人人文库网 > 图纸下载 > 毕业设计 > 中心高为200mm的专用车床的主轴箱部件设计【2.2KW 1000r 80 160 260 360】（全套含CAD图纸）
中心高为200mm的专用车床的主轴箱部件设计【2.2KW 1000r 80 160 260 360】（全套含CAD图纸）
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购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 1972163961一、 设计目的 .1二、 设计步骤 .21. 运动设计 .21.1 已知主要技术参数 .21.2 结构分析式 .21.3 转速图 .31.4 传动系统图 .42. 动力计算 .52.1 电机的选取 .52.2 各传动轴的设计 .52.2.1 轴 .52.2.2 轴 .62.2.3 轴 .62.2.4 轴 .62.3 确定各齿轮齿数 .72.3.1 、 （第一扩大组） .721Z432.3.2 、 、 （基本组） .76587109Z2.3.3 换向齿轮 、 .822.4 带传动设计 .83.齿轮和轴的强度校核 .103.1 基本组齿轮 的校核 .1065Z3.1.1 齿面接触疲劳强度的校核 .103.1.2 齿根疲劳强度的校核 .113.2 轴强度校核 .123.2.1 确定外加载荷 .123.2.2 计算弯矩 .133.2.3 校核轴的弯曲强度 .154. 轴承的选择和校核 .164.1 轴承的选择 .164.2 轴承的校核 .16三、 总结 .17四、 参考文献 .18购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 1972163962购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 19721639631、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、编写与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，并且具有初步的结构分析、结构设计和计算能力，为以后的毕业设计，以及将来的工作打下基础。购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 19721639642、设计步骤1. 运动设计1.1 已知主要技术参数主动电动机功率 P=2.2kw,主电机功率 , ,min/r10 nin/801r, , , 同理，min,/1602rnin/2603ri/364r2612，参考 指导书，7.1,8.,5. 32132 金 属 切 削 机 床 设 计确定公比： ，转速级数： 。4.4z1.2 结构分析式 由于设计转速之间不存在标准公比，故设计时设计成 6 级转速；有两种方案可以选择：（1） （2） 4136413根据传动副较多的变速组安排在前面，传动副较少的变速组安排在后面的原则，选择（1） 方案。在降速中为了防止降速过快而导致齿轮径向尺寸41236增大，常限制最小传动比 ；在升速时为了防止过大的噪声和震动，常min限制最大传动比 。在主传动链任一传动组的最大变速范围axi。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小，根据108/minaxR中间传动轴的变速范围小的原则选择结构网。并且在一般情况下，应尽量使基本组安排在传动顺序最高的位置，使传动件的转矩也较小。从而确定结构网如下：购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 1972163965 结构网检查传动组的变速范围时，最后一个扩大组变速范围最大，故只检查最后一个扩大组： ，式中0.4maxR41.经检验其合适。1.3 转速图（1）确定传动轴轴数 N本次设计不考虑车床正反转，故设计时不需设有换向离合器和换向齿轮，所以传动轴数 N=变速组数 +电机轴数+1=2+1+1+1=5；在 5 根轴中，除去电动机轴，其余四轴按传动顺序依次设为、。与之间为 V 带传动，取传动比 ，与之间为齿轮传动，传动比 ，与轴之间为2.3-u 1-u基本组，与之间为第一扩大组，级比指数取 4。（2）确定各级转速并绘制转速图由 确定各级转速：min/801minr41.6z360、260、160、80r/min,相应的标准转速参考金属切削机床设计 选取450、315、224、160、112、80r/min。参考设计转速与标准转速，我们取基组级比指数为 1，第一扩大组级比指数为 4，得到转速图如下：购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 1972163966转速图1.4 传动系统图根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可绘制出传动系统图：电动机先通过V 带降速传动到轴，轴与轴之间通过三对齿轮进行降速，其为基本组，而与之间为第一扩大组，通过两对齿轮进行传递，从而带动主轴转动，传动系统图如下图所示：购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 1972163967传动系统图2. 动力计算2.1 电机的选取根据已给参数，主电动机功率为 ，查手册选取电动机型号为 Y112M-kwP2.6，额定满载转速为 960 ；选取滚动轴承的效率 ；V 带传动的效minr 95.0r率 ；齿轮传动的效率 ；背吃刀量 ， 0.25，切削9.0b97.0gmap3f力 ；当最低转速 时，NfaFpz 21531901.75. in/8inr切削速度 因此切削功率in.8.min rDvkwPz 6.0612.502.2 各传动轴的设计2.2.1 轴（1）材料选取：采用 45 钢，调质处理，其许用剪切应力 。MPa60购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 1972163968（2）计算直径转速越高，传递的扭矩越小，在取用相同材料的情况下，相应的轴径也可设计 的小些。为高速轴，为了保证强度足够，选取 ；mD252.2.2 轴（1）材料选取：主轴采用 45 钢，调质处理。（2）计算直径：根据功率 ，参考 机械制造装备表 2-5 得主轴前轴颈直径 ，kwP3 mD801主轴后颈直径 。mD648.0122.2.3 轴（1）材料选取：采用 45 钢，调质处理，其许用剪切应力 。MPa60（2）计算直径：轴的输入功率： kwPgr 9.7.95.0224轴的转速; min/16.82154runb轴的输入扭矩： NnpT2.41609.59044根据 得1634maxDmT.5.133取 542.2.4 轴（1）材料选取：采用 45 钢，调质处理，其许用剪切应力 。MPa60购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 1972163969（2）计算直径：轴的输入功率： kwPgr 71.09.5.0643 轴的转速： min/41.3143runa轴的输入转矩： NnPT1.507.95033根据 得163maxDmT9.6.13同样取 2532.3 确定各齿轮齿数2.3.1 、 （第一扩大组）21Z43根据 ，查机床主轴变速箱设计简明手册 表 B-9 得 ，故mD80 61t1T；取模数 ，故最小齿数 =37.2t4621 3425.61minTZ参考金属切削机床设计取 。 ；在降速最大的一对 38min38i1齿轮副中， ，故 ，对于7641.38212buZ 14762Sz的齿轮副， ， ，得224.1bu 43ZSz 9.2432Zub。38,7643Z2.3.2 、 、 （基本组）6587Z109根据 ，参考 机床主轴 变速箱设计简明手册 表 B-9 得 ，mD23 41t故 ;取模数 ，故最小齿数tT.1123 35.62.5.62minTZ=17.5，参考 金属切削机床设计取 。 ，在降速最大的20min0i5购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 19721639610一对齿轮副中， ，取 ，5641.203156auZ56Z72065ZSz对于 的齿轮副， ， ，得2241.au 7687ZSz 9.14.2872Zua67Z；同理，对于 的齿轮副， ，508 41.3au76109Sz，41.093Zua解得 。,292.3.3 减速齿轮 、1Z2电机通过 V 带传动到轴，轴与轴之间采用一对齿轮传动，可设计成传动比 ，模数也取 。213u50,123m2.4 带传动设计电动机转速 ，传递功率 ，传动比 ，两班in/rnkwP2. 22-14.u制，一天运转 16 小时，工作年数 15 年。（1）确定计算功率 取 ，则1.AKkwKAca.（2）选取 V 带型 参考机械设计图 8-11 选 B 型带。（3）确定带轮的基准直径和验算带速 v参考机械设计表 8-6 和表 8-8，取小带轮的基准直径 ，大带md10轮的基准直径 ，参考机械设计表 8-8 圆整取mid1794.0212md1802验算带速 ，式中 ， ，代入求得：061ndvd10in/10rn购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 19721639611，合适。30,5/2.1064.3smv（4）确定带传动的中心距 和带的基准长度a0L根据 ，得 ，取中心距210215. dd 54018a。ma0参考 机械设计表 8-2 选取带的基准长度 。mLd,带传动实际中心距 ；mLad5020（5）验算小带轮的包角 1一般不应小于 。12，合适。3.70.5801ad（6）确定带的根数由 和 查机械设计表 8-4 得 ；同理，md1in/1rnakwP64.10参考机械设计表 8-4b 得 ；查机械设计表 8-5 得kwP23.0，故代入到公式8.0,9.Lk 5.10LcakpZ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，此处选取；2Z（7）计算带的张紧力 0F205.2qvkvZPca式中： 为带的传动功率, ；caPw为带速,m/s;vq 为每米带的质量， ；取 q=0.1 ;mkg/kg/NF 39.15.6809.521.6450 2（8）计算作用在轴上的压轴力购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 19721639612NZFQ 28.635.170sin39.52sin210 3.齿轮和轴的强度校核3.1 基本组齿轮 的校核65Z根据 GB10015-88 选取 为 7 级精度，其中 采用 40 （调质处理）205ZrC硬度为 280HBS，大齿轮 选用 45 钢（调质处理） ，硬度为 240HBS，两6者材料硬度相差 40HBS。3.1.1 齿面接触疲劳强度的校核（1）小齿轮的传递转矩 453531 10.407.1.910.9nPT；mN（2）齿宽系数参考机械设计表 10-7 取 ；6.d（3）小齿轮 分度圆直径 ；5ZmZd0235（4）齿数比 ；8.206543u（5）参考机械设计表 10-6 和图 10-21，选取材料的弹性影响系数，小齿轮的接触强度极限 ，大齿轮的接触强度218.9MPaZE MPaH601lim极限 ；H0lim计算应力循环次数：设计工作寿命为 15 年，每年工作 300 天，两班制；931 104.530821456hjLnN0 992.8.0参考机械设计图 10-19 取接触疲劳寿命系数 ， ；92.01HNK95.02HN购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 19721639613计算接触疲劳许用应力，安全系数取 ，失效概率为 %；1S1MPaSKHN52609.1lim1.2li2（6）小齿轮圆周速度 smdnv51.60435 根据 ，7 级精度，由机械设计图 10-8 得动载系数 ；smv51. 04.1vK设计的为直齿轮，所以 ；1FHK由机械设计表 10-2 查得使用系数 ；表 10-4 用插值法查得 7 级精25.A度，小齿轮相对轴承不对称布置时， ；36H故载荷系数 ;7.1.04.1HvAK齿面接触疲劳 2360.1258.95.225. 3431 udTZEHMPaPaH7.42所以齿面接触疲劳强度符合要求。3.1.2 齿根疲劳强度的校核（1）小齿轮的传递转矩 453531 10.407.1.910.9nPT；mN（2）齿宽系数参考机械设计表 10-7 取 ；.d（3）小齿轮 分度圆直径 ；5ZmZd60235（4）齿宽齿高比： ；8.7.2.5mBhb参考机械设计图 10-13 取 ，载荷系数1,FHK；64.204.51FvAK购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 19721639614（5）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 ，参考机械设计图 10-20c 和图 10-18，选取小4.1S齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限,50MPaFE，弯曲疲劳寿命系数 ；MPaFE3802 93.0,2.1FNFNK因此有： aSKFENF 6.384.50911MP222（6）参考机械设计表 10-5 查得 4.,.1FaFaY67152SS齿根弯曲强度校核：1241211 .3.8603.12 FSaFdF MPaYmKT 224222 75.6.14.5. FSaFdF所以齿根弯曲疲劳强度符合要求。3.2 轴强度校核由于轴工作中受到的载荷最大，跨度也大，故选取轴进行校核。3.2.1 确定外加载荷（1）齿轮 的受力：381Z主轴的输入功率 ；kwPgr 684.097.5.05 主轴的输入扭矩： ；mNnT5.1955齿轮 受到的切向力：762ZdTFt 9072806.235齿轮 与 相互啮合，因此两者受到大小相等，方向相反的力，所3812以受到的切向力 ，径向力1ZNFt9071 NFtr 3290tan97an1 购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 19721639615（2）齿轮 的受力：56Z切向力： ；NdTFt 8521069.923564 径向力： ；tr tan5.8an6 3.2.2 计算弯矩轴的受力图如下：受力图（1）在 平面内，根据静力受力平衡可得 xoy 0F01631ttF0M542496tt代入数据求得 ；NF62,13OA 段： ；xxMAB 段: ;41895304961 t 312xBC 段： ；253xFx 42弯矩图如下：购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 19721639616弯矩图从图中可以看出 B 处弯矩最大，为 mNMBxoy9.137（2）在 平面内，根据静力平衡得到 yoz0F01642rF0 516rr代入数据求得 ；NF162,432OA 段： ；xxM49AB 段： ；53862 xr 31249xBC 段： ；12541xFx 2得出弯矩图如下：购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 19721639617弯矩图从弯矩图中可以看出 B 处弯矩最大，为 mNMByox1.373.2.3 校核轴的弯曲强度由弯矩图可知 B 处为危险截面，因此对 B 处进行弯矩校核。其合成弯矩 PaMyozx 8.142.379.122MadWBtB 05.4038.3 所以轴弯曲强度符合要求。购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396184. 轴承的选择和校核4.1 轴承的选择轴：前支承、后支承均选择 6205；轴：前支承选择 6205，中支承选择 6206，后支承选择 6205；轴：前支承选择 6205，中支承选择 6208，后支承选择 6205；轴：前支承选择 234416B/P5,NN3016K/P6;后支承：选择 NN3013K/P6。4.2 轴承的校核轴的受力最大，故只需校核轴上的轴承。O 处的轴承受到的力： NFO17221C 处的轴承受到的力： C6343故校核 O 处的轴承。参考机械设计课程设计表 8-155，6205 的基本额定动载荷 ，基kNCr0.14本额定静载荷 ，参考机械设计表 13-6，表 13-5，取kNOr8.7， ；0,1YX41Pf当量动载荷 NXFfYOPar 8.1640724.1轴承的使用寿命 hPCnLrh 436346 .68.140001设计轴承的使用寿命为 4 年，每年工作 300 天，两班制，则，故寿命符合要求。hhO92.83hOL购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396193、总结本次关于专用车床的主轴箱部件设计的课程设计告一段落了，虽然在其过程中遇到了许多问题，但在老师的指导下及其同学的帮助下，还是完成了此次任务。这次的课程设计中有许多我们比较生硬的知识，例如皮带轮的设计等，通过此次设计，不仅对我学过的课本知识进行了一次复习与巩固，也让我学到了平时接触较少的机械知识，让我明白了计算结合实际的重要性，培养我有关这方面的设计能力，为以后接触到相关的事情打下坚实的基础。购买后包含有 CAD 图纸和说明书,咨询 Q 197216396204、参考文献1 黄鹤汀主编。金属切削机床设计M北京：机械工业出版社，2009.122 濮良贵，纪名刚主编。机械设计M北京：高等教育出版社，2006.53 黄鹤汀主编。机械制造装备M北京：机械工业出版社，2009.124 陈秀宁，施高义主编。机械设计课程设计M杭州：浙江大学出版社，2007.45 刘鸿文主编。材料力学 M 北京：高等教育出版社，2004.46 陈于萍，周兆元主编。互换性与测量技术基础 M 北京：机械工业出版社，1997.67 葛文杰主编。机械原理 M 北京：高等教育出版社，2006.58 洪敏谦主编。理论力学 M 北京：高等教育出版社，2002.5一、 设计目的 .1二、 设计步骤 .21. 运动设计 .21.1 已知主要技术参数 .21.2 结构分析式 .21.3 转速图 .31.4 传动系统图 .42. 动力计算 .52.1 电机的选取 .52.2 各传动轴的设计 .52.2.1 轴 .52.2.2 轴 .62.2.3 轴 .62.2.4 轴 .62.3 确定各齿轮齿数 .72.3.1 、 （第一扩大组） .721Z432.3.2 、 、 （基本组） .76587109Z2.3.3 换向齿轮 、 .822.4 带传动设计 .83.齿轮和轴的强度校核 .103.1 基本组齿轮 的校核 .1065Z3.1.1 齿面接触疲劳强度的校核 .103.1.2 齿根疲劳强度的校核 .113.2 轴强度校核 .123.2.1 确定外加载荷 .123.2.2 计算弯矩 .133.2.3 校核轴的弯曲强度 .154. 轴承的选择和校核 .164.1 轴承的选择 .164.2 轴承的校核 .16三、 总结 .17四、 参考文献 .18中心高为 200mm 的专用车床的主轴箱部件设计1一、 设计目的 .1二、 设计步骤 .21. 运动设计 .21.1 已知主要技术参数 .21.2 结构分析式 .21.3 转速图 .31.4 传动系统图 .42. 动力计算 .52.1 电机的选取 .52.2 各传动轴的设计 .52.2.1 轴 .52.2.2 轴 .62.2.3 轴 .62.2.4 轴 .62.3 确定各齿轮齿数 .72.3.1 、 （第一扩大组） .721Z432.3.2 、 、 （基本组） .76587109Z2.3.3 换向齿轮 、 .822.4 带传动设计 .83.齿轮和轴的强度校核 .103.1 基本组齿轮 的校核 .1065Z3.1.1 齿面接触疲劳强度的校核 .103.1.2 齿根疲劳强度的校核 .113.2 轴强度校核 .123.2.1 确定外加载荷 .123.2.2 计算弯矩 .133.2.3 校核轴的弯曲强度 .154. 轴承的选择和校核 .164.1 轴承的选择 .164.2 轴承的校核 .16三、 总结 .17四、 参考文献 .18中心高为 200mm 的专用车床的主轴箱部件设计21、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、编写与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，并且具有初步的结构分析、结构设计和计算能力，为以后的毕业设计，以及将来的工作打下基础。2、设计步骤1. 运动设计1.1 已知主要技术参数主动电动机功率 P=2.2kw,主电机功率 , ,min/r10 nin/801r, , , 同理，min,/1602rnin/2603ri/364r2612，参考 指导书，7.1,8.,5. 32132 金 属 切 削 机 床 设 计确定公比： ，转速级数： 。4.4z1.2 结构分析式 由于设计转速之间不存在标准公比，故设计时设计成 6 级转速；有两种方案可以选择：（1） （2） 4136413根据传动副较多的变速组安排在前面，传动副较少的变速组安排在后面的原则，选择（1） 方案。在降速中为了防止降速过快而导致齿轮径向尺寸41236中心高为 200mm 的专用车床的主轴箱部件设计3增大，常限制最小传动比 ；在升速时为了防止过大的噪声和震动，常41min限制最大传动比 。在主传动链任一传动组的最大变速范围2axi。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小，根据108/minaxR中间传动轴的变速范围小的原则选择结构网。并且在一般情况下，应尽量使基本组安排在传动顺序最高的位置，使传动件的转矩也较小。从而确定结构网如下： 结构网检查传动组的变速范围时，最后一个扩大组变速范围最大，故只检查最后一个扩大组： ，式中0.4maxR41.经检验其合适。1.3 转速图（1）确定传动轴轴数 N本次设计不考虑车床正反转，故设计时不需设有换向离合器和换向齿轮，所以传动轴数 N=变速组数 +电机轴数+1=2+1+1+1=5；在 5 根轴中，除去电动机轴，其余四轴按传动顺序依次设为、。与之间为 V 带传动，取传动比 ，与 之间为齿轮传动，传动比 ，与轴之间为2.3-u 1-u基本组，与之间为第一扩大组，级比指数取 4。（2）确定各级转速并绘制转速图中心高为 200mm 的专用车床的主轴箱部件设计4由 确定各级转速：min/801minr41.6z360、260、160、80r/min,相应的标准转速参考金属切削机床设计 选取450、315、224、160、112、80r/min。参考设计转速与标准转速，我们取基组级比指数为 1，第一扩大组级比指数为 4，得到转速图如下：转速图1.4 传动系统图中心高为 200mm 的专用车床的主轴箱部件设计5根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可绘制出传动系统图：电动机先通过V 带降速传动到轴，轴与轴之间通过三对齿轮进行降速，其为基本组，而与之间为第一扩大组，通过两对齿轮进行传递，从而带动主轴转动，传动系统图如下图所示：传动系统图2. 动力计算2.1 电机的选取根据已给参数，主电动机功率为 ，查手册选取电动机型号为 Y112M-kwP2.6，额定满载转速为 960 ；选取滚动轴承的效率 ；V 带传动的效minr 95.0r率 ；齿轮传动的效率 ；背吃刀量 ， 0.25，切削9.0b97.0gmap3f力 ；当最低转速 时，NfaFpz 21531901.75. in/8inr切削速度 因此切削功率in.8.min rDvkwPz 6.0612.50中心高为 200mm 的专用车床的主轴箱部件设计62.2 各传动轴的设计2.2.1 轴（1）材料选取：采用 45 钢，调质处理，其许用剪切应力 。MPa60（2）计算直径转速越高，传递的扭矩越小，在取用相同材料的情况下，相应的轴径也可设计 的小些。为高速轴，为了保证强度足够，选取 ；mD252.2.2 轴（1）材料选取：主轴采用 45 钢，调质处理。（2）计算直径：根据功率 ，参考 机械制造装备表 2-5 得主轴前轴颈直径 ，kwP3 mD801主轴后颈直径 。mD648.0122.2.3 轴（1）材料选取：采用 45 钢，调质处理，其许用剪切应力 。MPa60（2）计算直径：轴的输入功率： kwPgr 9.7.95.0224轴的转速; min/16.82154runb轴的输入扭矩： NnpT2.41609.59044中心高为 200mm 的专用车床的主轴箱部件设计7根据 得1634maxDTmT2.1560.4163344 取 542.2.4 轴（1）材料选取：采用 45 钢，调质处理，其许用剪切应力 。MPa60（2）计算直径：轴的输入功率： kwPgr 71.09.5.0643 轴的转速： min/41.3143runa轴的输入转矩： NnPT1.507.95033根据 得163maxDmT9.6.13同样取 2532.3 确定各齿轮齿数2.3.1 、 （第一扩大组）21Z43根据 ，查机床主轴变速箱设计简明手册表 B-9 得 ，故mD80 61t1T；取模数 ，故最小齿数 =37.2t4621 3425.61minTZ参考金属切削机床设计取 。 ；在降速最大的一对 38min38i1齿轮副中， ，故 ，对于7641.38212buZ 14762Sz的齿轮副， ， ，得224.1bu 43ZSz 9.2432Zub中心高为 200mm 的专用车床的主轴箱部件设计8。38,7643Z2.3.2 、 、 （基本组）6587Z109根据 ，参考 机床主轴 变速箱设计简明手册 表 B-9 得 ，mD23 41t故 ;取模数 ，故最小齿数tT.1123 35.62.5.62minTZ=17.5，参考 金属切削机床设计取 。 ，在降速最大的20min0i5一对齿轮副中， ，取 ，5641.203156auZ56Z72065ZSz对于 的齿轮副， ， ，得2241.au 7687ZSz 9.14.2872Zua67Z；同理，对于 的齿轮副， ，508 41.3au76109Sz，41.093Zua解得 。,292.3.3 减速齿轮 、1Z2电机通过 V 带传动到轴，轴与轴之间采用一对齿轮传动，可设计成传动比 ，模数也取 。213u50,123m2.4 带传动设计电动机转速 ，传递功率 ，传动比 ，两班in/rnkwP2. 22-14.u制，一天运转 16 小时，工作年数 15 年。（1）确定计算功率 取 ，则1.AKkwKAca.（2）选取 V 带型 参考机械设计图 8-11 选 B 型带。中心高为 200mm 的专用车床的主轴箱部件设计9（3）确定带轮的基准直径和验算带速 v参考机械设计表 8-6 和表 8-8，取小带轮的基准直径 ，大带md10轮的基准直径 ，参考机械设计表 8-8 圆整取mid1794.0212md1802验算带速 ，式中 ， ，代入求得：061ndvd10in/10rn，合适。3,5/2.4.3sm（4）确定带传动的中心距 和带的基准长度a0L根据 ，得 ，取中心距210215.0dd 54018a。ma0参考机械设计表 8-2 选取带的基准长度 。mLd,带传动实际中心距 ；mLad5020（5）验算小带轮的包角 1一般不应小于 。12，合适。3.70.5801ad（6）确定带的根数由 和 查机械设计表 8-4 得 ；同理，md1in/1rnakwP64.10参考机械设计表 8-4b 得 ；查机械设计表 8-5 得kwP23.0，故代入到公式8.0,9.Lk 5.10LcakpZ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，此处选取；2Z（7）计算带的张紧力 0F205.2qvkvZPca中心高为 200mm 的专用车床的主轴箱部件设计10式中： 为带的传动功率, ；caPkw为带速,m/s;vq 为每米带的质量， ；取 q=0.1 ;mg/kg/NF 39.15.6809.521.6450 2（8）计算作用在轴上的压轴力ZQ 28.7sin3.152sin210 3.齿轮和轴的强度校核3.1 基本组齿轮 的校核65Z根据 GB10015-88 选取 为 7 级精度，其中 采用 40 （调质处理）205ZrC硬度为 280HBS，大齿轮 选用 45 钢（调质处理） ，硬度为 240HBS，两6者材料硬度相差 40HBS。3.1.1 齿面接触疲劳强度的校核（1）小齿轮的传递转矩 453531 10.407.1.910.9nPT；mN（2）齿宽系数参考机械设计表 10-7 取 ；6.d（3）小齿轮 分度圆直径 ；5ZmZd0235（4）齿数比 ；8.206543u（5）参考机械设计表 10-6 和图 10-21，选取材料的弹性影响系数，小齿轮的接触强度极限 ，大齿轮的接触强度218.9MPaZE MPaH601lim极限 ；H0lim中心高为 200mm 的专用车床的主轴箱部件设计11计算应力循环次数：设计工作寿命为 15 年，每年工作 300 天，两班制；931 104.53082145060 hjLnN0 992.8.参考机械设计图 10-19 取接触疲劳寿命系数 ， ；92.01HNK95.02HN计算接触疲劳许用应力，安全系数取 ，失效概率为 %；SMPaSKHN521609.1lim1.2li2（6）小齿轮圆周速度 smdnv51.60435 根据 ，7 级精度，由机械设计图 10-8 得动载系数 ；smv51. 04.1vK设计的为直齿轮，所以 ；1FHK由机械设计表 10-2 查得使用系数 ；表 10-4 用插值法查得 7 级精25.A度，小齿轮相对轴承不对称布置时， ；36H故载荷系数 ;7.1.04.1HvAK齿面接触疲劳 2360.1258.95.225. 3431 udTZEHMPaPaH7.42所以齿面接触疲劳强度符合要求。3.1.2 齿根疲劳强度的校核（1）小齿轮的传递转矩 453531 10.407.1.910.9nPT；mN中心高为 200mm 的专用车床的主轴箱部件设计12（2）齿宽系数参考机械设计表 10-7 取 ；4.0d（3）小齿轮 分度圆直径 ；5ZmZd6235（4）齿宽齿高比： ；8.7.2.5mBhb参考机械设计图 10-13 取 ，载荷系数1,FHK；64.204.51FvAK（5）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 ，参考机械设计图 10-20c 和图 10-18，选取小4.S齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限,501MPaFE，弯曲疲劳寿命系数 ；MPaFE3802 93.0,2.1FNFNK因此有： aSKFENF 6.384.50911MP222（6）参考机械设计表 10-5 查得 4.,.1FaFaY67152SS齿根弯曲强度校核：1241211 .3.8603.12 FSaFdF MPaYmKT 224222 75.6.14.5. FSaFdF所以齿根弯曲疲劳强度符合要求。3.2 轴强度校核由于轴工作中受到的载荷最大，跨度也大，故选取轴进行校核。3.2.1 确定外加载荷（1）齿轮 的受力：381Z主轴的输入功率 ；kwPgr 684.097.5.05 中心高为 200mm 的专用车床的主轴箱部件设计13主轴的输入扭矩： ；mNnPT65.8104.9505齿轮 受到的切向力：762ZdTFt 9072.235齿轮 与 相互啮合，因此两者受到大小相等，方向相反的力，所3812以受到的切向力 ，径向力1ZNFt9071 NFtr 3290tan97an1 （2）齿轮 的受力：56切向力： ；NdTt 852106.23564 径向力： ；Ftr tan5.8an6 3.2.2 计算弯矩轴的受力图如下：受力图（1）在 平面内，根据静力受力平衡可得 xoy 0F01631ttF0M542496tt中心高为 200mm 的专用车床的主轴箱部件设计14代入数据求得 ；NF602,13OA 段： ；xxM49AB 段: ;18534961 t 312xBC 段： ；0253xFx 42弯矩图如下：弯矩图从图中可以看出 B 处弯矩最大，为 mNMBxoy9.137（2）在 平面内，根据静力平衡得到 yoz0F01642rF0 516rr代入数据求得 ；NF162,432中心高为 200mm 的专用车床的主轴箱部件设计15OA 段： ；xFxM1432490AB 段： ；1523686xr 31249xBC 段： ；254xx得出弯矩图如下：弯矩图从弯矩图中可以看出 B 处弯矩最大，为 mNMByox1.373.2.3 校核轴的弯曲强度由弯矩图可知 B 处为危险截面，因此对 B 处进行弯矩校核。中心高为 200mm 的专用车床的主轴箱部件设计16其合成弯矩 MPaMyozxB 8.142.379.122adWtB 05.4038.3 所以轴弯曲强度符合要求。4. 轴承的选择和校核4.1 轴承的选择轴：前支承、后支承均选择 6205；轴：前支承选择 6205，中支承选择 6206，后支承选择 6205；轴：前支承选择 6205，中支承选择 6208，后支承选择 6205；轴：前支承选择 234416B/P5,NN3016K/P6;后支承：选择 NN3013K/P6。4.2 轴承的校核轴的受力最大，故只需校核轴上的轴承。O 处的轴承受到的力： NFO17221C 处的轴承受到的力： C6343故校核 O 处的轴承。参考机械设计课程设计表 8-155，6205 的基本额定动载荷 ，基kNCr0.14本额定静载荷 ，参考机械设计表 13-6，表 13-5，取kNOr8.7， ；0,1YX41Pf当量动载荷 NXFfYOPar 8.1640724.1轴承的使用寿命 hPCnLrh 436346 .68.140001设计轴承的使用寿命为 4 年，每年工作 300 天，两班制，则，故寿命符合要求。hhO92.83hOL中心高为 200mm 的专用车床的主轴箱部件设计173、总结本次关于
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