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机械毕业设计全套
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03-4、车床主轴箱课程设计,机械毕业设计全套
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金属切削机床课程设计说明书 学院：工程学院 班级： 04 级（ 2）班 专业：机械设计 姓名： 学号： nts 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- 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- nts5. 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- nts 金属切削机床课程设计 CA6140 型车床 - 1 - 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。 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/5.31min rn 。 2确定公比： 41.1 3转速级数 ： 12z 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41min 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 2maxi。 在主传动链任一 传 动组的最大变速 范 围 108m i nm a xm a x 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： nts 金属切削机床课程设计 CA6140 型车床 - 2 - 检查传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组： 1222 PXR 其中 41.1 ， 62 X ， 22 P 所以 10846.81641.12 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，根据原则条件选择 Y-132M-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 02.01 4 4 0/5.31/m i n dnni又电动机转速 min/1440 rnd 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 rnmi m 41.1 z = 12 确定各级转速： nts 金属切削机床课程设计 CA6140 型车床 - 3 - 1400、 1000、 710、 500、 355、 250、 180、 125、 90、 63、 45、 31.5r/min。 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 10,8841.1m a x66 R，结合结构式， 轴的转速只有一和可能： 125、 180、 250、 355、 500、 710r/min。 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 8.2/1/1 31 ib， 1/12 ib轴的转速确定为： 355、 500、 710r/min。 确定轴的转速 对于轴，其级比指数为 1,可取 2/1/1 21 ia， 41.1/1/12 ia， 1/13 ia确定轴转速为 710r/min。 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 21 ia， 41.1/1/12 ia， 1/13 iants 金属切削机床课程设计 CA6140 型车床 - 4 - 2/1/1 21 ia 时： zS 57、 60、 63、 66、 69、 72、 75、 78 41.1/1/12 ia 时： zS 58、 60、 63、 65、 67、 68、 70、 72、 73、 77 1/13 ia 时： zS 58、 60、 62、 64、 66、 68、 70、 72、 74、 76 可取 zS 72,于是可得轴齿轮齿数分别为： 24、 30、 36。 于是 48/241 ai， 42/302 ai， 36/363 ai可得轴上的三联齿轮齿数分别为： 48、 42、 36。 传动组 b: 查表 8-1, 8.2/1/1 31 ib， 1/12 ib8.2/1/1 31 ib 时： zS 69、 72、 73、 76、 77、 80、 81、 84、 87 1/12 ib 时： zS 70、 72、 74、 76、 78、 80、 82、 84、 86 可取 zS 84，于是可得轴上两联齿轮的齿数分别为： 22、 42。 于是 62/221 ib， 42/422 ib，得轴上两齿轮的齿数分别为： 62、 42。 传动组 c: 查表 8-1, 4/11 ic, 22 ci4/11 ic 时： zS 84、 85、 89、 90、 94、 95 22 ci 时： zS 72、 75、 78、 81、 84、 87、 89、 90 可 取 zS 90. 4/11 ic 为降速传动，取轴齿轮齿数为 18； 22 ci 为升速传动，取轴齿轮齿数为 30。 于是得 72/181 ic, 30/602 ci得轴两联动齿轮的齿数分别为 18， 60； 得轴两齿轮齿数分别为 72， 30。 nts 金属切削机床课程设计 CA6140 型车床 - 5 - 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 m in/90r41.13 1 .5nn 131213zm i n IV 各传动轴的计算转速： 轴可从主轴 90r/min按 72/18的传动副找上去，轴的计算转速 125r/min；轴的计算转速为 355r/min；轴的计算转速为 710r/min。 3各齿轮的计算转速 传动组 c中， 18/72只需计算 z = 18 的齿轮，计算转速为 355r/min； 60/30只需计算 z = 30的齿轮，计算转速为 250r/min；传动组 b计算 z = 22 的齿轮，计算转速为 355r/min；传动组 a应计算 z = 24 的齿轮，计算转速为 710r/min。 4核算主轴转速误差 m in/5.141730/6042/4236/36256/1261440 rn 实min/1400 rn 标nts 金属切削机床课程设计 CA6140 型车床 - 6 - %5%25.1%1001 4 0 0 )1 4 0 05.1 4 1 7(%100)( 标标实nnn 所以合适。 2.2 带传动设计 电动机转速 n=1440r/min,传递功率 P=7.5KW,传动比 i=2.03，两班制， 一天运转 16.1小时，工作年数 10年。 确定计算功率 取 AK 1.1，则 2 5 K W.85.71.1PKPAca 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 mmd 1251 , mmid 25403.21251252 验算带速成100060 11 ndv 其中 1n -小带轮转速， r/min； 1d -小带轮直径， mm； 25,5/42.91 0 0 060 1 4 4 012514.3 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0a,则 0 55（ 21 dd ） a 2（ 21 dd ） 于是 208.45 a 758,初取中心距为 0a400mm。 带长02122100 4)()(22 addddaL mm14054004 )125254()254125(214.340022 查表取相近的基准长度dL， mmLd 1400。 带传动实际中心距 mmLLaa d 5.3972 00 nts 金属切削机床课程设计 CA6140 型车床 - 7 - 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 121 a dd 。合适。 6确定带的根数 Lca kkpp pZ)( 00 其中： 0p- 1i 时传递功率的增量； k-按小轮包角 ，查得的包角系数； Lk -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 10。 490.095.0)46.019.2( 25.8 Z7计算带的张紧力0F20 )5.2(500 qvk kvZpF ca 其中： cap-带的传动功率 ,KW； v-带速 ,m/s； q-每米带的质量， kg/m；取 q=0.17kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。 NF 7.19342.917.0)95.0 9.05.2(442.9 25.8500 20 8计算作用在轴上的压轴力 NZFFQ 1 5 3 024.161s in7.193422s in2 10 2.3 各传动组齿轮模数的确定和校核 模数的确定： a传动组：分别计算各齿轮模数 先计算 24齿齿轮的模数： nts 金属切削机床课程设计 CA6140 型车床 - 8 - 3 221 )1(1 6 33 8jmd nz Nm 其中 : -公比 ； = 2； dN-电动机功率；dN= 7.5KW； m-齿宽系数； -齿轮传动许允应力 ; jn-计算齿轮计算转速。 SK N lim ， 取 lim = 600MPa,安全系数 S = 1。 由应力循环次数选取 9.0NKM P a5401 6009.0 90.0NK ，取 S=1， M P aM P aSK HN 5401 60090.01l i m 。 mmm 72.371054022485.7)12(16338 3221 取 m = 4mm。 按齿数 30的计算， mmm 13.32 ，可取 m = 4mm； 按齿数 36的计算， mmm 39.33 , 可取 m = 4mm。 于是传动组 a 的齿轮模数取 m = 4mm， b = 32mm。 轴上齿轮的直径： mmdmmdmmdaaa 96244120304144364 321 ；。 轴上三联齿轮的直径分别为： mmdmmdmmdaaa 192484168424144364 3 2 1 ；b传动组： 确定轴上另两联齿轮的模数。 3 22 )1(1 6 33 8jmd nz Nm nts 金属切削机床课程设计 CA6140 型车床 - 9 - 按 22齿数的齿轮计算： m in/3558.2 rnj ，可得 m = 4.8mm； 取 m = 5mm。 按 42齿数的齿轮计算： 可得 m = 3.55mm； 于是轴两联齿轮的模数统一取为 m = 5mm。 于是轴两联齿 轮的直径分别为： mmdmmdbb 2 1 04251 1 0225 21 ；轴上与轴两联齿轮啮合的两齿轮直径分别为： mmdmmdbb 2 1 04253 1 0625 2 1 ；c传动组： 取 m = 5mm。 轴上两联动齿轮的直径分别为： mmdmmdcc 30060590185 21 ；轴四上两齿轮的直径分别为： 。； mmdmmdcc 150305360725 2 1 3. 齿轮强度校核 ： 计算公式bm YYKT SaFaF 123.1校核 a 传动组齿轮 校核齿数为 24 的即可，确定各项参数 P=8.25KW,n=710r/min, mmNnPT 566 101.1710/25.81055.9/1055.9 确定动载系数： smdnv /57.3100060 71096100060 齿轮精度为 7级，由机械设计查得使用系数 05.1vK mmmbm 3248 确定齿向载荷分配系数 :取齿宽系数 1dnts 金属切削机床课程设计 CA6140 型车床 - 10 - 非对称 2 2 31 . 1 2 0 . 1 8 1 0 . 6 0 . 2 3 1 0H d dKb 42.1321023.0)6.01(18.012.1 3 4)24/(32/ hb ,查机械设计得 27.1FK 确定齿间载荷分配系数 : NdTF t 2 2 9 096 101.1225 mNb FK tA /10056.7132 229 00.1 由机械设计查得 1 .2HFKK 确定动载系数 : 6.127.12.105.10.1 HFvA KKKKK查表 10-5 65.2FaY 58.1SaF 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 10-18查得 9.0NK,S = 1.3 aF Mp3 7 43.1 5 4 09.0 3.8958.165.2 374 SaFaFYY ， 3.896.28432 2 2 906.1 bmKF t 故合适 。 3.2 校核 b 传动组齿轮 校核齿数为 22 的即可，确定各项参数 P=8.25KW,n=355r/min, mmNnPT 566 1022.2355/25.81055.9/1055.9 确定动载系数： smdnv /04.2100060 355110100060 齿轮精度为 7 级，由机械设计查得使用系数 0.1vKnts 金属切削机床课程设计 CA6140 型车床 - 11 - mmmbm 4058 确定齿向载荷分配系数 :取齿宽系数 1d非对称 2 2 31 . 1 2 0 . 1 8 1 0 . 6 0 . 2 3 1 0H d dKb 42.1401023.0)6.01(18.012.1 3 9.2)8.25/(40/ hb ,查 机械设计得 27.1FK 确定齿间载荷分配系数 : NdTF t 4 0 4 0110 1022.2225 mNb FK tA /10010140 40400.1 由机械设计查得 1.1 HF KK 确定动载系数 : 397.127.11.10.10.1 HFvA KKKKK查表 10-5 72.2FaY 57.1SaF 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 10-18查得 9.0NK,S = 1.3 aF Mp3 7 43.1 5 4 09.0 5.8757.172.2 374 SaFaFYY ， 5.872.28540 4 0 4 03 9 7.1 bmKF t 故合适 。 3.3 校核 c 传动组齿轮 校核齿数为 18 的即可，确定各项参数 P=8.25KW,n=355r/min, mmNnPT 566 1022.2355/25.81055.9/1055.9 nts 金属切削机床课程设计 CA6140 型车床 - 12 - 确定动载系数： smdnv /67.11 0 0 060 355901 0 0 060 齿轮精度为 7 级，由机械设计查得使用系数 9.0vK mmmbm 4058 确定齿向载荷分配系数 :取齿宽系数 1d非对称 2 2 31 . 1 2 0 . 1 8 1 0 . 6 0 . 2 3 1 0H d dKb 42.1401023.0)6.01(18.012.1 3 2)45/(40/ hb ,查机械设计得 27.1FK 确定齿间载荷分配系数 : NdTF t 4 9 3 090 1022.2225 mNb FK tA /10012340 49300.1 由机械设计查得 1.1 HF KK 确定动载系数 : 2 5 7 3.127.11.19.00.1 HFvA KKKKK查表 10-5 91.2FaY 53.1SaF 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 10-18查得 9.0NK,S = 1.3 aF Mp3 7 43.1 5 4 09.0 8453.191.2 374 SaFaFYY ， 8499.30540 49302573.1 bmKF t 故合适 。 nts 金属切削机床课程设计 CA6140 型车床 - 13 - 4. 主轴挠度的校核 4.1 确定 各轴最小直径 1轴的直径： m in/71 0,96.0 11 rn mmnd 29710 96.05.7915.79144 2轴的直径： m in/355,922.099.099.098.0 212 rn mmnd 343 5 5 9 2 2.05.7915.79144 3轴的直径： m in/125,89.099.098.0323 rn mmnd 44125 89.05.7915.79144 4主轴的直径： m in/5.31,85.098.098.099.0434 rn mmnd 615.31 85.05.7915.79144 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 NdTFmNnPTt 2017)1096/(8.962/28.96710/96.05.71055.9/1055.9366,228,33010200,36:2852922mmbmmxPaEmmdNFFFP tt已知 mmy 12.0403.0 nts 金属切削机床课程设计 CA6140 型车床 - 14 - mmlIEbxlxbFY B334349432222221098.0106851064361020061033022868533022828526 所以合格,yY B 。 轴、轴的校核同上。 5. 主轴最佳跨距的确定 400mm车床， P=7.5KW. 5.1 选择轴颈直径 ,轴承型号和最佳跨距 前轴颈应为 75-100mm,初选 1d =100mm,后轴颈 12 )9.07.0( dd 取 mmd 702 ,前轴承为 NN3020K,后轴承为 NN3016K,根据结构 ,定悬伸长度 mma 751 5.2 求轴承刚度 考虑 机械效率 主轴最大输出转距 NPT 67690 85.09 5 50 床身上最大加工直径约为最大回转直径的 60%,取 50%即 200mm ,故半径为0.1m . 切削力 NFC 67601.0676 背向力 NFFCP 338067605.05.0 故总的作用力 NFFFCP 755822 次力作用于顶在顶尖间的工件上主轴尾架各承受一半 , 故主轴轴端受力为 NF 37792/ 先假设 mmlal 225753,3/ 前后支撑 BARR 分别为 nts 金属切削机床课程设计 CA6140 型车床 - 15 - NlaFRNlalFRBA1 2 60225753 7 7925 0 39225752253 7 792根据 9.19.08.01.0 c o s)(39.3 izlFddFK arrrv 30,2,1,17,8.10,8.81260,5039AABBaBaAvBvAziizlmmlNFNF NKNKBA1 1 0 70c o s1728.101 2 6 039.31 8 0 90c o s3028.85 0 3 939.39.19.08.01.09.19.08.01.0 658.010075.018091039.2101.21039.2046.0085.005.0852/7010063.111071809/6361134644aKEImImmdKKAeBAmmlal 225375,3/0 与原假设相符查线图 。 6. 各传动轴支承处轴承的选择 主轴 前支承： NN3020K;中支承： N219E;后支承： NN3016K 轴 前支承： 30207;后支承： 30207 轴 前支承： 30207;中支承： NN3009;后支承： 30207 轴 前支承： 30208;后支承： 30208 7. 主轴刚度的校核 7.1 主轴图 : nts 金属切削机床课程设计 CA6140 型车床 - 16 - 7.2 计算跨距 前支承为双列圆柱滚子轴承，后支承为双列圆柱 滚子轴承 mmml 687.06875.315.12374332 当量外径 mmd e 56.80887 81043510075680547222684 44444 主轴刚度：由于 5.05586.056.80/45/ ei dd故根据式（ 10-8） mNaladdkAAies /3.149107588775 104556.80103103 92 124442 444 对于机床的刚度要求，取阻尼比 035.0 当 v=50m/min,s=0.1mm/r 时 , 8.68,/46.2 mmNkcb, 取 mmDb 87.6%5068702.002.0m a xl i m mNK B 36.848.68c o s035.01035.02 87.646.2 计算 AK nts 金属切削机床课程设计 CA6140 型车床 - 17 - mNlalaaaKKmmmmDLABABBA /5.766877516871.28114.0751.2816.036.84114.06.01.281,1.2063.022222222m a x 加上悬伸量共长mNmNKKAs /3.152/0.1275.7666.166.1 可以看出，该机床主轴是合格的 . 三、总结 金属切削 机床的课程设计任务 完成了 ，虽然设计的过程比较繁琐，而且刚开始还有些不知所措，但是在同学们的共同努力下，再加上老师的悉心指导，我终于顺利地完成了这次设计任务。本次设计巩固和深化了课堂理论教学的内容，锻炼和培养了我综合运用所学过的知识和理论的能力，是我独立分析、解决问题的能力得到了强化 . nts 金属切削机床课程设计 CA6140 型车床 - 18 - 四、参考文献 1 工程学院机械制造教研室 主编 .金属切削机床指导书 . 2濮良贵 纪名刚主编 .机械设计 (第七版 ).北京 :高等教育出版社 ,2001年6月 3毛谦德 李振清主编 .袖珍机械设计师手册第二版 .机械工业出版社 ,2002年 5月 4减速器实用技术手册编辑委员会编 .减速器实用技术手册 .北京 :机械工业出版社 ,1992 年 5 戴曙 主编 .金属切削机床 .北京 :机械工业出版社 ,2005 年 1 月 6机床设计手册编写组 主编 .机床设计手册 .北京 :机械工业出版社 ,1980年 8月 7 华东纺织工学院 哈尔滨工业大学 天津大学 主编 .机床设计 图册 .上海 :上海科学技术出版 社 ,1979 年 6 月 nts目 录 、 参数的拟定 、 运动的设计 、 传动件的估算和验算 、 展开图的设计 、 总结 nts一、 参数拟定 、确定公比 已知 12 级（采用集中传动） nmax =1800 nmin=40 Rn =z-1 所以算得 1.41 2、确定电机功率 N 根据 320和 400车床设计的有关参数，用插补法： 已知最大回转直径为 360。 切深 ap(t)为 3.75mm,进给量 f (s)为 0.375mm/r,切削速度 v 为95m/min。 计算： 主（垂直）切削力： FZ=1900ap f0.75 N =1900 X 3.75 X 0.3750.75 N 3414.4 N 切削功率 : N 切 = FZV/61200 KW = 5.3 KW 估算主电机功率 : N= N 切 / 总 = N 切 /0.8 KW =5.3/0.8 KW =6.6 KW 因为 N 值必须按我国生产的电机在 Y 系列的额定功率选取 ,所以选 7.5 KW。 nts二、 运动的设计 1、列出结构式 12=23 31 26 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、绘出结构网 3、拟定转速图 1）主电机的选定 电动机功率 N： 7.5 KW 电机转速 nd: 因为 nmax =1800r/min ，根据 N=7.5 KW，由于要使电机转nts速 nd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 - 轴间增加一对降速传动齿轮。 3）分配降速比 12级降速为： 40 56 80 12 112 160 224 315 450 630 900 1250 1800 （ r/min） 决定 -间的最小降速传动比： 由于齿轮极限传动比限制 imax=1/4，为了提高主轴的平稳性，取最后一个变速组的降速传动比为 1/4，按公比=1.41，查表可知： 1.414=4。决定其余变速组的最小传动比，根据降速前慢后快的原则， - 轴间变速组取 U=1/43 -轴间取 U=1/43 画出转速图 12=233126 nts 结构大体示意图 : 4、计算各传动副的传动比 见下 述步骤 nts5、计算齿轮齿数 见下述步骤 6、带轮直径和齿轮齿数的确定 1）选择三角带型号 根据电机转速 1440 r/min 和功率 n=7.5 查图可确定三角带型号为 B 型。 7、确定带轮的最小直径 Dmin 查表得 Dmin=140 8、计算大带轮直径 D 大 根据要求的传动比 和滑动率确定 D 大 D 小 1 (1 )u 140 1 (1 0 .0 2 )900 219.52 220 9、确定齿轮齿数 1）第一变速组内有 两对齿轮，其传动比为 U1= 12zz =1.41 U2= 34zz =12 初步定出最小齿轮齿数 Zmin和 Smin： 根据结构条件，由表得 Zmin=2.24,在 u=2 一行中找到 Zmin=22 时，同时满足两个传动比的要求，确定 Sz =72 34Z Sz Z =72-24=48 Z1=30 21Z Sz Z=72-30=40 nts 2)第二变速组有三对传动副 5167228933210111 . 4 111211( 2 . 8 2 )ZZZZZZ 确定最小齿轮的齿数 Zmin和 Smin m in 9 21ZZ Smin=80 1 0 m i n 9 8 0 2 1 5 9Z S Z 7 27Z 8 m i n 7 8 0 2 7 5 4Z S Z 5 33Z 6 47Z 3)第三变速组有两对齿轮 11 2112132414m i n 1 3m i n2113 . 9 821104ZZZZZZZS 确 定14 83Z 11 35Z 12 69Z 1 30Z 2 42Z 3 24Z 4 48Z 5 33Z 6 47Z 7 27Z 8 54Z 9 21Z 10 59Z 11 35Z 12 69Z 13 21Z 14 83Z nts11110| | 1 0 ( 1 ) % 4 . 1 % 1 4 0 2 4 2 1 2 11 4 4 0 4 1 . 2 62 2 0 4 8 5 9 8 34 1 . 2 6 4 0| | | | 3 . 1 5 % 4 . 1 %40I I I I I I I I I I I I VI I I I I I I I I I I I VnnnD Z Z ZnnD Z Z Znnnnn VV理实理实理理、 主 轴 转 速 系 列 的 验 算-n同 理2nV 3.15 4.1% 合格 3nV 1.7%4.1% 合格 4nV 3.2%4.1% 合格 5nV 1.4%4.1% 合格 6nV 1.7%4.1% 合格 7nV 2%4.1% 合格 8nV 0.4%4.1% 合格 9nV 0.6%4.1% 合格 10nV 0.02%4.1% 合格 11nV 1.17%4.1% 合格 12nV 1.34%4.1% 合格 nts 1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14Z齿数 30 42 24 48 33 47 27 54 21 59 35 69 21 83 摸数 3 分度圆直径 90 126 72 144 99 141 81 162 63 177 105 207 63 249 齿根高fh( *ahc )m=1.25 3=3.75 齿顶高ah*ah m=1 3=3 齿高 6.75 齿顶圆直径ad96 132 78 150 105 147 87 168 69 183 111 213 69 255 齿根圆直径fd82.5 118.5 64.5 136.5 91.5 133.5 73.5 154.5 55.5 169.5 97.5 99.5 55.5 241.5 中心距 108 120 156 齿宽 24 11 片式摩擦离合器的选择和计算 1）外 摩擦片的内径 d 因为 II 轴直径为 23.4mm d=23.4+4=27.4mm=2D2)摩擦片的尺寸 nts93307 . 5 0 . 9 61 . 2 9 5 5 09009 1 . 6 8jjNm k N mnNm 3）摩擦面对 Z 33120( ) ( )zvmm n k kZf D d k k查表得 Z=17 静扭距 9 1 .6 8jm N m取 100Nm d=30mm D=98mm 1D=90mm B=30mm b=10mm 三 传动件的估算和验算 1三角带传动的计算 1）选择三角带的型号 根据计算功率 nts1 0 1 7 . 5 8 . 2 58 . 2 5J W dJN K N K WN K W 小带轮的转速 1441r/min 选择带的型号为 B 型 2）确定带轮的计算直径12.DD由前面计算结果得 1D=140mm 2D=220mm 3)确定三角带速度 V 11 /6 0 1 0 0 03 . 1 4 1 4 0 1 4 4 06 0 1 0 0 01 0 . 5 6 /DnV m sms4）初定中心距0A0 1 2( 0 . 6 2 ) ( )2 1 6 7 2 0A D D m mmm取0A=500mm 5)确定三角带的计算长度0L及内周长NL221000241 5 9 7 . 5DDL Z A m mAmm 12（ ）（ D + D ） +L=1633mm NL=1600mm nts6)验算三角带的扰曲次数 u 10004 0 /1 0 0 0 1 0 . 5 616001 3 . 2 4 0 /mvuSLZS次次7)确定实际中心距 A 00 21 6 0 0 1 5 9 7 . 55002502LLA A m mmm8）验算小带轮的包角10021100001 8 0 5 7 . 32 2 0 1 4 01 8 0 5 7 . 35021 7 0 . 8 7 1 2 0DDA 9）确定三角带根数 Z 016 . 0 5 2 . 2 82 . 7 1 0 . 9 8jNZNC 取 Z=3 2齿轮模数的估算和计算 1）各轴计算转速 nts133m i n4 0 1 . 4 1 1 1 2 / m i n1 6 0 / m i n4 5 0 / m i n9 0 0 / m i nzcIVIIIIIn n rnrnrnr 2）各齿轮计 算转速 1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14Z900 1250 900 450 450 315 450 224 450 160 160 315 450 112 r/min 3)估算 第三变速组，按齿轮弯曲疲劳的估算 3333123327 . 5 ( 0 . 9 8 ) 0 . 9 9 0 . 9 63 2 2 . 8 52 1 4 5 00 . 9 8 ( )0 . 9 9 ( )0 . 9 6 ( )wNm m mZn 齿 轮 轴 承 带按齿面点蚀的估算 3333127 . 5 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 63 7 0 3 7 0 9 0 . 54502 2 9 0 . 51 . 7 4104, , 3 ( )jjwjNA m mnAmZZm m m 根 据 选 标 准 值nts 4）计算（验算） 根据接触疲劳齿轮模数 1 2 3322133137023( 1 )163007 . 5 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 6 6 . 61 1 2 / m i n83833 . 9 5216 0 6 0 1 1 2 1 7 5 0 02 . 2 7100 . 8 90 . 5 80 . 5 52 . 2 7 0 . 8 9 0 . 5 8 0 . 5 5 0 . 6 481 . 51 . 0 4sjmjjs r n w qmTnNqsmi k k k k Nm m mZ i nN K WnrZiK K K K KnTKCKKKKKK 11 . 40 . 6 6 5 02 . 6 2sjjKKm算 出根据弯曲疲劳计算齿轮模数 nts1236811 2 331( 0 . 4 0 8 0 . 3 9 5 ) / 2 0 . 3 9 5 0 . 4 0 1 51 . 41 . 51 . 0 46 0 1 1 2 1 7 5 0 00 . 9 42 1 00 . 8 90 . 7 80 . 7 70 . 9 4 0 . 8 9 0 . 7 8 0 . 7 7 0 . 5831 1 2 / m i n 2 7 582 7 5 2 . 6 2nNqs r n n qjwmswm j wYKKKKKKKK K K K KZnrm P aK K K K NmZ Y n ggg3、传动轴的估算和验算 1）传动轴直径的估算 491 jNdn mm V 轴： 3347 . 5 ( 0 . 9 8 ) ( 0 . 9 9 ) 0 . 9 6 . 1 61 1 2 / m i n 0 . 7 5 d e g /6 . 1 69 1 4 7 . 3 61 1 2 0 . 7 5djvN N K Wnrmd m m ntsIV 轴： 2247 . 5 ( 0 . 9 8 ) ( 0 . 9 9 ) 0 . 9 6 . 41 6 0 / m i n 1 . 2 5 d e g /6 . 49 1 3 8 . 4 91 6 0 1 . 2 5djIVN N K Wnrmd m m III 轴 47 . 5 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 6 . 5 54 5 0 / m i n 1 . 2 5 d e g /6 . 5 59 1 2 9 . 94 5 0 1 . 2 5djIIIN N K Wnrmd m m II 轴： 47 . 5 0 . 9 9 0 . 9 6 . 6 89 0 0 / m i n 1 . 7 5 d e g /6 . 6 89 1 2 3 . 49 0 0 1 . 7 5djN N K Wnrmd m m nts2）传动轴强度的验算 选第 II 轴进行验算 32113 4 8 1 4 495500032943622 . 2 9 1 08330978893002031861300203677300trttNHtNHrNVd m z m mPT N m mnTFdF F t g NFFFNFFNFFN gggg大 齿 轮297 324300tNHFFNg 1222222219 7 1 8 6 1 9 7 1 8 0 5 1 7657721921263 5 0 0 0 . 3( 2 )( ) 4 (
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