分级变速主传动系统的设计 Z=6级 主轴箱含展开图剖面图主轴零件图CAD图纸
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下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q1972163961目录摘要1第1章绪论3第2章运动设计4第3章动力计算9第4章主要零部件的选择18第5章校核19结束语21参考文献21下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q1972163962摘要设计机床得主传动变速系统时首先利用传动系统设计方法求出理想解和多个合理解。根据数控机床主传动系统及主轴功率与转矩特性要求，分析了机电关联分级调速主传动系统的设计原理和方法。从主传动系统结构网入手，确定最佳机床主轴功率与转矩特性匹配方案，计算和校核相关运动参数和动力参数。本说明书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。下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q1972163963第一章绪论（一）课程设计的目的机械系统课程设计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。（二）课程设计题目、主要技术参数和技术要求1课程设计题目和主要技术参数题目14分级变速主传动系统设计技术参数NMIN40R/MIN；NMAX400R/MIN；Z6级；公比为158；电动机功率P3KW；电机转速N1430R/MIN2技术要求1利用电动机完成换向和制动。2各滑移齿轮块采用单独操纵机构。3进给传动系统采用单独电动机驱动。下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q1972163964下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q1972163965下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q1972163966第二章运动设计1运动参数及转速图的确定（1）转速范围。RN400/4010MINAXN（2）转速数列。查机械系统设计表29标准数列表，然后每隔7个数取一个值（1581068）首先找到40R/MIN，得出主轴的转速数列为40R/MIN、63R/MIN、100R/MIN、160R/MIN、250R/MIN、400R/MIN共6级。（3）定传动组数，选出结构式。对于Z6可按Z6写出结构式，并且有一级速度重复。即Z63123。（4）根据传动结构式,画结构图。根据“前多后少”,“前密后疏”，“升2降4”,“前满后快”的原则,选取传动方案Z3123,可知第二扩大组的变速范围R21583（21）3958满足“升2降4”要求，其结构网如图。图21结构网Z63123（5）画转速图。转速图如下图22。下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q1972163967图22系统转速图（6）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23图23主传动系统图（7）齿轮齿数的确定。根据齿数和不宜过大原则一般推荐齿数和在100120之间，和据设计要求ZMIN17,原则。并且变速组内取模数相等，变速组内由机械系统设计表31，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。下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q1972163968表22齿轮齿数基本组第一扩大组传动比116125141114代号Z1ZZ2ZZ3ZZ4ZZ5Z齿数335224611768454518722主轴传动件计算21计算转速（1）主轴的计算转速由机械系统设计表32中的公式401586/31632R/MIN取63R/MIN2传动轴的计算转速轴2250R/MIN，轴3630R/MIN。（3）确定各齿轮计算转速由机械设计知识可知，一对啮合齿轮只需要校核危险的小齿轮，因此只需求出危险小齿轮的计算转速。在传动组B中Z45在轴上具有的转速分别为160R/MIN,250R/MIN,400R/MIN这三种转速都在恒功率区间内，即都要求传递最大功率所以齿轮Z46的计算转速为这三种转速的最小值即NJZ45160R/MIN同理可求得其余两对啮合齿轮中危险齿轮的计算转速即,NJZ17630R/MINNJZ18250R/MIN2验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|实际转速N标准转速N|101标准转速N对于标准转速N40R/MIN时，其实际转速N63017/6818/7239375R/MIN4039375/4015610158158因此满足要求。同理可得各级转速误差如表各级转速误差N40631001602504006301000N3937561979991575247939986301000误差15616400515608500500下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q1972163969各级转速都满足要求，因此不需要修改齿数。下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q19721639610第三章动力计算1主轴传动轴直径初选（1）主轴轴径的确定在设计初期，由于主轴的结构尚未确定，所以只能根据现有的资料初步确定主轴直径。由表49初选取前轴径，后162DM轴颈的轴径为前轴径，所以。210785DD（2）传动轴直径初定传动轴直径按文献5公式（6）进行概算式中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，。051取053KW。0NPN1P1P0096288KWN2P2P10955097278KWN3P3P20995099274KW轴955104288/63043657NMM164282MM取29MMD50/367下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q19721639611轴955104278/250106196（NMM）164352MM取36MM450/169轴955104274/63415349（NMM）164495MM取50MM450/1392齿轮参数确定、齿轮应力计算（1）齿轮模数的初步计算一般同一组变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷最小的齿轮，按简化的接触疲劳强度由文献5公式（8）进行计算式中为了不产生根切现象，并且考虑到轴的直径，防止在装配时干涉，对齿轮的模数作如下计算和选择轴轴以最小齿轮齿数17为准M163383147取M353630017688轴轴以最小齿轮齿数18为准下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q19721639612M16338412取M52506018723（2）齿轮参数的确定计算公式如下分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿宽6由已选定的齿数和计算确定的模数，将各个齿轮的参数计算如下表（2）基本组齿轮计算。基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z1Z1Z2Z2Z3Z3齿数335224611768分度圆直径115182842135595238齿顶圆直径1225189912205665245齿根圆直径1067517325752520475507522925齿宽303030303030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WSWAYNZ109235下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q19721639613式中N传递的额定功率（KW），这里取N为电动机功率，N3KW计算转速（R/MIN）63（R/MIN）JNJNM初算的齿轮模数（MM）,M5（MM）B齿宽（MM）B30（MM）Z小齿轮齿数；Z17U小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,U4寿命系数；SKSTKNNQ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）,160（R/MIN）1N1N基准循环次数，接触载荷取，弯曲载荷取0C070C612M疲劳曲线指数，接触载荷取M3；弯曲载荷取M6转速变化系数，取060NKNK功率利用系数，取078NN材料强化系数，060QQ工作状况系数，取113K3K动载荷系数，取122齿向载荷分布系数，111Y齿形系数，Y0386；许用接触应力（MPA）,查表，取650MPA；JJ许用弯曲应力（MPA），查表47，取275MPA；WW根据上述公式，可求得及查取值可求得下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396141352MPAJJ2365MPAWW（3）扩大组齿轮计算。扩大组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z4Z4Z5Z5齿数45451872分度圆直径22522590360齿顶圆直径235235100370齿根圆直径212521257753475齿宽30303030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，可得062，077，060，11，NKNQK31，1，M5，63；2K1J可求得2868MPAJJ1114MPAWW3带传动设计定V带型号和带轮直径1工作情况系数2计算功率3选带型号4小带轮直径由机械设计表35查的P11333KW根据参考图316及表33选带型及小带轮直径（1）（1001）2271133KWA型取132MM1D下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396155大带轮直径6验算带速计算带长1初取中心距2计算带基准长度3计算实际中心距4确定中心距调整范围13小轮包角求带根数1确定额132297MM按表33取标准值V988M/S601432106ND07（D1D2）A2（D1D2）3024A86416924210124DLAA按表32取标准值4538MM002DLAAMAXA003LD503AMINA0015LD43121573DA（168/455）5731588O由D1及N1查表36并用线性插值法求得20KW由机械设计表38095由机械设计表39099取300MM满足要求500MM0A1600MMDLA455MM1588O120O合格下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q19721639616定功率2确定各修正系数（3）确定V带根数Z求轴上载荷1确定单根V带初拉力2计算压轴力（3）带轮结构由机械设计表3701716146N（机械设计表31）22SIN2815574N略20KW095099017取Z2146N0F574N4主轴合理跨距的计算设机床最大加工回转直径为400MM,电动机功率P3KW，,主轴计算转速为63R/MIN。下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q19721639617已选定的前后轴径为，162DM10785DM定悬伸量A120MM，主轴孔径为30MM。轴承刚度，主轴最大输出转矩955104274/63415349（NMM）设该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）FC415349/0094615N背向力（沿X轴）FP05FC2307N总作用力F515972N2PC此力作用于工件上，主轴端受力为F252228N。先假设L/A2，L3A240MM。前后支承反力RA和RB分别为RAF515972773958NLA2401RBF515972257986N根据机械系统设计得KR339得前支承的刚度10FR8LA90IZA1COSKA181506N/；KB16262N/；112MMBAK265主轴的当量外径DE8060/270MM，故惯性矩为I1138108M4640370133AKEA查机械系统设计图得20，与原假设接近，所以最佳跨距AL012020240MM0L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D62MM，后轴径D55MM。后支承采用背对背安装的角接触球轴承。第四章主要零部件的选择35选择电动机,轴承，键和操纵机构下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q19721639618351电动机的选择转速N1430R/MIN，功率P3KW选用Y100L24352轴承的选择（轴承代号均采用新轴承代号）I轴与带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号7007C另一安装端角接触球轴承代号7008CII轴对称布置角接触球轴承代号7008C中间布置角接触球轴承代号7010CIII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7012C353单位（MM）I轴安装带轮处选择普通平键规格8740安装齿轮处选择花键规格ND836427II轴选择花键规格ND842III轴选择花键规格ND86271下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q19721639619354变速操纵机构的选择选用左右摆动的操纵杆使其通过杆的推力来控制II轴上的三联滑移齿轮和二联滑移齿轮。下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q19721639620第五章校核一轴刚度校核（1）轴挠度校核单一载荷下，轴中心处的挠度采用文献【5】中的公式计算YMZNDXNLYBA43375091L两支承的跨距；D轴的平均直径；X/L；齿轮工作位置处距较近支承点的距离；IAIN轴传递的全功率；校核合成挠度YYBABAHCOS22输入扭距齿轮挠度；输出扭距齿轮挠度B；2被演算轴与前后轴连心线夹角；144啮合角20，齿面摩擦角572。代入数据计算得0026；0084；0160；2AY3AY1AY0205；0088；0025。5B4B6B合成挠度0238COS5121AAHYYY查文献【6】，带齿轮轴的许用挠度5/10000L即0268。Y因合成挠度小于许用挠度，故轴的挠度满足要求。（2）轴扭转角的校核传动轴在支承点A，B处的倾角可按下式近似计算BA,下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q19721639621RADLYHBA3将上式计算的结果代入得RBA052由文献【6】，查得支承处的0001因0001，故轴的转角也满足要求。BA二轴承寿命校核。由轴最小轴径可取轴承为7008C角接触球轴承,3；PXFRYFAX1，Y0。对轴受力分析得前支承的径向力FR264232N。由轴承寿命的计算公式预期的使用寿命L10H15000HL10HN1670PC1806732810HL10H15000H31670249524轴承寿命满足要求。下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q19721639622结束语经过两周的课程设计，在老师的耐心指导和自己的努力分级变速主传动系统设计的结构及部分计算，到这里基本结束了，这次课程设计使我充分应用了以前所学的知识，并应用这些知识来分析和解决实际问题，进一步巩固和深化了以前的所学的专业基础知识，同时也是对机械系统设计学习的一个深入认识和理解的过程。同时也锻炼了自己独立完成工作的能力，熟悉了一些设计思想懂得了一些设计中的注意事项本次课程设计进一步规范了制图要求，学会应用标准，规范，和查阅相关资料的本领，掌握了机械设计的基本技能，对以后的工作有很大的帮助。参考文献【1】锻铁群机械系统设计科学出版社，第一版；【2】孙全颖机械精度设计与质量保证哈尔滨工业大学出版社【3】于惠力,向敬忠机械设计高等教育出版社，第四版；【4】于惠力,张春宜机械设计课程设计，科学出版社；【5】戴署金属切削机床设计机械工业出版社；【6】陈易新，金属切削机床课程设计指导书；【7】金属切削机床典型结构图集主传动部件【8】机床设计手册2上册。1目录摘要1第1章绪论3第2章运动设计4第3章动力计算9第4章主要零部件的选择18第5章校核19结束语21参考文献212摘要设计机床得主传动变速系统时首先利用传动系统设计方法求出理想解和多个合理解。根据数控机床主传动系统及主轴功率与转矩特性要求，分析了机电关联分级调速主传动系统的设计原理和方法。从主传动系统结构网入手，确定最佳机床主轴功率与转矩特性匹配方案，计算和校核相关运动参数和动力参数。本说明书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。3第一章绪论（一）课程设计的目的机械系统课程设计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。（二）课程设计题目、主要技术参数和技术要求1课程设计题目和主要技术参数题目14分级变速主传动系统设计技术参数NMIN40R/MIN；NMAX400R/MIN；Z6级；公比为158；电动机功率P3KW；电机转速N1430R/MIN2技术要求1利用电动机完成换向和制动。2各滑移齿轮块采用单独操纵机构。3进给传动系统采用单独电动机驱动。4第二章运动设计1运动参数及转速图的确定（1）转速范围。RN400/4010MINAXN（2）转速数列。查机械系统设计表29标准数列表，然后每隔7个数取一个值（1581068）首先找到40R/MIN，得出主轴的转速数列为40R/MIN、63R/MIN、100R/MIN、160R/MIN、250R/MIN、400R/MIN共6级。（3）定传动组数，选出结构式。对于Z6可按Z6写出结构式，并且有一级速度重复。即Z63123。（4）根据传动结构式,画结构图。根据“前多后少”,“前密后疏”，“升2降4”,“前满后快”的原则,选取传动方案Z3123,可知第二扩大组的变速范围R21583（21）3958满足“升2降4”要求，其结构网如图。图21结构网Z63123（5）画转速图。转速图如下图22。5图22系统转速图（6）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23图23主传动系统图（7）齿轮齿数的确定。根据齿数和不宜过大原则一般推荐齿数和在100120之间，和据设计要求ZMIN17,原则。并且变速组内取模数相等，变速组内由机械系统设计表31，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。6表22齿轮齿数基本组第一扩大组传动比116125141114代号Z1ZZ2ZZ3ZZ4ZZ5Z齿数335224611768454518722主轴传动件计算21计算转速（1）主轴的计算转速由机械系统设计表32中的公式401586/31632R/MIN取63R/MIN2传动轴的计算转速轴2250R/MIN，轴3630R/MIN。（3）确定各齿轮计算转速由机械设计知识可知，一对啮合齿轮只需要校核危险的小齿轮，因此只需求出危险小齿轮的计算转速。在传动组B中Z45在轴上具有的转速分别为160R/MIN,250R/MIN,400R/MIN这三种转速都在恒功率区间内，即都要求传递最大功率所以齿轮Z46的计算转速为这三种转速的最小值即NJZ45160R/MIN同理可求得其余两对啮合齿轮中危险齿轮的计算转速即,NJZ17630R/MINNJZ18250R/MIN2验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|实际转速N标准转速N|101标准转速N对于标准转速N40R/MIN时，其实际转速N63017/6818/7239375R/MIN4039375/4015610158158因此满足要求。同理可得各级转速误差如表各级转速误差N40631001602504006301000N3937561979991575247939986301000误差156164005156085005007各级转速都满足要求，因此不需要修改齿数。8第三章动力计算1主轴传动轴直径初选（1）主轴轴径的确定在设计初期，由于主轴的结构尚未确定，所以只能根据现有的资料初步确定主轴直径。由表49初选取前轴径，后162DM轴颈的轴径为前轴径，所以。210785DD（2）传动轴直径初定传动轴直径按文献5公式（6）进行概算式中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，。051取053KW。0NPN1P1P0096288KWN2P2P10955097278KWN3P3P20995099274KW轴955104288/63043657NMM164282MM取29MMD50/3679轴955104278/250106196（NMM）164352MM取36MM450/169轴955104274/63415349（NMM）164495MM取50MM450/1392齿轮参数确定、齿轮应力计算（1）齿轮模数的初步计算一般同一组变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷最小的齿轮，按简化的接触疲劳强度由文献5公式（8）进行计算式中为了不产生根切现象，并且考虑到轴的直径，防止在装配时干涉，对齿轮的模数作如下计算和选择轴轴以最小齿轮齿数17为准M163383147取M353630017688轴轴以最小齿轮齿数18为准10M16338412取M52506018723（2）齿轮参数的确定计算公式如下分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿宽6由已选定的齿数和计算确定的模数，将各个齿轮的参数计算如下表（2）基本组齿轮计算。基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z1Z1Z2Z2Z3Z3齿数335224611768分度圆直径115182842135595238齿顶圆直径1225189912205665245齿根圆直径1067517325752520475507522925齿宽303030303030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WSWAYNZ10923511式中N传递的额定功率（KW），这里取N为电动机功率，N3KW计算转速（R/MIN）63（R/MIN）JNJNM初算的齿轮模数（MM）,M5（MM）B齿宽（MM）B30（MM）Z小齿轮齿数；Z17U小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,U4寿命系数；SKSTKNNQ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）,160（R/MIN）1N1N基准循环次数，接触载荷取，弯曲载荷取0C070C612M疲劳曲线指数，接触载荷取M3；弯曲载荷取M6转速变化系数，取060NKNK功率利用系数，取078NN材料强化系数，060QQ工作状况系数，取113K3K动载荷系数，取122齿向载荷分布系数，111Y齿形系数，Y0386；许用接触应力（MPA）,查表，取650MPA；JJ许用弯曲应力（MPA），查表47，取275MPA；WW根据上述公式，可求得及查取值可求得121352MPAJJ2365MPAWW（3）扩大组齿轮计算。扩大组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z4Z4Z5Z5齿数45451872分度圆直径22522590360齿顶圆直径235235100370齿根圆直径212521257753475齿宽30303030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，可得062，077，060，11，NKNQK31，1，M5，63；2K1J可求得2868MPAJJ1114MPAWW3带传动设计定V带型号和带轮直径1工作情况系数2计算功率3选带型号4小带轮直径由机械设计表35查的P11333KW根据参考图316及表33选带型及小带轮直径（1）（1001）2271133KWA型取132MM1D135大带轮直径6验算带速计算带长1初取中心距2计算带基准长度3计算实际中心距4确定中心距调整范围13小轮包角求带根数1确定额132297MM按表33取标准值V988M/S601432106ND07（D1D2）A2（D1D2）3024A86416924210124DLAA按表32取标准值4538MM002DLAAMAXA003LD503AMINA0015LD43121573DA（168/455）5731588O由D1及N1查表36并用线性插值法求得20KW由机械设计表38095由机械设计表39099取300MM满足要求500MM0A1600MMDLA455MM1588O120O合格14定功率2确定各修正系数（3）确定V带根数Z求轴上载荷1确定单根V带初拉力2计算压轴力（3）带轮结构由机械设计表3701716146N（机械设计表31）22SIN2815574N略20KW095099017取Z2146N0F574N4主轴合理跨距的计算设机床最大加工回转直径为400MM,电动机功率P3KW，,主轴计算转速为63R/MIN。15已选定的前后轴径为，162DM10785DM定悬伸量A120MM，主轴孔径为30MM。轴承刚度，主轴最大输出转矩955104274/63415349（NMM）设该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）FC415349/0094615N背向力（沿X轴）FP05FC2307N总作用力F515972N2PC此力作用于工件上，主轴端受力为F252228N。先假设L/A2，L3A240MM。前后支承反力RA和RB分别为RAF515972773958NLA2401RBF515972257986N根据机械系统设计得KR339得前支承的刚度10FR8LA90IZA1COSKA181506N/；KB16262N/；112MMBAK265主轴的当量外径DE8060/270MM，故惯性矩为I1138108M4640370133AKEA查机械系统设计图得20，与原假设接近，所以最佳跨距AL012020240MM0L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D62MM，后轴径D55MM。后支承采用背对背安装的角接触球轴承。第四章主要零部件的选择35选择电动机,轴承，键和操纵机构16351电动机的选择转速N1430R/MIN，功率P3KW选用
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