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机械毕业设计全套
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10、机床主轴箱课程设计,机械毕业设计全套
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金属切削机床课程设计 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 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： 韩玉东 学号： 20044024203 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机 床 主 传 动 设 计 说 明 书 1 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， 完成变速级数为8-12级 。 二、 设计目的： 1：通过设计实践，掌握 机床主传动 系统 的 设计方法。 2：培养综合运用机械制图、机械设计基础、及结构工艺等相关知识，进行工程设计的能力。 3：培养使用手册、图册、有关资料及设计标准规范的能力。 4：提高技术总结及编制技术文件的能力。 5：是毕业设计教学环节实施的技术准备。 三 、设计内容与基本要求： 设计内容： （一） 运动设计 （ 1） 传动方案设计（集中传动，分离式传动） （ 2） 转速 调速范围 maxminnRn n（ 3） 公比：大公比，小公比和及混合公比 （ 4） 确定结构网和结构式：（ 1）传动副：前多后少，前密后疏，（ 2）超速级解决方案： a:增加变速组， b:采用分枝传动和背轮机构 （ 5）绘制转速图：（ 1）降速：前缓后急（ 2）升速：前急后缓 （ 6） 三角带设计 :确定变速组齿轮齿数 （ 7）绘出传动系统图 （二） 动力设计 （ 1） 传动件的计算转速 ni ：各轴，各齿轮 （ 2） 传动轴轴径 （ 3）齿轮模数 （ 4） 主轴设计：轴径（前径，后径），内孔直径，前端前伸量 a(粗选： 100-120)，nts机 床 主 传 动 设 计 说 明 书 2 支撑形式，计算合理支撑跨距 L （三）结构设计 （四） 校核一个齿轮（最小的），校核主轴（弯矩，扭矩） 基本要求： 1：根据设计任务书要求，合理的确定尺寸、运动及动力等有关参数。 2：正确利用结构式、转速图等设计工具，认真进行方案分析。 3：正确的运用手册、标准，设计图样必须符合国家标准规定。说 明书力求用工程术语，文字通顺简练 ，字迹工整。 4：完成 主传动系统图 1 张和机床正反转控制电气原理图 1 张。 四 、 设计参数： 序号 加工最大直径 主轴转速系列（ r/min） 驱动电动机功率与同步转速 1 400mm 1000,710,500,355,250,180 ,125,90 4.5kw,1500r/min 2 400mm 1000,500,355,250,180 ,125,90,45 4kw,1500r/min 3 320mm 2000,1420,1000,710,500,360 ,250,180,125,90,63,42 4kw,1500r/min 4 320mm 2000,1000,710,500,360,250 ,180,125,90,63,45,22 3kw,1500r/min 5 320mm 2000,1260,1000,800,630,500 400,320,250,200,160,100 4kw,1500r/min 6 320mm 2000,1250,800,630,500,400,320 ,250,200,160,100,63 3kw,1500r/min (选择第二组参数作为设计数据 ) 五 、 运动 参数 设计 （ 1） 传动方案设计（ 选择 集中传动 方案 ） （ 2） 转速调速范围 1000m a x2 2 . 245m i nnRn n nts机 床 主 传 动 设 计 说 明 书 3 （ 3） 选用 混合公比 1.41 （ 4） 确定结构网和结构式：2348 2 2 2 （ 5）绘制转速图： 如下图所示 （ 6） 确定变速组齿轮齿数 1 先计算 第一扩大 组的齿轮的齿数 第一扩大组的降速比分别为：1 12u ，2 1u 故齿数最小的齿轮在降速比为1 12u 之中，查表取1 m in 22zz， 66zs ，则1 44z ，则 22 2 331 zuzsu ， 2 33z 2 基本 组的降速比分别是：1 12.8u ，2 1u 故齿数最小的齿轮在降速比为1 12.8u 之中，查表有1 m in 22zz， 84zs ，则1 62z ， 2242zz 3第二扩大组的降速比分别是1 14u ，2 1u 故齿数最少的齿轮在1 14u 之中，查表有1 m in 20zz， 100zs ，2 50z 则1 80z ， 2 50z nts机 床 主 传 动 设 计 说 明 书 4 （ 7）传动系统图 如下： 六 、 动力 参数 设计 （ 1）传动件的计算转速 主轴的计算转速： 0 . 3 0 . 3m a xm i nm i n10004 5 1 1 4 / m i n45nn n rn ，取主轴的计算转速为 125r/min。 各轴的计 算转速如下： 轴序号 电 2 3 主 计算转速（ r/min） 1440 1000 500 177 125 最小齿轮的计算转如下： 轴序号 及最小齿轮齿数 1（ 22） 2(22) 3(20) 主 (50) 计算转速（ r/min） 1000 500 180 125 nts机 床 主 传 动 设 计 说 明 书 5 (2)计算各传动轴的输出功率 1 4 . 0 0 . 9 6 0 . 9 9 3 . 8 0 ( )brp p n n k w 额21 3 . 8 0 0 . 9 7 0 . 9 9 3 . 6 5 ( )grp p n n k w 32 3 . 6 5 0 . 9 7 0 . 9 9 3 . 5 1 ( )grp p n n k w 3 3 . 5 1 0 . 9 7 0 . 9 9 3 . 3 7 ( )grp p n n k w 主(3)计算各传动轴的扭矩 119 5 5 0 3 6 2 9 0jPn1T（ n.mm） 229 5 5 0 6 9 7 1 5jPn2T（ n.mm） 339 5 5 0 1 8 9 3 8 1jPn3T（ n.mm） 9 5 5 0 2 5 7 4 6 8jPn主主 主T（ n.mm） 七、 轴径 设计 及键的选取 轴一：1 3.80p kw，1 1 0 0 0 / m injnr，取 0.9 。【 】 带入公式： 491jPdn 有， 23.2d mm ,圆 整取 24d mm 选花键 ： 6 2 6 3 0 6 轴二：2 3.65p kw，2 5 0 0 / m injnr，取 0.9 。【 】 带入公式： 491jPdn 有， 27.3d mm ,圆 整取 30d mm 选花键： 8 32 36 6 轴三 ：3 3.51p kw，3 1 7 7 / m injnr，取 0.9 。【 】 带入公式： 491jPdn 有， 34.7d mm ,圆 整取 35d mm 选花键： 8 3 6 4 0 7 主轴： 选择主轴前端直径1 90D mm，后端直径210 . 7 5 0 . 8 5DD :（ ）nts机 床 主 传 动 设 计 说 明 书 6 取2D 65mm，则平均直径 77.5D mm 。 对于普通车床，主轴内孔直径 ( 0 .5 5 0 .6 )dD,故本例之中，主轴内孔直径取为 45d mm 支承形式 选择两支撑， 初取悬伸量 90a mm ，支撑跨距 520L mm 。 选择平键连接， 2 2 1 4 , 1 0 0b h l m m 八 、 带轮设计 （ 1）确定计算功率 : P=4kw ,K为工作情况系数，可取工作 8小时，取 K=1.0 1 . 0 4 . 0 4 . 0jP K P k w （ 2）选择三角带的型号 : 由 4.0jP kw和 1 4 4 0 r/m inn 额查表选择 B型带 （ 3）取1 125D mm，则11 1 121440 1801000nD D D m mn （ 4）核算胶带速度 V 11 9 . 4 /60000Dnv m s（ 5）初定中心矩 0 1 21 . 5 1 . 5 1 2 5 1 8 0 4 5 7 . 5A D D m m ，圆整取 458mm。 （ 6）计算胶带的长度 22210 0 1 201 8 0 1 2 5()2 2 4 5 8 1 2 5 1 8 0 1 3 9 6 . 52 4 2 4 4 5 8DDL A D DA 取0 1433L mm（ 7）核算胶带的弯曲次数 nts机 床 主 传 动 设 计 说 明 书 7 1 1 1 11 0 0 0 1 0 0 0 2 9 . 4 1 3 . 1 4 0 1433mvU s s s sL （ 8）计算实际中心距 00 1 4 3 3 1 3 9 6 . 54 5 8 4 7 6 . 2 522LLAA ，圆整取 476 （ 9）核算小带轮的包角 211 1 8 0 1 8 0 1 2 5 1 8 01 8 0 1 2 0 1 8 0 1 7 3 1 2 0476DD A o o o o o o（ 10）确定 胶带的根数 Z 0 1.92p ，1 0.98c 014 2 . 1 21 . 9 2 0 . 9 8jpZpc ，取三根带。 （ 11）大带轮结构如下图所示： 九 、 计算齿轮模数 45 号钢整体淬火， 1 1 0 0j MP 按接触疲劳计算齿轮模数 m,查表计算可得1 2 31 . 0 4 , 1 . 3 , 1 . 3k k k 1-2轴 取 8m ，1 22Z ， 2i ， 1000jn ， 3.80jp nts机 床 主 传 动 设 计 说 明 书 8 由公式 3 1 2 321( 1 )16300jjm j ji k k k pmZ i n 可得 2.2jm ， m=2.5mm 2-3 轴 取 10m ，1 22Z ， 2.82i ， 500jn ， 3.65jp 由公式 3 1 2 321( 1 )16300jjm j ji k k k pmZ i n 可得 2.35jm ， m=2.5mm 3-主轴 取 8m ，1 20Z ， 4.0i ， 500jn ， 3.51jp 由公式 3 1 2 321( 1 )16300jjm j ji k k k pmZ i n 可得 2.6jm ， m=3.0mm 十 、 各级 转速校核 各级实际转速r/min 44 89 125 177 250 360 500 1000 各级 标准 转速r/min 45 90 125 180 250 355 500 1000 误差 2.2% 1.1% 0% 1.7% 0% 1.4% 0% 0% 以上各级的转速误差全部满足 1 0 ( 1 ) % 1 0 ( 1 . 4 1 1 ) % 4 . 1 % 实 际 转 速 标 准 转 速标 准 转 速 十 一 、 齿轮 校核 轴及齿数 1 22 1 33 2 44 2 33 2 42 2 22 3 42 3 62 3 50 3 20 主轴 50 主轴 80 模数（ mm） 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 3 3 3 3 分度圆直径(mm) 55 82.5 110 82.5 105 55 105 155 150 60 150 240 齿根圆直径 (mm) 48.75 76.25 103.75 76.25 98.75 48.75 98.75 148.75 142.5 52.5 142.5 232.5 nts机 床 主 传 动 设 计 说 明 书 9 齿顶圆直径 (mm) 60 87.5 115 87.5 110 60 110 160 156 66 156 246 （ 1） 一轴到二轴的小齿轮从上表可知为 齿数为 22 查设计手册可得以下数据： 1 2 32 2 , 2 , 2 . 5 , 8 2 . 5 2 0 , 1 0 0 0 / m i n , 1 . 0 4 , 1 . 3 , 1 . 3jZ u m B n r K K K / 1 8 0 0 0 / 2 9 0 0 0ST T P 接触应力： 317060 6 0 1 0 0 0 9 0 0 0 3 . 7 810mTnTKC 0 . 8 3 , 0 . 5 8 , 0 . 6 4n N qK K K ， 1 . 1 6S T n N qK K K K K1 2 3( 1 )2 0 8 8 1 0 0 0 ()sjju K K K K N M P aZ m u B n N 为传递的额定功率（ KW） 3.8N 将以上数据 代入公式可得 1 0 0 6 1 1 0 0 ( )j M p a M p a P A S S 弯曲应力： 616060 6 0 1 0 0 0 9 0 0 0 2 . 5 42 1 0mTnTKC 0 . 8 3 , 0 . 7 8 , 0 . 7 7n N qK K K ， 1 . 2 7S T n N qK K K K K， 0.395Y 51 2 321 9 1 1 0 ()SwjK K K K N M P aZ m B Y n 将以上数据 代入公式可得 1 6 4 3 2 0 ( )w M p a M p a P A S S （ 2） 二轴到三轴的小齿轮从上表可知为齿数为 22 查设计手册可得以下数据： 1 2 32 2 , 2 . 8 2 , 2 . 5 , 1 0 2 . 5 2 5 , 5 0 0 / m i n , 1 . 0 4 , 1 . 3 , 1 . 3jZ u m B n r K K K / 1 8 0 0 0 / 2 9 0 0 0ST T P 接触应力： 317060 6 0 5 0 0 9 0 0 0 310mTnTKC 0 . 8 5 , 0 . 5 8 , 0 . 6 0n N qK K K ， 0 . 8 9S T n N qK K K K Knts机 床 主 传 动 设 计 说 明 书 10 1 2 3( 1 )2 0 8 8 1 0 0 0 ()sjju K K K K N M P aZ m u B n N 为传递的额定功率（ KW） 3.65N 将以上数据 代入公式可得 9 4 6 1 1 0 0 ( )j M p a M p a P A S S 弯曲应力： 616060 6 0 5 0 0 9 0 0 0 2 . 2 62 1 0mTnTKC 0 . 8 5 , 0 . 7 8 , 0 . 7 5n N qK K K ， 1 . 1 2S T n N qK K K K K51 2 321 9 1 1 0 ()SwjK K K K N M P aZ m B n 将以上数据 代入公式可得 1 9 7 3 2 0 ( )w M p a M p a P A S S （ 3） 三轴到主轴的小齿轮从上表可知为齿数为 20 查设计手册可得以下数据： 1 2 32 0 , 4 , 3 , 8 3 2 4 , 5 0 0 / m i n , 1 . 0 4 , 1 . 3 , 1 . 3jZ u m B n r K K K / 1 8 0 0 0 / 2 9 0 0 0ST T P 接触应力： 317060 6 0 5 0 0 9 0 0 0 310mTnTKC 0 . 9 5 , 0 . 5 8 , 0 . 6 0n N qK K K ， 0 . 9 9S T n N qK K K K K1 2 3( 1 )2 0 8 8 1 0 0 0 ()sjju K K K K N M P aZ m u B n N 为传递的额定功率（ KW） 3.51N 将以上数据 代入公式可得 8 9 2 1 1 0 0 ( )j M p a M p a P A S S 弯曲应力： 616060 6 0 5 0 0 9 0 0 0 2 . 2 62 1 0mTnTKC 0 . 9 5 , 0 . 7 8 , 0 . 7 5n N qK K K ， 1 . 2 6S T n N qK K K K K51 2 321 9 1 1 0 ()SwjK K K K N M P aZ m B n 将以上数据 代入公式可得 1 7 7 3 2 0 ( )w M p a M p a P A S S nts机 床 主 传 动 设 计 说 明 书 11 十二、主轴校核 （ a） 主轴的 前端部挠度 0 . 0 0 0 2 5 2 5 0 . 1 0 5syy （ b） 主轴在前轴承处的倾角 0 . 0 0 1 r a d容 许 值 轴 承 （ c） 在安装齿轮处的倾角 0 . 0 0 1 r a d容 许 值 齿 6 5 1 6 7 0 7 8 7 5 5 0 8 0 2 3 6 8 5 1 6 0 9 0 1 5 0D 1 . 0 7 8 7690D i l immL 平 均总E 取为 52 .1 1 0E M P a ， 44 40 8 7 4 5( 1 ) ( 1 ) 1 3 5 6 9 0 4 ( )6 4 6 4 8 7ddI m md 43 432 9 5 5 1 0 0 . 9 9 5 2 9 5 5 1 0 3 . 3 7 0 . 9 9 5 12684 0 0 1 2 5zpFNdn 主 计件 （ ）0 . 4 5 0 7 ( )yzF F N， 0 . 2 5 2 1 7 ( )xzF F N 由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算 4 42 9 5 5 1 0 2 9 5 5 1 0 3 . 3 7 8 5 8 2 )3 2 0 1 2 5QPFNm z n 主计主 主 （将其分解为垂直分力和水平分力 由公式,t a n t a
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