CA6140普通车床传动系统课程设计说

一、设计题目：设计一台加工直径最大范围是320mm的普通车床的主传动系统。 主要参数：

1、转速范围:N=N＝31.5——1400rpm 2、转速级数:Z=12 3、电机功率：P=4KW

被加工零件的材料：钢、铸铁 刀具材料：高速钢、硬质合金

二、设计目的：

1、培养综合运用和巩固扩大已学过的知识，以提高理论联系实际的设计与计算能力。

2、培养收集、阅读、分析和运用资料的能力，以提高能够独立工作的综合素质能力。

3、使初步掌握机床设计的步骤与方法，以提高结构设计和编制技术文件的能力。

4、使熟练掌握计算机辅助设计、主轴组件优化设计和主轴刚度的校核计算等，以提高运用现代设计方法的能力。

5、此设计过程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： （一）设计内容：

Ⅰ.运动设计

（1）传动方案设计（集中传动，分离式传动），

max； （2）转速调速范围Rn n

n

min

（3）公比：大公比，小公比以及混合公比；

（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； Ⅱ.动力设计

（1）传动件的计算转速ni：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 Ⅲ.结构设计

Ⅳ.校核一个齿轮（最小的），校核主轴（弯矩，扭矩） （二）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、绘制图纸，主轴箱展开图1张。

四、设计参数：

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Rn=1400/31.5=44.44。 （3）选用混合公比 1.41

（4）确定结构网和结构式：12 31 23 26 （5）确定变速组齿轮齿数 （1）电动机与I轴间的传动比

电动机与I轴之间采用带传动，定比传动取小带轮直径Φ126mm，因为所获转速为710r/min，故大带轮直径为Φ256mm。

传动比u=126/256=1/2=1/1.41²=710/1440 (2)轴I-II间的传动比及齿数

依据转速图及φ=1.41，变速组a有三个传动副，其传动比为

ua1=710/710，ua2 =500/710，ua3 =355/710,查《机械零件设计手册》得 ua1=Z2/Z7=36/36=1/1 ua2=Z3/Z8=30/42=1/1.41

ua3=Z1/Z4=24/48=1/2 Sz=72 (3)轴II-III间的传动比及齿轮齿数

依据转速图及φ=1.41，变速组b有两个传动副，其传动比为 ub1=710/710, ub2=250/710,查《机械零件设计手册》得 ub1=Z5/Z9=42/42=1/1

ub2=Z6/Z10=22/62=1/2.82 Sz=84 (4)轴III-IV间的传动比及齿轮齿数

依据转速图及φ=1.41，变速组c有两个传动副，其传动比为 uc1=1400/710,uc2=180/710, 查《机械零件设计手册》得 uc1=Z11/Z13=60/30=2/1

uc2=Z12/Z1418/72=1/4 Sz=90 （5）转速的验算过程

实标标

（6）传动系统图如下：

（7）绘制转速图： 如下图所示

六、动力参数设计 (1)传动件的计算转速

主轴的计算转速由公式n nmin

a、各轴的计算中转速 主轴的计算转速由公式n nmin II轴的计算转速为355r/min III轴的计算转速为125r/min b、各齿轮的计算转速

Z1、Z2、Z3的计算转速为710r/min； Z4、Z5、Z6、Z7、Z8的计算转速为355r/min； Z9、Z10、Z11、Z12的计算转速为125r/min； Z13、Z14的计算转速为90r/min.

Z 13

Z 13

45 1.413 126r/min确定为90r/min

45 1.413 126r/min确定为90r/min

I轴的计算转速为710r/min

(2)计算各传动轴的输出功率

P1=P×η带=4.8×0.9=4.608KW

P2=P1×ηP3=P2×η

轮=4.608×0.98=4.52KW 轮=4.52×0.98=4.43KW 轮=4.43×0.98=4.34Kw

P主=P3×η

(3)计算各传动轴的扭矩

T1=9550P1/n1j=9550×4.608/710=61980.8N·mm

T2=9550P2/nj2=9550×4.52/355=121584.4N·mm T3=9550P3/nj3=9550×4.43/125=338452N·mm T主=9550P主/nj主=9550×4034、90=460522N·mm

七、轴径设计及键的选取

I轴：P1=4.608KW,n1j=710r/min,取，带入公式

【 】＝0.9。

d 91

d=26.5mm,圆整取d=27mm

选花键：6×26×30×6

II轴：P2=4.52KW,nj2=355r/min, 取，带入公式

【 】＝0.9。

d 91

d=31.4mm,圆整取d=32mm

选花键:8×32×36×6

III轴：P3=4.34KW,nj3=125r/min, 取，带入公式

【 】＝0.9。

d 91

得d=40.3mm,圆整取d=41mm

选花键:8×36×40×7

主轴：查《机械制造装备设计》中表3-1选择主轴前端直径D1 90mm， 后端直径D2=(0.7-0.85)D1

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.a5实际取)L (5~6.5)D1，取L=580mm。 选择平键连接，b h 22 14,l

100mm

主轴：查《机械制造装备设计》中表3-1选择主轴前端直径D1 90mm， 后端直径D2=(0.7-0.85)D1

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.a5实际取)L (5~6.5)D1，取L=580mm。 选择平键连接，b h 22 14,l

100mm

八、带轮设计

（1）确定计算功率

P=4KW,K为工作情况系数，两班制，取K=1.2 Pj=4×1.2=4.8KW （2）选择三角带型号

由Pj=4.8KW,n额=1440r/min查表选择B型带 （3）确定带轮直径

D1=126mm≥Dmin=125mm

D2=n1/n2×D1=1440/710×126=255.5，取256mm

（4）确定皮带速度

D1n1v 9.49m/s [5,25]

60000（5）初定中心距

根据《机械设计》中的经验公式

0.55(D1 D2) h A0 2(D1 D2)，取h=11mm

0.55(126+256)≦A0≦2(126+256)

221.1≦A0≦764 取A0=500mm

（6）计算带的长度

L0 2A0

2

D1 D2

D2 D1 2

4A0

代入数据并经圆整得L=1600mm

（7）核算带的弯曲次数

U=1000mv/L=1000×2×9.49/1600=11.9

（8）计算实际中心距

=500+(1608.2-1600)/2=504.1mm

（9）核算小带轮的包角

α

1 =165.2°>120°

（10）确定带的根数Z

Z

pca

，查《机械设计》得p0 p0 2.20 0.36 2.56，

(p0 p0)k kL

kakL 0.90 0.98 0.882，故Z=4.8/(2.56×0.882)=2.13，取3根。

（11）计算带的张紧力F0作用在轴上的压轴力FQ

F0 500

pca2.5 k

() qv2vZk

带入相关数据得F0=240N，FQ

=952.0N

九、计算齿轮模数

45#整体淬火，[ j] 1100MPa

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 I-II轴，取 m 8，Z1 24，i 2，nj =710,Pj=4.608KW

由公式mj 16300

mj=2.37mm,取m=3mm

II-III轴，取 m 10，Z1 22，i 2.82，nj=355,Pj=4.52KW

由公式mj 16300

mj=2.82mm,取m=3mm

III-主轴，取10，Z1 18，i 4.0，nj=125，Pj=4.43KW

由公式mj 16300mj=3.9mm，取m=4mm

选择7级精度齿轮

高速传动齿轮v=πmzn/60000=4.01<10，合格。

5、齿宽设计

由公式b=φm·m（φm=5-10）得 I轴主动轮齿宽bI=8×3=24mm II轴主动轮齿宽bII=8×3=24mm III轴主动轮齿宽bIII=8×4=32mm

一般一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大齿轮的载荷，设计上，应使主动轮比从动轮齿宽大（5～10mm）。

所以，b1=b2=b3=24mm,b4=b5=b6=19mm,b7=b8=24mm,b9=b10=19mm b11=b12=32mm,b13=b14=27mm

附：从《机械原理》表10-2查得一下公式：

齿顶圆直径da=(Z1+2ha﹡)m 齿根圆直径df=(Z-2ha﹡-2c﹡)m 分度圆直径d=mZ 齿顶高ha=ha﹡m

齿根高hf=(ha﹡+c﹡)m，其中标准齿轮参数α=20°，ha﹡=1.0，c﹡=0.25

十、各级转速校核

十一、齿轮校核

（1）I轴到II轴的小齿轮齿数为24

查《机械设计手册》得一下数据：

Z=24,u=2.0,m=3,B=8×3=24, nj =710, K1=1.04,K2=1.3,K3=1.3,T=Ts/P=18000/2=9000

接触应力： 3.37

Kn=0.83,KN=0.58,Kq=0.64,Ks=KT Kn KN Kq

=1.04,N=4.608

j

MPa)=789.7Mpa<1100Mpa

弯曲应力： 2.4

Kn=0.83,KN=0.78,Kq=0.77,Ks=KT Kn KN Kq=1.20,Y=0.395

191 105K1K2K3KSNw Zm2

BYn(MPa)=127.7Mpa<320Mpa，合适。 j

（2）从II轴到III轴的小齿轮齿数为22

查《机械设计手册》可得一些数据：

Z=22,u=2.82,m=3,B=10×3=30, nj =355rr/min, K1=1.04,K2=1.3,K3=1.3,T=Ts/P=18000/2=9000

接触应力： 2.68

Kn=0.85,KN=0.58,Kq=0.60, Ks=KT Kn KN Kq

=0.80,N=4.52

j

MPa)=899.5Mpa<1100Mpa

弯曲应力： 2.14

Kn=0.85,KN=0.78,Kq=0.75, Ks=KT Kn KN Kq=1.06

191 105K1K2K3KSN

w Zm2

BYn(MPa)=76.3Mpa<320Mpa，合适。 j

（3）III轴到主轴的小齿数为18

查《机械设计手册》可得一些数据：

Z=18,u=4,m=4,B=10×4=40,nj=125r/min

K1=1.04,K2=1.3,K3=1.3,T=Ts/P=18000/2=9000

接触应力： 1.89

Kn=0.95，KN=0.58，Kq=0.60，Ks=KT Kn KN Kq=0.62，

N=4.43

j

MPa)=1007.5Mpa<1100Mpa

弯曲应力： 1.80

Kn=0.95，KN=0.78，Kq0.75，Ks=KT Kn KN Kq=1.0

191 105K1K2K3KSN

w (MPa)=103.3Mpa<320Mpa，合适

Zm2BYnj

十二、主轴校较

（1）主轴的前端部挠度ys [y] 0.0002 525 0.105 （2）主轴在前轴承处的倾角 容许值[ ]轴承 0.001rad （3）在安装齿轮处的倾角 容许值[ ]齿 0.001rad

D平均 1.07

Dili

L总

65 16 70 78 75 50 80 236 85 160 90 150

87mm

690

d0 87445(1 ) (1 ) 1356904(mm4) E取为E 2.1 10MPa，I 64d6487

5

d4

2 955 104p主 0.99532 955 104 3.37 0.9953

Fz 1585（N）

d件 n计320 125

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

2 955 104P2 955 104 3.37主

FQ 9535.6（N)

m主z主n计3 18 125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)

22

FZl件 1585 160 169066.7(N mm) 3322

My Fyl件 634 160 67626.7(N mm)

3311

Mx Fxd件 396 130 25740(N mm)

22

主轴载荷图如下所示： MZ

由上图可知如下数据：a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm

a、计算（在垂直平面）

y1

FQZabc(l a)

6EIl

McFZc2

(l c),y3 z(2l 3c) ,y2

6EI3EIl

ysz y1 y2 y3 0.00192

齿1

FQZab3EIl

(b a)， 齿2

FZM

(2l 3c)， 齿3

Z(l 3c) 6EI3EI

齿Z 齿1 齿2 齿3 7.67 10 5

轴承1

FQZab(l a)

6EIl

， 轴承2 Fzcl， 轴承3 MZl

3EI

3EI

轴承Z 轴承1 轴承2 轴承3 3.2 10 5

b、计算（在水平面）

y1

FQyabc(l a)

6EIl

,y2

Fyc23EIl

(l c),y3

(My Mx)c

6EI

(2l 3c)

ysy y1 y2 y3 0.021

齿1

FQyab3EIl

(b a)， 齿2

Fy6EI

(2l 3c)， 齿3

(My Mx)3EI

(l 3c)

齿y 齿1 齿2 齿3 17.33 10 5

轴承1

FQyab(l a)

6EIl

， 轴承2

Fycl3EI

， 轴承3

(My Mx)l

3EI

轴承y 轴承1 轴承2 轴承3 41 10 5

c、合成

ys 0.021 0.105

齿 0.00019 0.001

轴承 0.00041 0.001 经校核，主轴合格

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。 （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：206。

（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

小结

为期两周的课程设计已经结束了，拿着自己设计出来的车床，心中激动万分，顿时感觉自己的设计能力已经达到了优秀的设计师的水平。

说实话，课程设计真的很复杂很累。不过，通过课程设计，使我深深体会到，干任何事情都必须要耐心，细致。课程设计过程中，许多计算有时难免令我感到有些心烦意乱：有两次因为我的不小心计算出错，只能毫不情愿地重头再来。课程设计是机械设计当中的非常重要的环节，虽然两周时间略显得仓促一些。但从中还是学到了不少的东西！

由于自己平时积累太少，再加上没有什么设计经验，在设计过程中，还是出现了不少的问题。虽然我在规定的时间内克服种种困难并完成任务，但还是难免有些疏忽和遗漏的地方。不过，我坚信在以后的设计工作中，一定能做的更好、更出色！

参考文献：

【1】.机械零件手册 高等教育出版社 【2】.金属切削机与机床 【3】.机械制造装备设计课程指导书

【4】.机械设计基础 华南理工大学出版社 【5】.互换性技术 华南理工大学出版社

普

通 车 床 主 传 动 系

统 设 计 说 明

书 系别：机械工程系

专业：机械设计与制造

学号：200703120310 姓名：杨亮亮

日期：2009年7月1日

目

一、设计题目………………………………………………………………1 二、设计目的………………………………………………………………1 三、设计内容与基本要求…………………………………………………1 四、设计参数………………………………………………………………3 五、运动参数设计…………………………………………………………3 六、动力参数设计…………………………………………………………5 七、轴径设计及键的选取…………………………………………………6 八、带轮设计………………………………………………………………7 九、计算齿轮模数…………………………………………………………9 十、各级转速校核…………………………………………………………10

十一、齿轮校核……………………………………………………………10 十二、主轴校核……………………………………………………………13 十三、轴承的选取…………………………………………………………16 十四、小 结………………………………………………………………17 参 考 书 籍………………………………………………………………17

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/59e1.html