中型普通车床主轴箱设计【回转直径220mm 4KW 85 1.41 8级】（全套含CAD图纸）
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下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q1972163961宁XX大学课程设计论文中型普通车床主轴箱设计（题目21）所在学院专业班级姓名学号指导老师年月日下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q1972163962摘要本设计着重研究机床主传动系统的设计步骤和设计方法，根据已确定的运动参数以变速箱展开图的总中心距最小为目标，拟定变速系统的变速方案，以获得最优方案以及较高的设计效率。在机床主传动系统中，为减少齿轮数目，简化结构，缩短轴向尺寸，用齿轮齿数的设计方法是试算，凑算法，计算麻烦且不易找出合理的设计方案。本文通过对主传动系统中三联滑移齿轮传动特点的分析与研究，绘制零件工作图与主轴箱展开图及剖视图。关键词传动系统设计,传动副，结构网，结构式，下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q1972163964目录摘要2目录4第1章绪论611课程设计的目的612课程设计的内容6121理论分析与设计计算6122图样技术设计6123编制技术文件613课程设计题目、主要技术参数和技术要求7131课程设计题目和主要技术参数7第2章车床参数的拟定821车床主参数和基本参数822拟定参数的步骤和方法8221极限切削速度VMAX、VMIN8222主轴的极限最低转速8223主电机功率动力参数的确定9224确定结构式9225确定结构网9226绘制转速图和传动系统图1023确定各变速组此论传动副齿数1023核算主轴转速误差11第3章动力计算1231带传动设计1232计算转速的计算1333齿轮模数计算及验算1434传动轴最小轴径的初定1735主轴合理跨距的计算18下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q1972163965第4章主要零部件的选择1941轴承的选择1942键的规格1943主轴弯曲刚度校核1944轴承校核2045润滑与密封20第5章摩擦离合器多片式的计算20结束语22参考文献23下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q1972163966下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q1972163967下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q19721639689第1章绪论11课程设计的目的课程设计是在学完本课程后，进行一次学习设计的综合性练习。通过课程设计，使学生能够运用所学过的基础课、技术基础课和专业课的有关理论知识，及生产实习等实践技能，达到巩固、加深和拓展所学知识的目的。通过课程设计，分析比较机械系统中的某些典型机构，进行选择和改进；结合结构设计，进行设计计算并编写技术文件；完成系统主传动设计，达到学习设计步骤和方法的目的。通过设计，掌握查阅相关工程设计手册、设计标准和资料的方法，达到积累设计知识和设计技巧，提高学生设计能力的目的。通过设计，使学生获得机械系统基本设计技能的训练，提高分析和解决工程技术问题的能力，并为进行机械系统设计创造一定的条件。12课程设计的内容机械系统设计课程设计内容由理论分析与设计计算、图样技术设计和技术文件编制三部分组成。121理论分析与设计计算（1）机械系统的方案设计。设计方案的分析，最佳功能原理方案的确定。（2）根据总体设计参数，进行传动系统运动设计和计算。（3）根据设计方案和零部件选择情况，进行有关动力计算和校核。122图样技术设计（1）选择系统中的主要机件。（2）工程技术图样的设计与绘制。123编制技术文件（1）对于课程设计内容进行自我经济技术评价。（2）编制设计计算说明书。1013课程设计题目、主要技术参数和技术要求131课程设计题目和主要技术参数题目中型普通车床主轴箱设计题目21车床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下工件最大回转直径DMMMAX正转最低转速NMINMIR电机功率N（KW）公比转速级数Z220854141811第2章车床参数的拟定21车床主参数和基本参数车床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下工件最大回转直径DMMMAX正转最低转速NMINMINR电机功率N（KW）公比转速级数Z220854141822拟定参数的步骤和方法221极限切削速度VMAX、VMIN根据典型的和可能的工艺选取极限切削速度要考虑允许的切速极限参考值如下表11加工条件VMAXM/MINVMINM/MIN硬质合金刀具粗加工铸铁工件3050硬质合金刀具半精或精加工碳钢工件150300螺纹加工和铰孔38222主轴的极限最低转速计算车床主轴极限转速时的加工直径，则主轴极限转速应为在中考虑车螺纹和铰孔时，其加工的最大直径应根据实际加工情况选取01DMMMIN左右。取VMIN6M/MINR/MININ8562014310MAXINDV结合题目条件，取标准数列数值，即85R/MINMIN取112依据题目要求选级数Z8，1411065考虑到设计的结构复杂程度要适中，故采用常规的扩大传动。各级转速数列可直接从标准的数列表中查出，按标准转速数列为85，118，170，236，335，475，670，950223主电机功率动力参数的确定合理地确定电机功率N，使机床既能充分发挥其性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。根据题设条件电机功率为4KW可选取电机为Y132M16额定功率为4KW，满载转速为960R/MIN224确定结构式已知ZX3B2AA、B为正整数，即Z应可以分解为2和3的因子，以便用2、3联滑移齿轮实现变速。取Z8级则Z22对于Z8可分解为Z212224。综合上述可得主传动部件的运动参数85Z8141950MAXNMIN225确定结构网根据“前多后少”,“先降后升”,前密后疏,结构紧凑的原则,选取传动方案Z212224,易知第二扩大组的变速范围RP31X14143958满足要求，其结构网如图21。13图21结构网Z212224226绘制转速图和传动系统图（1）选择电动机采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。（2）绘制转速图（3）画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数，画主传动系统图如图2312轴最小中心距A1_2MIN1/2ZMAXM2MD轴最小齿数和SZMINZMAX2D/M23确定各变速组此论传动副齿数1SZ100120,中型机床SZ701002直齿圆柱齿轮ZMIN1820,M414图23主传动系统图（7）齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等，据设计要求ZMIN1820,齿数和SZ100120，由表41，根据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表22。表22齿轮齿数基本组第一扩大组第二扩大组传动比114112114114112121代号Z1ZZ2ZZ3ZZ4ZZ5Z5Z6Z齿数30422448344848343060603023核算主轴转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过101,即10141N标准转速标准转速实际转速各级转速误差N95067047533523517011885N94826689472283388233217371165841315误差280128534713245131241转速误差小于41，因此不需要修改齿数。第3章动力计算31带传动设计输出功率P4KW,转速N1960R/MIN1直径计算初取小带轮直径D；取D100MM大带轮直径D；D202MM取D200MM21N475960（2）计算带长求DMDMDD/2100200/2150MM12求（DD）/2（200100）/250MM12初取中心距取A500MM带长LDM2A/A16128MM2基准长度由【2】图114得LD1600MM（3）求实际中心距和包角16中心距ALDM/4/44936MM120112（4）求带根数带速DN/601000314100960/601000753M/S1传动比IIN/N960/4752022带根数由【2】表118，P132KW；由表117，K095；0由表1112，K099；由表1110，P017KW；L0ZP/（PP）KKC0L（4012）/132017095099342取Z4根32计算转速的计算（1）主轴的计算转速NJ，由公式NN得，主轴的计算转速NJ1507R/MIN，JMI13/Z取170R/MIN。2传动轴的计算转速轴2250R/MIN，轴1475R/MIN。（2）确定各传动轴的计算转速。轴共有3级转速125R/MIN、250R/MIN、355R/MIN、500R/MIN。若经传动副Z/Z传动主轴，则只有500R/MIN传递全功率；若经6传动副Z/Z传动主轴，全部传递全功率，其中125R/MIN是传递全功率的最低转速，5故其计算转速NJ125R/MIN；轴有1级转速，且都传递全功率，所以其计算转速NJ710R/MIN。各计算转速入表31。表31各轴计算转速（3）确定齿轮副的计算转速。齿轮Z装在主轴上并具有45500R/MIN共4级转速，6轴号轴轴轴计算转速R/MIN47523633517其中只有170R/MIN传递全功率，故ZJ170R/MIN。6齿轮Z装在轴上，有125500R/MIN共4级转速，但经齿轮副Z/Z传动主轴，则66只有125R/MIN传递全功率，故ZJ125R/MIN。依次可以得出其余齿轮的计算转速，如6表32。表32齿轮副计算转速序号Z1Z2Z3Z4Z5NJ47523633533512533齿轮模数计算及验算（1）模数计算。一般同一变速组内的齿轮取同一模数，选取负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算，即MJ16338可得各组的模数，如321JJMNUZP表33所示。表33模数（2）基本组齿轮计算。基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z1Z1Z2Z2齿数30422448分度圆直径10514784168齿顶圆直径108515058751715齿根圆直径100614267961636组号基本组第一扩大组模数MM353518齿宽25252525按基本组最小齿轮计算。小齿轮用40CR，调质处理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB286HB，平均取240HB。计算如下齿面接触疲劳强度计算接触应力验算公式为JFSJMPAUBNNKZM102832弯曲应力验算公式为WSWPABYNZ109235式中N传递的额定功率（KW），这里取N为电动机功率，N5KW计算转速（R/MIN）500（R/MIN）JNJM初算的齿轮模数（MM）,M35（MM）B齿宽（MM）B25（MM）Z小齿轮齿数；Z19U小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,U278寿命系数；SKSTNNKQ工作期限系数；TMTC016T齿轮工作期限，这里取T15000H齿轮的最低转速（R/MIN）,500（R/MIN）1N1N19基准循环次数，接触载荷取，弯曲载荷取0C0C710C612M疲劳曲线指数，接触载荷取M3；弯曲载荷取M6转速变化系数，查【5】2上，取060NKNK功率利用系数，查【5】2上，取078NN材料强化系数，查【5】2上，060QQ工作状况系数，取113K3K动载荷系数，查【5】2上，取12齿向载荷分布系数，查【5】2上，111KY齿形系数，查【5】2上，Y0386；许用接触应力（MPA）,查【4】，表47，取650MPA；JJ许用弯曲应力（MPA），查【4】，表47，取275MPA；WW根据上述公式，可求得及查取值可求得635MPAJJ78MPAWW（3）扩大组齿轮计算。第一扩大组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z3Z3Z4Z4齿数34484834分度圆直径119168168119齿顶圆直径12617517512620齿根圆直径11025159251592511025齿宽25252525第二扩大组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z5Z5Z6Z6齿数64323264分度圆直径224112112224齿顶圆直径231119119231齿根圆直径21525103251032521525齿宽25252525按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40CR，调质处理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB286HB，平均取240HB。同理根据基本组的计算，查文献【6】，可得062，077，060，11，NKNQK31，1，M35，355；2K1J可求得619MPAJJ135MPAWW34传动轴最小轴径的初定由【5】式6，传动轴直径按扭转刚度用下式计算D164（MM）4TN或D91（MM）4NJN21式中D传动轴直径（MM）TN该轴传递的额定扭矩（NMM）T9550000；JNNN该轴传递的功率（KW）该轴的计算转速JN该轴每米长度的允许扭转角，。01各轴最小轴径如表33。表33最小轴径35主轴合理跨距的计算由于电动机功率P35/5KW，根据【1】表320，前轴径应为6090MM。初步选取D180MM。后轴径的D2（0709）D1，取D260MM。根据设计方案，前轴承为NN3016K型，后轴承为圆锥滚子轴承。定悬伸量A120MM，主轴孔径为30MM。轴承刚度，主轴最大输出转矩T9550955042444NMNP905设该机床为车床的最大加工直径为300MM。床身上最常用的最大加工直径，即经济加工直径约为最大回转直径的50，这里取60，即180MM，故半径为009M；切削力（沿Y轴）FC4716N0942背向力（沿X轴）FP05FC2358N总作用力F527265N2PC此力作用于工件上，主轴端受力为F527265N。先假设L/A2，L3A240MM。前后支承反力RA和RB分别为RAF527265790897NLA2401轴号轴轴最小轴径MM354022RBF5272652636325NLA2401根据文献【1】式37得KR339得前支承的刚度KA10FR8LA90IZA1COS168969N/；KB78557N/；215MMBAK576主轴的当量外径DE8060/270MM，故惯性矩为I1138108M4640370143AKEA63819802查【1】图338得20，与原假设接近，所以最佳跨距12020240MML00L合理跨距为（07515），取合理跨距L360MM。0L根据结构的需要，主轴的实际跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主轴的刚度，增大轴径前轴径D100MM，后轴径D80MM。前轴承采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用背对背安装的角接触球轴承。第4章主要零部件的选择41轴承的选择I轴与带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号7007C另一安装深沟球轴承6012II轴对称布置深沟球轴承6009III轴后端安装双列角接触球轴承代号7015C另一安装端角接触球轴承代号7010C中间布置角接触球轴承代号7012C42键的规格I轴安装带轮处选择普通平键规格BXL10X56II轴选择花键规格ND8X36X40X723III轴选择键规格BXL14X9043主轴弯曲刚度校核（1）主轴刚度符合要求的条件如下A主轴的前端部挠度02501SYB主轴在前轴承处的倾角RAD容许值轴承C在安装齿轮处的倾角容许值齿2计算如下前支撑为双列圆柱滚子轴承，后支撑为角接触轴承架立放圆柱滚子轴承跨距L450MM当量外径DE21DM2851045主轴刚度因为DI/DE25/285008807,所以孔对刚度的影响可忽略；KS2KN/MM34442410510231034ALDAI刚度要求主轴的刚度可根据机床的稳定性和精度要求来评定44轴承校核6101739HCLTHNP45润滑与密封主轴转速高，必须保证充分润滑，一般常用单独的油管将油引到轴承处。主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要而困难。防漏的措施有两种1）密封圈加密封装置防止油外流。2）疏导在适当的地方做出回油路，使油能顺利地流回到油箱。24第5章摩擦离合器多片式的计算设计多片式摩擦离合器时，首先根据机床结构确定离合器的尺寸，如为轴装式时，外摩擦片的内径D应比花键轴大26MM，内摩擦片的外径D的确定，直接影响离合器的径向和轴向尺寸，甚至影响主轴箱内部结构布局，故应合理选择。摩擦片对数可按下式计算Z2MNK/FBP20D式中MN摩擦离合器所传递的扭矩（NMM）；MN955/95511098/800128（NMM）41DJN410510ND电动机的额定功率（KW）；安装离合器的传动轴的计算转速（R/MIN）；JN从电动机到离合器轴的传动效率；K安全系数，一般取1315；F摩擦片间的摩擦系数，由于磨擦片为淬火钢，查机床设计指导表215，取F008；摩擦片的平均直径（MM）0D25（DD）/267MM0DB内外摩擦片的接触宽度（MM）；B（DD）/223MM；摩擦片的许用压强（N/）；P2M1110010007608360TVKMZ基本许用压强（MPA），查机床设计指导表215，取11；0T速度修正系数VN/625（M/S）P02D41根据平均圆周速度查机床设计指导表216，取100；PV接合次数修正系数，查机床设计指导表217，取100；MK摩擦结合面数修正系数，查机床设计指导表218，取076。Z所以Z2MNK/FBP212814/（314008230836110D510267卧式车床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗确定，一般取KP04041144KPDN最后确定摩擦离合器的轴向压紧力Q，可按下式计算QBN11314231003570TP2DVK267510式中各符号意义同前述。摩擦片的厚度一般取1、15、175、2（MM），内外层分离时的最大间隙为0204（MM）,摩擦片的材料应具有较高的耐磨性、摩擦系数大、耐高温、抗胶合性好等特点，常用10或15钢，表面渗碳0305（MM）,淬火硬度达HRC5262。26结束语1、本次课程设计是针对专业课程基础知识的一次综合性应用设计，设计过程应用了机械制图、机械原理、工程力学等。2、本次课程设计充分应用了以前所学习的知识，并应用这些知识来分析和解决实际问题。273、本次课程设计进一步掌握了一般设计的设计思路和设计切入点，同时对机械部件的传动设计和动力计算也提高了应用各种资料和实际动手的能力。4、本次课程设计进一步规范了制图要求，掌握了机械设计的基本技能。5、本次课程设计由于学习知识面的狭窄和对一些概念的理解不够深刻，以及缺乏实际设计经验，使得设计党中出现了许多不妥和错误之处，诚请老师给予指正和教导。参考文献【1】、段铁群主编机械系统设计科学出版社第一版【2】、于惠力主编机械设计科学出版社第一版【3】、戴曙主编金属切削机床设计机械工业出版社28【4】、戴曙主编金属切削机床机械工业出版社第一版【4】、赵九江主编材料力学哈尔滨工业大学出版社第一版【6】、郑文经主编机械原理高等教育出版社第七版【7】、于惠力主编机械设计课程设计科学出版社1宁XX大学课程设计论文中型普通车床主轴箱设计（题目21）所在学院专业班级姓名学号指导老师年月日2摘要本设计着重研究机床主传动系统的设计步骤和设计方法，根据已确定的运动参数以变速箱展开图的总中心距最小为目标，拟定变速系统的变速方案，以获得最优方案以及较高的设计效率。在机床主传动系统中，为减少齿轮数目，简化结构，缩短轴向尺寸，用齿轮齿数的设计方法是试算，凑算法，计算麻烦且不易找出合理的设计方案。本文通过对主传动系统中三联滑移齿轮传动特点的分析与研究，绘制零件工作图与主轴箱展开图及剖视图。关键词传动系统设计,传动副，结构网，结构式，4目录摘要2目录4第1章绪论611课程设计的目的612课程设计的内容6121理论分析与设计计算6122图样技术设计6123编制技术文件613课程设计题目、主要技术参数和技术要求7131课程设计题目和主要技术参数7第2章车床参数的拟定821车床主参数和基本参数822拟定参数的步骤和方法8221极限切削速度VMAX、VMIN8222主轴的极限最低转速8223主电机功率动力参数的确定9224确定结构式9225确定结构网9226绘制转速图和传动系统图1023确定各变速组此论传动副齿数1023核算主轴转速误差11第3章动力计算1231带传动设计1232计算转速的计算1333齿轮模数计算及验算1434传动轴最小轴径的初定1735主轴合理跨距的计算185第4章主要零部件的选择1941轴承的选择1942键的规格1943主轴弯曲刚度校核1944轴承校核2045润滑与密封20第5章摩擦离合器多片式的计算20结束语22参考文献236第1章绪论11课程设计的目的课程设计是在学完本课程后，进行一次学习设计的综合性练习。通过课程设计，使学生能够运用所学过的基础课、技术基础课和专业课的有关理论知识，及生产实习等实践技能，达到巩固、加深和拓展所学知识的目的。通过课程设计，分析比较机械系统中的某些典型机构，进行选择和改进；结合结构设计，进行设计计算并编写技术文件；完成系统主传动设计，达到学习设计步骤和方法的目的。通过设计，掌握查阅相关工程设计手册、设计标准和资料的方法，达到积累设计知识和设计技巧，提高学生设计能力的目的。通过设计，使学生获得机械系统基本设计技能的训练，提高分析和解决工程技术问题的能力，并为进行机械系统设计创造一定的条件。12课程设计的内容机械系统设计课程设计内容由理论分析与设计计算、图样技术设计和技术文件编制三部分组成。121理论分析与设计计算（1）机械系统的方案设计。设计方案的分析，最佳功能原理方案的确定。（2）根据总体设计参数，进行传动系统运动设计和计算。（3）根据设计方案和零部件选择情况，进行有关动力计算和校核。122图样技术设计（1）选择系统中的主要机件。（2）工程技术图样的设计与绘制。123编制技术文件（1）对于课程设计内容进行自我经济技术评价。（2）编制设计计算说明书。713课程设计题目、主要技术参数和技术要求131课程设计题目和主要技术参数题目中型普通车床主轴箱设计题目21车床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下工件最大回转直径DMMMAX正转最低转速NMINMIR电机功率N（KW）公比转速级数Z22085414188第2章车床参数的拟定21车床主参数和基本参数车床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下工件最大回转直径DMMMAX正转最低转速NMINMINR电机功率N（KW）公比转速级数Z220854141822拟定参数的步骤和方法221极限切削速度VMAX、VMIN根据典型的和可能的工艺选取极限切削速度要考虑允许的切速极限参考值如下表11加工条件VMAXM/MINVMINM/MIN硬质合金刀具粗加工铸铁工件3050硬质合金刀具半精或精加工碳钢工件150300螺纹加工和铰孔38222主轴的极限最低转速计算车床主轴极限转速时的加工直径，则主轴极限转速应为在中考虑车螺纹和铰孔时，其加工的最大直径应根据实际加工情况选取01DMMMIN左右。取VMIN6M/MINR/MININ8562014310MAXINDV结合题目条件，取标准数列数值，即85R/MINMIN取19依据题目要求选级数Z8，1411065考虑到设计的结构复杂程度要适中，故采用常规的扩大传动。各级转速数列可直接从标准的数列表中查出，按标准转速数列为85，118，170，236，335，475，670，950223主电机功率动力参数的确定合理地确定电机功率N，使机床既能充分发挥其性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。根据题设条件电机功率为4KW可选取电机为Y132M16额定功率为4KW，满载转速为960R/MIN224确定结构式已知ZX3B2AA、B为正整数，即Z应可以分解为2和3的因子，以便用2、3联滑移齿轮实现变速。取Z8级则Z22对于Z8可分解为Z212224。综合上述可得主传动部件的运动参数85Z8141950MAXNMIN225确定结构网根据“前多后少”,“先降后升”,前密后疏,结构紧凑的原则,选取传动方案Z212224,易知第二扩大组的变速范围RP31X14143958满足要求，其结构网如图21。10图21结构网Z212224226绘制转速图和传动系统图（1）选择电动机采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。（2）绘制转速图（3）画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数，画主传动系统图如图2312轴最小中心距A1_2MIN1/2ZMAXM2MD轴最小齿数和SZMINZMAX2D/M23确定各变速组此论传动副齿数1SZ100120,中型机床SZ701002直齿圆柱齿轮ZMIN1820,M411图23主传动系统图（7）齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等，据设计要求ZMIN1820,齿数和SZ100120，由表41，根据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表22。表22齿轮齿数基本组第一扩大组第二扩大组传动比114112114114112121代号Z1ZZ2ZZ3ZZ4ZZ5Z5Z6Z齿数30422448344848343060603023核算主轴转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过101,即10141N标准转速标准转速实际转速各级转速误差N95067047533523517011885N94826689472283388233217371165841312误差280128534713245131241转速误差小于41，因此不需要修改齿数。第3章动力计算31带传动设计输出功率P4KW,转速N1960R/MIN1直径计算初取小带轮直径D；取D100MM大带轮直径D；D202MM取D200MM21N475960（2）计算带长求DMDMDD/2100200/2150MM12求（DD）/2（200100）/250MM12初取中心距取A500MM带长LDM2A/A16128MM2基准长度由【2】图114得LD1600MM（3）求实际中心距和包角13中心距ALDM/4/44936MM120112（4）求带根数带速DN/601000314100960/601000753M/S1传动比IIN/N960/4752022带根数由【2】表118，P132KW；由表117，K095；0由表1112，K099；由表1110，P017KW；L0ZP/（PP）KKC0L（4012）/132017095099342取Z4根32计算转速的计算（1）主轴的计算转速NJ，由公式NN得，主轴的计算转速NJ1507R/MIN，JMIN13/Z取170R/MIN。2传动轴的计算转速轴2250R/MIN，轴1475R/MIN。（2）确定各传动轴的计算转速。轴共有3级转速125R/MIN、250R/MIN、355R/MIN、500R/MIN。若经传动副Z/Z传动主轴，则只有500R/MIN传递全功率；若经6传动副Z/Z传动主轴，全部传递全功率，其中125R/MIN是传递全功率的最低转速，5故其计算转速NJ125R/MIN；轴有1级转速，且都传递全功率，所以其计算转速NJ710R/MIN。各计算转速入表31。表31各轴计算转速（3）确定齿轮副的计算转速。齿轮Z装在主轴上并具有45500R/MIN共4级转速，6轴号轴轴轴计算转速R/MIN47523633514其中只有170R/MIN传递全功率，故ZJ170R/MIN。6齿轮Z装在轴上，有125500R/MIN共4级转速，但经齿轮副Z/Z传动主轴，则66只有125R/MIN传递全功率，故ZJ125R/MIN。依次可以得出其余齿轮的计算转速，如6表32。表32齿轮副计算转速序号Z1Z2Z3Z4Z5NJ47523633533512533齿轮模数计算及验算（1）模数计算。一般同一变速组内的齿轮取同一模数，选取负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算，即MJ16338可得各组的模数，如321JJMNUZP表33所示。表33模数（2）基本组齿轮计算。基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z1Z1Z2Z2齿数30422448分度圆直径10514784168齿顶圆直径108515058751715齿根圆直径100614267961636组号基本组第一扩大组模数MM353515齿宽25252525按基本组最小齿轮计算。小齿轮用40CR，调质处理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB286HB，平均取240HB。计算如下齿面接触疲劳强度计算接触应力验算公式为JFSJMPAUBNNKZM102832弯曲应力验算公式为WSWPABYNZ109235式中N传递的额定功率（KW），这里取N为电动机功率，N5KW计算转速（R/MIN）500（R/MIN）JNJM初算的齿轮模数（MM）,M35（MM）B齿宽（MM）B25（MM）Z小齿轮齿数；Z19U小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,U278寿命系数；SKSTNNKQ工作期限系数；TMTC016T齿轮工作期限，这里取T15000H齿轮的最低转速（R/MIN）,500（R/MIN）1N1N16基准循环次数，接触载荷取，弯曲载荷取0C0C710C612M疲劳曲线指数，接触载荷取M3；弯曲载荷取M6转速变化系数，查【5】2上，取060NKNK功率利用系数，查【5】2上，取078NN材料强化系数，查【5】2上，060QQ工作状况系数，取113K3K动载荷系数，查【5】2上，取12齿向载荷分布系数，查【5】2上，111KY齿形系数，查【5】2上，Y0386；许用接触应力（MPA）,查【4】，表47，取650MPA；JJ许用弯曲应力（MPA），查【4】，表47，取275MPA；WW根据上述公式，可求得及查取值可求得635MPAJJ78MPAWW（3）扩大组齿轮计算。第一扩大组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z3Z3Z4Z4齿数34484834分度圆直径119168168119齿顶圆直径12617517512617齿根圆直径11025159251592511025齿宽25252525第二扩大组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z5Z5Z6Z6齿数64323264分度圆直径224112112224齿顶圆直径231119119231齿根圆直径21525103251032521525齿宽25252525按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40CR，调质处理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB286HB，平均取240HB。同理根据基本组的计算，查文献【6】，可得062，077，060，11，NKNQK31，1，M35，355；2K1J可求得619MPAJJ135MPAWW34传动轴最小轴径的初定由【5】式6，传动轴直径按扭转刚度用下式计算D164（MM）4TN或D91（MM）4NJN18式中D传动轴直径（MM）TN该轴传递的额定扭矩（NMM）T9550000；JNNN该轴传递的功率（KW）该轴的计算转速JN该轴每米长度的允许扭转角，。01各轴最小轴径如表33。表33最小轴径35主轴合理跨距的计算由于电动机功率P35/5KW，根据【1】表320，前轴径应为6090MM。初步选取D180MM。后轴径的D2（0709）D1，取D260MM。根据设计方案，前轴承为NN3016K型，后轴承为圆锥滚子轴承。定悬伸量A120MM，主轴孔径为30MM。轴承刚度，主轴最大输出转矩T9550955042444NMNP905设该机床为车床的最大加工直径为300MM。床身上最常用的最大加工直径，即经济加工直径约为最大回转直径的50，这里取60，即180MM，故半径为009M；切削力（沿Y轴）FC4716N0942背向力（沿X轴）FP05FC2358N总作用力F527265N2PC此力作用于工件上，主轴端受力为F527265N。先假设L/A2，L3A240MM。前后支承反力RA和RB分别为RAF527265790897NLA2401轴号轴轴最小轴径MM354019RBF5272652636325NLA2401根据文献【1】式37得KR339得前支承的刚度KA10FR8LA90IZA1COS168969N/；KB78557N/；215MMBAK576主轴的当量外径DE8060/270MM，故惯性矩为I1138108M4640370143AKEA63819802查【1】图338得20，与原假设接近，所以最佳跨距12020240MML00L合理跨距为（07515），取合理跨距L360MM。0L根据结构的需要，主轴的实际跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主轴的刚度，增大轴径前轴径D100MM，后轴径D80MM。前轴承采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用背对背安装的角接触球轴承。第4章主要零部件的选择41轴承的选择I轴与带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号7007C另一安装深沟球轴承6012II轴对称布置深沟球轴承6009III轴后端安装双列角接触球轴承代号7015C另一安装端角接触球轴承代号7010C中间布置角接触球轴承代号7012C42键的规格I轴安装带轮处选择普通平键规格BXL10X56II轴选择花键规格ND8X36X40X720III轴选择键规格BXL14X9043主轴弯曲刚度校核（1）主轴刚度符合要求的条件如下A主轴的前端部挠度02501SYB主轴在前轴承处的倾角RAD容许值轴承C在安装齿轮处的倾角容许值齿2计算如下前支撑为双列圆
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