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1、中北大學課程設計說明書 目錄 1. 機床參數(shù)確定…………………………………..................................2 2. 運動設計……………………………………………………………..2 2.1傳動組的傳動副數(shù)的確定………………………………………….2 2.2結構網(wǎng)和結構式各種方案的選擇………………………………….3 2.3擬定轉速圖………………………………………………………….4 2.4齒輪齒數(shù)確定……………………………………………………….5 2.5傳動系統(tǒng)圖………………………………………………………….5 2.6軸、齒輪的計算轉速……………

2、………………………………….6 3.傳動零件的初步計算………………………………………………....6 3.1傳動軸直徑初定…………………………………………………….6 3.2主軸軸頸直徑的確定……………………………………………….7 3.3齒輪模數(shù)的初步計算……………………………………………….7 4.主要零件的驗算……………………………………………………....8 4.1三角膠帶傳動的計算和選定……………………………………….8 4.2圓柱齒輪的強度計算………………………………………………10 4.3傳動軸的驗算、強度驗算、彎曲剛度驗算………………………14 4.4 滾動軸

3、承的驗算…………………………………………………...16 5.設計感想……………………………………………………………...18 6.參考文獻……………………………………………………………...18 1.機床參數(shù)的確定： 1.1運動參數(shù)： 回轉主運動的機床，主運動的參數(shù)是主軸轉速。 ① 最低轉速和最高轉速：=12.5rpm =2120rpm ② 分級變速時的主軸轉速數(shù)列：機床的分級變速機構共有Z級。Z=12， 。任意兩級轉速之間的關系應為： 據(jù)=φ11，得：φ=1.58。查表得：各軸轉速：12.5、20、31.5、50、80、125、200、315、500、80

4、0、1250、2120。 全套圖紙，加153893706 1.2動力參數(shù)的確定：由任務書設定電動機功率：N=5.5KW。查表得應該選擇Y系列三相異步電動機Y132S-4（同步轉速1500r/min，50HZ，380V），轉速1440rpm，效率81%。功率因素cosφ=0.85，額定轉矩2.2KNm。 2.運動設計： 2.1 傳動組的傳動副數(shù)的確定： 傳動組和傳動副數(shù)可能的方案有： 12=4*3 12=3*4 12=3*2*2 12=2*3*2 12=2*2*3 在上列各方案中，前兩個有時可以省掉一根軸。缺點是有一個傳動組內有四個傳

5、動副。如果用一個四聯(lián)滑移齒輪，則會增加軸向尺寸；如果用兩個雙聯(lián)滑移齒輪，則操縱機構必須互鎖以防止兩個滑移齒輪同時嚙合。所以一般少用。 后三個方案中可根據(jù)下述原則比較：從電動機到主軸，一般為降速傳動。接近電動機處的零件，轉速較高，從而轉矩較小，尺寸也就較小。如使傳動副較多 的傳動組放在接近電動機處，則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。這就是“前多后少”的原則。從這個角度考慮，以取12=3*2*2的方案為好。 2.2 結構網(wǎng)和結構式各種方案的選擇： 在12=3*2*2中，又因基本組和擴大組排列順序的不同而有不同的方案。可能的六種方案，其結構網(wǎng)和結構式見圖1。在這些方案

6、中，可根據(jù)下列原則選擇最佳方案。 圖1結構網(wǎng) ⑴傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍 主傳動鏈任一傳動的最大變速范圍一般為：≤8～16。 在檢查傳動組的變速范圍時，只需檢查最后一個擴大組。因為其它傳動組的變速范圍都比它小。 　在圖１中，方案a,b,c,e的第二擴大組x2=6;p2=2,則Ｒ2＝φ6*(2-1) ＝φ6。因φ＝1.58,則R2=1.586=15.5,　是可行的。方案d,f是不可行的。 ⑵　基本組和擴大組的排列順序　　在可靠的四種結構網(wǎng)方案a,b,c,e中，還要進行比較以選擇最佳方案。原則是選擇中間傳動軸變速范圍最小

7、的方案。因為如果各方案同號傳動軸的最高轉速相同，則變速范圍小的，最低轉速較高，轉矩較小，傳動件的尺寸也就可以小些。方案a的中間傳動軸變速范圍最小，幫方案a最佳。即如果沒有別的要求，則應盡量使擴大順序與傳動順序一致。 2.3 擬定轉速圖 電動機和主軸的轉速是已定的，當選定了結構網(wǎng)或結構式后，就可分配和傳動級的傳動比并確定中間軸的轉速。再加上定比傳動，就可畫出轉速圖。中間軸的轉速如果能高一些，傳動件的尺寸也就可以小一些。但是，中間軸如果轉速過高，將會引起過大的振動、發(fā)熱和噪聲。通常，希望齒輪的線速度不超過12～15m/s。對于中型車、鉆、銑等機床，中間軸的最高轉速不宜超過電動機的轉速。對于小型

8、機床和精密機床，由于功率較小，傳動件不會過大。這時振動、發(fā)熱和噪聲是應該考慮的問題。因些更應該注意中間軸的轉速，不使過高。 圖2轉速圖 本機床所選定的結構式共有三個傳動組，變速機構共需4軸。加上電動機軸共5個軸。故轉速圖共需5個豎線，主軸共12級轉速，電動機軸轉速與主軸最高轉速相近，幫需12條橫線?，F(xiàn)擬定轉速圖如：圖2 2.4 齒輪齒數(shù)的確定 因傳動比i采用標準公比的整數(shù)次方，齒數(shù)和S以及小齒輪齒數(shù)可以從表8-1中查得。①在傳動組a中，ia1=1,ia2=1/1.58,ia3=1/2.5。則，查I 為1，1.6，2的三行。有數(shù)字的即為可能方案。取S為78

9、，則從表中查出小齒輪齒數(shù)為39、30、22。即ia1=39/39,ia2=30/48,ia3=22/56。②在傳動組b中，ib1=1,ib2=1/4則查I 為1，4的兩行。有數(shù)字的即為可能方案。取S為104，則從表中查出小齒輪齒數(shù)為52、21。即ib1=52/52,ib2=21/83。③在傳動組c中，ic1=4/1,ic2=1/4則查I 為4這一行。取S為100，則從表中查出小齒輪齒數(shù)為20。即ic1=80/20,ic2=20/80。 2.5 傳動系統(tǒng)圖的確定 圖3傳動系統(tǒng)圖 2.6 軸、齒輪計算轉速 ⑴　主軸　　根據(jù)表8-

10、2，中型銑床主軸的計算轉速是第一個三分之一轉速范圍內的最高一級轉速，即為n4=50r/min。 ⑵　各傳動軸　　軸Ⅲ可從主軸為50r/min按80／20的傳動副找上去，應為200r/min。但由于軸Ⅲ最低轉速50r/min，經傳動組Ｃ可使主軸得到12.5和200r/min兩轉速。200r/min要傳遞全部功率，所以軸Ⅲ的計算轉速應為50r/min。軸Ⅱ的計算轉速可按傳動副b推上去,為200r/min. (3)各齒輪 傳動組c中各齒輪：傳動組c中，20/80只需計算z=20的齒輪，計算轉速為200 r/min；80/20只需計算z=20，；選擇模數(shù)較大的作為傳動組c齒輪的模數(shù)；傳動組a

11、、b模數(shù)相同應計算z=21，。 3.傳動零件的初步計算 3.1傳動軸直徑的初定 根據(jù)傳動軸傳遞功率的大小,用簡化的扭轉剛度公式計算:d≥ () 式中 -傳動軸受扭部分直徑(mm) -該軸傳遞的功率(kw) -電動機的功率(kw) η -電動機到該傳動軸的傳動效率 -被估算的傳動軸的計算轉速(r/min) [Φ]-該傳動軸每米長度允許扭轉角(deg/m)一般傳動軸取[Φ]=0.5～1 本設計取0.8 則Ⅳ軸,NⅣ= d4≥=51.2 取d4=54。 則Ⅲ軸,NⅢ= =4.1 d3≥ =5

12、1 取d3=52。 則Ⅱ軸,NⅡ= =4.18 d2≥ =36.5 取d2=36，將此軸做成花鍵軸。 則Ⅰ軸,NⅠ= =4.26 d1≥ =29.3 取d1=30,將此軸做成花鍵軸。 3.2主軸軸頸直徑的確定 由表3查得《機床課程設計指導書》： 主軸前軸頸=60mm，后軸頸=（0.7-0.85），取=40mm。 3.3齒輪模數(shù)的初步計算 初步計算齒輪模數(shù)時,按簡化的接觸疲勞強度公式進行.一般同一變速組中的齒輪取同一模數(shù),選擇負荷最重的小齒輪進行計算. 則 式中 - 按接觸疲勞強度估算的齒輪模數(shù)（mm）; - 驅動電動機功

13、率（mm）; - 被估算齒輪的計算轉速(r/min)； - 大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比, u＞1,外嚙合為+,內嚙合為-; - 齒輪齒數(shù); -齒寬系數(shù), =6～10,B為齒寬,m為模數(shù)，本設計中取8； [σ]-許用接觸應力(),查表3-9，取45鋼，整淬，σ=1100。 則C傳動組， =6.24 取=6。 則B傳動組=2.82 取=3。 則A傳動=2.42 取=2.5。 4.主要零件的驗算 4.1三角膠帶傳動的計算和選定 ① 確定計算功率 由表8-6查得工作情況系數(shù)KA=1.1,故: Kw=7.

14、15Kw ② 選取V帶型號 根據(jù)、n1由圖8-8確定選用Z型普通V帶。 ③ 確定帶輪基準直徑 由表8-3和表8-7取主動基準直徑。 根據(jù)式（8-15），從動輪基準直徑 根據(jù)表8-7，取。 按式（8-20）驗算帶的速度 ＜25 帶的速度合適。 ④ 確定窄V帶的基準長度和傳動中心距 根據(jù)＜＜,初步確定中心距。 根據(jù)式（8-20）計算帶所需的基準長度 由表8-2選帶的基準長度。 按式（8-21）計算實際中心距a

15、 驗算主動輪上的包角α1 由式（8-6）得： 主動輪上的包角合適。 ⑤ 計算窄V帶的根數(shù)z 由式（8-22）知 由n1=1440r/min、dd1=100mm、i=1440/500，查表8-5c和表8-5d得： 查表8-8得，查表8-2得則： 取z=6根。 ⑥ 計算預緊力F0 由式(8-23)知 查表8-4得q=0.1kg/m，故： 計算作用在軸上的壓軸力

16、 由式（8-4）得 4.2圓柱齒輪的強度計算 驗算變速箱中齒輪強度,應選擇相同模數(shù)承受載荷最大的齒數(shù)最小的齒輪,進行接觸應力和彎曲應力驗算。一般對高速運動的齒輪驗算齒面接觸應力，對低速傳動的齒輪驗算齒根彎曲應力。 接觸應力的驗算公式為： 彎曲應力的驗算公式為： 式中：——齒輪傳遞的功率（KW），( ) ——電動機的額定功率（KW）； η——從電動機到所計算齒輪的機械效率； ——齒輪的計算轉速（r/min）; m——初算的齒輪模數(shù)； B——齒寬（mm）; Z——

17、小齒輪齒數(shù)； u——大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，u≥1，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內嚙合； ——壽命系數(shù)； KT——工作期限系數(shù)：KT=m 60n1T/C0 T——齒輪在機床工作期限（Ts）內的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取Ts=15000～20000h，同一變速組內的齒輪總工作時間可近似地認為T=Ts/P,Po 變速組的傳動副數(shù)； n1——齒輪的最低轉速（r/min）; C0——基準循環(huán)次數(shù)，查表3-1； m——疲勞曲線指數(shù)，查表3-1；

18、 ——速度轉化系數(shù)，查表3-2； ——功率利用系數(shù)，查表3-3； ——材料強化系數(shù)，查表3-4； 的極限值，見表3-5，當時，則?。划敃r，則??； ——工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運動，取K1=1.2～1.6； ——動載荷系數(shù)，查表3-6； ——齒向載荷分布系數(shù)，查表3-7； ——標準齒輪齒形系數(shù)，查表3-8； [] ——許用接觸應力（），查表3-9； [] ——許用彎曲應力（），查表3-9。 ① 本設計對傳動組C20/8

19、0只需計算Z=20的齒輪計算轉速為200r/min，應驗算齒面接觸應力。 80/20中只需計算Z=20計算轉速為125r/min。應驗算齒根彎曲應力。 查得： =200r/min m=6 B=32 Z=20 u=4 = 1.75 K1=1.2 K2=1.3 K3=1 故： =520.1<1100 所以合格。 (N=1.62 K1=1.2 K2=1.3 K3=1) 故合格 ② 因驗算變速箱中齒輪強度選模數(shù)相同承受載荷最大的齒數(shù)最小的齒輪進行接觸應力和彎曲應力的驗算 故，對于m=2.5

20、時，需驗算Z=22時齒輪的接觸應力彎曲應力Nj=500r/min 齒面接觸應力： 故不合格。 現(xiàn)將模數(shù)增大，m=3 則： 合格 齒根彎曲應力： 故合格。 4.3 傳動軸的驗算 強度驗算、彎曲剛度驗算 受力分析：以Ⅱ軸為例進行分析，Ⅱ軸上的齒輪為滑移齒輪。通常，選擇主軸處于計算轉速（200r/min）時齒輪的嚙合位置為計算時的位置。根據(jù)本機床齒輪排列特點，主軸為250r/min時，Ⅱ軸受力變形大于前者，故采用此時的齒輪位置為計算位置。受力分析如下圖所示： 圖4受力分析圖

21、 圖4中F1為齒輪Z4（齒數(shù)為48）上所受的切向力Ft1，徑向力Fr1的合力。F2為齒輪Z9（齒數(shù)30）上所受的切向力Ft2，徑向力Fr2的合力。 各傳動力空間角度如圖5所示，根據(jù)下表的公式計算齒輪的受力。 圖5各傳動力空間角度 表1 齒輪的受力計算 傳遞功率 P (kw) 轉 速 n r/ (min) 傳動 轉矩 T N (mm) 齒輪壓力角 α 齒面摩擦角 γ 齒輪Z4 齒輪Z9 切向力 Ft1 N F1 在 X 軸投影Fz1 N F1 在 Z 軸投影Fz1 N 分度圓直徑d1

22、 mm 切向力 Ft2 N F1 在 X 軸投影Fz2 N F1 在 Z 軸投影Fz2 N 分度圓直徑d2 Mm 5.5 500 57603.2 20 6 -1200.1 -1200.1 585.3 120 1252.2 1252.2 -610.7 75 撓度、傾角的計算： 分別計算出各平面撓度、傾角，然后進行合成。如下圖所示：其中 a=120, b=156, c=150, f=126, l=276, , n=159.35,

23、 圖6各平面撓度、傾角合成 XOY平面內撓度： 代入數(shù)據(jù)，求得 ZOY平面內撓度： 代入數(shù)據(jù)，求得 撓度的合成：，符合要求。 左支撐傾角計算和分析： XOY平面力作用下的傾角： 代入數(shù)據(jù)，解得 ZOY平面力作用下的傾角： 代入數(shù)據(jù)，解得 傾角的合成：，符合要求； 右支承傾角計算和分析： XOY平面力作用下的傾角： 代入數(shù)據(jù)，解得 ZOY平面力作用下的傾角： 代入數(shù)據(jù)，解得 傾角的合成：，符合要求。 鍵側擠

24、壓應力計算： 表2 鍵側擠壓應力計算 計算公式 最大轉矩 花鍵軸小徑 花鍵軸大徑 花鍵數(shù) 載荷系數(shù) 工作長度 許用應力 許用應力 結論 72580 26 30 6 0.8 176 30 1.39 合格 4.4 滾動軸承的驗算 根據(jù)前面所示的Ⅱ軸受力狀態(tài)，分別計算出左（A）、右（B）兩支承端支反力。 在XOY平面內： 在ZOY平面內： 左、端支反力為：

25、 兩支承軸承受力狀態(tài)相同，但右端受力大，所以只驗算右端軸承。 滾動軸承的疲勞壽命驗算： 其中：額定動載荷：C=11000N，《機床設計簡明手冊》； 速度系數(shù)：； 使用系數(shù)：； 功率利用系數(shù)：，表3-3《床設計制導》； 轉速變化系數(shù)：，表3-2； 齒輪輪換工作系數(shù)： 當量動載荷：F=176.7N，已計算求得； 許用壽命：T，一般機床取10000-15000h； 壽命指數(shù)：。

26、 則額定壽命： 經驗算符合要求。 5.設計感想 此次課程設計搞得特別緊張主要是因為我第一周對其重視不夠，沒有進行設計工作。等到第二周一上手才知道需要進行的工作很多，有許多新的東西需要學習。 通過本課程設計的過程，讓我深刻體會到了自己所學知識的缺陷，也深刻認識到了自己對所學過的課程的掌握和熟記還有一定的差距。課程設計必須查閱很多的資料，才能很好的完成，因此通過本次的設計，讓我們體會到了查閱資料的重要性，同時也培養(yǎng)了我們勤于查閱的習慣，使我們不再盲目設計，為我們后續(xù)的課程的學習和以后的工作打下了一定的基礎 6.參考文獻 [1] 陳易新主編. 機床課程設計指導書. 哈爾濱工業(yè)大學，1981 [2] 范云漲、陳兆年主編.金屬切削機床設計簡明手冊.機械工業(yè)出版社，1994 [3] 李洪主編. 機械制造工藝、金屬切削機床設計指導. 東北工學院出版社，1989 [4] 任殿閣 、張佩勤主編. 機床設計指導. 遼寧科學技術出版社，1991 [5] 吳宗澤、羅圣國主編.機械設計課程設計手冊.高等教育出版社，1992 [6] 戴曙主編. 金屬切削機床. 機械工業(yè)出版社，1993 [7] 上海紡織工學院等主編. 機床設計圖冊.上?？茖W技術出版社，1979 18