CA6140普通车床传动系统课程设计说明书

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=40-1800 (r/min) 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：

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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nnmin（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。

精选范本

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4、绘制图纸，主轴箱展开图1张。

四、设计参数：

序 号 1 加工最大直径 320mm 主轴转速系列（r/min） 驱动电动机功 率与同步转速 1800,1250,900,630,450,315，4kw,1440r/min 224,160,112,80,56,40

五、运动参数设计

（1）传动方案设计（选择集中传动方案）

max（2）转速调速范围Rnnnmin180045 40（3）选用混合公比1.41

（4）确定结构网和结构式：12322 （5）确定变速组齿轮齿数

1．先计算第一扩大组的齿轮的齿数

第一扩大组的降速比分别为：u11，u211.41 故齿数最小的齿轮在降速比为u1sz72，则z1'48，则z2u30.5

1之中，查表取z1zmin24，2u2sz30，z2'42 1u2z3u3sz36，z336 1u32．基本组的降速比分别是：u10.5，u21.43

故齿数最小的齿轮在降速比为u10.5之中，计算有z128，sz84，

精选范本

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则z1'56，z2u2sz49，z2'35 1u23．第二扩大组的降速比分别是u10.25，u22

故齿数最少的齿轮在u10.25之中，查表有z121，sz105，z1'84，

'35. z270则z2（6）传动系统图如下：

（7）绘制转速图： 如下图所示

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六、动力参数设计 (1)传动件的计算转速

①.主轴的计算转速：是低速第一个三分之一变速范围的最高一级转速，即nj=80r/min。

②.各轴的计算转速如下：

轴序号 计算转速（r/min） 电 1440 精选范本

I 640 Ⅱ 320 Ⅲ 160 Ⅳ 80 .

③.最小齿轮的计算转速如下： 轴序号及最小齿轮齿数 计算转速（r/min）

(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)

Ⅰ（24） Ⅱ(28) Ⅲ(21) Ⅳ(35) 640 320 160 80 (3)计算各传动轴的扭矩 T95501P156703(N•m) n1jP2108930(N•m) n2j T95502T39550P3209503(N•m) n3jT主9550P主402294(N•m) n主j

七、轴径设计及键的选取

【】＝1。带入公式： ①.轴Ⅰ：p13.80kw，n1j640r/min，取

4 d1.0592P有，d26.8mm,轴加大以保证轴的稳定。nj[]精选范本

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圆整取d35mm

选平键：108

【】＝2。带入公式： ②.轴Ⅱ：p23.65kw，n2j320r/min，取

4

d1.0577P有，d22.2mm,轴加大以保证轴的稳nj[]定。圆整取d30mm

选平键：108

【】＝1。带入公式： ③.轴Ⅲ：p33.51kw，n3j160r/min，取

4 d1.0592圆整取d40mm

P有，d37.2mm,轴加大以保证轴的稳定。nj[]选平键：108

（0.750.85）D1 ④.轴Ⅳ：选择主轴前端直径D172mm，后端直径D2取D255mm，则平均直径D55mm。

对于普通车床，主轴内孔直径d(0.550.6)D,考虑为增强主轴的弯矩适当缩小内孔径故本例之中，主轴内孔直径取为d15mm

支承形式选择两支撑，初取悬伸量a80mm，支撑跨距L348mm。 选择平键连接，bh2214,l75mm。 主轴(Ⅳ轴)图：

八、带轮设计

精选范本

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（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1440r/min查表选择B型带 （3）取D1100mm，则D2（4）核算胶带速度V vD1n1600007.54m/s

n11440D1D1225mm n2640（5）初定中心矩

0.7(D1D2)A02(D1D2)得 227.5mmA0650mm，圆整取500mm。

（6）计算胶带的长度

(D2D1)2L02A02500D1D224A02100225225100450021518mm 取L1550mm

（7）计算实际中心距

AA0LL015501518500516mm，圆整取520mm. 22（8）核算小带轮的包角 1180D2D1180225100180120180166120. A520（9）确定胶带的根数Z

p01.92，c10.98

Zpjp0c142.12，取三根带。

1.920.980.99精选范本

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带轮图：

九、计算齿轮模数 (1)模数的确定：

a.传动组：计算最小齿轮分度圆直径

d76.573(1)KT

d[]2其中: -公比 ；  = 4；

Nd-电动机功率；Nd = 4KW； m-齿宽系数； []-齿轮传动许允应力; nj-计算齿轮计算转速。

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[]zNlim ， 取lim= 605N/mm2,安全系数S = 1。 S 由应力循环次数选取K1.2 分度圆直径 d76.573(41)1.25670346.75mm

0.94605605 所以模数 m=d/z=46.75/21=2.3, 取m=3。

十、各级转速校核 各级实际转速(r/min) 各级标准转速(r/min) 误差 78.9 80 1.4％ 157.9 160 1.3％ 315.9 320 1.3％ 631.6 640 1.3％ 以上各级的转速误差全部满足

实际转速标准转速10(1)%10(1.411)%4.1%

标准转速

十一、齿轮校核

轴号 齿30 24 数 模数 分90 72 108 126 144 108 147 84 10度精选范本

I II III IV 36 42 48 36 49 28 35 56 70 21 35 84 3 168 210 63 10252 5 5 .

圆 直径 齿96 78 114 132 150 114 153 90 11顶圆 直径 齿82.64.100根圆 直径 齿根高 齿顶高 齿高 中174 216 69 11258 1 1 11813610013976.97.16020255.97.244.5 .5 .5 .5 5 5 .5 .5 5 5 .5 5 5 .5 3.75 3 6.75 108 精选范本

126 157.5 .

心距 齿24 24 宽 24 20 20 24 24 24 20 20 24 30 20 34

（1） 从上表可知Ⅰ轴到Ⅱ轴的最小齿轮齿数为24 查设计手册可得以下数据：

Z24,u2,m3,B8324,nj640r/min,K11.04,K21.3,K31.3

TTS/P18000/29000

m①.接触应力：KT60n1TC036064090003.26

107 Kn0.83,KN0.58,Kq0.64，KSKTKnKNKq1.00 j定功率（KW）]N3.8

将以上数据代入公式可得j740.6Mpa1100Mpa

m20881000(u1)K1K2K3KsN(MPa)[N为传递的额

ZmuBnj②.弯曲应力：KT60n1TC066064090002.36

2106 Kn0.83,KN0.78,Kq0.77，KSKTKnKNKq1.18，

Y0.395

191105K1K2K3KSN w(MPa) 2ZmBYnj将以上数据代入公式可得w114.9Mpa320Mpa （2）从上表可知Ⅱ轴到Ⅲ轴的最小齿轮齿数为28

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查设计手册可得以下数据：

Z28,u2,m3,B10330,nj320r/min,K11.04,K21.3,K31.3

TTS/P18000/29000

m①.接触应力：KT60n1TC036032090002.6

107 Kn0.85,KN0.58,Kq0.60，KSKTKnKNKq0.77 j20881000(u1)K1K2K3KsN(MPa)[N为传递的额定

ZmuBnj功率（KW）]N3.65

将以上数据代入公式可得j690.6Mpa1100Mpa

m②.弯曲应力：KT60n1TC066032090002.1 6210 Kn0.85,KN0.78,Kq0.75，KSKTKnKNKq1.04

191105K1K2K3KSN w(MPa)

Zm2Bnj将以上数据代入公式可得w52.7Mpa320Mpa （3）从上表可知Ⅲ轴到Ⅳ轴（主轴）的最小齿轮齿数为21 查设计手册可得以下数据：

Z21,u4,m3,B10330,nj160r/min,K11.04,K21.3,K31.3

TTS/P18000/29000

m①.接触应力：KT60n1TC036016090002.1 710 Kn0.85,KN0.58,Kq0.60，KSKTKnKNKq0.62 j20881000(u1)K1K2K3KsN(MPa)[N为传递的额

ZmuBnj精选范本

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定功率（KW）]N3.51

将以上数据代入公式可得j1046Mpa1100Mpa

m②.弯曲应力：KT60n1TC066016090001.87 6210 Kn0.95,KN0.78,Kq0.75，KSKTKnKNKq1.04

191105K1K2K3KSN w(MPa)

Zm2Bnj将以上数据代入公式可得w135.1Mpa320Mpa

十二、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

D平均1.07DiliL总65167078755080236851609015087mm690

E

d4取为

E2.1105MPa，

d087445I(1)(1)1356904(mm4)

64d64872955104p主0.995329551043.370.9953 Fz1268（N）d件n计400125Fy0.4Fz507(N)，Fx0.25Fz317(N)

由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算

2955104P主29551043.37FQ4904（N)

m主z主n计335125精选范本

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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1309(N),FQy3595(N)

MZ22FZl件1268160135253(Nmm) 3322MyFyl件50716054080(Nmm)

3311MxFxd件31713020605(Nmm)

22主轴载荷图如下所示：

由上图可知以下数据：a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm 计算（在垂直平面）

y1FQZabc(la)6EIlFZc2Mc(lc),y3z(2l3c) ,y23EIl6EIyszy1y2y30.00173

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齿1FQZab3EIl(ba)，齿2FZM(2l3c)，齿3Z(l3c) 6EI3EI齿Z齿1齿2齿36.9105

轴承1FQZab(la)6EIl，轴承2FzclMl，轴承3Z 3EI3EI轴承Z轴承1轴承2轴承32.9105

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0.017

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13.86105

轴承1FQyab(la)6EIl，轴承2Fycl3EI，轴承3(MyMx)l3EI

轴承y轴承1轴承2轴承332.8105

合成：

ysysz2ysy20.0180.105

齿齿y2齿y20.000150.001 轴承轴承Z2轴承Y20.000330.001

十三、轴承的选取

（1） 带轮：由于带轮不承受轴向力，故选用深沟球轴承，型号：6211。 （2） Ⅰ轴：Ⅰ轴的前后端与箱体外壁配合，配合处传动轴的轴径是

35mm，同时Ⅰ轴也不会承受轴向力，故也选用深沟球轴承，型号：6207。

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（3） Ⅱ轴：轴径:30mm,采用角接触轴承，型号：7206C。 （4） Ⅲ轴：轴径:40mm,采用角接触轴承，型号：7208C。

（5） Ⅳ轴（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。轴径: 55mm，从主轴末端到前端依次选择轴承为圆柱滚子轴承，型号：N211B;角接触轴承，型号：7211C; 轴径:75mm,圆柱滚子轴承， 型号：1215，其示意图如下图：

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。

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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 西安电子科技大学出版社 【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

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车 床 主 传 动 系 统 设 计 说 明

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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

系别：机械工程系

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目录

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

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