1_【毕业设计论文】机床主传动系统设计说明书【有对应的CAD图】

XX 大学 毕业设计(论文) 毕业设计（论文）题目 所 在学 院 专业 班级 姓名 学号 指 导老 师 年月日 声明 本人郑重声明：所呈交的毕业设计是我在导师的指导下独立进行研究本人郑重声明：所呈交的毕业设计是我在导师的指导下独立进行研究 所取得的研究成果。据我所知，除了文中特别加以注明引用的内容外，本所取得的研究成果。据我所知，除了文中特别加以注明引用的内容外，本 设计不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的研究成果，对本设计设计不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的研究成果，对本设计 的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中作了明确说明，并表示了的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中作了明确说明，并表示了 谢意。本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担。谢意。本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担。 作者签名：日期：年作者签名：日期：年 月月 日日 毕业设计版权使用授权书 本设计作者完全了解学院有关保留、使用毕业设计的规定，同意学院本设计作者完全了解学院有关保留、使用毕业设计的规定，同意学院 保留并向国家有关部门或资料库送交毕业设计的纸质版和电子版，允许毕保留并向国家有关部门或资料库送交毕业设计的纸质版和电子版，允许毕 业设计进入学院图书馆被查阅和借阅，本人授权闽南理工学院可以将我的业设计进入学院图书馆被查阅和借阅，本人授权闽南理工学院可以将我的 毕业设计的全部或者部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、毕业设计的全部或者部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、 缩印或者扫描等复制手段保存和汇编本毕业设计。缩印或者扫描等复制手段保存和汇编本毕业设计。 保密保密在年解密后适用本授权书；在年解密后适用本授权书； 本设计属于：本设计属于： 不保密不保密。 （请在以上相应的方框内打（请在以上相应的方框内打“” ） 作者签名：日期：年月日作者签名：日期：年月日 指导教师签名：日期：年月日指导教师签名：日期：年月日 毕业设计答辩小组成员名单 姓名职称单位备注 机械设计服务(有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 组长 注：样稿，论文不完整，勿抄袭 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 金属切削机床课程设计说明书 目录 一、设计目的- 1- 二、设计步骤- 1- 1 . 运动设计- 1- 1 . 1 已知条件- 1- 1 . 2 结构分析式.- 1- 1 . 3 绘制转速图- 2- 1 . 4 绘制传动系统图- 5- 2 . 动力设计- 5- 2 . 1 确定各轴转速.- 5- 2 . 2 带传动设计.- 6- 2 . 3 各传动组齿轮模数的确定和校核.- 7- 3 . 齿轮强度校核- 9- 3 . 1 校核 a 传动组齿轮.- 9- 3 . 2 校核 b 传动组齿轮.- 10- 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 3 . 3 校核 c 传动组齿轮.- 11- 4 . 主轴挠度的校核.- 13- 4 . 1 确定各轴最小直径- 13- 4 . 2 轴的校核- 13- 5 . 主轴最佳跨距的确定.- 14- 5 . 1 选择轴颈直径, 轴承型号和最佳跨距.- 14- 5 . 2 求轴承刚度.- 14- 6 . 各传动轴支承处轴承的选择- 15- 7 . 主轴刚度的校核.- 15- 7 . 1 主轴图.- 15- 7 . 2 计算跨距- 16- 三、总结.- 17- 四、参考文献- 18- 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 一、设计目的 通过机床主运动机械变速传动系统得结构设计， 在拟定传动和变速的结构方 案过程中，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，树立正确的设计思想，掌握基本的 设计方法，并具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 二、设计步骤 1 . 运动设计 1 . 1已知条件 1确定转速范围：主轴最小转速min/5 .31 min rn=。 2 确定公比：41. 1= 3 转速级数：12=z 1 . 2结构分析式 22312= 32212= 3 23212= 从电动机到主轴主要为降速传动， 若使传动副较多的传动组放在较接近电动 机处可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，节省材料，也就是满足传动副前多 后少的原则，因此取32212=方案。在降速传动中，防止齿轮直径过大而使 径向尺寸常限制最小传动比 4 1 min i ；在升速时为防止产生过大的噪音和震动常 限 制 最 大 转 速 比2 max i。 在 主 传 动 链 任 一 传 动 组 的 最 大 变 速 范 围 ()108 minmaxmax =iiR。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小， 根据中间传动轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下： 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 检查传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组： ()1 222 =PXR 其中41. 1= ，6 2 =X，2 2 =P 所以 10846. 81641. 1 2 =R，合适。 1 . 3 绘制转速图 选择电动机 一般车床若无特殊要求，多采用 Y 系列封闭式三相异步电动机，根据原则条 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 件选择 Y - 1 3 2 M - 4 型 Y 系列笼式三相异步电动机。 分配总降速传动比 总降速传动比 02 . 0 1440/ 5 . 31/ min = d nni 又电动机转速min/1440rnd= 不符合转速数列标准，因而增加一定比传动副。 3 确定传动轴轴数 传动轴轴数 = 变速组数 + 定比传动副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5 。 确定各级转速并绘制转速图 由min/ 5 . 31 rnmim= 41. 1= z = 1 2 确定各级转速： 1 4 0 0 、1 0 0 0 、7 1 0 、5 0 0 、3 5 5 、2 5 0 、1 8 0 、1 2 5 、9 0 、6 3 、4 5 、3 1 . 5 r / m i n 。 在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按传动顺序依次设为、。 与、与、与轴之间的传动组分别设为 a 、b 、c 。现由（主轴）开 始，确定、轴的转速： 先来确定轴的转速 传动组 c 的变速范围为10, 8841. 1 max 66 =R ，结合结构式， 轴的转速只有一和可能： 1 2 5 、1 8 0 、2 5 0 、3 5 5 、5 0 0 、7 1 0 r / m i n 。 确定轴的转速 传动组 b 的级比指数为 3 ，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不 致传动比太小，可取 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 8 . 2/1/1 3 1 = i b ，1/1 2 = i b 轴的转速确定为：3 5 5 、5 0 0 、7 1 0 r / m i n 。 确定轴的转速 对于轴，其级比指数为 1 , 可取 2/1/1 2 1 = i a，41 . 1 /1/1 2 = i a，1/1 3 = i a 确定轴转速为 7 1 0 r / m i n 。 由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比71/144710/1440=i 。下面画出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近） 。 传动系统的转速图 电动机 5 确定各变速组传动副齿数 传动组 a : 查表 8 - 1 , 2/1/1 2 1 = i a，41 . 1 /1/1 2 = i a，1/1 3 = i a 2/1/1 2 1 = i a时：= z S5 7 、6 0 、6 3 、6 6 、6 9 、7 2 、7 5 、7 8 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 41. 1/1/1 2 = i a时：= z S5 8 、6 0 、6 3 、6 5 、6 7 、6 8 、7 0 、7 2 、7 3 、7 7 1/1 3 = i a时：= z S5 8 、6 0 、6 2 、6 4 、6 6 、6 8 、7 0 、7 2 、7 4 、7 6 可取= z S7 2 , 于是可得轴齿轮齿数分别为：2 4 、3 0 、3 6 。 于是48/24 1 = a i，42/30 2 = a i，36/36 3 = a i 可得轴上的三联齿轮齿数分别为：4 8 、4 2 、3 6 。 传动组 b : 查表 8 - 1 , 8 . 2/1/1 3 1 = i b，1/1 2 = i b 8 . 2/1/1 3 1 = i b时：= z S6 9 、7 2 、7 3 、7 6 、7 7 、8 0 、8 1 、8 4 、8 7 1/1 2 = i b时：= z S7 0 、7 2 、7 4 、7 6 、7 8 、8 0 、8 2 、8 4 、8 6 可取 = z S8 4 ，于是可得轴上两联齿轮的齿数分别为：2 2 、4 2 。 于是 62/22 1 = i b，42/42 2 = i b，得轴上两齿轮的齿数分别为：6 2 、4 2 。 传动组 c : 查表 8 - 1 ,4/1 1 = i c,2 2 = c i 4/1 1 = i c时：= z S8 4 、8 5 、8 9 、9 0 、9 4 、9 5 2 2 = c i时： = z S7 2 、7 5 、7 8 、8 1 、8 4 、8 7 、8 9 、9 0 可取 = z S9 0 . 4/1 1 = i c为降速传动，取轴齿轮齿数为 1 8 ； 2 2 = c i为升速传动，取轴齿轮齿数为 3 0 。 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 于是得72/18 1 = i c,30/60 2 = c i 得轴两联动齿轮的齿数分别为 1 8 ，6 0 ； 得轴两齿轮齿数分别为 7 2 ，3 0 。 1 . 4 绘制传动系统图 根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图： 2 . 动力设计 2 . 1 确定各轴转速 确定主轴计算转速：主轴的计算转速为 min/90r41. 131.5nn 1 3 12 1 3 z min = IV 图表 1 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 各传动轴的计算转速： 轴可从主轴 9 0 r / m i n 按 7 2 / 1 8 的传动副找上去，轴的计算转速 1 2 5 r / m i n ；轴的计算转速为 3 5 5 r / m i n ；轴的计算转速为 7 1 0 r / m i n 。 3 各齿轮的计算转速 传动组 c 中，1 8 / 7 2 只需计算 z = 1 8 的齿轮，计算转速为 3 5 5 r / m i n ；6 0 / 3 0 只需计算 z = 3 0 的齿轮，计算转速为 2 5 0 r / m i n ；传动组 b 计算 z = 2 2 的齿轮， 计算转速为 3 5 5 r / m i n ；传动组 a 应计算 z = 2 4 的齿轮，计算转速为 7 1 0 r / m i n 。 4 核算主轴转速误差 min/5 .141730/6042/4236/36256/1261440rn= 实 min/1400rn= 标 %5%25. 1%100 1400 )14005 .1417( %100 )( = = 标 标实 n nn 所以合适。 2 . 2 带传动设计 电动机转速 n = 1 4 4 0 r / m i n , 传递功率 P = 7 . 5 K W , 传动比 i = 2 . 0 3 ，两班制， 一天运转 1 6 . 1 小时，工作年数 1 0 年。 确定计算功率 取= A K1 . 1 ，则25KW. 85 . 71 . 1PKP Aca = 选取 V 带型 根据小带轮的转速和计算功率，选 B 型带。 确定带轮直径和验算带速 查表小带轮基准直径mmd125 1 = ,mmid25403. 2125125 2 = 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 验算带速成 100060 11 = nd v 其中 1n- 小带轮转速，r / m i n ； 1 d- 小带轮直径，m m ； 25, 5/42. 9 100060 144012514. 3 = =smv，合适。 4 确定带传动的中心距和带的基准长度 设中心距为 0 a , 则 0 5 5 （ 21 dd +）a 2 （ 21 dd +） 于是 2 0 8 . 4 5 a 7 5 8 , 初取中心距为= 0 a4 0 0 m m 。 带长 0 2 12 2100 4 )( )( 2 2 a dd ddaL += mm1405 4004 )125254( )254125( 2 14 . 3 4002 2 = += 查表取相近的基准长度 d L ，mmLd1400=。 带传动实际中心距mm LL aa d 5 .397 2 0 0 = += 5 验算小带轮的包角 一般小带轮的包角不应小于 ? 120。 ? ?1204 .1613 .57180 12 1 = a dd 。合适。 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 6 确定带的根数 L ca kkpp p Z )( 00 + = 其中： 0 p-1i时传递功率的增量； k - 按小轮包角，查得的包角系数； L k- 长度系数； 为避免 V 型带工作时各根带受力严重不均匀，限制根数不大于 1 0 。 4 90 . 0 95 . 0 )46. 019 . 2 ( 25. 8 = + =Z 7 计算带的张紧力 0 F 2 0 ) 5 . 2 (500qv k k vZ p F ca + = 其中： ca p- 带的传动功率, K W ； v - 带速, m / s ； q - 每米带的质量，k g / m ；取 q = 0 . 1 7 k g / m 。 v = 1 4 4 0 r / m i n = 9 . 4 2 m / s 。 NF7 .19342. 917. 0) 95. 0 9 . 05 . 2 ( 442. 9 25. 8 500 2 0 =+ = 8 计算作用在轴上的压轴力 NZFFQ1530 2 4 . 161 sin 7 . 19342 2 sin2 1 0 = ? 2 . 3 各传动组齿轮模数的确定和校核 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 模数的确定： a 传动组：分别计算各齿轮模数 先计算 2 4 齿齿轮的模数： 3 22 1 ) 1( 16338 jm d nz N m + = 其中: - 公比 ； = 2 ； d N - 电动机功率； d N = 7 . 5 K W ； m - 齿宽系数； - 齿轮传动许允应力; j n- 计算齿轮计算转速。 S KN lim = ， 取 lim = 6 0 0 M P a , 安全系数 S = 1 。 由应力循环次数选取9 . 0= N K MPa540 1 6009 . 0 = =90 . 0 = N K，取S = 1， MPaMPa S K HN 540 1 60090. 0 1lim = = 。 mmm72. 3 7105402248 5 . 7) 12( 163383 22 1 = + = 取 m = 4 m m 。 按齿数 3 0 的计算，mmm13. 3 2 =，可取 m = 4 m m ； 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 按齿数 3 6 的计算，mmm39 . 3 3 =, 可取 m = 4 m m 。 于是传动组 a 的齿轮模数取 m = 4 m m ，b = 3 2 m m 。 轴上齿轮的直径： mmdmmdmmd aaa 96244120304144364 321 =；。 轴上三联齿轮的直径分别为： mmdmmdmmd aaa 192484168424144364 3 2 1 =； b 传动组： 确定轴上另两联齿轮的模数。 3 22 ) 1( 16338 jm d nz N m + = 按 2 2 齿数的齿轮计算： min/3558 . 2rnj=， 可得 m = 4 . 8 m m ； 取 m = 5 m m 。 按 4 2 齿数的齿轮计算： 可得 m = 3 . 5 5 m m ； 于是轴两联齿轮的模数统一取为 m = 5 m m 。 于是轴两联齿轮的直径分别为： mmdmmd bb 210425110225 21 =； 轴上与轴两联齿轮啮合的两齿轮直径分别为： mmdmmd bb 210425310625 2 1 =； c 传动组： 取 m = 5 m m 。 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 轴上两联动齿轮的直径分别为： mmdmmd cc 30060590185 21 =； 轴四上两齿轮的直径分别为： 。；mmdmmd cc 150305360725 2 1 = 3 . 齿轮强度校核：计算公式 bm YYKT SaFa F 1 2 = 3 . 1校核 a 传动组齿轮 校核齿数为 2 4 的即可，确定各项参数 P = 8 . 2 5 K W , n = 7 1 0 r / m i n , mmNnPT= 566 101 . 1710/25. 81055. 9/1055. 9 确定动载系数：sm dn v/57. 3 100060 71096 100060 = = = 齿轮精度为 7 级，由机械设计查得使用系数05 . 1 = v K mmmb m 3248= 确定齿向载荷分配系数: 取齿宽系数1= d 非对称 () 223 1.120.18 10.60.23 10 Hdd Kb =+ 42 . 1 321023 . 0 )6 . 01 (18 . 0 12 . 1 3 =+= 4)24/(32/=hb, 查机械设计得27. 1= F K 确定齿间载荷分配系数: N d T Ft2290 96 101 . 122 5 = = 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 mN b FK tA /10056.71 32 22900 . 1 = =由机械设计查得 1.2 HF KK = 确定动载系数: 6 . 127 . 1 2 . 105 . 1 0 . 1= HFvA KKKKK 查表 1 0 - 5 65 . 2 = Fa Y 58 . 1 = Sa F 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 aFE Mp540=。 图 1 0 - 1 8 查得 9 . 0= N K, S = 1 . 3 aF Mp374 3 . 1 5409 . 0 = = 3 .89 58. 165. 2 374 = = SaFa F YY ， 3 .896 .28 432 22906 . 1 = = bm KFt 故合适。 3 . 2 校核 b 传动组齿轮 校核齿数为 2 2 的即可，确定各项参数 P = 8 . 2 5 K W , n = 3 5 5 r / m i n , mmNnPT= 566 1022. 2355/25. 81055. 9/1055. 9 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 确定动载系数：sm dn v/04. 2 100060 355110 100060 = = = 齿轮精度为 7 级，由机械设计查得使用系数0 . 1= v K mmmb m 4058= 确定齿向载荷分配系数: 取齿宽系数1= d 非对称 () 223 1.120.18 10.60.23 10 Hdd Kb =+ 42 . 1 401023 . 0 )6 . 01 (18. 012 . 1 3 =+= 9 . 2)8 . 25/(40/=hb, 查机械设计得27. 1= F K 确定齿间载荷分配系数: N d T Ft4040 110 1022. 222 5 = = mN b FK tA /100101 40 40400 . 1 ?= = 由机械设计查得 1 . 1= HF KK 确定动载系数: 397 . 1 27 . 1 1 . 10 . 10 . 1= HFvA KKKKK 查表 1 0 - 5 72. 2= Fa Y 57. 1= Sa F 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 aFE Mp540=。 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 图 1 0 - 1 8 查得 9 . 0= N K, S = 1 . 3 aF Mp374 3 . 1 5409 . 0 = = 5 .87 57. 172. 2 374 = = SaFa F YY ， 5 .872 .28 540 4040397. 1 = = bm KFt 故合适。 3 . 3 校核 c 传动组齿轮 校核齿数为 1 8 的即可，确定各项参数 P = 8 . 2 5 K W , n = 3 5 5 r / m i n , mmNnPT= 566 1022. 2355/25. 81055. 9/1055. 9 确定动载系数：sm dn v/67. 1 100060 35590 100060 = = = 齿轮精度为 7 级，由机械设计查得使用系数9 . 0= v K mmmb m 4058= 确定齿向载荷分配系数: 取齿宽系数1= d 非对称 () 223 1.120.18 10.60.23 10 Hdd Kb =+ 42 . 1 401023 . 0 )6 . 01 (18. 012 . 1 3 =+= 2)45/(40/=hb, 查机械设计得27. 1= F K 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 确定齿间载荷分配系数: N d T Ft4930 90 1022. 222 5 = = mN b FK tA /100123 40 49300 . 1 ?= = 由机械设计查得 1 . 1= HF KK 确定动载系数: 2573 . 1 27 . 1 1 . 19 . 00 . 1= HFvA KKKKK 查表 1 0 - 5 91 . 2 = Fa Y 53 . 1 = Sa F 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 aFE Mp540=。 图 1 0 - 1 8 查得 9 . 0= N K, S = 1 . 3 aF Mp374 3 . 1 5409 . 0 = = 84 53. 191. 2 374 = = SaFa F YY ， 8499.30 540 49302573. 1 = = bm KFt 故合适。 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 4 . 主轴挠度的校核 4 . 1 确定各轴最小直径 1 轴的直径：min/710,96. 0 11 rn = mm n d29 710 96. 05 . 7 91 5 . 7 91 4 4 = = 2 轴的直径：min/355,922. 099. 099. 098. 0 212 rn = mm n d34 355 922. 05 . 7 91 5 . 7 91 4 4 = = 3 轴的直径：min/125,89 . 0 99 . 0 98 . 0 323 rn = mm n d44 125 89. 05 . 7 91 5 . 7 91 4 4 = = 4 主轴的直径：min/ 5 . 31,85 . 0 98 . 0 98 . 0 99 . 0 434 rn = mm n d61 5 .31 85. 05 . 7 91 5 . 7 91 4 4 = = 4 . 2轴的校核 轴的校核：通过受力分析，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮 对轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核 订做机械设计 (有图纸 CAD 和 WORD 论文） QQ 1003471643 或 QQ 2419131780 NdTF mNnPT t 2017)1096/(8 .962/2 8 .96710/96. 05 . 71055. 9/1055. 9 3 66 = = ,228,330 10200,36: 2852 9 22 mmbmmx PaEmmd NFFFP tt = = =+= 已知 mmy12. 0403. 0= () ()() () () mm lIE bxlxbF YB 3 3 4 3 4 9 4 3222 222 1098. 0 1068510 64 36 102006 103302286853302282852 6 = = = 所以合格,yYB= ei dd 故根据式（1 0 - 8 ） ()