CA6140普通车床传动系统课程设计说明书

一、设计题目：设计一台加工直径最大范围是320mm的普通车床的主传动系统。

主要参数：1、转速范围:N=40-1800 (r/min)2、转速级数:Z=123、电机功率：P=4KW被加工零件的材料：钢、铸铁刀具材料：高速钢、硬质合金二、设计目的：1、培养综合运用和巩固扩大已学过的知识，以提高理论联系实际的设计与计算能力。

2、培养收集、阅读、分析和运用资料的能力，以提高能够独立工作的综合素质能力。

3、使初步掌握机床设计的步骤与方法，以提高结构设计和编制技术文件的能力。

4、使熟练掌握计算机辅助设计、主轴组件优化设计和主轴刚度的校核计算等，以提高运用现代设计方法的能力。

5、此设计过程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：（一）设计内容：Ⅰ.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max minnRn n； （3）公比：大公比，小公比以及混合公比；（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； Ⅱ.动力设计（1）传动件的计算转速n i ：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)，支撑形式，计算合理支撑跨距L Ⅲ.结构设计Ⅳ.校核一个齿轮（最小的），校核主轴（弯矩，扭矩） （二）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、绘制图纸，主轴箱展开图1张。

四、设计参数：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1800max 4540minn Rn n=== （3）选用混合公比 1.41ϕ=（4）确定结构网和结构式：12322=⨯⨯ （5）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：11u =，211.41u = 30.5u=故齿数最小的齿轮在降速比为112u =之中，查表取1min 24z z ==，72z s =，则'148z =，则222301z u z s u ==+，'242z = 333361z u z s u ==+，336z = 2．基本组的降速比分别是：10.5u =，2 1.43u =故齿数最小的齿轮在降速比为10.5u =之中，计算有128z =，84z s =，则'156z =，222491z u z s u ==+，'235z = 3．第二扩大组的降速比分别是10.25u =，22u =故齿数最少的齿轮在10.25u =之中，查表有121z =，105z s =，'184z =，270z =则'235z =. （6）传动系统图如下：（7）绘制转速图： 如下图所示六、动力参数设计(1)传动件的计算转速①.主轴的计算转速：是低速第一个三分之一变速范围的最高一级转速，即nj=80r/min。

②.各轴的计算转速如下：轴序号电IⅡⅢⅣ144064032016080计算转速（r/min）③.最小齿轮的计算转速如下：(2)计算各传动轴的输出功率1 4.00.960.99 3.80()b r p p n n kw =⨯⨯=⨯⨯=额 21 3.800.970.99 3.65()g r p p n n kw =⨯⨯=⨯⨯=32 3.650.970.99 3.51()g r p p n n kw =⨯⨯=⨯⨯= 3 3.510.970.99 3.37()g r p p n n kw =⨯⨯=⨯⨯=主(3)计算各传动轴的扭矩 11955056703()jP N m n ==•1T 229550108930()jP N m n ==•2T 339550209503()jP N m n ==•3T 9550402294()jP N m n ==•主主主T七、轴径设计及键的选取①.轴Ⅰ：1 3.80p kw =，1640/min j n r =，取φ。

【】＝1带入公式： 1.0592d =⨯26.8d mm =,轴加大以保证轴的稳定。

圆整取35d mm =选平键：10⨯8②.轴Ⅱ：2 3.65p kw =，2320/min j n r =，取φ。

【】＝2带入公式：41.0577[]j Pd n =⨯⨯φ有，22.2d mm =,轴加大以保证轴的稳定。

圆整取30d mm =选平键：10⨯8③.轴Ⅲ：3 3.51p kw =，3160/min j n r =，取φ。

【】＝1带入公式： 41.0592[]j Pd n =⨯⨯φ有，37.2d mm =,轴加大以保证轴的稳定。

圆整取40d mm =选平键：10⨯8④.轴Ⅳ：选择主轴前端直径172D mm =，后端直径210.750.85D D =（） 取2D 55mm =，则平均直径55D mm =。

对于普通车床，主轴内孔直径(0.550.6)d D =-,考虑为增强主轴的弯矩适当缩小内孔径故本例之中，主轴内孔直径取为15d mm =支承形式选择两支撑，初取悬伸量80a mm =，支撑跨距348L mm =。

选择平键连接，2214,75b h l mm ⨯=⨯=。

主轴(Ⅳ轴)图：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 4.0j P KP kw ==⨯= （2）选择三角带的型号:由 4.0j P kw =和1440r/min n =额查表选择B 型带 （3）取1100D mm =，则121121*********n D D D mm n === （4）核算胶带速度V 117.54/60000D n v m s π==（5）初定中心矩1201200.7()2()227.5650D D A D D mm A mm+≤≤+≤≤得 ，圆整取500mm 。

（6）计算胶带的长度()()()221001202()2250024225100100225151824500D D L A D D A mmππ-=+++=⨯-+++=⨯ 取1550L mm =（7）计算实际中心距001550151850051622L L A A mm --≈+=+=，圆整取520mm. （8）核算小带轮的包角 211180225100180180120180166120520D D A ππ--∂≈-⨯≥=-⨯=>. （9）确定胶带的根数Z0 1.92p =，10.98c =0142.121.920.980.99j p Z p c ===⨯⨯，取三根带。

带轮图：九、计算齿轮模数 (1)模数的确定：a.传动组：计算最小齿轮分度圆直径32(1)76.57[]d KTd μϕμσ+≥其中: μ-公比 ； μ = 4；d N -电动机功率；d N = 4KW ； m ϕ-齿宽系数； ][σ-齿轮传动许允应力; j n -计算齿轮计算转速。

lim[]N z Sσσ=， 取lim σ= 605()2/N mm ,安全系数S = 1。

由应力循环次数选取 1.2K =46.75mm ≥=分度圆直径 d所以模数 m=d/z=46.75/21=2.3, 取m=3。

十、各级转速校核以上各级的转速误差全部满足10(1)%10(1.411)% 4.1%ϕ-<-=-=实际转速标准转速标准转速十一、齿轮校核（1） 从上表可知Ⅰ轴到Ⅱ轴的最小齿轮齿数为24 查设计手册可得以下数据：12324,2,3,8324,640/min, 1.04, 1.3, 1.3j Z u m B n rK K K ====⨯=====/18000/29000S T T P ===①.接触应力： 3.26TK===0.83,0.58,0.64n N q K K K ===， 1.00S T n N q K K K K K == )j MPa σ=[N 为传递的额定功率（KW ）] 3.8N =将以上数据代入公式可得740.61100j Mpa Mpa σ==<②.弯曲应力： 2.36T K ===0.83,0.78,0.77n N q K K K ===， 1.18S T n N q K K K K K ==，0.395Y =5123219110()S w jK K K K NMPa Zm BYn σ⨯= 将以上数据代入公式可得114.9320w Mpa Mpa σ==< （2）从上表可知Ⅱ轴到Ⅲ轴的最小齿轮齿数为28查设计手册可得以下数据：12328,2,3,10330,320/min, 1.04, 1.3, 1.3j Z u m B n r K K K ====⨯=====/18000/29000S T T P ===①.接触应力： 2.6T K ===0.85,0.58,0.60n N q K K K ===，0.77S T n N q K K K K K ==)j MPa σ=[N 为传递的额定功率（KW ）] 3.65N =将以上数据代入公式可得690.61100j Mpa Mpa σ==<②.弯曲应力： 2.1T K === 0.85,0.78,0.75n N q K K K ===， 1.04S T n N q K K K K K ==5123219110()S w jK K K K N MPa Zm Bn σ⨯=将以上数据代入公式可得52.7320w Mpa Mpa σ=< （3）从上表可知Ⅲ轴到Ⅳ轴（主轴）的最小齿轮齿数为21 查设计手册可得以下数据：12321,4,3,10330,160/min, 1.04, 1.3, 1.3j Z u m B n r K K K ====⨯=====/18000/29000S T T P ===①.接触应力： 2.1T K === 0.85,0.58,0.60n N q K K K ===，0.62S T n N q K K K K K ==)j MPa σ=[N 为传递的额定功率（KW ）] 3.51N =将以上数据代入公式可得10461100j Mpa Mpa σ==<②.弯曲应力： 1.87T K === 0.95,0.78,0.75n N q K K K ===， 1.04S T n N q K K K K K ==5123219110()S w jK K K K NMPa Zm Bn σ⨯=将以上数据代入公式可得135.1320w Mpa Mpa σ==<十二、主轴校核（a ） 主轴的前端部挠度[]0.00025250.105s y y ≤=⨯= （b ） 主轴在前轴承处的倾角[]0.001rad θθ≤≤容许值轴承 （c ） 在安装齿轮处的倾角[]0.001rad θθ≤≤容许值齿651670787550802368516090150D 1.0787690DilimmL ⨯+⨯+⨯+⨯+⨯+⨯==≈∑平均总E取为52.110E MPa =⨯，44408745(1)(1)1356904()646487d d I mm d ππ⨯=-=-=43432955100.995295510 3.370.9951268400125z p F N d n ⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯===⨯⨯主计件（）0.4507()y z F F N ==，0.25317()x z F F N ==由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算44295510295510 3.374904)335125Q P F N m z n ⨯⨯⨯⨯⨯===⨯⨯主计主主（将其分解为垂直分力和水平分力 由公式,tan tan Qy Qy n Q Qz Qy n F F F F F αα+==⋅ 可得1309(),3595()Qz Qy F N F N ==221268160135253()33Z Z M F l N mm ==⨯⨯=件 2250716054080()33y y M F l N mm ==⨯⨯=件1131713020605()22x x M F d N mm ==⨯⨯=件主轴载荷图如下所示：由上图可知以下数据：a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm 计算（在垂直平面）1()6QZ F abc l a y EIl-+=,22()3Z F c y l c EIl =+,3(23)6z M cy l c EI=+ 1230.00173sz y y y y =++=()3QZ F ab b a EIlθ=-齿1，(23)6Z F l c EI θ=+齿2，(3)3Z Ml c EIθ=+齿3 56.910θθθθ-=++=⨯齿Z 齿1齿2齿3()6QZ F ab l a EIlθ-+=轴承1，3z F cl EI θ=轴承2，3Z M lEIθ=轴承3 52.910θθθθ-=++=⨯轴承Z 轴承1轴承2轴承3计算（在水平面）1()6Qy F abc l a y EIl-+=,22()3y F c y l c EIl=+,3()(23)6y x M M cy l c EI-=+1230.017sy y y y y =++=()3Qy F ab b a EIlθ=-齿1，(23)6y F l c EIθ=+齿2，()(3)3y x M M l c EIθ-=+齿3513.8610θθθθ-=++=⨯齿y 齿1齿2齿3()6Qy F ab l a EIlθ-+=轴承1，3y F cl EIθ=轴承2，()3y x M M lEIθ-=轴承3532.810θθθθ-=++=⨯轴承y 轴承1轴承2轴承3合成：0.0180.105s y ==<0.000150.001θ==<齿0.000330.001θ==<轴承十三、轴承的选取（1） 带轮：由于带轮不承受轴向力，故选用深沟球轴承，型号：6211。