴组件）需有足够的精度、刚度、抗震性以及小于三、各运动参数的确【12.7mm80mm110m/min，铣0.9mm粗铣Φ4080mm100m/min2.0mm精铣Φ4080mm125m/min1.0mm22mm100m/min，22mm60m/min，1.0mm根据公式n

，其中vd道工序对应的主轴转速分别为(1)318r/min、(2)438r/min、(3)398r/min(4)497.6r/min、(5)1448r/min、(6)868.6r/min【2【38

21

24【1传动轴轴数=变速组数+定比传动副数+1=3+1+1=5【2由 =300,=1.26,z=8确定各级转速分别为300380490590725945、1225、1500a、b、c。传动组c4，

1/

1/2,ci

/

传动组b2，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不

1/

1/轴Ⅱ的转速确定为：945、725r/min945r/min由此也可确定加在电动机与Ⅰ之间的定传动比

1440/

1.52面画出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）【3a6-a公共Z

1/

1,ai

1/

11.26，

1/

1/

1Z72，Iai

1/

11.26Z72，轴Ⅰ齿轮齿数分别为：36、32i 36/36,ia232/ib6-b

1/

1/1

1/

11.58Z72，bi211Z72，轴Ⅱ上两联齿轮的齿数分别为：28、36于是bi1=28/44，bi2=36/36，得轴Ⅲ上两齿轮的齿数分别为：44、36

1/

11.58，取公共Z

1/

11.58Z90，

1.58Z90，c35，ccc

35/55

553555、35确定背吃刀量apf8-948-95，取ap f8-99取vc0.9mFz

1

a

075a10p9.8182560110.35075pFc0.6

Fc0.97866.56

Pz

0.70—0.85，取较大值P'Pz6.37 1500r/min，4V原理为：摩擦型主要是平带传动、V同步带传动、多楔带传动、窄V小带型）应选用橡胶同步带，载荷小或有耐油要求时，选用聚氨酯同步带。P=7.5kwn=1440i1

10—16查机械设计手册，得工作情况系数KA=1.2PCKAP1.27.5V根据小带轮的转速和计算功率，根据《机械设计（第四版）11.1511查文献《机械设计（第四版）11.6D12

2D(1)2

(10.01)120

2根据文献《机械设计（第四版）11.4D23、验算带速

v 60其 n1-小带轮转速v3.14120

/设中心距为a00．7（DD）a2（DD 于 200a600,初取中心距为a0450mm带

(DDL02a0

(D1D2) (18024503.14/2(120180)

4

L查文献《机械设计（第四版）11.4LdLd

1400mm带传动实际中心距a=1√(𝐿−

)2−

)2+ =一般小带轮的包角不应小于120①计算单根V

.

11.7，𝑘𝛼=0.98211.12，𝑘𝐿=0.965；P𝑟=(𝑃0+∆𝑃0)𝑘𝛼𝑘𝐿=(1.79+0.13)×0.982×0.96=②计算VZ

=1.81=Z=5F=500Pca(2.5−kα)+ v为带速，m/s；q为每米带的质量，kg/mq=0.1kg/m9F=500

2.5− 9.03×

)+0.1×

=FQ≈2ZF0sin2≈2×5×162.2×

=2-9𝑛𝑗=490①Ⅲ轴：Ⅲ轴共有4级转（r/min）490，590，725，945，若经齿轮副55/35传动主轴，则Ⅲ轴的6级转速都能传递全部功率。所以能传递全部功率的最低转速为490r/min，即Ⅲ轴计算转速为490r/min。②Ⅱ轴：若经齿轮经齿轮副32/40传动主轴，则Ⅱ轴的3级转速都能传递全部功率，所以Ⅱ轴的计算转速为725r/min。945r/min。各轴的计算转速如下表1：表 各轴的计算转ⅠⅡⅢⅣ（3）图找出各齿轮的计算转速如下表2：表 各齿轮的计算转2—2，其中𝜂𝛾0.99𝜂𝑔=0.97为齿轮传动的效率；𝜂𝑏=0.95为VP电=P1=7.5×0.95=P2=7.5×0.95×0.97×0.99=P3=7.5×0.95×0.972×0.992=P4=7.5×0.95×0.973×0.993=3nd≥nj（1）轴Ⅳ（主轴453

nd≥nj

=110×√ =25.77mm=0.9=81mm，取（2）453

nd≥nj

=110×√ =26.13mm取𝑑3=（3）453

nd≥nj

=110×√ =23.24mm取𝑑2=（4）453

nd≥nj

=110×

=取𝑑1= (u±mj=16300 φmZ1u[σj]（一般指传动中的小齿轮

为齿宽系数φm

=B=6−mB为齿宽，m为模数，取φm=8；[σj]为许用接触应力（MPa）。两齿轮材料均为45钢整淬，[𝜎𝑗]=1100Mpa。则a3𝑚𝑗=16300×

(40+1)×8×322×40×[1100]2×

=b3𝑚𝑗=16300×

(44+1)×8×282×44×[1100]2×

=c3𝑚𝑗=16300×

(55+1)×8×352×55×[1100]2×

=取𝑚𝑗𝑐3(u+𝑚𝑗=

𝜑𝑧2𝑢[𝜎 3φmw=φm

其中1）P是被验算齿轮传递的功率（KW），P=η×𝑘1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𝑘2（考虑由于齿轮制造误差引起的齿轮附加动载荷影响𝑘3𝑘𝑠是系数，𝑘𝑠=𝑘𝑡𝑘𝑛𝑘𝑝𝑘𝑞𝑘𝑠的极限值为𝑘𝑠max𝑘𝑠𝑚𝑖𝑛当𝑘𝑠≥𝑘𝑠时，取𝑘𝑠=𝑘𝑠𝑚𝑎𝑥，当𝑘𝑠≤𝑘𝑠𝑚𝑖𝑛时，取𝑘𝑠=𝑘𝑠6）kt

=mm7）n是齿轮的最低转速8）m9）𝑐010）TT=15000-𝑘𝑛𝑘𝑝𝑘𝑞14）Y①变速组按变速组内最小齿轮Z32算各齿轮模数。齿轮选用45钢，整淬处理，7级精度。取𝑘1=1.4，𝑘2=1.3，𝑘3=1.04，T18000，m=3，𝑐0=3kt=

60×1529× =𝑘𝑠=得：𝑘𝑠=则3mj=16300×

(77+1)×1.4×1.3×1.04×1.5×8×352×77×11002×

≈6kt=

60×1529×108×

=ks=ktknkpkq=0.37<ksmin=取ks=3mw=275×

1.4×1.3×1.04×0.46×35×0.454×8×1529×

=3②变速组按变速组内最小齿轮Z28算各齿轮模数。45，7取𝑘1=1.4，𝑘2=1.3，𝑘3=1.04，T18000，m=3，𝑐0=3kt=

60×695×

=得：𝑘𝑠=则

𝑘𝑠=3mj=16300×

(102+1)×1.4×1.3×1.04×1.2×

≈8×222×22×11002×6kt=

60×695×108×

=取𝑘𝑠=

ks=ktknkpkq=0.37<ksmin=31.4×1.3×1.04×0.46×mw=275×√22×0.430×8×695×

=3③变速组按变速组内最小齿轮Z35算各齿轮模数。齿轮选用45钢，整淬处理，7级精度。取𝑘1=1.4，𝑘2=1.3，𝑘3=1.04，T18000，m=3，𝑐0=3kt=

60×490×

=𝑘𝑠=得：𝑘𝑠=则3mj=16300×

(55+1)×1.4×1.3×1.04×1.16×8×352×55×11002×

≈6kt=

60×490×108×

=ks=ktknkpkq=0.37<ksmin=取𝑘𝑠=31.4×1.3×1.04×0.46×mw=275×√35×0.386×8×490×

=3齿轮强度的校

=2𝑇变速组变速组a𝑧2=32，故选取𝑧2、𝑧4校核。两个齿轮材料40~45HRC7m=39.55×

9.55×106×𝑇1齿宽系数𝜑𝑏=

=46376𝑁∙b=𝜑𝑏d=0.3×70=30mm，35mm按齿面硬度查得小齿轮的接触强度极限𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚=1100𝑀𝑃𝑎；v=60×1000

π×70×60× =5.612.9，𝐾𝐴=1.2512.9，𝐾𝑉=修形齿：𝐾𝐻α=1（12.10）12.11（非对称分布）bdKHβ=A+B×[1+0.6d1

b)]

+C∙=1.11+0.16×(1+0.6×0.32)×0.32+0.47×10−3×=K=KAKVKHαKHβ=1.25×1.2×1×1.136=12.12，材料的弹性影响系数𝑍𝐸=12.16，𝑍𝐻=1Zεa=[1.88−3.2Z11

Z Z21=[1.88−3.2(35+=Z=√4−εa= 设计工作为10年，每年工作300天，两班制N1=60n1jLh=60×1529×1×(2×8×300×10)=4.4×109N2=i=12.18，𝑍𝑛1=

4.4×

=2×10912.14，𝑆𝐻𝑙𝑖𝑚=[σ]=σHlimZn1=1100×0.97=H

SH

1σH=ZEZHZε√bd21

u+1=189.8×2.5×0.87×

2×1.7×35×

77+×

=477.4MPa<T2

9.55×

9.55×106× =97973N∙12.10，重合度系数Yε=0.25齿间载荷分配系数

=0.251

1.7=齿宽

KFαYεY

=12.14，𝐾𝐹𝛽=

h=2×2.25=所以载荷系数K=𝐾𝐴𝐾𝑉𝐾𝐹𝛽𝐾𝐹𝛼=12.21，𝑌𝐹𝑎=2.5，𝑌𝑠𝑎=12.23d，𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚=12.14，𝑆𝐹𝑙𝑖𝑚=12.24，12.25，𝑌𝑛=0.9，𝑌𝑥=

]=σFlimYNYX=320×0.9×1.0=F

SF

2σF=2

m2×2.25× 30×154× ×2.5×1.63×=133.4MPa<变速组变速组b中齿数最少的齿轮为𝑧7=28，故选取𝑧6、𝑧8校核。两个齿轮材料40~45HRC7m=3T1

9.55×

9.55×106× =90099N∙齿宽系数𝜑𝑏=0.3b=𝜑𝑏d=0.3×84=26mm32mm按齿面硬度查得小齿轮的接触强度极限𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚=1100𝑀𝑃𝑎；v=60×1000

π×84×60× =3.1912.9，𝐾𝐴=1.2512.9，𝐾𝑉=修形齿：𝐾𝐻α=1（12.10）由表12.11（非对称分布）bdKHβ=A+B×[1+0.6d1

bd)] d1

+C∙=1.11+0.16×(1+0.6×0.32)×0.32+0.47×10−3×=K=𝐾𝐴𝐾𝑉𝐾𝐻𝛼𝐾𝐻𝛽=1.25×1.10×1×1.14=112.12，材料的弹性影响系数𝑍=12.16，𝑍𝐻=1Zεa=[1.88−3.2Z1

Z Z2 =[1.88−3.2(28+=Z=√4−εa= 设计工作为10年，每年工作300天，两班制N1=60n1jLh=60×500×1×(2×8×300×10)=1.44×109N2=i=

1.44×

=0.92×109由图12.18，𝑍𝑛1=0.9712.14，𝑆𝐻𝑙𝑖𝑚=1.05[σ]=σHlimZn1=1100×0.97= SH

1σH=ZEZHZε√bd21

u+12×1.57×=189.8×2.5×0.77× 26×

44+× =591.9MPa<T2

9.55×

9.55×106× =106345N∙12.10，重合度系数Yε=0.25

=0.25+1.70=齿间载荷分配系数1YKFαYε

=齿宽齿 h=3×2.25=12.14，𝐾𝐹𝛽=所以载荷系数K=𝐾𝐴𝐾𝑉𝐾𝐹𝛽𝐾𝐹𝛼=12.21，𝑌𝐹𝑎=2.6，𝑌𝑠𝑎=12.23d，𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚=12.14，𝑆𝐹𝑙𝑖𝑚=12.24，12.25，𝑌𝑛=0.91，𝑌𝑥=[σ]=σFlimYNYX=320×0.91×1.0= SF

2σF=2

m2×2.19× 26×132× ×2.6×1.59×=134.2MPa<变速组变速组c中齿数最少的齿轮为z35z=35、z=55校核。两个齿轮材料均为45钢整淬，硬度为40~45HRC，7级精度。模数m=3，小齿轮分度圆直径d=105mm。T1

9.55×

9.55×106× =106345N∙齿宽系数𝜑𝑏=b=𝜑𝑏d=0.3×105=32mm38mm按齿面硬度查得小齿轮的接触强度极限𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚=1100𝑀𝑃𝑎；v=60×1000

π×140×60× =12.9，𝐾𝐴=1.2512.9，𝐾𝑉=修形齿：𝐾𝐻α=1（12.10）由表12.11（非对称分布）bdKHβ=A+B×[1+0.6d1

bd)] d1

+C∙=1.11+0.16×(1+0.6×0.32)×0.32+0.47×10−3×=K=KAKVKHαKHβ=1.25×1.10×1×1.14=112.12，材料的弹性影响系数𝑍𝐸=12.16，𝑍𝐻=1Zεa=[1.88−3.2Z1

Z Z2 =[1.88−3.2(35+=Z=√4−εa= 设计工作为10年，每年工作300天，两班制N1=60n1jLh=60×500×1×(2×8×300×10)=1.44×109N2=i=

1.44×

=0.916×109由图12.18，𝑍𝑛1=0.9812.14，𝑆𝐻𝑙𝑖𝑚=1.05[σ]=σHlimZn1=1100×0.98= SH

1σH=ZEZHZε√bd21

u+12×1.57×=189.8×2.5×0.87× 32×

55+× =513.75MPa<T1

9.55×

9.55×106× =122981N∙12.10，重合度系数Yε=0.25

=0.25+1.73=齿间载荷分配系数1YKFαYε

=齿宽齿 12.14，𝐾𝐹𝛽=

h=3×2.25=所以载荷系数K=𝐾𝐴𝐾𝑉𝐾𝐹𝛽𝐾𝐹𝛼=12.21，𝑌𝐹𝑎=2.85，𝑌𝑠𝑎=12.23d，𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚=12.14，𝑆𝐹𝑙𝑖𝑚=12.24，12.25，𝑌𝑛=0.91，𝑌𝑥=[σ]=σFlimYNYX=320×0.91×1.0= SF

1σF=1

m2×2.2× 32×165× ×2.85×1.54×=104.96MPa<3：表 各齿轮参333333Ft

由式T

nZ4和Z7Z3和Z8啮合。所以只要在校核轴时使用Z4和由公式T9550n

T9550n

9550Z4

2Td

2

Fr4Ft4tan811.75tanZ7

''

2Td

2

' t'

AM0Ft4L1ABM0，Ft7L3B

N2

计算得MA0Fr4L1MB0，Fr7L3

N2

895.72N，方向与FNH1相 MH

811.75895.7284N t

NH

NHMHx）FNH1xFt4(xL1)134750 998.36NFNH2 NHMH

326.02NFNV1 MV

295.45326.0230.57NFNV1 r NVMV 363.37NF