切削机床课程设计设计题目卧式车床主传动系统设计系别机械工程系专业机械设计制造及其自动化学生姓名班级学号设计日期 2013年4月卧式车床设计任务书一、设计题目卧式车床主传动系统设计 设计系数：主轴最低转速=m in n 100min /r ,min /1250max r n = 公比Ф=1.26=406.1电机功率P=7.5KW二、确定结构式和结构网1. 由公式1-minmaxz n n n R ϕ==得：Z=122.结构式、传动组和传动副数的确定 ①传动组和传动副数可能的方案有： 12 = 4×3 12 = = 3×412 = 3×2×2 12 = 2×3×2 12 = 2×2×3第一行方案有时可以省掉一根轴。

缺点是有一个传动组内有四个传动副。

如果用一个四联滑移齿轮，则会增加轴向尺寸；如果用两个双联滑移齿轮，则操纵机构必须互锁以防止两个滑移齿轮同时啮合。

所以一般少用。

第二行的三个方案可根据下述原则比较：从电动机到主轴，一般为降速传动。

接近电动机处的零件，转速较高，从而转矩较小，尺寸也就较小。

如使传动副较多的传动组放在接近电动机处，则可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件就可以少些，就省材料了。

这就是“前多后少”的原则。

从这个角度考虑，以取 12 = 3 x2x2 的方案为好。

②结构式或结构网的各种方案的确定由①知方案有a.63122312⨯⨯=b.61222312⨯⨯=c.16222312⨯⨯=d.36122312⨯⨯=e.21422312⨯⨯=f.12422312⨯⨯= 选择原则：I)传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围 降速传动中，主动齿轮的最少齿数受到限制m inu ≥41；避免被动齿轮的直径过大升速传动比最大值max u ≤2（斜齿传动max u = 2.5）尽量减少振动和噪声；各变速组的变速范围max R =max u /m in u ≤8-10 之间；对于进给传动链，由于转速通常较低，零件尺寸也较小，上述限制可放宽些。

8.251≤≤进i 。

故max 进R 14≤在检查传动组的变速范围时，只需检查最后一个扩大组。

因为其它传动组的变速范围都比它小。

应为:max )1-(p n R R n x n ≤=ϕ II)基本组与扩大组的排列顺序。

原则是选择中间传动轴变速范围最小的方案。

综上所述，方案a 63122312⨯⨯= 较好3.结构网2、转速图1.因为 Ф=1.26=1.06^4 所以每隔4个数取一个数查表1-1得 各级转速分别为：100 125 160 200 250 315 400 500 630 800 1000 1250 2.根据已知参数，取电动机4132-s Y ,额定功率5.5KW ，满载转速1440min /r 。

本例所选定的结构式共有三个传动组，变速机构共需4轴。

加上电动机轴共5轴。

故转速图需5条竖线，主轴共12速，电动机轴转速与主轴最高转速相近，故需12条横线。

Ⅳ轴 12级速度100 125 160 200 250 315 400 500 630 800 1000 1250Ⅲ轴 传动组变速 6ϕ=8，所以俩个传动副传动比为极限值1c i =41ϕ，22ϕ=c iⅡ轴 级比指数3，取转速为500,630,800min /r Ⅰ轴 级比指数1，取 211ϕ=a i ϕ11=a i 13=a i四、带轮直径与齿轮齿数的确定1.选择三角带类型选工况系数X=1.1，则计算功率5.551.1=⨯==KN N j 根据电机转速和计算功率，三角带取A 型。

2.确定带轮的计算直径2D B 型 取min D =90mm 2D =)-(121ξD n n ⨯ ，其中ξ=0.02 所以mm 6012%-10980014402=⨯⨯=）（D 3.确定三角带速度s m nD v /78.6100060144090100060min =⨯⨯⨯=⨯=ππ4.确定中心距0A0A =(0.7~2)(21D D +) 取0A =500mm 5.确定三角带的计算长度0l 及内周长n l0l =20A +13934)(202min 221≈-++A D D D D ）（π查表8-2，得Ld=1400mm7.确定实际中心距A 5.4962139314005002-00=-+=+=l l A A 8.验算最小包角000min201201723.57-180≥=⨯-≈AD D α9.确定三角带根数由kw 064.1P 4-8m in,/1440,90011===得查表a r n mm d d 根据n1=1440r.min,i=1.8,和A 型带，查表8-4b 得kw P 15.00=∆ 查表8-5得96.0,98.0==l K K α=r P （0P +0P ∆）αK lK =1.14kw82.414.1/5.5===rcaP P z 用5根10.确定齿轮齿数 I 轴：11=a i26.112=a i 2^26.113=a i查《机械制造装备设计》表2.1得z S =72 Z3=28 查表得Z1=36 Z1’=36 Z2=32 Z2’=40 Z3=28 Z3’=44 II 轴：11=a i22=a i查表得z S =72 Z2=24Z1=36 Z1’=36 Z2=24 Z2’=48 III 轴：5.11=a i51.22=a i查表得z S =80Z1=23 Z1’=57 Z2=31 Z2’=4911.主轴转速系统的验算主轴转速在使用上并不要求十分准确，转速稍低或稍高并无太大的影响，由确定的齿轮数所得的实际转速与传动设计理论值难以完全相符，需要验算主轴各级转速，最大误差不超过10%1-）（ϕ 1%.4%1-10-=≤=∆）（理理实ϕn n n12.传动系统图五、传动轴计算及其组件的设计传动轴直径的估算与验算传动轴直径的估算传动轴直径按扭转刚度用下列公式估算传动轴直径)(114cm n Nd j⨯= 其中N-电动机功率，n j -该传动轴的计算转速r/min因为轴上要开键槽所以每个轴相应增加10%，轴的直径依次为26mm 28mm 36mm 46mm 。

考虑到轴是花键轴所以轴直径作为花键轴小径,查表得花键规格N ×d ×D ×B(键数×小径×大径×键宽)，分别是630268⨯⨯⨯，732288⨯⨯⨯，740368⨯⨯⨯，，950468⨯⨯⨯。

验算最小齿轮壁厚由上面数据可知，最小齿轮在III 轴上，此轴径为35mm ，查普通平键键槽尺寸表可知齿轮上所需键槽高度为5mm ，齿轮壁厚82185518465-2-2=≥=---=-=m h d d a f 轴齿轮 符合设计要求。

六、齿轮模数 的估算与计算1.弯曲疲劳（根据齿轮最多的齿轮进行计算与计算）齿轮弯曲疲劳的估算332jx w n Z Nm ≥ Z 6：.2500455.5323=⨯≥w mZ 10：47.2250*485.5323=≥w mZ 14：16.3100575.5323=⨯≥w m2.齿面点蚀估算3370jn N A ≥'2jj j Z Z Am +=Z 6：29.825005.53703=≥A 29.245272*29.82=+=j mZ10：68.1032507553703=≥A88.248242*68.103=+=j mZ14：71.1401005.53703=≥A 51.357232*71.140=+=j m核对齿轮中心距=4*(35+37)/2+4*(36+36)/2+4*(49+31)/2=448mm 小于带轮中心距496.5mma) 齿宽由齿宽计算公式1d B d j ⨯Φ=（d Φ齿宽系数，d 1为小齿轮直径）d Φ=0.2-1.4两支乘相对小齿轮作对称布置最大 两支乘相对小齿轮作不对称布置d Φ取中等 小齿轮作悬臂布置d Φ最小取5.0=Φd 经过计算元整及考虑到小齿轮齿宽要比大齿轮齿宽大5-10mm,所以，最终各齿轮齿宽如下：。

b) 中心距由中心距公式2/)(21Z Z m a +=得=+=2/)(4112Z Z m a 144mm =+=2/)(9723Z Z m a 144mm =+=2/)(131134Z Z m a 160mm八轴承的选择以及寿命校核1.选择轴承根据两支承主轴轴承选用的一般原则：1）当载荷较大、转速较高时，采用双列圆柱滚子轴承和接触角为 60的双向推力角接触球轴承组合；中、低速时，采用双列圆柱滚子轴承和推力球轴承或圆锥滚子轴承的组合。

2）当载荷中等、转速较高时，采用双列圆柱滚子轴承和角接触球轴承的组合或采用前后支承都是角接触球轴承的组合；中、低速时，可采用两个圆锥滚子作前后支承轴承。

3）当载荷较小、转速较高时，可采用前后支承都是单列角接触球轴承的组合，如果要提高轴向刚度可每个支承并列两个轴承；中、低速时，可采用深沟球轴承和推力球轴承的组合。

III 主轴所需要传递的功率为P =5.07kW ，最高转速为800r/min ，所以选用2）中的前后支承都是角接触球轴承的组合。

为便于安装传动件及支承件，主轴通常为阶梯形，各段直径向尾部逐渐减小。

各段中最重要的，并对主轴结构尺寸有决定性影响的是同主轴前轴承相配合的轴颈直径1D 。

之前算出主轴的最小直径为50mm ，则前支承轴的轴颈1D =50mm 选择角接触球轴承7010AC ：d ×D ×B=50×80×16。

12)85.0~7.0(D D =，取2D =40mm 选择7008AC ：d ×D ×B=40×68×15 2.轴承寿命校核当齿数为36与36齿轮啮合时，主轴输出最小转速为1n =500r/min ，此时主轴传递的最大扭矩：1max 9550n PT ==96837N ·mm 9max12d T F t ==1344.96N αtan 11t r F F ==627.16N当齿数为24与48齿轮啮合时，主轴输出的最小转速为7n =250r/min ，此时主轴传递的最大扭矩：71max 9550n PT ==193674N ·mm 101m ax 22d T F t ==2017.44N αtan 22t r F F ==940.75N因为2r F >1r F ，所以2r F 取计算此组合的轴承只承受径向载荷所以主轴的当量动载荷2r p F f P = 取p f =1.5则当量动载荷P =1411.125N轴承寿命公式：ε)(60106PC n L h =对于球轴承ε取3，C 为轴承的基本额定动载荷为25.2kW则ε)(60106PC n L h ==379676.66h ＞'h L 所以轴承符合要求。