目录
1.题目要求及参数确定-------------------------------------------2
1.1设计要求--------------------------------------------------------------------2
1.2运动参数确定-------------------------------------------------------------2
1.3动力参数的确定------------------------------------------------------------2
2.运动设计 ------------------------------------------------------ 2
2.1传动组的传动副数的确定--------------------------------------2
2.2结构网和结构式各种方案的选择-------------------------------3
2.3拟定转速图----------------------------------------------------4
2.4齿轮齿数确定--------------------------------------------------5
2.5传动系统图----------------------------------------------------5
3.传动零件的初步计算---------------------------------------------6
3.1传动轴直径初定------------------------------------------------6
3.2齿轮模数的初步计算-------------------------------------------7
4.主要零件的验算-------------------------------------------------8
4.1三角胶带传动的计算和选定------------------------------------8
4.2圆柱齿轮的强度计算------------------------------------------10
4.3传动轴的验算、强度验算、弯曲刚度验算---------------------14
4.4 滚动轴承的验算----------------------------------------------16
5.总结-----------------------------------------------------------------------------17
6.参考文献-------------------------------------------------------18
1. 题目要求及参数确定
1.1设计要求
1）机床的类型、用途及主要参数
铣床，工作时间：二班制，电动机功率：N=1.5KW，主轴最高、最低转速如下： nmax=1250rpm，nmin=100rpm
变速级数：z=12。
2）工件材料：45号钢 刀具材料：YT15
3）设计部件名称：主轴箱
1.2运动参数确定
回转主运动的机床，主运动的参数是主轴转速。
① 最低转速Vmin和最高转速Vmax：Vmin=100rpm Vmax=1250rpm
② 分级变速时的主轴转速数列：机床的分级变速机构共有Z级。Z=12，V1=Vmin
。任意两级转速之间的关系应为：Vj+1=Vj⨯ϕ V12=Vmax
Vmax11=φ，得：φ=1.26。查表得：各轴转速：100、125、160、200、250、315、Vmin据Rn=
400、500、630、800、1000、1250。
1.3动力参数的确定
由任务书设定电动机功率：N=1.5KW。查表得应该选择Y系列三相异步电动机电动机的型号为Y90L-4，转速为n=1400rpm。
2.运动设计
2.1 传动组的传动副数的确定
传动组和传动副数可能的方案有：
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，前两个有时可以省掉一根轴。缺点是有一个传动组内有四个传
动副。如果用一个四联滑移齿轮，则会增加轴向尺寸；如果用两个双联滑移齿轮，则操纵机构必须互锁以防止两个滑移齿轮同时啮合。所以一般少用。
后三个方案中可根据下述原则比较：从电动机到主轴，一般为降速传动。接近电动机处的零件，转速较高，从而转矩较小，尺寸也就较小。如使传动副较多 的传动组放在接近电动机处，则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。这就是“前多后少”的原则。从这个角度考虑，以取12=3*2*2的方案为好。
2.2 结构网和结构式各种方案的选择
在12=3*2*2中，又因基本组和扩大组排列顺序的不同而有不同的方案。可能的六种方案，其结构网和结构式见图1。在这些方案中，可根据下列原则选择最佳方案。
图1结构网
⑴传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围 主传动链任一传动的最大变速范围一般为：Rmax=Umax≤8～16。 umin
在检查传动组的变速范围时，只需检查最后一个扩大组。因为其它传动组的变速范围都比它小Rn=ϕxn⨯〈pn-1〉≤Rmax。
在图１中，方案a,b,c,e是可行的。方案d,f是不可行的。
⑵ 基本组和扩大组的排列顺序 在可靠的四种结构网方案a,b,c,e中，还要进行比较以选择最佳方案。原则是选择中间传动轴变速范围最小的方案。因为如果各方案同号传动轴的最高转速相同，则变速范围小的，最低转速较高，转矩较小，传动件的尺寸也就可以小些。方案a的中间传动轴变速范围最小，帮方案a最佳。即如果没有别的要求，则应尽量使扩大顺序与传动顺序一致。
2.3 拟定转速图
电动机和主轴的转速是已定的，当选定了结构网或结构式后，就可分配和传动级的传动比并确定中间轴的转速。再加上定比传动，就可画出转速图。中间轴的转速如果能高一些，传动件的尺寸也就可以小一些。但是，中间轴如果转速过高，将会引起过大的振动、发热和噪声。通常，希望齿轮的线速度不超过12～15m/s。对于中型车、钻、铣等机床，中间轴的最高转速不宜超过电动机的转速。对于小型机床和精密机床，由于功率较小，传动件不会过大。这时振动、发热和噪声是应该考虑的问题。因些更应该注意中间轴的转速，不使过高。
图2转速图
本机床所选定的结构式共有三个传动组，变速机构共需4轴。加上电动机轴共5个轴。故转速图共需5个竖线，主轴共12级转速，电动机轴转速与主轴最高转速相近，帮需12条横线。现拟定转速图如：图2
2.4 齿轮齿数的确定
因传动比i采用标准公比的整数次方，齿数和Sz以及小齿轮齿数可以从表8-1中查得。①在传动组a中，ia1=1,ia2=1/1.26,ia3=1/1.59。则，查I 为1，1.26，1.59的三行。有数字的即为可能方案。取Sz为68，则从表中查出小齿轮齿数为34、30、
27。即ia1=34/34,ia2=30/38,ia3=27/41。②在传动组b中，ib1=1,ib2=1/2则查I 为1，2的两行。有数字的即为可能方案。取Sz为72，则从表中查出小齿轮齿数为36、
24。即ib1=36/36,ib2=24/48。③在传动组c中，ic1=1.59/1,ic2=1/2.5则查I 为4这一行。取Sz为78，则从表中查出小齿轮齿数为31、22。即ic1=47/31,ic2=22/56。
2.5 传动系统图的确定
图3传动系统图
3.传动零件的初步计算
3.1传动轴直径的初定
N nj⨯[ϕ]根据传动轴传递功率的大小,用简化的扭转刚度公式计算:d≥91⨯4
(N=Nd⨯η)
式中 d -传动轴受扭部分直径(mm)
N-该轴传递的功率(kw)
Nd -电动机的功率(kw)
η -电动机到该传动轴的传动效率
nj-被估算的传动轴的计算转速(r/min)
[Φ]-该传动轴每米长度允许扭转角(deg/m)一般传动轴取[Φ]=0.5～1 本设计取0.8
N z⨯d则轴d≥A⨯取d4=32
取d3=22
取d2=18
取d1=16
3.2齿轮模数的初步计算
初步计算齿轮模数时,按简化的接触疲劳强度公式进行.一般同一变速组中的齿轮取同一模数,选择负荷最重的小齿轮进行计算.
则 mj=16300μ+1Nd(mm) 22ϕmz1μσinj
式中 mj- 按接触疲劳强度估算的齿轮模数（mm）;
Nd- 驱动电动机功率（mm）;
Nj- 被估算齿轮的计算转速(r/min)；
u- 大齿轮与小齿轮齿数之比, u＞1,外啮合为+,内啮合为-;
Z1- 齿轮齿数;
ϕm-齿宽系数, ϕm=B=6～10,B为齿宽,m为模数，本设计中ϕm取8； m
[σ]-许用接触应力(MPa),查表3-9，取45钢，整淬，σ=1100。
则C传动组取mc=3。
则B传动组取mb=3。
则A传动组取ma=3。
4.主要零件的验算
4.1三角胶带传动的计算和选定
① 确定计算功率Pca
由表8-6[5]查得工作情况系数KA=1.2,故: Pca=Ka⨯p=1.2⨯1.5Kw=1.8Kw ② 选取V带型号
根据Pca、n1由图8-8[5]确定选用A型普通V带。
③ 确定带轮基准直径
由表8-3[5]和表8-7[5]取主动基准直径dd1=100mm。
1440⨯100=288mm 500 根据式（8-15），从动轮基准直径dd2=idd1=
根据表8-7[5]，取dd2=169mm。
按式（8-20）验算带的速度 V=πdd1n1
60⨯1000m/s=15m/s
带的速度合适。
④ 确定A带的基准长度和传动中心距
根据0.7(dd1+dd2)＜a0＜2(dd1+dd2),初步确定中心距a0=500mm。 根据式（8-20）计算带所需的基准长度
L'd=2a0+π
2(dd1+d(dd1+dd2)2
d2)+4a=1411mm
由表8-2选带的基准长度Ld=1400mm。
按式（8-21）计算实际中心距a a=ad-L'd
0+L
2=494.5mm
⑤ 验算主动轮上的包角α1
由式（8-6）得：
a2-dd1
1=180︒-dd
a⨯57.5︒=180︒-280-100
391.5⨯57.5︒=173 >90︒
主动轮上的包角合适。
⑥ 计算A带的根数z
计算单根V带的额定功率Pr
由dd1=100mm和n1=2880r/min，查表8-4a得P0=2.05kw。
根据n1=2880r/min,i=1.69和A型带，查表8－4b得∆P0=0.3KW
查表8－5得Ka＝0.98，表8－2得KL＝0.96，于是
Pr＝(P0+∆P0)KaKL＝2.21
Pca=1.63 取2 Prz=
⑦ 计算预紧力F0
由式(8-23)知 F0=500⨯Pca
vz⎛2.5⎫2 ⎪-1+qv K⎪⎝a⎭
查表8-4得q=0.1kg/m，故：F0=134N
计算作用在轴上的压轴力Fp 由式（8-4）得
Fp=2zF0sina1173︒=2⨯2⨯134⨯sin=535N 22
4.2圆柱齿轮的强度计算
在验算算速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进接触应力和弯曲应力的验算。这里要验算的是齿轮5，齿轮9，齿轮13这三个齿轮
齿轮13的齿数为22，模数为3，齿轮的接触应力的验算公式为： 2088⨯103
σj=Zm〈u±1〉K1K2K3KsN(MP)≤[σj] uBnj
208⨯105K1K2K3KsN
(MP)≤[σw] 弯曲应力的验算公式为：σw=2
ZmBYnj
式中：N——齿轮传递的功率（KW），(N=Nd⨯η )
Nd——电动机的额定功率（KW）； η——从电动机到所计算齿轮的机械效率； nj——齿轮的计算转速（r/min）;
m——初算的齿轮模数；
B——齿宽（mm）;
Z——小齿轮齿数；
u——大齿轮与小齿轮齿数之比，u≥1，“+”号用于外啮合，“-”
号用于内啮合；
Ks——寿命系数； Ks=KTKnKNKq
KT——工作期限系数：KT=m 60n1T/C0
T——齿轮在机床工作期限（Ts）内的总工作时间（h），对于中型机
床的齿轮取Ts=15000～20000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=Ts/P,Po 变速组的传动副数；
n1——齿轮的最低转速（r/min）;
C0——基准循环次数，查表3-1；
m——疲劳曲线指数，查表3-1；
Kn——速度转化系数，查表3-2；
KN——功率利用系数，查表3-3； Kq——材料强化系数，查表3-4；
Ks的极限值Ksmax，Ksmin见表3-5，当Ks≥Ksmax时，则取Ks=Ksmax；当
Ks≤Ksmin时，则取Ks=Ksmin；
K1——工作情况系数，中等冲击的主运动，取K1=1.2～1.6；
K2——动载荷系数，查表3-6； K3——齿向载荷分布系数，查表3-7；
Y——标准齿轮齿形系数，查表3-8；
[σj] ——许用接触应力（MP），查表3-9；
[σw] ——许用弯曲应力（MP），查表3-9。 查得：N=Nd⨯η=3⨯0.96⨯0.973=2.6KW nj=400r/min
m=3 B=32 Z=20 u=2.5
Ks=KTKnKNKq= 1.75 K1=1.2 K2=1.3 K3=1
2088⨯103
⨯ 故：σj=
22⨯3
2.5+1⨯1.2⨯1.3⨯1⨯1.75⨯2.6 =881.5
2.5⨯32⨯400
所以合格。
208⨯105⨯1.2⨯1.3⨯1⨯1.75⨯2.6
σw==147.5MPa
22⨯3⨯32⨯0.395⨯400
(N=1.62 K1=1.2 K2=1.3 K3=1) 故合格
另外两齿轮计算方法如上，均符合要求。 4.3
受力分析：以IV轴为例进行分析，IV轴上的齿轮为滑移齿轮。通常，选择主轴处于计算转速（160r/min）时齿轮的啮合位置为计算时的位置。根据本机床齿轮排列特点，主轴为160r/min时，IV轴受力变形大于前者。
强度验算
轴的扭转强度校核 P=2.6 n＝160rpm
外力偶矩M＝(9549X2.6/160)=155.2N·m T=M D=32mm 传动轴的验算
τmax＝T/ωt
ωt=πD3/16＝0.00000643
τmax=155.2/ωt=24.1MPa≤[τ]=60MPa
弯曲刚度验算
各传动力空间角度如图5所示，根据下表的公式计算齿轮的受力。
x
表1 齿轮的受力计算
挠度、倾角的计算：
分别计算出各平面挠度、倾角，然后进行合成。如下图所示：其中 a=120, b=156, c=150, f=126, l=276,
E=2.1⨯105MPa, n=159.35,
1
=9.1⨯10-14 6EIL
I=
πd4
64
=
π⨯28.54
64
=32385.4
x
图6各平面挠度、倾角合成
XOY平面内挠度：y'x=
n
6EIL
[Fx1a(l2-n2-a2)-Fx2c(l2-n2-c2)] 代入数据，求得y'x=0.00105 ZOY平面内挠度：y''x=
n
6EIL
[Fz1a(l2-n2-a2)-Fz2c(l2-n2-c2)] 代入数据，求得y''x=-0.00064 挠度的合成：y=
y'2
2
x+y''x=0.00123 0.003，符合要求。
左支撑倾角计算和分析：
XOY平面力作用下的倾角：θ'A=
1
6EIL
[Fx1ab(l+b)-Fx2cf(l+f)] 代入数据，解得θ'A=1.74⨯10-5 ZOY平面力作用下的倾角：θ''A=
1
6EIL
[Fz1ab(l+b)-Fz2cf(l+f)] 代入数据，解得θ''A=-2.14⨯10-5
倾角的合成：θ2
2
A='A+θ''A=2.76⨯10-5 0.0006，符合要求； 右支承倾角计算和分析：
XOY平面力作用下的倾角：θ'1
B=
-6EIL
[Fx1ab(l+a)-Fx2cf(l+c)] 代入数据，解得θ'B=1.08⨯10-4 ZOY平面力作用下的倾角：θ''-1
B=
6EIL
[Fz1ab(l+a)-Fz2cf(l+c)] 代入数据，解得θ''B=5.26⨯10-5
倾角的合成：θB='2
2
B+θ''B=1.2⨯10-4〈0.0006，符合要求。
键侧挤压应力计算：
表2 键侧挤压应力计算
4.4 滚动轴承的验算
根据前面所示的Ⅱ轴受力状态，分别计算出左（A）、右（B）两支承端支反力。 在XOY平面内： R'A=
Fx2f-Fx1b1252.2⨯126-1200.1⨯156
==-106.7N l276Fx2c-Fx1a1252.2⨯150-1200.1⨯120
==158.8N l276
R'B=在ZOY平面内： R''A=
FZ2f-FZ1b610.7⨯126-585.3⨯156
==-52.0N l276Fz2c-Fz1a610.7⨯150-585.3⨯120
==77.4N l276
R''B=
左、端支反力为：
RA=R'A2+R''A2=118.7N
RB=R'B2+R''B2=176.7N
两支承轴承受力状态相同，但右端受力大，所以只验算右端轴承。
⎛⎫Cfn
⎪≥[T](h) 滚动轴承的疲劳寿命验算： Lh=500
kKKKF⎪⎝AHpHnl⎭
ε
其中：额定动载荷：C=11000N，《机床设计简明手册》； 速度系数：fn=100
==0.41； 3nc3⨯500
使用系数：KA=1.3；
功率利用系数：KHp=0.78，表3-3《床设计制导》；
转速变化系数：KHn=0.90，表3-2；
齿轮轮换工作系数：Kl=0.75 当量动载荷：F=176.7N，已计算求得； 许用寿命：T，一般机床取10000-15000h； 寿命指数：ε=3。 则额定寿命：
11000⨯0.41⎛⎫7
Lh=500 ⎪=4.28⨯10h≥[T]
⎝1.1⨯0.78⨯0.90⨯0.75⨯176.7⎭
3
经验算符合要求。
5.总结
在课程设计当中，我也遇到了一些问题。设计过程也是培养我们认真细心的态度。 在此过程中不断发现问题和解决问题，使我加深了对大学所学课程理解，综合应用，并得到进一步的巩固，这对以后的学习和工作都有积极的意义。
总之，这次的课程设计让我学到了很多东西
6.参考文献
1 陈易新.金属切削机床课程设计指导书.北京:机械工业出版社,1987.7 2 范云涨.金属切削机床设计简明手册. 北京:机械工业出版社,1994.7 3 任殿阁.机床设计指导.辽宁:辽宁科学技术出版社,1991.1 4 戴曙.金属切削机床.大连:大连理工大学,2009.2
目录
1.题目要求及参数确定-------------------------------------------2
1.1设计要求--------------------------------------------------------------------2
1.2运动参数确定-------------------------------------------------------------2
1.3动力参数的确定------------------------------------------------------------2
2.运动设计 ------------------------------------------------------ 2
2.1传动组的传动副数的确定--------------------------------------2
2.2结构网和结构式各种方案的选择-------------------------------3
2.3拟定转速图----------------------------------------------------4
2.4齿轮齿数确定--------------------------------------------------5
2.5传动系统图----------------------------------------------------5
3.传动零件的初步计算---------------------------------------------6
3.1传动轴直径初定------------------------------------------------6
3.2齿轮模数的初步计算-------------------------------------------7
4.主要零件的验算-------------------------------------------------8
4.1三角胶带传动的计算和选定------------------------------------8
4.2圆柱齿轮的强度计算------------------------------------------10
4.3传动轴的验算、强度验算、弯曲刚度验算---------------------14
4.4 滚动轴承的验算----------------------------------------------16
5.总结-----------------------------------------------------------------------------17
6.参考文献-------------------------------------------------------18
1. 题目要求及参数确定
1.1设计要求
1）机床的类型、用途及主要参数
铣床，工作时间：二班制，电动机功率：N=1.5KW，主轴最高、最低转速如下： nmax=1250rpm，nmin=100rpm
变速级数：z=12。
2）工件材料：45号钢 刀具材料：YT15
3）设计部件名称：主轴箱
1.2运动参数确定
回转主运动的机床，主运动的参数是主轴转速。
① 最低转速Vmin和最高转速Vmax：Vmin=100rpm Vmax=1250rpm
② 分级变速时的主轴转速数列：机床的分级变速机构共有Z级。Z=12，V1=Vmin
。任意两级转速之间的关系应为：Vj+1=Vj⨯ϕ V12=Vmax
Vmax11=φ，得：φ=1.26。查表得：各轴转速：100、125、160、200、250、315、Vmin据Rn=
400、500、630、800、1000、1250。
1.3动力参数的确定
由任务书设定电动机功率：N=1.5KW。查表得应该选择Y系列三相异步电动机电动机的型号为Y90L-4，转速为n=1400rpm。
2.运动设计
2.1 传动组的传动副数的确定
传动组和传动副数可能的方案有：
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，前两个有时可以省掉一根轴。缺点是有一个传动组内有四个传
动副。如果用一个四联滑移齿轮，则会增加轴向尺寸；如果用两个双联滑移齿轮，则操纵机构必须互锁以防止两个滑移齿轮同时啮合。所以一般少用。
后三个方案中可根据下述原则比较：从电动机到主轴，一般为降速传动。接近电动机处的零件，转速较高，从而转矩较小，尺寸也就较小。如使传动副较多 的传动组放在接近电动机处，则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。这就是“前多后少”的原则。从这个角度考虑，以取12=3*2*2的方案为好。
2.2 结构网和结构式各种方案的选择
在12=3*2*2中，又因基本组和扩大组排列顺序的不同而有不同的方案。可能的六种方案，其结构网和结构式见图1。在这些方案中，可根据下列原则选择最佳方案。
图1结构网
⑴传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围 主传动链任一传动的最大变速范围一般为：Rmax=Umax≤8～16。 umin
在检查传动组的变速范围时，只需检查最后一个扩大组。因为其它传动组的变速范围都比它小Rn=ϕxn⨯〈pn-1〉≤Rmax。
在图１中，方案a,b,c,e是可行的。方案d,f是不可行的。
⑵ 基本组和扩大组的排列顺序 在可靠的四种结构网方案a,b,c,e中，还要进行比较以选择最佳方案。原则是选择中间传动轴变速范围最小的方案。因为如果各方案同号传动轴的最高转速相同，则变速范围小的，最低转速较高，转矩较小，传动件的尺寸也就可以小些。方案a的中间传动轴变速范围最小，帮方案a最佳。即如果没有别的要求，则应尽量使扩大顺序与传动顺序一致。
2.3 拟定转速图
电动机和主轴的转速是已定的，当选定了结构网或结构式后，就可分配和传动级的传动比并确定中间轴的转速。再加上定比传动，就可画出转速图。中间轴的转速如果能高一些，传动件的尺寸也就可以小一些。但是，中间轴如果转速过高，将会引起过大的振动、发热和噪声。通常，希望齿轮的线速度不超过12～15m/s。对于中型车、钻、铣等机床，中间轴的最高转速不宜超过电动机的转速。对于小型机床和精密机床，由于功率较小，传动件不会过大。这时振动、发热和噪声是应该考虑的问题。因些更应该注意中间轴的转速，不使过高。
图2转速图
本机床所选定的结构式共有三个传动组，变速机构共需4轴。加上电动机轴共5个轴。故转速图共需5个竖线，主轴共12级转速，电动机轴转速与主轴最高转速相近，帮需12条横线。现拟定转速图如：图2
2.4 齿轮齿数的确定
因传动比i采用标准公比的整数次方，齿数和Sz以及小齿轮齿数可以从表8-1中查得。①在传动组a中，ia1=1,ia2=1/1.26,ia3=1/1.59。则，查I 为1，1.26，1.59的三行。有数字的即为可能方案。取Sz为68，则从表中查出小齿轮齿数为34、30、
27。即ia1=34/34,ia2=30/38,ia3=27/41。②在传动组b中，ib1=1,ib2=1/2则查I 为1，2的两行。有数字的即为可能方案。取Sz为72，则从表中查出小齿轮齿数为36、
24。即ib1=36/36,ib2=24/48。③在传动组c中，ic1=1.59/1,ic2=1/2.5则查I 为4这一行。取Sz为78，则从表中查出小齿轮齿数为31、22。即ic1=47/31,ic2=22/56。
2.5 传动系统图的确定
图3传动系统图
3.传动零件的初步计算
3.1传动轴直径的初定
N nj⨯[ϕ]根据传动轴传递功率的大小,用简化的扭转刚度公式计算:d≥91⨯4
(N=Nd⨯η)
式中 d -传动轴受扭部分直径(mm)
N-该轴传递的功率(kw)
Nd -电动机的功率(kw)
η -电动机到该传动轴的传动效率
nj-被估算的传动轴的计算转速(r/min)
[Φ]-该传动轴每米长度允许扭转角(deg/m)一般传动轴取[Φ]=0.5～1 本设计取0.8
N z⨯d则轴d≥A⨯取d4=32
取d3=22
取d2=18
取d1=16
3.2齿轮模数的初步计算
初步计算齿轮模数时,按简化的接触疲劳强度公式进行.一般同一变速组中的齿轮取同一模数,选择负荷最重的小齿轮进行计算.
则 mj=16300μ+1Nd(mm) 22ϕmz1μσinj
式中 mj- 按接触疲劳强度估算的齿轮模数（mm）;
Nd- 驱动电动机功率（mm）;
Nj- 被估算齿轮的计算转速(r/min)；
u- 大齿轮与小齿轮齿数之比, u＞1,外啮合为+,内啮合为-;
Z1- 齿轮齿数;
ϕm-齿宽系数, ϕm=B=6～10,B为齿宽,m为模数，本设计中ϕm取8； m
[σ]-许用接触应力(MPa),查表3-9，取45钢，整淬，σ=1100。
则C传动组取mc=3。
则B传动组取mb=3。
则A传动组取ma=3。
4.主要零件的验算
4.1三角胶带传动的计算和选定
① 确定计算功率Pca
由表8-6[5]查得工作情况系数KA=1.2,故: Pca=Ka⨯p=1.2⨯1.5Kw=1.8Kw ② 选取V带型号
根据Pca、n1由图8-8[5]确定选用A型普通V带。
③ 确定带轮基准直径
由表8-3[5]和表8-7[5]取主动基准直径dd1=100mm。
1440⨯100=288mm 500 根据式（8-15），从动轮基准直径dd2=idd1=
根据表8-7[5]，取dd2=169mm。
按式（8-20）验算带的速度 V=πdd1n1
60⨯1000m/s=15m/s
带的速度合适。
④ 确定A带的基准长度和传动中心距
根据0.7(dd1+dd2)＜a0＜2(dd1+dd2),初步确定中心距a0=500mm。 根据式（8-20）计算带所需的基准长度
L'd=2a0+π
2(dd1+d(dd1+dd2)2
d2)+4a=1411mm
由表8-2选带的基准长度Ld=1400mm。
按式（8-21）计算实际中心距a a=ad-L'd
0+L
2=494.5mm
⑤ 验算主动轮上的包角α1
由式（8-6）得：
a2-dd1
1=180︒-dd
a⨯57.5︒=180︒-280-100
391.5⨯57.5︒=173 >90︒
主动轮上的包角合适。
⑥ 计算A带的根数z
计算单根V带的额定功率Pr
由dd1=100mm和n1=2880r/min，查表8-4a得P0=2.05kw。
根据n1=2880r/min,i=1.69和A型带，查表8－4b得∆P0=0.3KW
查表8－5得Ka＝0.98，表8－2得KL＝0.96，于是
Pr＝(P0+∆P0)KaKL＝2.21
Pca=1.63 取2 Prz=
⑦ 计算预紧力F0
由式(8-23)知 F0=500⨯Pca
vz⎛2.5⎫2 ⎪-1+qv K⎪⎝a⎭
查表8-4得q=0.1kg/m，故：F0=134N
计算作用在轴上的压轴力Fp 由式（8-4）得
Fp=2zF0sina1173︒=2⨯2⨯134⨯sin=535N 22
4.2圆柱齿轮的强度计算
在验算算速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进接触应力和弯曲应力的验算。这里要验算的是齿轮5，齿轮9，齿轮13这三个齿轮
齿轮13的齿数为22，模数为3，齿轮的接触应力的验算公式为： 2088⨯103
σj=Zm〈u±1〉K1K2K3KsN(MP)≤[σj] uBnj
208⨯105K1K2K3KsN
(MP)≤[σw] 弯曲应力的验算公式为：σw=2
ZmBYnj
式中：N——齿轮传递的功率（KW），(N=Nd⨯η )
Nd——电动机的额定功率（KW）； η——从电动机到所计算齿轮的机械效率； nj——齿轮的计算转速（r/min）;
m——初算的齿轮模数；
B——齿宽（mm）;
Z——小齿轮齿数；
u——大齿轮与小齿轮齿数之比，u≥1，“+”号用于外啮合，“-”
号用于内啮合；
Ks——寿命系数； Ks=KTKnKNKq
KT——工作期限系数：KT=m 60n1T/C0
T——齿轮在机床工作期限（Ts）内的总工作时间（h），对于中型机
床的齿轮取Ts=15000～20000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=Ts/P,Po 变速组的传动副数；
n1——齿轮的最低转速（r/min）;
C0——基准循环次数，查表3-1；
m——疲劳曲线指数，查表3-1；
Kn——速度转化系数，查表3-2；
KN——功率利用系数，查表3-3； Kq——材料强化系数，查表3-4；
Ks的极限值Ksmax，Ksmin见表3-5，当Ks≥Ksmax时，则取Ks=Ksmax；当
Ks≤Ksmin时，则取Ks=Ksmin；
K1——工作情况系数，中等冲击的主运动，取K1=1.2～1.6；
K2——动载荷系数，查表3-6； K3——齿向载荷分布系数，查表3-7；
Y——标准齿轮齿形系数，查表3-8；
[σj] ——许用接触应力（MP），查表3-9；
[σw] ——许用弯曲应力（MP），查表3-9。 查得：N=Nd⨯η=3⨯0.96⨯0.973=2.6KW nj=400r/min
m=3 B=32 Z=20 u=2.5
Ks=KTKnKNKq= 1.75 K1=1.2 K2=1.3 K3=1
2088⨯103
⨯ 故：σj=
22⨯3
2.5+1⨯1.2⨯1.3⨯1⨯1.75⨯2.6 =881.5
2.5⨯32⨯400
所以合格。
208⨯105⨯1.2⨯1.3⨯1⨯1.75⨯2.6
σw==147.5MPa
22⨯3⨯32⨯0.395⨯400
(N=1.62 K1=1.2 K2=1.3 K3=1) 故合格
另外两齿轮计算方法如上，均符合要求。 4.3
受力分析：以IV轴为例进行分析，IV轴上的齿轮为滑移齿轮。通常，选择主轴处于计算转速（160r/min）时齿轮的啮合位置为计算时的位置。根据本机床齿轮排列特点，主轴为160r/min时，IV轴受力变形大于前者。
强度验算
轴的扭转强度校核 P=2.6 n＝160rpm
外力偶矩M＝(9549X2.6/160)=155.2N·m T=M D=32mm 传动轴的验算
τmax＝T/ωt
ωt=πD3/16＝0.00000643
τmax=155.2/ωt=24.1MPa≤[τ]=60MPa
弯曲刚度验算
各传动力空间角度如图5所示，根据下表的公式计算齿轮的受力。
x
表1 齿轮的受力计算
挠度、倾角的计算：
分别计算出各平面挠度、倾角，然后进行合成。如下图所示：其中 a=120, b=156, c=150, f=126, l=276,
E=2.1⨯105MPa, n=159.35,
1
=9.1⨯10-14 6EIL
I=
πd4
64
=
π⨯28.54
64
=32385.4
x
图6各平面挠度、倾角合成
XOY平面内挠度：y'x=
n
6EIL
[Fx1a(l2-n2-a2)-Fx2c(l2-n2-c2)] 代入数据，求得y'x=0.00105 ZOY平面内挠度：y''x=
n
6EIL
[Fz1a(l2-n2-a2)-Fz2c(l2-n2-c2)] 代入数据，求得y''x=-0.00064 挠度的合成：y=
y'2
2
x+y''x=0.00123 0.003，符合要求。
左支撑倾角计算和分析：
XOY平面力作用下的倾角：θ'A=
1
6EIL
[Fx1ab(l+b)-Fx2cf(l+f)] 代入数据，解得θ'A=1.74⨯10-5 ZOY平面力作用下的倾角：θ''A=
1
6EIL
[Fz1ab(l+b)-Fz2cf(l+f)] 代入数据，解得θ''A=-2.14⨯10-5
倾角的合成：θ2
2
A='A+θ''A=2.76⨯10-5 0.0006，符合要求； 右支承倾角计算和分析：
XOY平面力作用下的倾角：θ'1
B=
-6EIL
[Fx1ab(l+a)-Fx2cf(l+c)] 代入数据，解得θ'B=1.08⨯10-4 ZOY平面力作用下的倾角：θ''-1
B=
6EIL
[Fz1ab(l+a)-Fz2cf(l+c)] 代入数据，解得θ''B=5.26⨯10-5
倾角的合成：θB='2
2
B+θ''B=1.2⨯10-4〈0.0006，符合要求。
键侧挤压应力计算：
表2 键侧挤压应力计算
4.4 滚动轴承的验算
根据前面所示的Ⅱ轴受力状态，分别计算出左（A）、右（B）两支承端支反力。 在XOY平面内： R'A=
Fx2f-Fx1b1252.2⨯126-1200.1⨯156
==-106.7N l276Fx2c-Fx1a1252.2⨯150-1200.1⨯120
==158.8N l276
R'B=在ZOY平面内： R''A=
FZ2f-FZ1b610.7⨯126-585.3⨯156
==-52.0N l276Fz2c-Fz1a610.7⨯150-585.3⨯120
==77.4N l276
R''B=
左、端支反力为：
RA=R'A2+R''A2=118.7N
RB=R'B2+R''B2=176.7N
两支承轴承受力状态相同，但右端受力大，所以只验算右端轴承。
⎛⎫Cfn
⎪≥[T](h) 滚动轴承的疲劳寿命验算： Lh=500
kKKKF⎪⎝AHpHnl⎭
ε
其中：额定动载荷：C=11000N，《机床设计简明手册》； 速度系数：fn=100
==0.41； 3nc3⨯500
使用系数：KA=1.3；
功率利用系数：KHp=0.78，表3-3《床设计制导》；
转速变化系数：KHn=0.90，表3-2；
齿轮轮换工作系数：Kl=0.75 当量动载荷：F=176.7N，已计算求得； 许用寿命：T，一般机床取10000-15000h； 寿命指数：ε=3。 则额定寿命：
11000⨯0.41⎛⎫7
Lh=500 ⎪=4.28⨯10h≥[T]
⎝1.1⨯0.78⨯0.90⨯0.75⨯176.7⎭
3
经验算符合要求。
5.总结
在课程设计当中，我也遇到了一些问题。设计过程也是培养我们认真细心的态度。 在此过程中不断发现问题和解决问题，使我加深了对大学所学课程理解，综合应用，并得到进一步的巩固，这对以后的学习和工作都有积极的意义。
总之，这次的课程设计让我学到了很多东西
6.参考文献
1 陈易新.金属切削机床课程设计指导书.北京:机械工业出版社,1987.7 2 范云涨.金属切削机床设计简明手册. 北京:机械工业出版社,1994.7 3 任殿阁.机床设计指导.辽宁:辽宁科学技术出版社,1991.1 4 戴曙.金属切削机床.大连:大连理工大学,2009.2