目录
一、设计任务 (01)
二、电动机的选择计算 (01)
三、传动装置的运动及动力参数的选择和计算 (02)
四、带传动的设计计算 (03)
五、高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 (07)
六、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 (12)
七、轴的设计计算 (17)
八、滚动轴承的选择和寿命验算 (22)
九、键联接的选择和验算 (23)
十、联轴器的选择计算 (24)
十一、减速器的润滑方式及密封种类的选择 (24)
十二、设计体会 (25)
十三、参考文献 (26)
一、设计任务
见任务书原件
二、电动机的选择计算
根据工作要求及条件，选择三相异步电动机 ，封闭式结构，电压380V ，Y 系列。 1.选择电动机功率
滚筒所需的有效功率：I P =F ×V=2458×0.8=1.855 kW 传动装置的总效率： ηηηηηη卷筒联4
承2
齿带????= 查表17-9确定个部分效率如下:
皮带传动效率： 0.95η带
=
齿轮啮合效率： 0.97η齿
=（齿轮精度为8级）
滚动轴承效率： 0.99η承
=（球轴承）
联轴器效率： 0.99η
联
=
滚筒效率： 0.96η滚筒=
传动总效率： η0.8330.960.990.990.970.9542=????= 所需电动机功率 :
P 总=总η/P I =1.96/0.816=2.227 kW 2.选取电动机的转速 滚筒转速 n I =
D
πυ
60=46.1 r/min 查表 4.12-1,可选Y 系列三相异步电动机Y132S-4,额定功率P 0=3 kW 同步转 速1000 r/min;
或选Y 系列三相异步电动机Y100L2-4,额定功率额定功率P 0=3 kW, 同步转速1000 r/min.均满足P 0 >Pr 。
电动机数据及传动比如下表1
表1
比较两种方案可见，方案1选用的电动机虽然质量和价格较低，但传动比过大。 为使传动装置紧凑，决定选用方案1
电动机型号为Y100L2-4.查表得其主要性能如下表2
表2
三、传动装置的运动及动力参数的选择和计算
1、分配传动比 总传动比:
I 总= n 0/ n w =1420/54.6=30.8 V 带传动比为2—4，取 =带i 3 则减速器动比：带减i i i /∑==30.8/3=10.266
对减速器传动比进行分配时，即要照顾两级传动浸油深度相近，又要注意 大齿轮不能碰着低速轴，试取：
=1i 减
1.35i =
4.103
5.1?=3.653
低速轴的传动比：
2i =
811.2653
.32.101==i i 减 2、各轴功率、转速和转矩的计算
0轴：即电机轴
P 0=P 电=2.227 kw n 0=1420 r/min
T 0=9550×P 0/n 0=9550×2.227/1420=15 N ·m
Ⅰ轴：即减速器高速轴
P 1= =
?
带
η
P 2.227×0.95=2.116 kw
n 1= n
/i
01
=1420/3=473.3 r/min
T 1=9550×P
1
/n
1
=9550×2.116/473.3=42.7 N·m
Ⅱ轴：即减速器中间轴
P 2= P
1
·η
η承
齿
?=2.116×0.97×0.99=2.053 kw
n 2=n
1
/i
12
= n
1
/i
1
=473.3/3.653=151.4 r/min
T 2=9550×P
2
/n
2
=9550×2.053/151.4=151.4 N·m
Ⅲ轴：即减速器的低速轴
P 3= P
2
·η
η承
齿
?=2.191×0.97×0.99=1.992 kw
n 3= n
2
/i
23
=151.6/2.722=46 r/min
T 3=9550×P
3
/n
3
=9550×1.992/46=413.5 N·m
Ⅳ轴：即传动滚筒轴
P 4= P
3
·η
η
联
承
?=2.104×0.99·0.99=1.952 kw
n 4= n
3
=45 r/min
T 4=9550×P
4
/n
4
=9550×1.952/46=405.2 N·m
将上述计算结果汇于下页表3
四、带传动的设计计算
1、确定设计功率P
C
原始数据：
电动机的输出功率： 3 k W
满载转速： 1420 r/min
从动轴转速： 473.3 r/min
传动比： 3
由教材表3—4，查得：
A
K=1.2
P C =
A
K×P=1.2×2.227=2.672 kw
2、选取V 带的型号 根据P C 和n 0由教材图3-12确定，因工作点外于A 型区，故选A
型。
表3
3、确定带轮基准直径1d d 、2d d ①选择小带轮直径1d d
由教材表3-5和教材表3-6确定1d d =100 mm ②验算带速V ：
V=
1000
601
1?n d d π=7.4 m/s
在5—25m/s 之间，故合乎要求 ③确定从动轮基准直径dd 2
2d d =i 带1d d =2.5×80=300 mm
查教材表3-6取2d d =315 mm ④实际从动轮转速2n 和实际传动比i
不计ε影响，若算得2n 与预定转速相差+-5％为允许。
i =
2
1
d d d d =2.94 4、确定中心距a 和带的基准长度L d ①初定中心a 0
本题目没有给定中心距，故按教材式3—25确定
0.7(d d2+d d1)≤0a ≤2(d d2+d d1) 0.7（100+315）≤0a ≤2(100+315) 290.5≤0a ≤830
初定 0a =500 mm ②确定带的计算基准长度L c 按教材式
c L ≈20a +2π
(1d d +2d d )+0
2124)(a d d d d -
=1675 ㎜ ③取标准Ld 按教材表3-3取d L =1600㎜。 ④确定中心距a 按教材式3-27
a =0a +
2
d
c L L -=462.5㎜ a 调整范围
m ax a =a +0.03d L =462.5+0.03×1600=510.5 ㎜
min a =a -0.015d L =462.5-0.015×1600=438.5㎜
5、验算包角α
α≈180°-
a
d d d d )
(21-×60° =152°＞120° 符合要求 6、确定带根数z 按教材式3-29
Z ≥
0P Pc
'
由教材式3-19单根V 带所能传递的功率
p '=a k (0p +1p ?+2p ? ) 由教材式3-20包角系数a k
a k =1.25(?
-
-18005
1α)=1.25(?
?
-
-18067.1625
1)=0.9289
由教材表3-2查得：
C 1=3.78×10-4 C 2=9.81×10-3 C 3=9.6×10-15 C 4=4.65×10-5 0L =1600㎜ ω1=
60
2n
π=148.7 rad/s 0P =1d d ω1〔C 1-
1
2
d d c -C 3211)(ωd d -C 4lg(d d1ω1)〕 =1.24 kw
1p ?=C 41d d ω1lg
)
11(11012
142-+s
d c c d
=0.208
2p ?=c 41d d ω1lg
L L d
=-0.00623 0
p '=a k (0p +1p ?+2p ?) =1.328 V 带的根数
Z ≥
0P Pc
'
=3.6/1.328=2.7 取Z=3根 7、确定初拉力F 0按教材式3-30
F 0=500
z P c ν(a
K 5.2-1)+q 2ν
=500×
295.51.019289.05.234.76.3?+??
?
??-? =142.7 N
式中q 由教材表3-1查得q=0.1 kg/m 。 8、计算轴压力Q
按教材式3-31 Q = 2F 0Zsin
20a =2×142.7×3×sin 2
152?
=830.76 N 五、高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算：
原始数据：电动机的输出功率 ： 2.116kW
小齿轮转速 ：473.3r/min
传动比 ：3.653 单向传动，工作载荷有轻微冲击，
每天工作16小时，每年工作300天，预期工作5年。
1.选择齿轮材料精度等级
齿轮减速器为一般机械，小齿轮材料选用45钢，调质处理，由表5—1查得 小齿轮45调质，硬度217～255HB ，取硬度为235—255HB ； 大齿轮材料选用45钢，正火处理，
硬度162～217HB ，取190—217HB 。 齿轮精度等级为8级
计算应力循环次数N (由教材式5—33)
1N =601n jLh=60×473.3×1×(10×300×10)=6.8×108 2N =1N /2i =6.8×108/3.653=1.866×108
查教材图5-17得1N Z =1.0, 2N Z =1.03 取Zw=1.0，1lim H S =1.0，LVR Z =0.92，X Z =1.0 由教材图5-16(b)得:
1lim H σ=580Mpa ，2lim H σ=540MPa 由教材式(5-28)计算许用接触应力
[]1H σ=min
1lim H H S σZ
N1
Z X Z W Z LVR =580Mpa []2H σ=
min
2
lim H H S σZ N2Z X Z W Z LVR =561Mpa
2. 按接触疲劳强度计算中心距 取=x Z 1.0
3
21
])/[(2)1(H E H a Z Z Z Z u
KT u a σβεΦ+≥ 由教材表5—5查得：E Z =189.8MPa 取R φ=0.4 T 1=1
1
9550n p ?
=56454m N ?m 初取：5.12=εZ K t , 暂取： 12=β 估取：?==20n t αα ?==12ββb 由式5—41 计算H Z
99.0cos ==ββZ
t t b H Z ααβsin cos /cos 2= =
?
???
?20sin 20cos 2035.12cos 2=2.47
3
21
])/[(2)1(H E H a t Z Z Z Z u
KT u a σβεΦ+≥ =()32
9.538987.08.18944.243.02431263.11637.3??
?
???????+
=119.9mm
圆整取： a=120mm
一般取： 3.2~15.1115)02.0~01.0()02.0~01.0(=?==a m n mm 取标准模数： mm m n 2= 小齿轮齿数z 1 =)
1(cos 2+u m a n β
=25.36
：大齿轮齿数： z 2= 4 ?23=93 取： z 1=26 z 2=92 实际传动比： 538.326
9212===
z z i 传动比误差： %1.3%100i i i =?-=?理
实
理i ＜5% 故在范围内。 修正螺旋角 ：
983.0)1202/()9226(22/)(cos 21=???=+=a z z m n β
?=45.10β 与 13=β相近，故βZ 、H Z 可不修正 mm
z m d mm z m d n n 12.187cos /88.52cos /2211====ββ
3.验证圆周速度
s m d n v /631.110006011 =?=π故满足要求 4.计算齿轮的几何参数
由5-3 按电动机驱动，轻度冲击 2.1=A K
s m vz /34.0100/2631.1100/=?= 按8级精度查取5-4(d)得：03.1=V K 齿宽：mm a b a 4212035.0=?=?Φ=
考虑到轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称位置查5-7a 得：08.1=βK 按8级精度 查5-4得：2.1=αK
602.1==αβK K K K K V A
齿顶圆直径：
mm Mn d d a 88.56.20.1288.52211=??+=+= mm Mn d d a 12.19120.1212.187222=??+=+=
端面压力角：?==31.20)cos tan arctan(β
ααn
t 齿轮基圆直径：
mm d d t b 69.49cos 11==α mm d d t b 84.175cos 22==α
齿顶圆压力角：
?===31.2088.5669
.49arccos arccos
111a b at d d α ?===066.2312
.19184
.175arccos arccos
222a b at d d α ()()[]705.1tan tan tan tan 21
2211=-+-=
t at t at a z z ααααπ
ε 302.1sin ==
n
m b πβ
εβ 由5-43 得：766.01==αεεZ
由5-18得：99.0cos ==ββZ
基圆螺旋角：?==856.9)cos tan(tan t b acr αββ Z H=
476.2sin cos cos 2=t
t b
ααβ
MPa MPa u
u bd KT Z Z Z Z H E H H 561][8.420)
1(2111==+=σσβε
安全
5.验算齿根弯曲强度 由式5-44
F σ=
n
m bd KT 22
2Fa Y sa Y εY βY ≤][F σ 1v z =1z /β3cos =27.34 2v z =2z /β3cos =96.758
查图5-14得：1Fa Y =2.64,2Fa Y =2.23 查图5-15得：1sa Y =1.61,2sa Y =1.78 由式5-47计算βY ：
βY =1-β
ε?
120β
= 0.9 由式5-48计算εY ：
εY =0.25+
a
b
εβ2cos 75.0=0.499
由式5-31计算弯曲疲劳许用应力
查图5-18b 得：=1lim F σ220MPa,=2lim F σ210MPa 查图5-19得：==21N N Y Y 1.0 取： 4.1S ,0.2Y min F t s ==
[]=1F σX N F ST F Y Y S Y 1min
1lim σ=314Mpa
[]=2F σX N F ST F Y Y S Y 2min
2lim σ=300Mpa
1F σ=
n
m bd KT 11
21Fa Y 1sa Y εY βY =55MPa<[]1F σ=314Mpa 安全
2F σ=1
F σ1
12
2sa Fa sa Fa Y Y Y Y
=52MPa<[]3F σ=300MPa 安全 5．齿轮主要几何参数 Z 1=26 Z 2=92 β=10.4 ?
m n =2mm d 1=52.88mm d 2=187.12mm
1a d = 1d n a m h *
2+=56.88mm
2a d =2d n a m h *2+=191.24mm
1f d =1d -2.5n m =47.88mm
2f d =2d -2.5n m =182.12mm
a =120mm
b 1=45mm b 2=50mm 齿轮的结构设计：
①小齿轮：由于小齿轮齿顶到键顶距离x<5，因此齿轮和轴可制成一体的齿轮轴。 ②对于大齿轮，da2<500m 因此，做成腹板结构。
六、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算
由前面计算得知： 二轴传递的功率P 2=2.053kw ，转速n 1=129.5r/min ，
转矩T 1=151.4Nm ，齿数比u=2.811 单向传动，工作载荷有轻微冲击，
每天工作16小时，每年工作300天，预期工作5年。
1.选择齿轮材料，确定精度及许用应力
小齿轮为45钢，调质处理，硬度为217—255HB 大齿轮为45钢，正火处理，硬度为190—217HB 齿轮精度为8级
计算应力循环次数N (由教材式5—33)
1N =60h jL n 1=60×151.4×1×(10×300×10)=1.86×108
2N =1N /2i =071
.31046.28?=71064.6?
查图5—17得：=1n z 1.1, =2n z 1.3 取：w z =1.0,min H S =1.0,LVR z =0.92,x z =1.0 查图5—16得：1min H σ=580MPa, 2min H σ=540MPa 由式5—28
LVR W X N H H H z z z z S 1min
1
lim 1][σσ=
=580MPa
LVR W X N H H H z z z z S 2min
2
lim 2][σσ=
=561MPa
2.按接触疲劳强度确定中心距
a
≥(u+1)[]32
22???
?
??H E H a Z Z Z Z u KT σφβεmm T 2=2
2
9550
n p =151400N ·mm 初选2
t t Z K ε=1.2，暂取?=12β,=a φ0.35
由式5—42 ==ββcos z 0.99 由表5—5 得E Z =189.8MPa 由式5—41 计算H Z
估取?==20n t αα ?==2305.12ββb 则H Z =
t
t b
ααβsin cos cos 2
=
?
???
?20sin 20cos 12cos 2=2.47
α ≥(u+1)[]3
2
22???
? ??H E H a Z Z Z Z u KT σφβ
ε =151.79mm
圆整取： α=155mm 一般取： n m =(0.01～0.02)t α= (0.01～0.02)×155=1.058～3.1 取标准值： n m =2mm 两齿轮齿数和 ：Z 1 =
1)(u cos 2+n m a β=10
12cos 1552?
??=39.8
Z 1=40
Z 2=uz1=112
实际传动比： 1
z 2
z i =实=
40
112
=2.8
传动比误差： %9.3%100i i i =?-=?理
实
理i ＜5% 故在范围内。 修正螺旋角 ： β=arccos
()a 2z z m 21n += arccos ()155
2401122?+?=11.290
与初选 接近，H Z ，βZ 不可修正
1d =
βcos m 1n z =?
?63.12cos 305.2=81.58mm 2d =
βcos m 2n z ?
?63.12cos 91
5.2=228.32mm
圆周速度： V=
3
1
11060?n d π=
1000
6058
.815.129???π=0.55m/s
取齿轮精度为8级 3．验算齿面接触疲劳强度
H σ=H Z E Z εZ β
Z u
1
u 221+bd KT ≤][H σ
有表5-3查得：A K =1.25
1Vz /100=0.55×30/100=0.22
按8级精度查图5-4得动载系数v K =1.02
齿宽 b=a a φ=0.3×155=54.25mm
2/d b =0.674
查图5-7齿轮相对于轴承非对称布置，两轮均为软齿面，得：βK =1.05 查表5-4得： αK =1.2
载荷系数K =A K v K βK αK =1.6065
由5-42 ==ββcos z =0.99
计算重合度a ε，βε以计算εz ：
1a d =1d +2*
a h m=85.58mm 2a d =2d +2*a h m =232.4mm
t α=arctan(tan n α/cos β) = 20.360
1b d =1d cos t α=76.86×cos20.460=76.48mm
2b d =2d cos t α=233.14×cos20.460=214.13mm
1at α=arccos
1
1
a d d d =26.660
2at α=arccos
2
2
a d d d =22.870 αε=
π21
［1z (tan 1at α-tan t α)+2z (tan 2at α-tan t α)］ =π
21[5.2388+5.678] =1.737
βε=
n
m b πβsin = π5.263.12sin 5.46?? =1.73
由式5-43计算εZ
7587.069
.11
1
==
=
α
εεZ 99.0cos ==ββZ b β= arctan(tan βcos t α) =10.70
H Z =
t t b a a sin cos cos 2β= ?
??
46.20sin 46.20cos 46.11cos 2 =2.45
由式5-38计算齿面接触应力H σ
H σ=H Z E Z εZ β
Z u 1
u 22
2
2+bd KT
=469MPa<[H σ]=591.19Mpa 4．校核齿根弯曲疲劳强度 由式5-44得：
F σ=
n
m bd KT 11
2Fa Y sa Y εY βY ≤][F σ 1v z =1z /β3cos =30/ ?63.12cos 3 =42.46 2v z =2z /β3cos =91/?63.12cos 3=118.89
查图5-14得：1Fa Y =2.4,2Fa Y =2.2 查图5-15得：1sa Y =1.68,2sa Y =1.81 由式5-47计算βY
βY =1-β
ε?120β=1-1.295?
?12063.12=0.864 由式5-48计算εY
εY =0.25+
a
b
εβ2cos 75.0=0.25+
ε
?
?86.11cos 75.02=0.67
由式5-31计算弯曲疲劳许用应力
查图5-18b 得：=1lim F σ220MPa,=2lim F σ210MPa 查图5-19得：==21N N Y Y 1.0 取： 4.1,0.2min ==F t s S Y
[]=1F σX N F ST F Y Y S Y 1min
1lim σ=314Mpa
[]=2F σX N F ST F Y Y S Y 2min
2lim σ=300Mpa
1F σ=
n
m bd KT 11
21Fa Y 1sa Y εY βY =122.4MPa<[]1F σ=314Mpa 安全
2F σ=1
F σ1
12
2sa Fa sa Fa Y Y Y Y =120.88MPa <[]2F σ=300 MPa 安全
5．齿轮主要几何参数 Z 1=40 Z 2=112 β=11.4° m n =2mm d 1=81.58mm d 2=228.42mm
1a d = 1d n a m h *
2+=76.868+2×1×2=85.58mm
2a d =2d n a m h *2+=233.14+2×1×2=232.42mm
1f d =1d -2.5n m =76.868-2.5×2.5=76.58mm
2f d =2d -2.5n m =233.14-2.5×2.5=223.42mm
a =155mm 取1
b =60.mm, b 2=55mm 齿轮结构设计计算：
（1）小齿轮da1<200mm ，制成实心结构的齿轮。
（2）大齿轮，da2<500m ，做成腹板结构。
七、轴的设计计算
1．减速器高速轴的设计计算 （1）选择轴的材料
轴的材料为45号钢，调质处理 （2）按扭矩初步估算轴端直径
初步确定高速轴外伸段直径，高速轴外伸段上安装带轮， 其轴径可按下式求得：
3
1
1
01n P A d ≥ 查表（8-2）得：0A =110—160，取：0A =135 考虑轴端有一个键槽，在计算时应该增加3%～5% d=25.322mm
考虑轴端有一个键槽 取：1d =28mm （3）初选滚动轴承
因该轴上装有斜齿轮，需要调整轴向位置，考虑装拆调整方便起见， 选用深沟球轴承。根据轴端尺寸，带轮的定位方式和轴承的大概 安装位置，初选单列深沟球轴承6207 （4）设计轴的结构 a.带轮用mm 32φ的轴肩定位 轴承按标准取6207内径为mm 35φ
该轴为齿轮轴，轴承的周向用有过盈的配合， 带轮的周向用键定位。
b ．布置轴上零件，设计轴的结构
根据安装和定位的需要，初定各轴段直径和长度，各跨度尺寸， 作
轴
的
简
图
如
图
：
力学模型
（5）对轴进行分析，作当量弯矩图。
计算齿轮所受的各个分力，绘制空间受力简图 圆周力： 1t F =12T /1m d =2×42700/52.88=1615N 轴向力：N F F t a 2.302tan =?=β 径向力：N F F n t r 7.597cos /tan =?=βα 带对轴的压轴力： Q=830.76N 齿轮的分度圆直径： =52.88mm 齿轮的齿根圆直径： 1f d =48.88mm
将空间力系分解为H 和V 平面力系，分别求支反力并画弯矩图
0M H 2=∑，
N N Fr
Fa Q R H 1050181
5.5544.262591=?-?+?=
0M
H
1=∑
N N Fr
Fa Q R H 58.816181
5.12544.26782=?+?+?=
mm N Q M H ?==64800781
mm N R M H H ?=?=453205.5522 mm N F M M a H ?=?-=373303.2502 0M V 1=∑ 0561781=+-t v F R
N Ft
R v 495181
5.551=?=
0M V 2=∑01221782=+-t v F R
m N Ft
R vM ?=?=
1120181
5.1252
mm N R M v v ?=?==5.621224955.1255.12512
求轴的弯矩M ，画弯矩图
mm N M M H ?==6480011
7689622222=+=V H M M M mm N ? 7247622222=+=V HO O M M M mm N ? 画轴的扭矩图 T=42700mm N ? 求计算弯矩M ca ，画计算弯矩图 取根据)T (M M 22ca α+=，6.0=α
()25620431266.002
=?+=cao M mm N ?
()696806.02
2
11=+=T M M ca mm N ?
()810516.02
2
22=?+=T M M ca mm N ?
()768716.02
2
22=?+=T M M O O ca mm N ?
机床主传动系统设计 多轴箱是组合机床的重要专用部件。它是根据加工示意图所确定的工件加工孔的数量和位置、切削用量和主轴类型设计的传递各主轴运动的动力部件。其动力来自通用的动力箱，与动力箱一起安装于进给滑台，可完成钻扩铰镗孔等加工工序。 通用主轴箱采用标准主轴，借助导向套引导刀具来保证被加工孔的位置精度。 5.1大型主轴箱的组成 大型通用主轴箱由通用零件如箱体、主轴、传动轴、齿轮和附加机构等 组成。有箱体、前盖、后盖、上盖、侧盖等为箱体类零件；主轴、传动 轴、手柄轴、传动齿轮、动力箱或电动机齿轮等为传动类零件；叶片泵、 分油器、注油标、排油塞、油盘和防油套等为润滑及防油元件。 5.2多轴箱通用零件 1．通用箱体类零件箱体材料为HT200，前、后、侧盖等材料为HT150。 多轴箱的标准厚度为180mm，前盖厚度为55mm，后盖厚度为90mm。 2．通用主轴 1)滚锥轴承主轴 2)滚针轴承主轴 3)滚珠轴承主轴：前支承为推力球轴承、后支承为向心球轴承或圆锥滚子 轴承。因推力球轴承设置在前端，能承受单方向的轴向力，适用于钻孔 主轴。 3．通用传动轴 通用传动轴一般用45＃钢，调质T235；滚针轴承传动轴用20Cr钢， 热处理S0.5～C59。 4．通用齿轮和套 多轴箱用通用齿轮有：传动齿轮、动力箱齿轮和电机齿轮。 5.3通用多轴箱设计 1．多轴箱设计原始依据图
1) 多轴箱设计原始依据图 图5－1.原始依据图 2) 主轴外伸及切削用量 表5－1.主轴参数表 3) 被加工零件：箱体类零件，材料及硬度，HT200，HB20～400 2． 主轴、齿轮的确定及动力的计算 1) 主轴型式和直径、齿轮模数的确定 主轴的型式和直径，主要取决于工艺方法、刀具主轴联结结构、刀具的进给抗力和切削转矩。钻孔采用滚珠轴承主轴。主轴直径按加工示意图所示主轴类型及外伸尺寸可初步确定。传动轴的直径也可参考主轴直径大小初步选定。 齿轮模数m （单位为mm ）按下列公式估算： (30~m ≥=≈1.9（《组合机床设计简明手册》p62）
(此文档为word格式，下载后您可任意编辑修改！) 第一章概述 1.1机床主轴箱课程设计的目的 （1）通过机床主传动系统的机械变速机构设计，使学生树立正确的设计思想和掌握机床设计的基本方法； （2）巩固和加深所学理论知识，扩大知识面，并运用所学理论分析和解决设计工作中的具体问题； （2）通过机械制造装备课程设计，使学生在拟订机床主传动机构、机床的构造设计、各种方案的设计、零件的计算、编写技术文件和设计思想的表达等方面，得到综合性的基本训练； （3）熟悉有关标准、手册和参考资料的运用，以培养具有初步的结构分析和结构设计计算的能力。 1.2设计参数 普通车床传动系统设计的设计参数： （a）主轴转速级数Z=12； （b）主轴转速范围r/min； （c）公比φ=1.41； （d）电机功率为7.5KW； （e）电机转速为1440r/min。 第二章参数的拟定 2.1 确定极限转速 由 因为=1.41 ∴得=44.64 取=45 ∴ r/min 取标准转速1440r/min 2.2 主电机选择 已知异步电动机的转速有3000 、1500 、1000、750，已知是4KW，根据《车床设计手册》附录表2选Y132S-4，额定功率5.5，满载转速1440，。
第三章传动设计 3.1 主传动方案拟定 可能的方案有很多，优化的方案也因条件而异。此次设计中，我们采用集中传动型式的主轴变速箱。 3.2 传动结构式、结构网的选择 结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的传动不失为有用的方法，但对于分析复杂的传动并想由此导出实际的方案，就并非十分有效。 3.2.1 确定传动组及各传动组中传动副的数目 级数为Z的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有、、……个传动副。即 传动副中由于结构的限制以2或3为合适，即变速级数Z应为2和3的因子：，可以有3种方案： 12=3×2×2；12=2×3×2；12=2×2×3 3.2.2 传动式的拟定 12级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。 主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，最后一个传动组的传动副常选用2。 综上所述，传动式为12=3×2×2。 3.2.3 结构式的拟定 对于12=2×3×2传动式，有6种结构式和对应的结构网。分别为： 根据主变速传动系统设计的一般原则
机械工程学院 课程设计说明书 专业机械设计制造及其自动化 班级 XXXXXXXXXXX 姓名 XXXXXXXX 学号 XXXXXXXXXXXX 课题普通车床主传动系统设计 指导教师 XXXXXXXXXX 年月日
普通车床主传动系统设计说明书 一、 设计题目：设计一台普通车床的主传动系统，设计参数： (选择第三组参数作为设计数据) 二、运动设计 （1）传动方案设计（选择集中传动方案） （2）转速调速围2000 max 44.4445 min n Rn n == = （3）根据《机械制造装备设计》78P 公式（3-2）因为已知 1 -=z n R ? ∴ Z=?lg lg n R +1 ∴?=)1(-Z n R =114.44=1.411 根据《机械制造装备设计》77P 表3-5 标准公比?。这里我们取标准公比系列 ?=1.41，因为?=1.41=1.066，根据《机械制造装备设计》77P 表3-6标准数列。首先找到最小极限转速25，再每跳过5个数（1.26～1.066）取一个转速，即可得到公比为1.41的数列：45、63、90、125、180、250、355、500、710、1000、1400、 2000。 （4）结构式采用：13612322=??
1）确定系数' 0x ' 0ln 1111210ln n R x Z ? = -+=-+= 2）确定结构网和结构式： 确定基本组传动副数，一般取 02 P =，在这里取 03 P = 3）基型传动系统的结构式应为：12612232=g g 4）变型传动系统的结构式，应在原结构式的基础上，将元基本组基比指数 加上' x 而成，应为' 0x 为0，故不发生改变。 根据“前多后少”，“前密后疏”的原则，取13612322=?? 5）验算原基本组变形后的变速围 () 2213(21)32 1.41 1.41 2.88x P R ? -?-====< 6）验算最末变速的组变速围 () 3316(21)63 1.41 1.417.8588x P R ? -?-====< 根据中间变速轴变速围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下： 传动系的结构网
新疆工程学院机械工程系毕业设计（论文）任务书 学生姓名专业班级机电一体化09-11（1）班设计(论文)题目数控机床主传动系统及主轴设计 接受任务日期2012年2月29日完成任务日期2012年4月9日指导教师指导教师单位机械工程系 设 计(论文)内容目标 培养学生综合应用所学的基本理论，基础知识和基本技能进行科学研究能力的初步训练；培养和提高学生分析问题，解决问题能力。通过毕业设计，使学生对学过的基础理论和专业知识进行一次全面地系统地回顾和总结。通过对具体题目的分析和设计，使理论与实践结合，巩固和发展所学理论知识，掌握正确的思维方法和基本技能。 设计(论文)要求 1．论文格式要正确。 2．题目要求：设计题目尽可能选择与生产、实验室建设等任务相结合的实际题目，完成一个真实的小型课题或大课题中的一个完整的部分。 3．设计要求学生整个课题由学生独立完成。 4．学生在写论文期间至少要和指导老师见面5次以上并且和指导教师随时联系，以便掌握最新论文的书写情况。 论文指导记录 2012年3月1号早上9：30-12：00在教室和XX老师确定题目。2012年3月6日早上10：00-12:00在教室确定论文大纲与大纲审核。2012年3月13日早上10:00-12：00在教室确定论文格式。 2012年3月20日早上9：30-12:00在教室对论文一次修改。 2012年3月27日早上9：30-12:00在教室对论文二次修改。 2012年4月6日早上9：30-12：30在教室对论文三次修改。 2012年4月9日早上9:30-12：00在教室老师对论文进行总评。 参考资料[1]成大先.机械设计手册-轴承[M].化学工业出版社 2004.1 [2]濮良贵纪名刚.机械设计[M].高等教育出版社 2006.5 [3]李晓沛张琳娜赵凤霞. 简明公差标准应用手册[M].上海科学技术出版社 2005.5 [4]文怀兴夏田.数控机床设计实践指南[M].化学工业出版社 2008.1 [5][日]刚野修一(著). 杨晓辉白彦华(译) .机械公式应用手册[M].科学出版社 2004
1． 机床主要技术参数： （1） 尺寸参数： 床身上最大回转直径： 400mm 刀架上的最大回转直径： 200mm 主轴通孔直径： 40mm 主轴前锥孔： 莫式6号 最大加工工件长度： 1000mm （2） 运动参数： 根据工况，确定主轴最高转速有采用YT15硬质合金刀车削碳钢工件获得，主 轴最低转速有采用W 16Cr 4V 高速钢刀车削铸铁件获得。 n max =min 1000max d v π= 23.8r/min n min = max min 1000d v π =1214r/min 根据标准数列数值表，选择机床的最高转速为1180r/min ，最低转速为26.5/min 公比?取1.41，转速级数Z=12。 （3） 动力参数： 电动机功率4KW 选用Y112M-4型电动机 2． 确定结构方案： （1） 主轴传动系统采用V 带、齿轮传动； （2） 传动形式采用集中式传动； （3） 主轴换向制动采用双向片式摩擦离合器和带式制动器； （4） 变速系统采用多联滑移齿轮变速。 3． 主传动系统运动设计： （1） 拟订结构式： 1） 确定变速组传动副数目： 实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合： A ．12=3*4 B. 12=4*3 C 。12=3*2*2 D ．12=2*3*2 E 。12=2*2*3 方案A 、B 可节省一根传动轴。但是，其中一个传动组内有四个变速传动 副，增大了该轴的轴向尺寸。这种方案不宜采用。 根据传动副数目分配应“前多后少”的原则，方案C 是可取的。但是，由
于主轴换向采用双向离合器结构，致使Ⅰ轴尺寸加大，此方案也不宜采用，而应选用方案D 2）确定变速组扩大顺序： 12=2*3*2的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有以下6种形式：A．12=21*32*26B。12=21*34*22 C．12 =23*31*26D。12=26*31*23 E．22*34*21F。12=26*32*21 根据级比指数非陪要“前疏后密”的原则，应选用第一种方案。然而，对于所设计的机构，将会出现两个问题： ①第一变速组采用降速传动（图1a）时，由于摩擦离合器径向结构尺寸限制， 使得Ⅰ轴上的齿轮直径不能太小，Ⅱ轴上的齿轮则会成倍增大。这样，不仅使Ⅰ-Ⅱ轴间中心距加大，而且Ⅱ-Ⅲ轴间的中心距也会加大，从而使整个传动系统结构尺寸增大。这种传动不宜采用。 ②如果第一变速组采用升速传动（图1b），则Ⅰ轴至主轴间的降速传动只能由 后两个变速组承担。为了避免出现降速比小于允许的极限值，常常需要增加一个定比降速传动组，使系统结构复杂。这种传动也不是理想的。 如果采用方案C，即12 =23*31*26，则可解决上述存在的问题（见图1c）。其结构网如图2所示。
陕西理工学院 车床主传动系统设计 设计题目 系别 专业 学生姓名 班级学号 设计日期
目录 第一章概述--------------------------------------------------------------4 1、车床主传动系统课程设计的目的----------------------------4 2、设计参数----------------------------------------------------------4 第二章参数的拟定-----------------------------------------------------4 1、确定极限转速----------------------------------------------------4 2、主电机选择-------------------------------------------------------5第三章传动设计--------------------------------------------------------5 1、主传动方案拟定-------------------------------------------------5 2、传动结构式、结构网的选择----------------------------------5 3、转速图的拟定----------------------------------------------------6第四章传动件的估算---------------------------------------------------7 1、三角带传动的计算----------------------------------------------7 2、传动轴的估算----------------------------------------------------9 3、齿轮齿数的确定和模数的计算-------------------------------11 4、齿宽确定----------------------------------------------------------15 5、齿轮结构设计----------------------------------------------------16 6、带轮结构设计----------------------------------------------------16 7、传动轴间的中心距----------------------------------------------16 8、轴承的选择-------------------------------------------------------17第五章动力设计---------------------------------------------------------17
第一章 概述 1.1机床主轴箱课程设计的目的 （1）通过机床主传动系统的机械变速机构设计，使学生树立正确的设计思想和掌握机床设计的基本方法； （2）巩固和加深所学理论知识，扩大知识面，并运用所学理论分析和解决设计工作中的具体问题； （2）通过机械制造装备课程设计，使学生在拟订机床主传动机构、机床的构造设计、各种方案的设计、零件的计算、编写技术文件和设计思想的表达等方面，得到综合性的基本训练； （3）熟悉有关标准、手册和参考资料的运用，以培养具有初步的结构分析和结构设计计算的能力。 1.2设计参数 普通车床传动系统设计的设计参数： （a ）主轴转速级数Z=12； （b ）主轴转速范围min =31.5n r/min ； （c ）公比φ=1.41； （d ）电机功率为7.5KW ； （e ）电机转速为1440r/min 。 第二章 参数的拟定 2.1 确定极限转速 由 n R n n =min max 1-=z n R ? 因为?=1.41 ∴得n R =44.64 取n R =45 ∴ max min 1386n n n R ==r/min 取标准转速1440r/min
2.2 主电机选择 已知异步电动机的转速有3000 /min r 、1500/min r 、1000/min r 、750 /min r ，已知额P 是4KW ，根据《车床设计手册》附录表2选Y132S-4，额定功率5.5kw ，满载转速1440 min r ，87.0=η。 第三章 传动设计 3.1 主传动方案拟定 可能的方案有很多，优化的方案也因条件而异。此次设计中，我们采用集中传动型式的主轴变速箱。 3.2 传动结构式、结构网的选择 结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的传动不失为有用的方法，但对于分析复杂的传动并想由此导出实际的方案，就并非十分有效。 3.2.1 确定传动组及各传动组中传动副的数目 级数为Z 的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有1Z 、 2Z 、……个传动副。即ΛΛ321Z Z Z Z = 传动副中由于结构的限制以2或3为合适，即变速级数Z 应为2和3的因子： b a Z 3?2= ，可以有3种方案： 12=3×2×2；12=2×3×2；12=2×2×3 3.2.2 传动式的拟定 12级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。 主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，最后一个传动组的传动副常选用2。 综上所述，传动式为12=3×2×2。 3.2.3 结构式的拟定 对于12=2×3×2传动式，有6种结构式和对应的结构网。分别为： 62123212??= 61323212??= 14223212??= 24123212??= 31623212??= 12623212??= 根据主变速传动系统设计的一般原则13612322=??
1.范围 适用于本研发中心所开发车型的发动机传动系统设计。 2.引用标准 GB 7086-87液力变矩器性能试验方法 GB/T465-1999汽车机械式变速器分类的术语及定义GB/T5333-1985汽车驱动桥术语及定义 GB/T5727-1985汽车液力变速器术语及定义 GB/T5728-1985汽车离合器术语及定义 QC/T27-1992汽车干摩擦片式离合器台架试验方法QC/T291-1999汽车机械式分动器性能要求 QC/T293-1999汽车半轴台架试验方法 QC/T294-1999汽车半轴技术条件 QC/T463-1999汽车用液力变矩器技术条件 QC/T470-1999汽车制动变速器操纵装置的要求 QC/T523-1999汽车传动轴台架试验方法 QC/T524-1999汽车发动机性能试验方法试验方法QC/T533-1999汽车驱动桥台架试验方法 QC/T534-1999汽车驱动桥台架试验评价指标 QC/T29033-1991汽车用液力变速器台架性能试验方法QC/T29063-1992汽车机械式变速器总成技术条件 QC/T29082-1992汽车传动轴总成技术条件 QC/T29101-1992汽车用操纵拉锁总成 结构如图19：
图 19 换挡连杆结构 操纵杆：操纵杆的结构一般为如图20所示结构较多，档位的位置要与结构相匹配，一般对换档操纵的行程比为：之间、换档操纵的行程比为之间，简单结构为： 图 20 操纵杆结构 10.传动轴的选用 传动轴及万向节的选型设计流程框图，如图 21所示：
图 21 传动轴及万向节的选型设计流程框图 传动轴概述 传动轴是汽车传动系重要组成部分,将发动机提供的动力由变速器传递至车桥的减速器。它主要由万向节、轴管及其伸缩花键等组成。对于长轴距汽车的分段传动轴，还需有中间支撑。 轴系是一个弹性体，当其回转时，一方面由于本身的质量（或转动惯量）和弹性产生自然振动；另一方面由于轴系各零件的材料组织不均匀、制造误差及安装误差等原因造成轴系重心偏移；导致回转时产生离心力、从而产生以离心力为周期性干扰外力所引起的强迫振动。当强迫振动的频率与轴的自振频率接近或相同时，就会产生共振现象，从而直接影响整车传动的平稳性和舒适性。产生共振现象时轴的转速称为轴的临界转速。传动轴的实际转速要低于临界转速的倍。在传动轴与万向节装配后必须满足动平衡要求。 万向传动轴的断面尺寸除应满足临界转速的要求外，还应保证有足够的扭转强度。轴管是传动轴的薄弱环节，按要求其极限扭矩应不低于最大工作转矩的倍。 传动轴滑动花键齿侧挤压应力不大于25～50N/mm2 ；对于不滑动花键，挤压应力不大于50～100 N/mm2 。 结构形式 汽车用万向节分为刚性的、饶性的、等速的和不等速的几种。 汽车除转向驱动桥及带有摆动半轴的驱动桥的分段式半轴多采用等速万
目录 前言 0 1．设计任务和目的 (1) 2．运动设计 (1) 1）运动参数的确定 (1) 2）拟定结构式 (3) 3)确定是否需要增加降速的定比传动副 (4) 4)分配个变速组的最小传动比，拟定转速图 (4) 5）齿数的确定 (4) 6)选择最佳转速 (5) 7)皮带轮直径的确定 (5) 3．动力计算 (7) 1)计算各轴的功率和扭矩 (7) 2)确定个传动件的计算转速 (7) 3）主轴及各轴直径的估算 (8) 4）齿轮模数估算和几何尺寸计算 (8) 5)主轴及各传动组件的结构分析与选择 (9) 4.主轴组件的设计计算 (10) 5．参考资料…………………………………… 5．结束语……………………………………
机床主传动系统设计 摘要：本课题为机床主传动系统的设计，经过全面的分析比较确定一种比较合理的方案使该系统能完成18级变速，基本满足通用型普通车床的加工要求和技术要求。本系统的设计过程中运用了分析比较，逆推等方法来完成了各种不同方案的优化选择，从而确定了一套比较合理的方案。 关键词：优化设计、逆推法、公比、基本组、扩大组 1.设计任务和目的： 该机床主传动系统可提供各种车削工作所需转速，使车床完成各种公制、英制、模数螺纹的车削任务。 主轴三支撑均采用滚动轴承；该系统具有刚性好、功率大、操作方便等特点。2.运动设计： 1）运动参数的确定： 已知：主轴的最高转速Nmax=1440rpm，最低转速：Nmin=30rpm，求主轴的转速级数Z及公比Ф。 a.公比Ф的确定： 依据资料要求，对于中型通用机床，万能性较大，因而要求转速级数Z要多一些，但结构又不能过于复杂。因此，公比Ф常推荐优先选择1.25或1.41。 b.转速级数Z的确定及分析比较： 由R n =N max ／N min =1400／30=46.667，Z=1+ L g R n ／L g Ф 当Ф=1.26时，经计算Z=1+L g 46.667／L g 1.26≈18级； 当Ф=1.41时，经计算Z=1+ L g 46.667／L g 1.41≈12级。 分析比较： 当Ф=1.26时，计算得Z=18级转速，级数较大，机床主传动系统结构较复杂，所需传动件相对较多，但适用范围更广，有利于机床主传动系统功能的充分发挥。在选择车削速度时，更有利于优化选择，与同类级数较少的机床相比较，更能发挥其性能。同时速度损失相对较小； 当Ф=1.41时，计算得Z=12级转速，级数较小，机床主传动系统结构相对简单，但通用性不强。 综上所述： 本系统选择Ф=1.26，Z=18级转速方案。 按标准转速数列为：30、37.5、47.5、60、75、95、118、150、190、235、300 、375、475、600、750、950、1180、1500（rpm）。 2）拟定结构式： a．确定变速组的数目和各变速组中的传动副的数目。 该主传动系统的变速范围较大，级数较多，需经过较长的传动链才能将其速度降到主轴的所需转速，通常采用P=2或3，18=33332，共需三个变速组。 b．确定不同传动副数的各变速组的排列次序：
《机械设计》课程设 计说明书 课题名称带式输送机的传动系统设计 学院 xxxxxXXXXXXXX 专业机械设计制造及其自动化 作者 XXXXXXXXXXXXXXXXXX 学号 XXXXXXXXXXXXXXXXXX 指导老师 XXXXXXXXXXXXXXXXXXX 二0一五年十二月二十一
目录 第一章绪论 (1) 第二章减速器结构选择及相关性能参数计算 (2) 第三章V带传动设计 (4) 第四章齿轮的设计计算 (6) 第五章轴的设计计算 (12) 第六章轴承、键和联轴器的选择 (18) 第七章减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的计算 (20) 第八章设计小结 (24) 参考资料 (24)
第一章绪论 1.1 设计目的 （1）培养我们理论联系实际的设计思想，训练综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。 （2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。 （3）另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理等设计方面的能力。 1.2传动方案拟定 1、传动系统的作用及传动方案的特点： 机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。 本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。 带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。 齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。 减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。 2、传动方案的分析与拟定 1、工作条件：使用年限8年，工作为两班工作制，单向运转，不均匀载荷，中等冲击，空载运行。 2、原始数据：滚筒圆周力F=4.5KN； 滚筒直径D=320mm； 3、方案拟定： 采用Ｖ带传动与齿轮传动的组 带传动具有良好的缓冲，吸振性能， 适应大起动转矩工况要求，结构简单， 成本低，使用维护方便。 图1 带式输送机传动系统简图 1
制造装备 课程设计任务书 （2015~2016学年） 设计题目普通车床主传动系统的设计 学院名称电气工程与自动化学院机械工程系 专业（班级）机械设计制造及自动化 姓名（学号）Z41214054XX 起讫日期 指导教师 下发任务书日期 201X年 X月 X 日
安徽大学制造装备课程设计任务书
安徽大学 审阅 课程设计成绩评定 答辩
目录１、参数的拟定 ２、运动的设计 ３、传动件的估算和验算 ４、展开图的设计 ５、总结
一、参数拟定 １、确定公比φ 已知Ｚ＝8级（采用集中传动） n max =1250 n min=40 R n=φz-1 所以算得φ≈1.26 2、确定电机功率N 已知电机功率N=4.4kw 二、运动的设计 1、列出结构式 8=2[2] 3[] 2[4] 因为：在I轴上如果安置换向摩擦离合器时，为减小轴向尺寸，第一传动组的传动副数不能多，以2为宜。在机床设计中，因要求的R较大，最后扩大组应取2更为合适。由于I轴装有摩擦离合器，在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合器的直径。 2、拟定转速图 1）主电机的选定 电动机功率N：4.4KW 电机转速n d:
因为n max =1250vr/min ，根据N=4.4KW ，由于要使电机转速n d 与主轴最高转速相近或相宜，以免采用过大的升速或过小的降速传动。所以初步定电机为：Y132m-4，电机转速1440r/min 。 2）定比传动 在变速传动系统中采用定比传动，主要考虑传动、结构和性能等方面要求，以及满足不同用户的使用要求。为使中间两个变速组做到降速缓慢，以利于减少变速箱的径向尺寸，故在Ⅰ-Ⅱ轴间增加一对降速传动齿轮。 3）分配降速比 8级降速为：250315400500 630 8001000 315 1250 （r/min ） 画出转速图 8=2[2]2[2]2[4] 电 ⅡⅢ Ⅳ Ⅰ250 315400500 630800100012501440r/min 结构大体示意图:
题目：简式车床主传动系统设计 专业：机械设计制造及其自动 班级： 姓名： 学号： 指导教师： 2017年6月30日
目录 设计目的 (3) 设计步骤 (4) 1.确定传动公比及其转速值 (4) 1.1确定传动公比 ................................................ 错误！未定义书签。 1.2选定主轴各级转速 (4) 2.选择主传动方案 (5) 2.1 变速方式 (5) 2.2开停、制动 (5) 3.拟定结构式、结构网、转速图 (5) 3.1拟定结构式 (5) 3.2画结构网 (6) 3.3拟定转速图 (7) 3.3.1确定定比传动 (8) 3.3.2确定各轴转速 (8) 3.3.3确定齿轮齿数 (9) 3.3.4校核主轴转速误差 (11) 4．确定各传动件计算转速 (12) 4.1各轴计算转速： (12) 4.2各个齿轮计算转速 (13) 5.传动系统图 (14) 结束语 (15) 参考文献 (17)
设计目的 通过设计实践，掌握机床主传动系统的设计方法。培养综合运用机械制图，金属切削技术，机械设计技术，及结构工艺相关知识，进行工程设计的能力。培养使用手册图册，有关资料及设计标准规范的能力，提高技术总结及编制技术文件的能力。巩固所学理论知识，为毕业设计积累经验，做准备。
设计步骤 根据设计题目给定的机床种类、规格、主轴极限转速（n min 、n max ）、转速级数Z ，确定其他有关运动参数，选定主轴各级转速值：通过分析比较，选择传动方案；拟定结构式和结构网，拟定转速图；确定齿数及带轮直径；绘制传动系统图 1.确定传动公比及其转速值 1.1确定传动公比 根据给定的主轴极限转速Rn=37.5～1700r/min 和转数级数Z=12，求得传动公比 33.455 .371700 min max == = n n Rn 1 -=Z Rn ?=1.41 1.2选定主轴各级转速 查参考文献【1】可知标准公比为1.06，1.12，1.26，1.41，1.58，1.72，2 因为=1.41=1.066 查参考文献【1】表7-1标注数列表 首先找到最小极限转速37.5r/min 再每跳过5个数取一个转数，即可得到公比为1.41的数列
车床主传动系统的设计 摘要：本文通过分析中型车床的特点，提出了该机床总体结构和参数，设计了传动方案，并对其中齿轮三角带等关键部件进行了计算和校核，通过对润滑油及润滑方式的研究确定了润滑系统，完成了该机床的设计方案，采用本文中的设计方法制作样机在实际使用中其性能满足中小企业对简易零部件的加工需求。 关键词：车床；传动方案；润滑系统 1.引言 随着科技的进步和企业对零部件精度要求的提高，数控机床成为普遍使用的设备，为延长数控机床的使用寿命，在粗加工中普通卧式车床依然发挥着重要的作用。 机床的传动系统作为机床重要的部分之一，对机床加工性能有着决定的作用，因此研究机床的传动系统有着重要的意义。 2.机床的总体参数 配用与零部件材质相对应的刀具实现对加工零部件外圆及端面或螺纹，加工范围0-250mm，切削量2-6mm ，按照切削速度和刀具直径计算主轴最高转速为637r/min最低转速12.7r/min。电机额定功率由下式计算并在国标电机中选取得选取5.5kw。 3.传动方案的设计 3.1 传动方案的设计 选择传动平稳，效率较好并能避免震动引起误差的带式转动，在变速形式上选用分级变速形式。 在公比上选用标准公比即φ=1.41，尤其可以派生出转速数列12.5/18/25/35.5/50/71/100/140/200/280/400/500。 通过计算主轴转速级数取整为12。按照级比指数规律求拟定结构式为：Z=31×23×26可得其转速图。通过以上计算结合机床通用设计要求确定一下参数：最大工件长度L为350-750mm，刀架滑板上最大工件直径125mm；主轴通孔直径25mm； 3.2 齿轮齿数的确定 在选取齿数时应满足以下要求：齿数和通常小于100最大不得超过120；最
机械传动系统方案设计 一、传动系统的功能 传动系统是连接原动机和执行系统的中间装置。其根本任务是将原动机的运动和动力按执行系统的需要进行转换并传递给执行系统。传动系统的具体功能通常包括以下几个方面： （1）减速或增速； （2）变速； （3）增大转矩； （4）改变运动形式； （5）分配运动和动力； （6）实现某些操纵和控制功能。 二、机械传动的分类和特点 1、机械传动的分类 1) 按传动的工作原理分类 2) 按传动比的可变性分类 机械传动 动 啮合传动 摩擦传动 有中间挠性件 齿轮传动 蜗杆传动 螺旋传动 齿轮系传动 定轴轮系传动 周转轮系传动 链传动 同步带传动 普通带传动 绳传动 摩擦轮传动
2、机械传动的特点 (1) 啮合传动的主要特点 优点：工作可靠、寿命长，传动比准确、传递功率大，效率高（蜗杆传动除外），速度范围广。 缺点：对加工制造安装的精度要求较高。 (2) 摩擦传动的主要特点 优点：工作平稳、噪声低、结构简单、造价低，具有过载保护能力。 缺点：外廓尺寸较大、传动比不准确、传动效率较低、元件寿命较短。 三、机械传动系统的组成及常用部件 1、传动系统的组成 减速或变速装置 起停换向装置 制动装置 安全保护装置 2、常用机械传动部件 1）减速器 减速器是用于减速传动的独立部件，它由刚性箱体、齿轮和蜗杆等传动副及若干附件组成，常用的减速器如图1所示。 2）有级变速装置 ① 交换齿轮变速装置 ② 离合器变速装置 机械传动 定传动比传动 齿轮传动 蜗杆传动 螺旋传动 链传动 带传动 有级变速传动 变传动比传动 无级变速传动 摩擦轮无级变速传动 带式无级变速传动 链式无级变速传动
机械制造装备设计课程设计说明书 设计题目: 车床的主传动系统设计 院系：机械工程学院 专业：机械设计制造及其自动化专业班级：12级机制十五班 学号：201233460 姓名：霍道义 指导老师：刘军 日期：2015年12月18日
车床的主传动系统设计任务书 姓名霍道义学号 201233460 专业机制本班级 15班 最大加工直径为250mm的普通车床的主轴箱部件设计 原始数据： 主要技术参数题目 主电动机功率P/kw 4 最大转速2500 最小转速112 公比 1.41 工件材料：钢铁材料。 刀具材料：硬质合金。 设计内容： 1）运动设计：根据给定的转速范围及公比确定变速级数，绘制结构网、转速图、传动系统图，计算齿轮齿数。 2）动力计算：选择电动机型号及转速，确定各传动件的计算转速，对主要零件（如带、齿轮、主轴、传动轴、轴承等）进行计算（初算和验算）。 3）绘制下列图纸： ①机床主传动系统图（画在说明书上）。 ②主轴箱部件展开图及主要剖面图。 ③主轴零件图。 4）编写设计说明书1份。
目录 1 绪论 (4) 2 普通车床主动传动系统参数的拟定 (5) 2.1电动机的选择 (5) 2.2确定转速级数 (5) 3 传动设计 (6) 3.1拟定传动方案 (6) 3.2 确定结构式 (6) 3.3设计结构网 (7) 3.4绘制转速图 (9) 3.5各传动组传动副齿轮齿数 (10) 3.6绘制传动系统图 (13) 4.传动零件设计 (13) 4.1 V带传动设计 (13) 4.2齿轮传动设计 (16) 4.3轴的设计计算 (19) 4.4轴承的选用 (23) 4.5 键的选用 (24) 4.6 圆盘摩擦离合器的选择和计算 (24) 4.7轴承端盖设计 (25) 5 动力计算 (26) 5.1齿轮的强度校核 (26) 5.2各传动轴轴承的校核 (28) 5.3主轴的校核 (29) 5.4键的校核 (31) 6 箱体的结构设计 (32) 6.1箱体材料 (32) 6.2箱体结构 (32) 7 润滑设计及润滑油选择 (33) 7.1润滑设计 (33) 7.2润滑油的选择 (35) 8 总结 (36) 9 参考文献 (37)
哈尔滨理工大学 课程设计 题目：机械系统设计课程设计 院、系：机械动力工程学院 班级：机械09-班 姓名： 学号： 指导教师： 2012年08月28日
摘要 《机械系统设计》课程设计内容有理论分析与设计计算，图样技术设计和技术文件编制三部分组成。 1、理论分析与设计计算： （1）机械系统的方案设计。设计方案的分析，最佳功能原理方案的确定。 （2）根据总体设计参数，进行传动系统运动设计和计算。 （3）根据设计方案和零部件选择情况，进行有关动力计算与校核。 2、图样技术设计： （1）选择系统中的主要组件。 （2）图样的设计与绘制。 3、编制技术文件： （1）对于课程设计内容进行自我技术经济评价。 （2）编制设计计算说明书。 关键词分级变速；传动系统设计,传动副，结构网，结构式，齿轮模数，传动比，计算转速
目录 摘要 (2) 目录 (3) 一、课程设计目的 (4) 二、课程设计题目，主要技术参数和技术要求分级、 (4) 三、运动设计 (4) 1.确定极限转速，转速数列，结构网和结构式 (4) 2.主传动转速图和传动系统图 (6) 3.计算齿轮齿数 (7) 四、动力计算 (9) 1.传动件的计算转速 (9) 2.传动轴和主轴的轴径设计 (9) 3.计算齿轮模数及尺宽，分度圆直径 (10) 4.带轮设计 (11) 五、主要零部件选择 (13) 1.轴承的选取 (13) 2.键的选取 (13) 六、校核 (14) 1.齿轮校核 (14) 2 .主轴弯曲刚度校核 (15) 3.轴承校核 (16) 4.润滑与密封 (16) 七、结束语 (16) 八、参考文献 (17)
普通车床主传动系统设计说明书 概述 机床课程设计在金属切削机床课程之后的实践性教学部分, 其目的在于经过设计机床传动系统的结构设计, 使学生在拟定传动和变速的结构方案过程中, 训练设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技术论文和查阅文献资料等方面综合能力。 一、设计题目 设计一台普通车床的主传动系统, 设计参数如下表: (本小组选择第五组参数作为设计数据)
二、运动设计 2.1传动方案设计 ( 1) 集中传动方式 主传动系的全部传动和变速机构集中装在同一个主轴箱内, 称为集中传动方式。通用机床中多数机床的主变速传动系都采用这种方式。适用于普通精度的大中型机床。 特点是结构紧凑, 便于实现集中操纵, 安装调整方便。缺点是运转的传动件在运转过程中所产生的振动、热量, 会使主轴产生变形, 使主轴回转中心线偏离正确位置而直接影响加工精度。（2）分离传动方式 主传动系中的大部分的传动和变速机构装在远离主轴的单独变速箱中, 然后经过带传动将运动传到主轴箱的传动方式, 称为分离传动方式。 特点是变速箱各传动件所产生的振动和热量不能直接传给或少传给主轴, 从而减少主轴的振动和热变形, 有利于提高机床的工作精度。运动由皮带经齿轮离合器直接传动, 主轴传动链短, 使主轴在高速运转时比较平稳, 空载损失小; 当主轴需作低速运转时, 运动则由皮带轮经背轮机构的两对降速齿轮传动后, 转速显著降低, 达到扩大变速范围的目的。 本课程设计的机床为普通精度的大中型机床, 即采用集中传动方式。 2.2转速调整范围
变速组中最大与最小传动比的比值, 称为该变速组的变速范围即: 2000max 20100 min n Rn n === 2.3选用混合公比 根据《机械制造装备设计》78P 公式( 3-2) 因为已知1Z n R ?-=, 推到公式如下: lg 1lg n R Z ? =+ (Z 1.31?=== 根据《机械制造装备设计》77P 表3-5 标准公比?。这里我们 取标准公比系列 1.26?=, 因为41.26 1.06?==, 根据《机械制造装备设计》77P 表3-6标准数列。首先找到最小极限转速25, 再每跳过 5个数( 1.26～1.066) 取一个转速, 即可得到公比为1.26的数列: 100、 160、 200、 250、 320、 400、 500、 630、 800、 1000、 1260、 。 2.4结构式采用 主变速传动系从电动机到主轴, 一般为降速传动, 接近电动机的传动件转速较高, 传递的扭矩较小, 尺寸小一些; 反之, 靠近主轴的传动件转速较低, 传递的扭矩较大, 尺寸就较大。 在拟定主变速传动系时, 应尽可能将传动副较多的变速组安排在前面, 传动副数少的变速组放在后面, 使主变速传动系中更多的传动件在高速范围内工作, 尺寸小一些, 以便节省变速箱的造价, 减小变速箱的外形尺寸。按此原则, 12＝3X2X2, 12＝2X3X2,
1绪论 1.1磨床简介 磨床(grinder,grinding machine)是利用磨具对工件表面进行磨削加工的机床。 大多数的磨床是使用高速旋转的砂轮进行磨削加工，少数的是使用油石、砂带等其他磨具和游离磨料进行加工，如珩磨机、超精加工机床、砂带磨床、研磨机和抛光机等。 磨床能加工硬度较高的材料，如淬硬钢、硬质合金等；也能加工脆性材料，如玻璃、花岗石。磨床能作高精度和表面粗糙度很小的磨削，也能进行高效率的磨削，如强力磨削等。 十八世纪30年代，为了适应钟表、自行车、缝纫机和枪械等零件淬硬后的加工，英国、德国和美国分别研制出使用天然磨料砂轮的磨床。这些磨床是在当时现成的机床如车床、刨床等上面加装磨头改制而成的，它们结构简单，刚度低，磨削时易产生振动，要求操作工人要有很高的技艺才能磨出精密的工件。 1876年在巴黎博览会展出的美国布朗-夏普公司制造的万能外圆磨床，是首次具有现代磨床基本特征的机械。它的工件头架和尾座安装在往复移动的工作台上，箱形床身提高了机床刚度，并带有内圆磨削附件。1883年，这家公司制成磨头装在立柱上、工作台作往复移动的平面磨床。 1900年前后，人造磨料的发展和液压传动的应用，对磨床的发展有很大的推动作用。随着近代工业特别是汽车工业的发展，各种不同类型的磨床相继问世。例如20世纪初，先后研制出加工气缸体的行星内圆磨床、曲轴磨床、凸轮轴磨床和带电磁吸盘的活塞环磨床等。 自动测量装置于1908年开始应用到磨床上。到了1920年前后，无心磨床、双端面磨床、轧辊磨床、导轨磨床，珩磨机和超精加工机床等相继制成使用；50年代又出现了可作镜面磨削的高精度外圆磨床；60年代末又出现了砂轮线速度达60～80米/秒的高速磨床和大切深、缓进给磨削平面磨床；70年代，采用微处理机的数字控制和适应控制等技术在磨床上得到了广泛的应用。 随着高精度、高硬度机械零件数量的增加，以及精密铸造和精密锻造工艺的发展，磨床的性能、品种和产量都在不断的提高和增长。 1.2磨床的分类 磨床可分为十余种：