最大加工直径250mm车床主传动系统设计【4 1400 63 1.41】（CAD图纸全套）

买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 专业论文设计图纸资料在线提供，优质质量，答辩无忧 一 、 机的选择 和参数 计算 1 选择电动机 择电动机的类型 1、车床最大加工直径为 2502、主要技术参数： 主电机 功率 P（ 主电机 转速 n 电（ r r r 公比 主轴最低转速速级数 z 4 1450 1400 63 00 12 3加工工件材料为钢材； 4刀具为硬质合金刀具； 按工作要求和条件选取 动机的功率 4机转 速为 n=1450r/轴最低转速 3 。公比 =12，所以选择电动机型号 定各级速度 因为主轴的最低 主轴最低转速 3 。公比 =12， 查表标准系列（参考 1可知确定转速的范围为 Nr/ 100 140 200 280 400 560 800 1120 1600 2240 3150 4500 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 专业论文设计图纸资料在线提供，优质质量，答辩无忧 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 专业论文设计图纸资料在线提供，优质质量，答辩无忧 二 传动设计 传动方案拟定 拟定传动方案，包括传动形式的选择以及开停、换向、制动、操作等整个传动系统的确定。传动形式指传动和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的传动形式、变速类型。 传动方案和形式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此，确定传动方案和 形式，要从结构、工艺、性能及经济等方面统一考虑。 传动方案有多种，传动形式更是众多，比如：传动形式上有集中传动、分离传动；扩大变速范围可用增加传动组数，也可用背轮结构、分支传动等形式；变速箱上既可用多速电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。 显然，可能的方案有很多，优化的方案也因条件而异。此次设计中，我们采用集中传动形式的主轴变速箱。 定转速图和结构式 在 12级转速传动形同的传动组，选择传动组，选择窗洞组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。 确定变速组传动副数目： 实现 12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合： A 12=3*4 B. 12=4*3 C。 12=3*2*2 D 12=2*3*2 E。 12=2*2*3 方案 A、 是，其中一个传动组内有四个变速传动副，增大了该轴的轴向尺寸。这种方案不宜采用。 根据传动副数目分配应 “ 前多后少 ” 的原则，方案 主轴换向采用双向离合器结构 。 2） 确定变速组扩大顺序： 12=3*2*2的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有以下 3种形式： A 12=31*22*26 B。 12=31*24*22 C. 12=31 23 26 因为传动顺序应前密后疏，变速组的降速要前慢后快，所以结构式为： 12=31 23 26主变速传动系从电动机到主轴，通常为降速传动，接近电动机的传动转速较高， 传动的转矩较小，尺寸小一些，反之，靠近主轴的传动件转速较低，传递的转矩较大，尺寸就较大。因此在拟定主变速传动系时，应尽可能将传动副较多的变速组安排在前面，传动副数少的变速组放在后面，使主变速传动系中更多的买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 专业论文设计图纸资料在线提供，优质质量，答辩无忧 传动件在高速范围内工作，尺寸小一些，以节省变速箱的造价，减小变速箱的外形尺寸； 转速图的拟定 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 专业论文设计图纸资料在线提供，优质质量，答辩无忧 三 参数计算 制 确定齿轮齿数时，选取合理的齿数和是很关键的。齿轮的中心距取决于传递的转矩。主变速传动系事降速传动系，越后面的变速组传递的转矩越大，因此中心距也越大。为简化工艺， 1 变速传动系内各变速组的齿轮模数最好一样，通常不超过 23 种模数。 因此越后面的变速组的齿数和选额较大值，有助于实现上述要求。 2 小齿轮应保证不产生根切现象，最小齿轮数 17 3 齿轮可套装在轴上的条件为齿轮的齿槽到孔壁或键槽底部的的壁厚 a 应大于或等于 2m（ m 为齿轮模数），以保证齿轮具有足够强度。 在 轴 -间的变速组 传动比 为 1200/1200=1 u 2a =1200/2800=u 3a =1200/560= （ 参考 1各种常用传动比的适用齿数 ： 60、 62、 64、 66、 68、 70、 72、 74 、 60、 65、 67、 68、 72、 75、 78 62、 65、 66、 68、 69、 72、 74、 75 可取 2,于是可得轴齿轮齿数分别为： 36、 29、 23， 得轴上的三联齿轮齿数分别为： 36、 43、 49。 36/36 u 2a =29/43 u 3a =23/49 在 轴 - 间的变速组 个传动副，其传动比为 1200/1200=1 u 2b =400/1200=参考 1： 80、 82、 84、 86、 88、 90、 92、 94 、 80、 83、 84、 87、 88、 91 可取 0,于是可得轴 齿轮齿数分别为： 40、 20， 得轴 上的三联齿轮齿数分别为 40、 60。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 专业论文设计图纸资料在线提供，优质质量，答辩无忧 40/40 u 2b =20/60 在 轴 - 间的变 速组 个传动副，其传动比为 1200/4500=u 2c =200/100=2. 查参考 1： 80、 81、 85、 86、 91、 92、 95、 96 、 81、 84、 86、 87、 90、 91 可取 0,于是可得轴 齿轮齿数分别为： 30、 19， 得轴 上的两 联齿轮齿数分别为 60、 71。 30/60 19/71 绘制传动系统图 根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 专业论文设计图纸资料在线提供，优质质量，答辩无忧 四 传动计算 传动设计 电动机转速 n=1450r/递功率 P=3动比 i=班制， 一天运转 作年数 10年。 确定计算功率 取 选取 根据小带轮的转速和计算功率，选 确定带轮直径和验算带速 查 (参考 6 8251 , 1n r/ 1d 径， 验算带速成 1 1 11 3 . 1 4 1 2 5 1 4 5 0 9 . 4 96 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0d n x m/s 因为 5m/s 0m/s，故带速合适。 2 1 2 5 1 2 5 1 . 2 1 1 5 0d i m m 4确定 0 55（ 21 ） a 2（ 21 ） 于是 a 550,初取中心距为 0 带长02122100 4)()(22 23 . 1 4 ( 1 5 0 1 2 5 )2 4 0 0 ( 1 2 5 1 5 0 ) 1 2 3 22 4 4 0 0 查 （参考 6 81250dL 带传动实际中心距 d 0 5验算小带轮的包角 一般小带轮的包角不应小于 120 。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 专业论文设计图纸资料在线提供，优质质量，答辩无忧 211 1 8 0 5 7 . 3 1 7 6 . 4 1 2 0 。合适。 6确定带的根数 ( 00 其中： 0p- 1i 时传递功率 的增量； k ，查得的包角系数； 长度系数； 查（参考 6 80p=（参考 6 80p=查（参考 6 8 k =（参考 6 8 避免 制根数不大于 10。 3 . 3 1 . 5 5( 2 . 1 9 0 . 2 5 ) 0 . 9 9 0 . 8 8Z 取 Z=2 7计算 单根 0 0 其中： m/s； kg/m； 查（参考 6 8 取 q=m。 v = s。 k =0 3 . 3 2 . 5 0 . 9 95 0 0 ( ) 0 . 1 8 9 . 4 9 1 4 8 . 89 . 4 9 2 0 . 9 9 8计算作用在轴上的压轴力 101 7 6 . 42 s i n 2 2 1 4 8 . 8 s i n 5 9 4 . 922 F N 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 专业论文设计图纸资料在线提供，优质质量，答辩无忧 定各轴转速 确定主轴计算转速：主轴的计算转速为 z 1 21133m i nn n 1 0 0 1 . 4 1 2 8 0 r / m i 各传动轴的计算转速： 轴 有 6 级转速，其最低转速 200r/过双联齿轮使主轴获得两级转速800r/100r/800r/主轴的计算转速高，需传递全部功率，故轴 的 200r/计算转速。 轴有 3 级转速，其最低转速 560r/过双联齿轮使主轴获得两级转速560r/200r/560r/轴 的计算转速高，需传递全部功率，故轴 的 200r/计算转速。 轴有电动机直接驱动，速度为 1200r/1200r/速通过三联齿轮使轴有 1200r/800r/560r/需传递全部功率比，故轴的 1200也应能传递全部功率，使计算转速。 3各齿轮的计算转速 传动组 最小齿轮 只需计算 z = 19 的齿轮， 经该齿轮传动， 使主轴获得 6级转速 560r/400r/280r/200r/140r/100r/ 主轴的计算转速是 280r/ z=19齿轮在 560r/以 560r/ 传动组 b 中， 最小齿轮 只需计算 z =20 的齿轮， 经该齿轮传动，使主轴获得 3级转速 400r/280r/200r/ 轴的计算转速是 200r/ z=20齿轮在 560r/以 560r/ 传动组 a 中， 最小齿轮 只需计算 z =23 的齿轮， 经该齿轮传动，使轴 获得 3级转速 1200r/800r/560r/ 轴的计算转速是 200r/ z=23齿轮在 560r/以 1200r/ 4核算主轴转速误差 11112Dn n x x U x U x 标实1 4 5 0 1 2 5 / 1 5 0 2 3 / 4 9 4 0 / 4 0 6 0 / 3 0 1 4 1 7 . 5 / m i 实450 标买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 专业论文设计图纸资料在线提供，优质质量，答辩无忧 %5%001 4 5 0 )1 4 5 1 7(%100)( 标标实 各传动组齿轮模数的确定和校核 直齿圆柱齿轮的强度计算： 在验 算主轴箱中的齿轮强度时，选择相同模数中承受载荷最大的、齿数最小的齿轮进行接触和弯曲疲劳强度验算。一般对高速传动齿轮主要验算接触疲劳强度，对低速传动齿轮主要验算弯曲疲劳强度。 根据以上分析，现在对 轴上齿数为 29 的齿轮验算接触疲劳强度，对 轴上齿数为 30的齿轮验算弯曲疲劳强度。 对于齿数为 29的齿轮按接触疲劳强度计算齿轮模数 16338* 中： N 传递的额定功率 =3处忽略齿轮的传递效率）； 计算转速； =1200r/ 齿宽系数 ，此处值为 1 ；（参考 6 10-7 为齿轮齿数； z=29 i 大齿轮与小齿轮齿数之比 i=“+” 用于外啮合， “ ” 用于内啮合，此处为外啮合，故取 “+”; 寿命系数： = T 工作期限系数： = 齿轮在机床工作期限内的总工作时间，同一变速组内的齿轮总工作时间近似的为 P,P=3 为该变速组的传动副数；查机床课程设计指导书表 17得 18000，故得 T = 6000h； 齿轮的最低转速，此处为 560r/ 基准循环次数， 得 ； m 疲劳曲线指数， 得 m = 3； K n 转速变化系数， 得 K n = 功率利用系数， 得 材料 强化系数， 得 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 专业论文设计图纸资料在线提供，优质质量，答辩无忧 工作状况系数，考虑载荷冲击的影响， （参考 6取 动载荷系数， （参考 6表 图 10 = 齿向载荷分布系数，由 （参考 610b = 1 ； 许用接触应力，由 （参考 6 10= 1100 16338* =入以上各数据计算得 故所选模数 3.5 足设计要求。 对于轴和轴的齿轮通过同样的方法求的取整后 m=于 轴 齿数为 30 的齿轮按弯曲疲劳强度计算齿轮模数 mw 267 其中 Y 齿形系数，从 (参考 6 10得 许用弯曲应力，由表 26 得 = 320； 267 =入数据计算得 选模数为 合设计要求。用相同方法验算其他齿轮均符合设计要求。 求出模数后，根据公式分度圆 D=买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 专业论文设计图纸资料在线提供，优质质量，答辩无忧 齿定高 *h m齿根高 *( ) 1 . 2 5h c m m 齿顶圆直径 2d h齿根圆直径 2d h用以上公式求的齿轮参数 齿轮的具体值见下表： 齿轮尺寸表 （单位： 齿轮 齿数 z 模数 d 齿顶圆直径 36 26 133 23 29 36 26 133 49 43 40 40 147 20 0 77 40 40 147 60 10 217 60 10 217 19 30 05 112 71 文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 专业论文设计图纸资料在线提供，优质质量，答辩无忧 五 齿 轮强度校核 计算公式2核 校核齿数为 23的即可，确定各项参数 P=3KW,n=1200r/6 6 59 . 5 5 1 0 / 9 . 5 5 1 0 3 / 1 2 0 0 0 . 2 4 1 0T P n N m m 确定动载系数： 8 0 . 5 1 2 0 0 5 . 1 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s 齿轮精度为 7级， （参考 6查 图 10 8 3 . 5 2 8mb m m m 确定齿向载荷分配系数 :取齿宽系数 1d非对称 2 2 31 . 1 2 0 . 1 8 1 0 . 6 0 . 2 3 1 0H d 31 . 1 2 0 . 1 8 ( 1 0 . 6 ) 0 . 2 3 1 0 2 8 1 . 4 1 / 2 8 / ( 3 . 5 2 ) 4 ,（参考 6 图 10 确定齿间载荷分配系数 : 52 2 0 . 2 4 1 0 5968 0 . 5t 1 . 5 9 6 2 1 . 2 8 1 0 0 /28 由 （参考 6表 10 确定动载系数 : 1 . 0 1 . 1 5 1 . 2 1 . 2 1 . 6A v F K K K 查 （参考 6表 10 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 专业论文设计图纸资料在线提供，优质质量，答辩无忧 计算弯曲疲劳许用应力 由 （参考 6图 10得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 参考 6图 10K,S = 1.3 4 374 8 9 . 32 . 6 5 1 . 5 7FF a S ， 2 9 t 故合适。 校核 校核齿数为 20的即可，确定各项参数 P=3KW,n=560r/6 6 59 . 5 5 1 0 / 9 . 5 5 1 0 3 / 5 6 0 0 . 5 1 0T P n N m m 确定动载系数： 7 0 5 6 0 2 . 0 5 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s 齿轮精度为 7级，由 （参考 6图 10载系 数 0.18 3 . 5 2 8mb m m m 确定齿向载荷分配系数 :取齿宽系数 1d非对称 2 2 31 . 1 2 0 . 1 8 1 0 . 6 0 . 2 3 1 0H d 31 . 1 2 0 . 1 8 ( 1 0 . 6 ) 0 . 2 3 1 0 2 8 1 . 4 1 / 2 8 / ( 3 . 5 2 . 8 ) 2 . 9 ,（参考 6图 10确定齿间载荷分配系数 : 52 2 0 . 5 1 0 142870t 1 . 0 1 4 2 8 5 0 1 0 0 /28 由 （参考 6表 10 K 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 专业论文设计图纸资料在线提供，优质质量，答辩无忧 确定动载系 数 : 查（参考 6 10 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 （参考 6图 10查得 K,S = 1.3 4 74 ， 1 . 3 9 7 1 4 2 8 2 0 . 3 5 8 7 . 52 8 3 . 5 故合适。 核 校核齿数为 19的即可，确定各项参数 P=3KW,n=560r/6 6 59 . 5 5 1 0 / 9 . 5 5 1 0 3 / 5 6 0 0 . 5 1 0T P n N m m 确定动载系数： 8 6 . 5 5 6 0 2 . 5 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s 齿轮精度为 7级，由 （参考 6图 10载 系数 9.08 3 . 5 2 8mb m m m 确定齿向载荷分配系数 :取齿宽系数 1d非对称 2 2 31 . 1 2 0 . 1 8 1 0 . 6 0 . 2 3 1 0H d 31 . 1 2 0 . 1 8 ( 1 0 . 6 ) 0 . 2 3 1 0 2 8 1 . 4 1 / 2 8 / ( 3 . 5 4 ) 2 ,查 （参考 6图 10确定齿间载荷分配系数 : 52 2 0 . 5 1 0 11568 6 . 5t 1 . 0 1 1 5 6 4 1 . 2 8 1 0 0 /28 由 （参考 6表 10文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 专业论文设计图纸资料在线提供，优质质量，答辩无忧 得 K 确定动载系数 : 2 5 7 （参考 6 10 计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 图 10K,S = 1.3 4 74 ， 1 . 2 5 7 3 1 1 5 3 1 4 . 7 9 8 42 8 3 . 5 故合适。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 专业论文设计图纸资料在线提供，优质质量，答辩无忧 六 主轴绕度计算 定各轴最小直径 1轴的直径：110 . 9 6 , 1 2 0 0 / m i 44 7 . 5 7 . 5 0 . 9 69 1 9 1 2 4 . 5 71200d m =25 2轴的直径：2 1 20 . 9 8 0 . 9 4 1 , 2 0 0 / m i 44 7 . 5 7 . 5 0 . 9 4 19 1 9 1 3 9 . 1 3200d m =40 3轴的直径：3 2 30 . 9 8 0 . 9 2 , 2 0 0 / m i 44 7 . 5 7 . 5 0 . 9 29 1 9 1 3 9 . 1 3200d m =40 4主轴的直径：4 3 40 . 9 9 0 . 9 1 , 2 8 0 / m i 44 7 . 5 7 . 5 0 . 9 19 1 9 1 3 6 . 4280d m =38 的校核 轴的校核： 通过受力分析，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核。 6639 . 5 5 1 0 / 9 . 5 5 1 0 3 0 . 9 6 / 1 2 0 0 1 5 2 . 8 02 / 2 1 5 2 . 8 / ( 2 5 1 0 ) 9 4 3 2 n N d N 2291 3 3 3 8 . 9: 2 5 , 2 0 0 1 03 3 0 , 2 2 8 , F F Nd m m E P ax m m b m m 已 知 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 专业论文设计图纸资料在线提供，优质质量，答辩无忧 3 3 86 所以合格, 。 的校核： 通过受力分析，在二轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核。 6639 . 5 5 1 0 / 9 . 5 5 1 0 7 . 5 3 / 2 0 0 1 9 6 . 52 / 2 1 9 6 . 5 / ( 4 0 1 0 ) 1 2 1 2 9 . 5 n N d N 2291 7 1 5 3 . 7: 4 0 , 2 0 0 1 03 3 0 , 2 2 8 , F F Nd m m E P ax m m b m m 已 知 1 5 36 所以合格, 。 轴的校核： 通过受力分析，在三轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行 校核。 6639 . 5 5 1 0 / 9 . 5 5 1 0 3 0 . 9 6 / 2 0 0 3 8 2 . 0 82 / 2 3 8 2 . 0 8 / ( 4 0 1 0 ) 2 3 5 8 4 . 9 n N d N 2293 3 3 5 4 . 1 3: 4 0 , 2 0 0 1 03 3 0 , 2 2 8 , F F Nd m m E P ax m m b m m 已 知 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 专业论文设计图纸资料在线提供，优质质量，答辩无忧 3 5 46七 主轴 参数 确定 择轴颈直径 ,轴承型号 车床功率在 70。 初选1D=70轴颈21D ( 0 . 7 0 . 8 5 ) D取2 60前轴承为 轴承为 据结构 ,定悬伸长度 51 主轴平均直径 12 7 0 + 6 0 6522 普通车削车床 d / D = 0 0 .6 d=36mm a/a=53 考虑机械效率 主轴最大输出转距 6 0 . 8 59 . 5 5 1 0 2 8 0280PT x x N床身上最大加工直径约为最大回转直径的 60%,取 50%即 250 280 22400 . 1 2 5买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 专业论文设计图纸资料在线提供，优质质量，答辩无忧 先假设 / 3 , 3 5 3 1 5 9l a l m m 前后支撑 别为 1 5 9 5 32 2 4 0 2 9 8 62 1 5 9532 2 4 0 7 4 62 1 5 9l 根据 01.0 co s)(39.3 2 9 8 6 , 7 4 62 0 , 1 0 . 5 , 1 7 , 1 , 2 , 3 0v A v a B B B A F Nl m m l z i i z 0 . 90 . 1 0 . 8 1 . 90 . 90 . 1 0 . 8 1 . 93 . 3 9 2 9 8 9 8 . 8 2 3 0 c o s 0 1 6 4 7 . 3 43 . 3 9 7 4 6 1 0 . 8 2 1 7 c o s 0 1 0 0 9 . 3 2 4 4 42421 6 4 7 . 3 4/ 1 . 6 31 0 0 9 . 3 27 0 6 0 / 2 6 50 . 0 5 6 . 5 3 . 6 8 0 . 8 56 6 2 . 1 8 0 . 8 53881 6 4 7 . 3 4 1 5 9 1 06( 1 ) 3 8 8 (1 . 6 3 1 ) 1 0 2 0m mI c c c mK a k 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 专业论文设计图纸资料在线提供，优质质量，答辩无忧 各传动轴支承处轴承的选择 主轴 前支承： 支承： 7312c;后支承： 轴 前支承： 支承： 轴 前支承： 支承： 轴 前支承： 中支承和后支承 支承为双列圆柱滚子轴承，后支承角接触球 轴承 2426 6 2 . 1 8 0 . 8 53881 6 4 7 . 3 4 1 5 9 1 06( 1 ) 3 8 8 ( 1 . 6 3 1 ) 1 0 2 0c c mK a k 3 1 0 . 0 70 . 0 2 4(1 / )( 1 . 6 3 5 . 4 5 1 . 3 4 ) 1 5 . 6 c k kL m t c m 0 / 3 , 5 3 3 1 5 9l a l m