目 錄第1章 機(jī)床的規(guī)格及用途 1第2章 運(yùn)動設(shè)計 12.1 確定極限轉(zhuǎn)速 12.2 確定公比 12.3 求出主軸轉(zhuǎn)速級數(shù) 12.4 確定結(jié)構(gòu)式 12.5 繪制轉(zhuǎn)速圖 22.5.1 選用電動機(jī) 22.5.2 確定傳動軸的軸數(shù) 22.5.3 繪制轉(zhuǎn)速圖 32.5.4 齒輪齒數(shù)的確定 42.6 傳動系統(tǒng)圖 42.7 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 4第3章 傳動零件的初步計算 53.1 傳動軸直徑初定 53.2 主軸軸頸直徑的確定 63.3 齒輪模數(shù)計算 63.3.1 初算齒輪模數(shù) 63.3.2 對各種限制的討論 83.3.3 其余驗證 9第4章 零件的驗算 94.1 第2變速組的驗證計算 94.1.1 小齒輪的彎曲強(qiáng)度驗算 94.1.2 大齒輪的接觸強(qiáng)度驗算 104.2 傳動軸II的驗證計算 124.2.1 傳動軸II的載荷分析 124.2.2 傳動軸II的最大撓度計算 134.2.3 傳動軸II的在支承處的傾角計算 154.3 主軸組件的靜剛度驗算 164.3.1 計算條件的確定 164.3.2 兩支承主軸組件的靜剛度驗算 17第5章 結(jié)構(gòu)設(shè)計的說明 20第6章 參考文獻(xiàn) 20第1章 機(jī)床的規(guī)格及用途本設(shè)計機(jī)床為臥式升降臺銑床，其級數(shù)Z=17，最小轉(zhuǎn)數(shù)nmin=35.5r/min，轉(zhuǎn)速公比為，驅(qū)動電動機(jī)功率N=7.5 kw。

主要用于加工鋼以及鑄鐵有色金屬；采用高速鋼、硬質(zhì)合金、陶瓷材料做成的刀具第2章 運(yùn)動設(shè)計2.1 確定極限轉(zhuǎn)速由已知最小轉(zhuǎn)數(shù)nmin=35.5r/min，級數(shù)Z=17，得到主軸極限轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)速調(diào)整范圍2.2 確定公比由題給條件，轉(zhuǎn)速公比，由參考文獻(xiàn)[1]，查得其轉(zhuǎn)速數(shù)列為：35.5，45，56，71，90，112，140，180，274，280，355，450，560，710，900，1120，14002.3 求出主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)由參考文獻(xiàn)[1]，轉(zhuǎn)速級速為 (2-1) 其中： ——轉(zhuǎn)速調(diào)整范圍——轉(zhuǎn)速公比 將，代入，得2.4 確定結(jié)構(gòu)式在設(shè)計簡單變速系統(tǒng)時，變速級數(shù)應(yīng)選為的形式，其中為正整數(shù)故，即選用2對三聯(lián)齒輪，1對兩聯(lián)齒輪進(jìn)行變速為實現(xiàn)要求的z=17，采用一級共速由參考文獻(xiàn)[2]，主變速傳動系設(shè)計的一般原則是：傳動副前多后少原則，傳動順序與擴(kuò)大順序相一致的原則，變速組降速要前慢后快因此，確定其變速結(jié)構(gòu)式如下： (2-2) 其最末擴(kuò)大組的調(diào)整范圍，滿足要求 由于其調(diào)整范圍已經(jīng)達(dá)到最值，故其最大傳動比與最小傳動比均已確定，即：最大傳動比： (2-3)最小傳動比： (2-4)2.5 繪制轉(zhuǎn)速圖2.5.1 選用電動機(jī) 由參考文獻(xiàn)[1]，選用Y系列封閉自扇冷式鼠籠式三相異步電動機(jī)，其級數(shù)級，同步轉(zhuǎn)速，電機(jī)型號。

2.5.2 確定傳動軸的軸數(shù)傳動軸數(shù) = 變速組數(shù)+定比傳動副數(shù)+1 = 3+1+1 = 52.5.3 繪制轉(zhuǎn)速圖圖 21 轉(zhuǎn)速圖2.6 傳動系統(tǒng)圖2.7 齒輪齒數(shù)的確定對于定比傳動的齒輪齒數(shù)，按經(jīng)驗，由傳動比為取齒數(shù)比為對于變速組內(nèi)齒輪的齒數(shù)，由參考文獻(xiàn)[2]，根據(jù)各級變速組傳動比，在滿足各傳動比的各總齒數(shù)和中選擇，得各傳動組各齒輪齒數(shù)為：I — II組內(nèi)： 24：30 21：33 18：36II — III組內(nèi)：36：23 26：33 17：42III — IV組內(nèi)：55：35 18：722.8 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差由參考文獻(xiàn)[1]，實際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差，一般不應(yīng)超過，即經(jīng)過核算，17級轉(zhuǎn)速各設(shè)計轉(zhuǎn)速的實際轉(zhuǎn)速為：35.5：=35.43，45：=45.36，56：=57.29，71：=70.91，90：=90.25，112：= 113.45，140：=140.87，180：=179.29，224：225.39，=226.47280：=281.43，355：356.37，450：445.7，560：=567.27，710：=713.14，900：896.47，1120：1125.91，1400：1406.75。

可見，僅有設(shè)計轉(zhuǎn)速56的實際轉(zhuǎn)速誤差略超過允許值但是考慮到差距都不大，故選用本設(shè)計結(jié)果進(jìn)行繪制 第3章 傳動零件的初步計算3.1 傳動軸直徑初定由參考文獻(xiàn)1,傳動軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用式(3.1)進(jìn)行計算: () (3.1) 其中: ——傳動軸直徑(mm) ——該軸傳遞的功率() ——該軸的計算轉(zhuǎn)速() ——該軸每米長度允許扭轉(zhuǎn)角(),本例中,取0.5 由圖１知,各軸的計算轉(zhuǎn)速為: ,,, 由于本計算為初定,各軸傳遞功率為電機(jī)功率乘以其中的效率,故各軸取電機(jī)功率可能造成傳動軸直徑較大,但是不會造成軸強(qiáng)度不夠的情況.故各軸的帶入： 得： 取各軸最小軸徑為，，，3.2 主軸軸頸直徑的確定由參考文獻(xiàn)3，功率為4kW的臥式銑床選用前軸頸軸徑為,后軸頸選用前軸頸的70%左右，取3.3 齒輪模數(shù)計算3.3.1 初算齒輪模數(shù)一般同一變速組中的齒輪取同一模數(shù),選擇各組負(fù)荷最重的小齒輪,由參考文獻(xiàn)[1],其計算得到的齒輪模數(shù)為: (3.2)其中: ——按接觸疲勞強(qiáng)度計算的齒輪模數(shù) ——驅(qū)動電動機(jī)功率(kW) ——大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比,外嚙合取“+”號,內(nèi)嚙合取“-”號 ——小齒輪齒數(shù) ——齒寬系數(shù),(為齒寬,為模數(shù)),,此處,均選用 ——許用接觸應(yīng)力(),查表可得對于第一個變速組,小齒輪最小齒數(shù)是,,其計算轉(zhuǎn)速為帶入式(3.2)得對于第二個變速組,小齒輪最小齒數(shù)是,,其計算轉(zhuǎn)速為帶入式(3.2)得對于第三個變速組,小齒輪最小齒數(shù)是,,其計算轉(zhuǎn)速為帶入式(3.2)得3.3.2 對各種限制的討論對于第3變速組,由于主軸軸徑是由標(biāo)準(zhǔn)查得,其值較大,前軸徑為,后軸徑為,即安裝齒輪處軸外徑約為,由參考文獻(xiàn)［1］,軸上的小齒輪還考慮到齒根賀到它的鍵槽深處的最小尺寸應(yīng)大于基圓齒厚,以防斷裂,即其最小齒數(shù)應(yīng)滿足： (3.3) 其中：——齒輪花鍵孔的外徑(mm),單鍵槽的取孔中心至鍵槽槽底的尺寸兩倍 ——齒輪模數(shù) 對于主軸,選用單鍵槽,查得,若,, 若,,滿足要求,考慮尺寸配合及強(qiáng)度要求，第3變速組的模數(shù)取. 考慮到花鍵滑動與定位較容易,除主軸外,其余軸均選用花鍵連接. 對于第3變速組,在軸III上,選用花鍵,將帶入,若,則,大于已確定的最小齒數(shù). 若,則,小于18. 驗證第2變速組,18.85.,小于最小齒數(shù)23. 在II軸上,選用花鍵,將代入,驗證第2變速組,得,小于最小齒數(shù)17,滿足要求. 故第2變速組選用模數(shù)4. 對于第1變速組,在軸II上,若,得,小于第1變速組在軸II上的最小齒數(shù). 在軸I上,選用花鍵,若,得,遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于軸I上的最小齒數(shù)18. 若,得,仍然大于最小齒數(shù)18. 若,得,小于最小齒數(shù)18. 故第1變速組選用模數(shù).3.3.3 其余驗證1. 機(jī)床主傳動系統(tǒng)最小齒數(shù),除II-III之間的z=17的齒輪外，所有齒輪均滿足此條件，故該設(shè)計可以滿足條件.2. 機(jī)床主傳動的最小極限傳動比為,中型機(jī)床的最大齒數(shù)和,以上設(shè)計均滿足此要求. 第4章 零件的驗算4.1 第2變速組的驗證計算第2變速組的最小齒輪齒數(shù)為,與之相嚙合的大齒輪齒數(shù)為.由參考文獻(xiàn)［1］,對于傳遞一定速度和功率的一般驅(qū)動用齒輪,第1,2級變速組選用7級齒輪,主軸選用6級齒輪4.1.1 小齒輪的彎曲強(qiáng)度驗算由參考文獻(xiàn)［4］,對于直齒圓柱齒輪,彎曲應(yīng)力需要滿足下式： (4. 1)式中: ——齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度() ——載荷系數(shù), .對于平穩(wěn)的原動機(jī)與工作機(jī),有使用系數(shù),由于,查表得,設(shè)軸的剛性大,查得齒向載荷分布系數(shù),則齒間載荷分配系數(shù)故載荷系數(shù) ——齒輪所受切向力(),由于軸II最小轉(zhuǎn)速為,代入,得到最大切向力 ——齒寬(mm),此處 ——齒形系數(shù),查圖得 ——齒輪齒根應(yīng)力修正系數(shù),查圖得 ——重合度系數(shù).,其中 ,代入得. ——許用彎曲應(yīng)力(MPa),,本齒輪采用45＃鋼滲碳淬火,查表得彎曲疲勞極限應(yīng)力：, ,取彎曲系數(shù),代入,得. 代入公式,得 滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度.4.1.2 大齒輪的接觸強(qiáng)度驗算由參考文獻(xiàn)［4］,對于直齒圓柱齒輪,接觸疲勞強(qiáng)度的校核公式為： (4. 2)式中：——材料彈性系數(shù),由表查得; ——節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù),查表得; ——重合度系數(shù),,其查表可得; ——傳動比,由前可知; ——齒輪所受切向力(),由于該對齒輪進(jìn)入嚙合時,軸III的最小轉(zhuǎn)速為,代入,得到最大切向力：——載荷系數(shù), .對于平穩(wěn)的原動機(jī)與工作機(jī),有使用系數(shù),由于,查表得,設(shè)軸的剛性大,查得齒向載荷分布系數(shù),則齒間載荷分配系數(shù)故載荷系數(shù) ——許用接觸應(yīng)力,,其中為試驗齒輪的齒面接觸疲勞極限,由參考文獻(xiàn)[4]P146知,為接觸強(qiáng)度壽命系數(shù),取,其余系數(shù)與前述相同,故 代入計算得：滿足接觸疲勞強(qiáng)度的要求4.2 傳動軸II的驗證計算齒輪傳動軸的抗彎剛度驗算,包括軸的最大撓度,滾動軸承處及齒輪安裝處的傾角驗算.其值均應(yīng)小于允許變形量及,允許變形量見參考文獻(xiàn)［3］上910頁表3.10-7,得由參考文獻(xiàn)［1］,對于傳動軸II,僅需要進(jìn)行剛度計算,無須進(jìn)行強(qiáng)度驗算.4.2.1 傳動軸II的載荷分析對傳動軸II的受力進(jìn)行簡化,得到下示載荷分布圖：圖 41 軸II的受力分析其中是變速組1的驅(qū)動力,且3個驅(qū)動力不能同時作用, 是變速組2的驅(qū)動阻力,且3個驅(qū)動阻力不能同時作用. 其彎曲載荷由下式計算： (4. 3)式中：——該齒輪傳遞的全功率(),如前述原因,此處均取. ——該齒輪的模數(shù),齒數(shù); ——該傳動軸的計算工況轉(zhuǎn)速(),(或) ——該軸輸入扭矩的齒輪計算轉(zhuǎn)速() ——該軸輸出扭矩的齒輪計算轉(zhuǎn)速()將六種驅(qū)動力/驅(qū)動阻力分別帶入式(2.13),可得到各驅(qū)動力為： 對于輸出驅(qū)動阻力,由于各種情況轉(zhuǎn)速不定,故應(yīng)在選定校核用軸II速度以后計算. 4.2.2 傳動軸II的最大撓度計算為了計算上的簡便,可以近似地以該軸的中點(diǎn)撓度代替最大撓度,其最大誤差不超過3%.由參考文獻(xiàn)［1］,若兩支承的齒輪傳動軸為實心的圓形鋼軸,忽略其支承變形,在單在彎曲載荷作用下,其中點(diǎn)撓度為： (4. 4)式中：——兩支承間的跨距(mm),對于軸II,. ——該軸的平均直徑(mm),本軸的平均直徑.,——齒輪的工作位置至較近支承點(diǎn)。