机床主传动系统设计

机械工程学院 课程设计说明书

专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 XXXXXXXXXXX 姓 名 XXXXXXXX 学 号 XXXXXXXXXXXX 课 题 普通车床主传动系统设计 指导教师 XXXXXXXXXX

年 月 日

机 床 主 传 动 设 计 说 明 书

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，设计参数：

序号 1 2 3 4 5 6 加工最大直径 400mm 400mm 320mm 320mm 320mm 320mm 主轴转速系列（r/min） 1000,710,500,355,250,180 ,125,90 1000,500,355,250,180 ,125,90,45 2000,1420,1000,710,500,360 ,250,180,125,90,63,45 2000,1000,710,500,360,250 ,180,125,90,63,45,22 2000,1260,1000,800,630,500 400,320,250,200,160,100 2000,1250,800,630,500,400,320 3kw,1500r/min ,250,200,160,100,63 4kw,1500r/min 3kw,1500r/min 4kw,1500r/min 4kw,1500r/min 驱动电动机功率与同步转速 4.5kw,1500r/min (选择第三组参数作为设计数据)

二、运动设计

（1）传动方案设计（选择集中传动方案） （2）转速调速范围Rnnmaxnmin20004544.44

公式（3-2）因为已知

(Z1)（3）根据《机械制造装备设计》PlgRn78

Rnz ∴ Z=lg+1 ∴=

Rn11=44.4=1.411

根据《机械制造装备设计》P77表3-5 标准公比。这里我们取标准公比系列

=1.41，因为=1.41=1.066，根据《机械制造装备设计》P77表3-6标准数列。首

先找到最小极限转速25，再每跳过5个数（1.26～1.066）取一个转速，即可得到公比为1.41的数列：45、63、90、125、180、250、355、500、710、1000、1400、2000。

（4）结构式采用：12312326

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1）确定系数x0'

x0'lnRnlnZ1111210

2）确定结构网和结构式：

确定基本组传动副数，一般取P02，在这里取P03

3）基型传动系统的结构式应为：12213226

4）变型传动系统的结构式，应在原结构式的基础上，将元基本组基比指数

x0'加上

而成，应为x0'为0，故不发生改变。

根据“前多后少”，“前密后疏”的原则，取12312326

5）验算原基本组变形后的变速范围

R2x2P211.413(21)1.412.883

6）验算最末变速的组变速范围

R3x3P311.416(21)1.417.85886

根据中间变速轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下：

传动系的结构网

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（5）绘制转速图：

1）分配总降速比

11450u45

132.21132

164若每一个变速组最小降速比取则三个变速组为

4，则需增加定比传动副，故选

用三角带传动来降低速比可以满足要求。 2）确定传动轴数

变速轴轴数=变速组数+定比变速副数+1=3+1+1=5。

如下图所示

3）绘制转速图

（6）确定变速组齿轮齿数

1）先计算基本组的齿轮的齿数

基本组的降速比分别为：ua11，ua211.41 ，ua212 故齿数最小的齿轮在降速比为ua112之中，查表取最小齿轮数z1zmin22，

Szmin66， 找出可能采用的齿数和诸数值

ua1=1

Sz=„„60、62„„

4

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ua2=1.41 ua3=2

SzSz=„„60、63„„ =„„60、63„„

在具体结构允许下，选用较小的 确定各齿数副的齿数

'Sz为宜，现确定

Sz=72，

S u=2，找出z1=24，z1 =z-z1=72-24=48；

S u=1.41，找出z2=30，z2=z-z2=42；

' u=1 ，找出

z3=36，

z3'=36；

2）第一扩大组的齿数确定：

ub1=1

ub2=1/=1/2.82

33故变速组中最小齿轮必在1/的齿轮副中，假设最小齿数为zmin=22，

szmin=84， 同上，去

Sz=84，查得z1=22，z2=42；z1=62，z2=42。

''3）第二扩大组的齿数确定

同上可得z1=30，z2=18，z160，z2=72。

''（7）传动系统图如下：

5

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（8）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 PjKP1.04.04.0kw

2）选择三角带的型号:

由Pj4.0kw和n额1450r/min查表选择B型带

3）取D1125mm，则D2n1n2D114501000D1181.25mm，取D2180mm

4）核算胶带速度V

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vD1n1600009.49m/s[5,25]

5）初定中心矩

根据《机械设计》P189经验公式（11.20）

0.55(D1D2)hA02(D1D2)

根据《机械设计》P179表（11.4）的h11mm

0.55(125180)11A02(125180)

178.75A0610

取A0400mm.

6）计算胶带的长度

由《机械设计》P182公式（11.2）计算带轮的基准长度

2L02A0D1D2D12D

24A0

2600(200140)2 2(140200)46001405mm

由《机械设计》P179图11.4，圆整到标准的计算长度L1400mm

7）核算胶带的弯曲次数 U1000mv1L[s1]100029.491400[s]13.55[s1]40[s1]

8）计算实际中心距

AAL00L2400140514002402.5mm

9）核算小带轮的包角

D2D11180A180120180180125402.5180172120

10）确定胶带的根数Z Zpca(p0p0)k

kL

由《机械设计》P191~P194中的表11.8到11.12得

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p0p02.200.362.56，kakL0.900.980.882

pca(p0p0)kakL42.560.8821.77，取二根带。

Z 11）大带轮结构如下图所示：

（12）计算带的张紧力F作用在轴上的压轴力F0Q

F0500pcavZ(2.5kk)qv2

pca-带的传动功率,KW；v-带速,m/s；

49.4942.50.90.9 q-每米带的质量，kg/m；取q=0.17kg/m。v = 1450r/min = 9.49m/s。

F0500()0.179.49109N2

FQ2ZF0sin1224109sin1722869.9N

三、动力设计

（1）传动件的计算转速

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Z1 主轴的计算转速：nnmin3

125r/min。

各轴的计算转速如下： 轴序号 电 3451.41126r/min，取主轴的计算转速为

１ 1000 2 500 3 177 主 125 计算转速1450 （r/min） 最小齿轮的计算转如下： 轴序号及最小齿轮齿数 1（24） 计算转速（r/min） 1000 核算主轴转速误差 2(22) 500 3(18) 500 主(30) 125 ∵ n实1450125/18036/3642/4260/302014r/min

n标2000r/min

∴

所以合适。

(n实n标)n标100%(20002014)2000100%0.7%5%

(2)计算各传动轴的输出功率

p1p额nbnr4.00.960.993.80(kw) p2p1ngnr3.800.970.993.65(kw)

p3p2ngnr3.650.970.993.51(kw)

p主p3ngnr3.510.970.993.37(kw)

(3)计算各传动轴的扭矩

T95501P1n1jP2n2jP3n3j36290（n.mm）

T9550269715（n.mm）

T39550189381（n.mm）

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P主n主jT主9550257468（n.mm）

（4）轴径设计及键的选取（查《机械设计》P轴一：p13.80kw，n41j321公式16.9和表16.4得）

。1000r/min，取【】＝0.9带入公式：

d91Pnj[]有，d23.2mm,圆整取d24mm

选花键：626306

轴二：p23.65kw4。，n2j500r/min，取【】＝0.9带入公式：

d91Pnj[]有，d27.3mm,圆整取d30mm

选花键：832366

轴三：p33.51kw，n43j177r/min。，取【】＝0.9带入公式：

d91Pnj[]有，d34.7mm,圆整取d35mm

选花键：836407

主轴：查及《机械制造装备设计》P124中表3-13选择主轴前端直径D190mm，

（0.70.85）D1 后端直径D2取D265mm，则平均直径D77.5mm。

对于普通车床，主轴内孔直径d(0.550.6)D,故本例之中，主轴内孔直径取

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为d45mm

支承形式选择两支撑，初取主轴前端的悬伸量a90mm，支撑跨距

L0(2~3.5)a实际取L(5~6.5)D1取L520mm。

选择平键连接，bh2214,l100mm

（5）计算齿轮模数 45号钢整体淬火，[j]1100MP

按接触疲劳计算齿轮模数m,查表计算可得k11.04,k21.3,k31.3 1-2轴 取m8，Z124，i2，nj1000，pj3.80

3由公式mj16300(i1)k1k2k3pjmZinj[j]212可得mj1.98，m=2mm

2-3轴 取m10，Z122，i2.82，nj500，pj3.65

3由公式mj16300(i1)k1k2k3pjmZ1inj[j]22可得mj2.43，m=2.5mm

3-主轴 取m8，Z118，i4.0，nj500，pj3.51

3由公式mj16300(i1)k1k2k3pjmZinj[j]212可得mj2.77，m=3.0mm

（6）齿轮校核

表6.1齿轮尺寸表 （单位：mm） 模数 分度圆直齿顶圆直齿根圆直齿顶高 dfdaham径d 径 径 mn 2 48 52 43 2 齿轮 ⒈ 齿数 z 24 齿根高 hf 2.5 11

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⒉ ⒊ ⒋ ⒌ ⒍ ⒎ ⒏ ⒐ ⒑ ⒒ ⒓ ⒔ ⒕ 30 36 48 42 36 22 42 42 62 18 60 72 30 2 2 2 2 2 2.5 2.5 2.5 2.5 3 3 3 3 60 72 96 84 72 55 105 105 155 54 180 216 90 64 76 100 88 76 60 110 110 160 60 186 222 96 55 67 91 79 67 48.75 98.75 98.75 148.75 46.5 172.5 208.5 82.5 2 2 2 2 2 2.5 2.5 2.5 2.5 3 3 3 3 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 3.125 3.125 3.125 3.125 3.75 3.75 3.75 3.75 （1）一轴到二轴的小齿轮从上表可知为齿数为24

查设计手册可得以下数据： Z24,u2,m2,B8216,nj1000r/min,K11.04,K21.3,K31.3

TTS/P18000/29000m

3接触应力：KT60n1TC060100090001073.78

Kn0.83,KN0.58,Kq0.64，KSKTKnKNKq1.16

j20881000Zm(u1)K1K2K3KsNuBnj(MPa)[N为传递的额定功率（KW）]N3.8

将以上数据代入公式可得j1088.5Mpa1100Mpa

m弯曲应力：KT60n1TC06601000900021062.54

Kn0.83,KN0.78,Kq0.77，KSKTKnKNKq1.27，Y0.395 w19110K1K2K3KSNZmBYnj25(MPa)

将以上数据代入公式可得w243.9Mpa320Mpa（符合要求，合适）

（2）二轴到三轴的小齿轮从上表可知为齿数为22

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查设计手册可得以下数据： Z22,u2.82,m2.5,B102.525,nj500r/min,K11.04,K21.3,K31.3

TTS/P18000/29000m

3接触应力：KT60n1TC06050090001073

Kn0.85,KN0.58,Kq0.60，KSKTKnKNKq0.89

j20881000Zm(u1)K1K2K3KsNuBnj（KW）]N3.65 (MPa)[N为传递的额定功率

将以上数据代入公式可得j946Mpa1100Mpa

m弯曲应力：KT60n1TC0660500900021062.26

Kn0.85,KN0.78,Kq0.75，KSKTKnKNKq1.12 w19110K1K2K3KSNZmBnj25(MPa)

将以上数据代入公式可得w197Mpa320Mpa（符合要求，合适）

（3）三轴到主轴的小齿轮从上表可知为齿数为18

查设计手册可得以下数据： Z18,u4,m3,B8324,nj500r/min,K11.04,K21.3,K31.3

TTS/P18000/29000m

3接触应力：KT60n1TC06050090001073

Kn0.95,KN0.58,Kq0.60，KSKTKnKNKq0.99

j20881000Zm(u1)K1K2K3KsNuBnj（KW）]N3.51 (MPa)[N为传递的额定功率

将以上数据代入公式可得j991Mpa1100Mpa

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m6弯曲应力：KT60n1TC060500900021062.26

Kn0.95,KN0.78,Kq0.75，KSKTKnKNKq1.26 w19110K1K2K3KSNZmBnj25(MPa)

将以上数据代入公式可得w197Mpa320Mpa（符合要求，合适）

（7）主轴校核

（a） 主轴的前端部挠度ys[y]0.00025250.105 （b） 主轴在前轴承处的倾角容许值[]轴承0.001rad （c） 在安装齿轮处的倾角容许值[]齿0.001rad

DiliD平均1.07L总65167078755080236851609015069087mm

E取为E2.110MPa，I5d644(1d0d)87644(145873)1356904(mm)

4Fz295510p主0.995d件n计432955103.370.9953201254 1585（N）Fy0.4Fz634(N)，Fx0.25Fz396(N)

由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算

FQ295510P主m主z主n计42955103.3731812549535.6（N)

将其分解为垂直分力和水平分力

由公式FQyFQytannFQ,FQzFQytann 可得FQz2105(N),FQy6477(N)

MMZ2323FZl件Fyl件23231585160169066.7(Nmm) 63416067626.7(Nmm)

y 14

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1212MxFxd件39613025740(Nmm)

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

1）计算（在垂直平面）

y1FQZabc(la)6EIl,y2FZc23EIl(lc),y3Mzc6EI(2l3c)

yszy1y2y30.00192

齿1FQZab3EIl(ba)，齿2FZ6EI(2l3c)，齿3MZ3EI(l3c)

齿Z齿1齿2齿37.6710

轴承1FQZab(la)6EIl5

，轴承2Fzcl3EI，

轴承3MZl3EI

轴承Z轴承1轴承2轴承33.2105 15

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2）计算（在水平面）

y1FQyabc(la)6EIl,y2Fyc23EIl(lc),y3(MyMx)c6EI(2l3c)

ysyy1y2y30.021

齿1FQyab3EIl(ba)，齿2Fy6EI(2l3c)，齿35(MyMx)3EI(l3c)

齿y齿1齿2齿317.3310

轴承1FQyab(la)6EIl

，轴承2Fycl3EI5，

轴承3(MyMx)l3EI

轴承y轴承1轴承2轴承34110 3）合成：

ysyszysy0.0210.105

22齿齿y齿y0.000190.001

22轴承轴承Z轴承Y0.000410.001

22（8）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。

2) 一轴：一轴的前后端与箱体外壁配合，配合处传动轴的轴径是25mm，同时

一轴也不会承受轴向力故也选用深沟球轴承，型号：205。

3) 二轴：二轴与一轴相似，但是由于工作过程之中传动可能右误差，二轴会承

受轴向力，因此二轴与外壁配合处采用圆锥滚子轴承，型号：7206E。 4) 三轴：三轴与外壁配合处采用圆锥滚子轴承，型号：7207E。

5) 主轴：主轴是传动系统之中最为关键的部分，因此应该合理的选择轴承。

从主轴末端到前端依次选择轴承为圆锥滚子轴承，型号：7214E;推力球轴承，型号：38215；圆柱滚子轴承，型号：3182113

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四．参考书籍：

【1】.机床设计手册（两册共四本） 机械工业出版社

【2】.机床设计图册 上海科学技术出版社 【3】.机械设计（第四版） 高等教育出版社 【4】.机械制造装备设计 机械工业出版社 【5】.机械制图 【6】.机床电力拖动与控制 高等教育出版社 西南交通大学出版社

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