机械机床毕业设计158设计一台普通车床的主传动系统,完成变速级数为8-12级

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max minn Rn 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（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：(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1000max 22.245min n Rn n ===（3）选用混合公比 1.41ϕ=（4）确定结构网和结构式：2348222=⨯⨯ （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：112u =，21u =故齿数最小的齿轮在降速比为112u =之中，查表取1min 22z z ==，66z s =，则'144z =，则222331z u z s u ==+，'233z = 2．基本组的降速比分别是：112.8u =，21u = 故齿数最小的齿轮在降速比为112.8u =之中，查表有1min 22z z ==，84z s =，则'162z =，'2242z z ==3．第二扩大组的降速比分别是114u =，21u = 故齿数最少的齿轮在114u =之中，查表有1min 20z z ==，100z s =，250z =则'180z =，'250z =（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：0.30.3maxminmin100045114/min45nn n rn⎛⎫⎛⎫===⎪ ⎪⎝⎭⎝⎭，取主轴的计算转速为125r/min。

各轴的计算转速如下：(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 11955036290jP n ==1T （n.mm ） 22955069715jP n ==2T （n.mm ） 339550189381jP n ==3T （n.mm ） 9550257468jP n ==主主主T （n.mm ） 七、轴径设计及键的选取轴一：1 3.80p kw =，11000/min j n r =，取0.9φ。

【】＝带入公式：91d =23.2d mm =,圆整取24d mm =选花键：626306⨯⨯⨯轴二：2 3.65p kw =，2500/min j n r =，取0.9φ。

【】＝带入公式：91d =27.3d mm =,圆整取30d mm =选花键：832366⨯⨯⨯轴三：3 3.51p kw =，3177/min j n r =，取0.9φ。

【】＝带入公式：91d =34.7d mm =,圆整取35d mm =选花键：836407⨯⨯⨯主轴：选择主轴前端直径190D mm =，后端直径210.750.85D D =（）取2D 65mm =，则平均直径77.5D mm =。

对于普通车床，主轴内孔直径(0.550.6)d D =-,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，2214,100b h l mm ⨯=⨯=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1125D mm =，则1111214401801000n D D D mm n === （4）核算胶带速度V119.4/60000D n v m s π== （5）初定中心矩()()0121.5 1.5125180457.5A D D mm =+=+=，圆整取458mm 。

（6）计算胶带的长度()()()222100120180125()224581251801396.52424458D D L A D D A ππ--=+++=⨯+++=⨯ 取01433L mm = （7）核算胶带的弯曲次数11111000100029.4[][]13.1[]40[]1433mv U s s s s L ----⨯⨯===< （8）计算实际中心距0014331396.5458476.2522L L A A --≈+=+=，圆整取476（9）核算小带轮的包角211180180125180180120180173120476D D A ππ--∂≈-⨯≥=-⨯=> （10）确定胶带的根数Z0 1.92p =，10.98c =0142.121.920.98j p Z p c ===⨯，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，[]1100j MP σ=按接触疲劳计算齿轮模数m,查表计算可得1231.04, 1.3, 1.3k k k === 1-2轴 取8m ϕ=，122Z =，2i =，1000j n =， 3.80j p =由公式16300j m = 2.2j m =，m=2.5mm2-3轴 取10m ϕ=，122Z =， 2.82i =，500j n =， 3.65j p =由公式16300j m = 2.35j m =，m=2.5mm3-主轴 取8m ϕ=，120Z =， 4.0i =，500j n =， 3.51j p =由公式16300j m = 2.6j m =，m=3.0mm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） 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：12322,2, 2.5,8 2.520,1000/min, 1.04, 1.3, 1.3j Z u m B n r K K K ====⨯=====/18000/29000S T T P ===接触应力： 3.78T K === 0.83,0.58,0.64n N q KK K ===， 1.16S 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10061100()j Mpa Mpa PASS σ==<弯曲应力： 2.54T K ===0.83,0.78,0.77n N q K K K ===， 1.27S T n N q K K K K K ==，0.395Y =5123219110()Sw jK K KK N MPa Zm BYn σ⨯=将以上数据代入公式可得164320()w Mpa Mpa PASS σ==< （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：12322, 2.82, 2.5,10 2.525,500/min, 1.04, 1.3, 1.3j Z u m B n r K K K ====⨯=====/18000/29000S T T P ===接触应力：3T K === 0.85,0.58,0.60n N q K K K ===，0.89S 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9461100()j Mpa Mpa PASS σ==<弯曲应力： 2.26T K ==0.85,0.78,0.75n N q K K K ===， 1.12S 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197320()w Mpa Mpa PASS σ==<（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：12320,4,3,8324,500/min, 1.04, 1.3, 1.3j Z u m B n r K K K ====⨯=====/18000/29000S T T P ===接触应力：3T K === 0.95,0.58,0.60n N q K K K ===，0.99S 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8921100()j Mpa Mpa PASS σ==<弯曲应力： 2.26T K ==0.95,0.78,0.75n N q K K K ===， 1.26S 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177320()w Mpa Mpa PASS 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 1.0787690Dilimm L ⨯+⨯+⨯+⨯+⨯+⨯==≈∑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 ==，0.25217()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 3.378582)320125Q 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2105(),6477()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：由上图可知如下数据：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 c y 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 EIθ=轴承2，3Z M l EIθ=轴承352.910θθθθ-=++=⨯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：因于带轮不承受轴向力，故选用深沟球轴承，型号：210。