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：(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）转速调速围2000max 44.4445minn Rn n=== （3）根据《机械制造装备设计》78P 公式（3-2）因为已知1-=z n R ϕ ∴ Z=ϕlg lg nR +1 ∴ϕ=)1(-Z n R =114.44=1.411根据《机械制造装备设计》77P 表3-5 标准公比ϕ。

这里我们取标准公比系列ϕ=1.41，因为ϕ=1.41=1.066，根据《机械制造装备设计》77P 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：13612322=⨯⨯1）确定系数'0x'0ln 1111210ln nR x Z ϕ=-+=-+=2）确定结构网和结构式：确定基本组传动副数，一般取02P =，在这里取03P =3）基型传动系统的结构式应为：12612232=gg4）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加上'x 而成，应为'0x 为0，故不发生改变。

根据“前多后少”，“前密后疏”的原则，取13612322=⨯⨯5）验算原基本组变形后的变速围()2213(21)32 1.41 1.41 2.88x P R ϕ-⨯-====<6）验算最末变速的组变速围()3316(21)63 1.41 1.417.8588x P R ϕ-⨯-====<根据中间变速轴变速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（5）绘制转速图：1）分配总降速比11450114532.232u -⎛⎫==≈ ⎪⎝⎭ 若每一个变速组最小降速比取14则三个变速组为164，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：11a u =，211.41a u = ，212a u =故齿数最小的齿轮在降速比为112a u =之中，查表取最小齿轮数1min 22z z ==，min 66z S =， 找出可能采用的齿数和诸数值1a u =1 z S=……60、62……2a u =1.41 z S =……60、63…… 3a u =2zS =……60、63……在具体结构允许下，选用较小的 zS 为宜，现确定zS =72，确定各齿数副的齿数u=2，找出1z =24，'1z =z S-1z =72-24=48；u=1.41，找出2z =30，'2z =z S-2z =42；u=1 ，找出3z =36，'3z=36；2）第一扩大组的齿数确定：1b u =12b u =1/3ϕ=1/2.82故变速组中最小齿轮必在1/3ϕ的齿轮副中，假设最小齿数为m in z =22，min z s =84，同上，去zS =84，查得1z =22，2z =42；'1z =62，'2z =42。

3）第二扩大组的齿数确定同上可得1z =30，2z =18，'1z 60，'2z =72。

（7）传动系统图如下：（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 1.0 4.0 4.0j P KP kw ==⨯=2）选择三角带的型号:由 4.0j P kw =和1450r/min n =额查表选择B 型带 3）取1125D mm =，则121121450181.251000n D D D mm n ===，取2180D mm =4）核算胶带速度V119.49/60000D n v m s π==[5,25]∈5）初定中心矩根据《机械设计》189P 经验公式（11.20）120120.55()2()D D h A D D ++≤≤+根据《机械设计》179P 表（11.4）的11h mm =00.55(125180)112(125180)A ++≤≤+0178.75610A ≤≤取0400A mm =.6）计算胶带的长度由《机械设计》182P 公式（11.2）计算带轮的基准长度()()02122100422A D D D D A L -+++=π2(200140)2600(140200)140524600mmπ-⨯+++=⨯由《机械设计》179P 图11.4，圆整到标准的计算长度1400L mm =7）核算胶带的弯曲次数 11111000100029.49[][]13.55[]40[]1400mv U s s s s L ----⨯⨯===< 8）计算实际中心距0014051400400402.522L L A A mm --≈+=+=9）核算小带轮的包角211180180125180180120180172120402.5D D A ππ--∂≈-⨯≥=-⨯=>oo o o o o 10）确定胶带的根数Z Lcak k p p p Z α)(00∆+=由《机械设计》191194~P P 中的表11.8到11.12得00 2.200.36 2.56p p +∆=+=，0.900.980.882a L k k =⨯=0041.77()2.560.882ca a L p Z p p k k ===+∆⨯，取二根带。

11）大带轮结构如下图所示：（12）计算带的紧力0F 作用在轴上的压轴力Q F20)5.2(500qv k k vZ p F ca +-=ααca p -带的传动功率,KW ；v-带速,m/s ；q-每米带的质量，kg/m ；取q=0.17kg/m 。

v = 1450r/min = 9.49m/s 。

204 2.50.9500()0.179.491099.4940.9F N-=⨯⨯+⨯=⨯101722sin 24109sin 869.922Q F ZF Nα≈≈⨯⨯⨯=o三、动力设计（1）传动件的计算转速主轴的计算转速：133min 45 1.41126/min Z n n r ϕ-==⨯=，取主轴的计算转速为125r/min 。

各轴的计算转速如下：∵ 1450125/18036/3642/4260/302014/min n r ϕϕ=⨯⨯⨯⨯=实min /2000r n =标∴()(20002014)100%100%0.7%5%2000n n n --⨯=⨯=<标实标所以合适。

(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 ） （4）轴径设计及键的选取（查《机械设计》321P 公式16.9和表16.4得）轴一：1 3.80p kw =，11000/min j n r =，取0.9φ。

【】＝带入公式： 491[]j Pd n =⨯φ有，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： 491[]j Pd n =⨯φ有，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： 491[]j Pd n =⨯φ有，34.7d mm =,圆整取35d mm =选花键：836407⨯⨯⨯主轴：查及《机械制造装备设计》124P 中表3-13选择主轴前端直径190D mm =，后端直径210.70.85D D =:（） 取2D 65mm =，则平均直径77.5D mm =。

对于普通车床，主轴孔直径(0.550.6)d D =-,故本例之中，主轴孔直径取 为45d mm=支承形式选择两支撑，初取主轴前端的悬伸量90a mm=，支撑跨距0(2~3.5)L a=实际取1(5~6.5)L D=取520L mm=。

选择平键连接，2214,100b h l mm⨯=⨯=（5）计算齿轮模数45号钢整体淬火，[]1100jMPσ=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8mϕ=，124Z=，2i=，1000jn=， 3.80jp=由公式123221(1)16300[]jjm j ji k k k pmZ inϕσ+= 1.98jm=，m=2mm2-3轴取10mϕ=，122Z=， 2.82i=，500jn=， 3.65jp=由公式123221(1)16300[]jjm j ji k k k pmZ inϕσ+= 2.43jm=，m=2.5mm3-主轴取8mϕ=，118Z=， 4.0i=，500jn=， 3.51jp=由公式123221(1)16300[]jjm j ji k k k pmZ inϕσ+= 2.77jm=，m=3.0mm（6）齿轮校核齿轮齿数z模数nmm分度圆直径d齿顶圆直径ad齿根圆直径fd齿顶高ah齿根高fh⒈24 2 48 52 43 2 2.5（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：12324,2,2,8216,1000/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 K K 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1088.51100j Mpa Mpa 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()S w jK K K K N MPa Zm BYn σ⨯= 将以上数据代入公式可得243.9320w Mpa Mpa σ=<（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9461100j Mpa Mpa 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197320w Mpa Mpa σ=<（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：12318,4,3,8324,500/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9911100j Mpa Mpa 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197320w Mpa Mpa σ=<（符合要求，合适）（7）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 3.370.9951585320125z p F N d n ⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯===⨯⨯主计件（）0.4634()y z F F N ==，0.25396()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 3.379535.6)318125Q 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 ==221585160169066.7()33Z Z M F l N mm ==⨯⨯=g 件 2263416067626.7()33y y M F l N mm ==⨯⨯=g 件1139613025740()22x x M F d N mm ==⨯⨯=g 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 1）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=+ 1230.00192sz 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357.6710θθθθ-=++=⨯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353.210θθθθ-=++=⨯轴承Z 轴承1轴承2轴承32）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-=+1230.021sy 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3517.3310θθθθ-=++=⨯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354110θθθθ-=++=⨯轴承y 轴承1轴承2轴承33）合成：0.0210.105s y ==<0.000190.001θ==<齿0.000410.001θ==<轴承（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。