12級主軸箱-車床主運動機械變速傳動系統(tǒng)設計-N=40~1800;公比1.41;Z=12；P=7.5KW
12級主軸箱-車床主運動機械變速傳動系統(tǒng)設計-N=40~1800;公比1.41;Z=12；P=7.5KW,12,十二,主軸,車床,運動,機械,變速,傳動系統(tǒng),設計,40,公比,kw
目錄
一、設計目的 - 2 -
二、設計步驟 - 2 -
1.運動設計 - 2 -
1.1已知條件 - 2 -
1.2結構分析式 - 2 -
1.3 繪制轉速圖 - 3 -
1.4 繪制傳動系統(tǒng)圖 - 5 -
2.動力設計 - 6 -
2.1 確定各軸轉速 - 6 -
2.2 帶傳動設計 - 6 -
2.3 各傳動組齒輪模數(shù)的確定和校核 - 8 -
3. 齒輪齒根彎曲疲勞強度校核 - 11 -
3.1校核a傳動組齒輪 - 11 -
3.2 校核b傳動組齒輪 - 13 -
3.3校核c傳動組齒輪 - 14 -
4. 各軸的設計及主軸的校核 - 16 -
4.1 確定各軸最小直徑 - 16 -
4.2主軸的計算及校核 - 17 -
4.3多片式摩擦離合器的設計計算 - 18 -
4.4各軸軸承選擇 - 20 -
三、總結 - 20 -
四、參考文獻 - 21 -
一、設計目的
通過機床主運動機械變速傳動系統(tǒng)得結構設計，在擬定傳動和變速的結構方案過程中，得到設計構思、方案分析、結構工藝性、機械制圖、零件計算、編寫技術文件和查閱技術資料等方面的綜合訓練，樹立正確的設計思想，掌握基本的設計方法，并具有初步的結構分析、結構設計和計算能力。
二、設計步驟
2.1.運動設計
2.1.1已知條件
[1]公比:φ=1.41
[2]轉速級數(shù)：Z=12
[3]確定轉速范圍：
主軸最小轉速:nmin=40r/min
可得調速范圍：Rn=φZ-1=1.4112-1=43.8
最大轉速:nmax=nmin*Rn=40*43.8
=1752r/min
查表取標準轉速nmax=1800r/min
[4]電動機功率：P=7.5KW
2.1.2結構分析式
⑴ ⑵ [3]
從電動機到主軸主要為降速傳動，若使傳動副較多的傳動組放在較接近電動機處可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，節(jié)省材料，也就是滿足傳動副前多后少的原則，因此取方案。在降速傳動中，防止齒輪直徑過大而使徑向尺寸常限制最小傳動比 ；在升速時為防止產生過大的噪音和震動常限制最大轉速比。在主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍。在設計時必須保證中間傳動軸的變速范圍最小，
根據(jù)中間傳動軸變速范圍小的原則選擇結構網。從而確定結構網如下：
檢查傳動組的變速范圍時，只檢查最后一個擴大組：
R2=φX2*(P2-1) 其中φ=1.41，X2=6，P2=2
所以R2=1.416*(2-1)=8 ，合適。
2.1.3 繪制轉速圖
⑴選擇電動機
一般車床若無特殊要求，多采用Y系列封閉式三相異步電動機，根據(jù)原則條件選擇Y132M-4型Y系列籠式三相異步電動機。
其同步轉速1440r/min,額定功率7.5KW
⑵分配總降速傳動比
總降速傳動比 i=nminnd=401440=0.028
又電動機轉速nd=1440r/min不符合轉速數(shù)列標準，因而增加一定比傳動副。
[3]確定傳動軸軸數(shù)
傳動軸軸數(shù) = 變速組數(shù) + 定比傳動副數(shù) + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。
⑷確定各級轉速并繪制轉速圖
由nmin= 40r/min, ?=1.41,Z=12確定各級轉速：
1800、1250、900、630、450、315、224、160、112、80、56、40r/min。
19:76
1800
1250
900
630
450
315
224
160
112
80
56
40
32:64
40:56
48:48
30:60
63:32
53:37
由此也可確定加在電動機與主軸之間的定傳動比i=1440/630=2.29 。下面畫出轉速圖（電動機轉速與主軸最高轉速相近）。
[5]確定各變速組傳動副齒數(shù)
①傳動組a:
ai1=φ/1=1.41/1， ai2=1/φ2=1/2
查《實用機床設計手冊》表2.3-4,
可取SZ=90,于是可得軸Ⅰ齒輪齒數(shù)分別為：53、30。
可得軸Ⅱ上的三聯(lián)齒輪齒數(shù)分別為：37、60。
②傳動組b:
bi1=1/1， bi2=1/ φ=1/1.41，bi2=1/ φ2=1/2
查《實用機床設計手冊》表2.3-4,
可取 SZ=96，于是可得軸Ⅱ上兩聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別為：48、40、32。
于是得軸Ⅲ上兩齒輪的齒數(shù)分別為：48、56、64。
③傳動組c:
ci1=1φ4=1/3.98, ci2=φ2=2
查《實用機床設計手冊》表2.3-4,
可取SZ=95,
ci1=1/3.98為降速傳動，取軸Ⅲ齒輪齒數(shù)為19；
ci2=2為升速傳動，取軸Ⅳ齒輪齒數(shù)為32。
得軸Ⅲ兩聯(lián)動齒輪的齒數(shù)分別為19，63；
得軸Ⅳ兩齒輪齒數(shù)分別為76,32。
2.1.4 繪制傳動系統(tǒng)圖
根據(jù)軸數(shù)，齒輪副，電動機等已知條件可有如下系統(tǒng)圖：
56
40
48
32
76
32
19
63
37
64
48
60
53
30
280
125
2.2.動力設計
2.1 確定各軸轉速
⑴確定主軸計算轉速：主軸的計算轉速為
nIV=nminφz3-1=40*1.41123-1=112 r/min
⑵各傳動軸的計算轉速：
軸Ⅲ可從主軸112 r/min按19/76的傳動副找上去，軸Ⅲ的計算轉速
450 r/min；軸Ⅱ的計算轉速為450r/min；軸Ⅰ的計算轉速為900r/min。
[3]各齒輪的計算轉速
傳動組c中， 只需計算z =19的齒輪，計算轉速為112 *76/19=450 r/min；
傳動組b計算z = 40的齒輪，計算轉速為450r/min；
傳動組a應計算z = 30的齒輪，計算轉速為900r/min。
[4]核算主軸轉速誤差
n實=1440*125280*5337*4848*6332=1813 r/min
n標=1800r/min
n實-n標n標=1813 -18001800=0.72%≤10φ-1=4.1%
所以合適。
2.2 帶傳動設計
電動機轉速n=1440r/min,傳遞功率P=7.5KW,傳動比i=1440/630=2.29 ，兩班制，
一天運轉16.1小時，工作年數(shù)10年。
1 定計算功率 取KA=1.1，則Pca=KAP=8.25KW
⑵選取V帶型
根據(jù)小帶輪的轉速和計算功率，選A型帶。
⑶確定帶輪直徑和驗算帶速
查表小帶輪基準直徑d1=125mm,d2=125*i=125*2.29 =280mm
驗算帶速成v=πd1n160*1000
其中 -小帶輪轉速(r/min)；
-小帶輪直徑(mm)；
v=3.14*125*1440600*1000=9.42 m/s∈[4,25]，合適。
[4]確定帶傳動的中心距和帶的基準長度
設中心距為,則
0.55(d1+d2)≤a0≤2(d1+d2)
于是 222.75 ≤a0≤810 ,初取中心距為a0=400mm。
帶長L0=2a0+π2d1+d2+d2-d124a0
=2*400+3.142125+280+280-12524*400=1451 mm
查表取相近的基準長度Ld，Ld=1400mm。
帶傳動實際中心距a=a0+Ld-L02=400+1400-1451 2=375 mm
[5]驗算小帶輪的包角
一般小帶輪的包角不應小于。
α1≈180-d2-d1a*57.3=158 °>120°, 合適
[6]確定帶的根數(shù)
Z=PcaP0+?P0kαkL
其中：
P0=1.93
P0為α1=180°，載荷平穩(wěn)，i=1，特定基準長度時單根V帶的額定功率，由《實用機床設計手冊》圖3.2-3，3.2-4得：
?P0=0.09
?P0 為時傳遞功率的增量，由《實用機床設計手冊》圖3.2-3，3.2-4得：
kα=0.95
kα為按小輪包角；由《實用機床設計手冊》表3.2-6查得
kL=0.96
kL為長度系數(shù)；由《實用機床設計手冊》表3.2-6查得
為避免V型帶工作時各根帶受力嚴重不均勻，限制根數(shù)不大于10。
Z=8.251.93+0.09*0.95*0.96 =4.48 取5
[7]計算帶的張緊力
F0=500pcavZ2.5-kαkα+qv2
其中： -帶的傳動功率,8.25KW；
v-帶速,9.42 m/s；
q-每米帶的質量，kg/m；取q=0.1kg/m。
由《實用機床設計手冊》表3.2-1查得
F0=500*8.259.42 *5*2.5-0.950.95+0.1*9.42 2=151.77 N
[8]計算作用在軸上的壓軸力
FQ≈2ZF0sinα12≈2*5*151.77 *sin158 2 =1489.06 N
2.3 各傳動組齒輪模數(shù)的確定和校核
⑴模數(shù)的確定(按齒面接觸疲勞計算齒輪模數(shù))：
a傳動組：只需計算齒數(shù)最小齒輪模數(shù)
計算30齒齒輪的模數(shù)：
mj=163003(i+1)k1k2k3Pφmz12i nj[σj]2
其中: i-公比 ； i=2；
k1-工況系數(shù)；取1.2
k2-動載荷系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》表28
按精度等級7，≤HB350,取k2=1.4
k3-齒向載荷分布系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》表29
取k3=1.12
P-齒輪所傳遞的額定功率；P =Pdη=7.5*0.95=7.125Kw
η=η帶η軸承=0.96*0.99=0.95
φm-齒寬系數(shù)；取8
z1-小齒輪齒數(shù)；取30
nj-齒輪計算轉速；900r/min
[σj]-齒輪許用接觸應力； 按45#整體淬火[σj]=1100MPa
mj=1630032+1*1.2*1.4*1.12*7.1258*302*2*900*11002=2.23
取m =3 mm。
于是傳動組a的齒輪模數(shù)取m =3 mm，b =24mm。
軸Ⅰ上齒輪的直徑：
da1=3 *53=159mm, da2=3 *0=0mm, da3=3 *30=90mm
軸Ⅱ上三聯(lián)齒輪的直徑分別為：
da1'=3 *37=111mm, da2'=3 *0=0mm,da3'=3 *60=180mm
b傳動組：
按最小齒數(shù)32的齒輪計算：
mj=163003(i+1)k1k2k3Pφmz12i nj[σj]2
其中: i-公比 ； i=2.82；
k1-工況系數(shù)；取1.2
k2-動載荷系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》表28
按精度等級7，≤HB350,取k2=1.4
k3-齒向載荷分布系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》表29
取k3=1.12
P-齒輪所傳遞的額定功率；P =Pdη=7.5*0.92=6.9Kw
η=η帶η軸承η軸承η齒輪=0.96*0.99*0.99*0.98=0.92
φm-齒寬系數(shù)；取8
z1-小齒輪齒數(shù)；取32
nj-齒輪計算轉速；450 r/min
[σj]-齒輪許用接觸應力； 按45#整體淬火[σj]=1100MPa
mj=1630032.82+1*1.2*1.4*1.12*6.98*322*2.82*450*11002=2.66
2.23
取m =4 mm。
于是傳動組b的齒輪模數(shù)取m =4 mm，b =32mm。
軸II上齒輪的直徑：
db1=4 *48=192mm, db2=4 *32=160mm
軸III上三聯(lián)齒輪的直徑分別為：
db1'=4 *48=192mm, db2'=4 *64=224mm
c傳動組：
按最小齒數(shù)19的齒輪計算：
mj=163003(i+1)k1k2k3Pφmz12i nj[σj]2
其中: i-公比 ； i=3.98；
k1-工況系數(shù)；取1.2
k2-動載荷系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》表28
按精度等級7，≤HB350,取k2=1.4
k3-齒向載荷分布系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》表29
取k3=1.12
P-齒輪所傳遞的額定功率；P =Pdη=7.5*0.89=6.675Kw
η=η帶η軸承3η齒輪2=0.96*0.993*0.982=0.89
φm-齒寬系數(shù)；取8
z1-小齒輪齒數(shù)；取19
nj-齒輪計算轉速；450 r/min
[σj]-齒輪許用接觸應力； 按45#整體淬火[σj]=1100MPa
mj=1630033.98+1*1.2*1.4*1.12*6.6758*192*3.98*450*11002=3.51
取m =4 mm。
于是傳動組c的齒輪模數(shù)取m =4 mm，b =32mm。
軸III上齒輪的直徑：
dc1=4 *63=252mm, dc2=4 *19=76mm
軸IV上三聯(lián)齒輪的直徑分別為：
dc1'=4 *32=128mm, dc2'=4 *76=304mm
3. 齒輪齒根彎曲疲勞強度校核：
2.2.1校核a傳動組齒輪
校核最小齒輪齒數(shù)為30的即可，確定各項參數(shù)
計算公式:mw=275K1K2K3KSPZ1Yφmnj[σw]
mw≤m
式中，k1-工況系數(shù)；取1.2
k2-動載荷系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》表28
按精度等級7，≤HB350,取k2=1.4
k3-齒向載荷分布系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》表29
取k3=1.12
ks-壽命系數(shù)；ks=kTknkpkq=2.33 *0.72*0.78*0.77=1.01
其中， kT=m60n1TC0=660*900*60002*106=2.33
n1-齒輪的最低轉速；經前面計算，取900r/min
T-齒輪的平均工作時間；T=TSN ,查《金屬切削機床設計指導》表30，得T=18000/3=6000
C0-基準循環(huán)次數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》
表31，得C0=2x106
m-疲勞曲線指數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》表31得m=6
kn-轉速變化系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》
表31得，kn=0.72
kp-功率利用系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》
表33得，kp=0.78
kq-材料強化系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》
表34得，kq=0.77
P-齒輪所傳遞的額定功率；P =Pdη=7.5*0.95=7.125
η=η帶η軸承=0.96*0.99=0.95a
Z-小齒輪齒數(shù)；取最小齒輪齒數(shù)30
Y-齒形系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》表27
得Y=0.444
B-齒寬；經前面計算得B=24mm
nj-齒輪計算轉速；900r/min
m-齒輪模數(shù)；經前面計算得m=3
σw-齒輪齒根許用彎曲應力；查《金屬切削機床設計指導》表37
得σw=320MPa
mw=275K1K2K3KSPZ1Yφmnj[σw]=2751.2*1.4*1.12*1.01 *7.12530*0.444*8*900*320=0.18
mw≤m,故齒輪通過校核。
2.2.2 校核b傳動組齒輪
校核最小齒輪齒數(shù)為32的即可，確定各項參數(shù)
計算公式：mw=275K1K2K3KSPZ1Yφmnj[σw]
mw≤m
式中，k1-工況系數(shù)；取1.2
k2-動載荷系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》表28
按精度等級7，≤HB350,取k2=1.4
k3-齒向載荷分布系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》表29
取k3=1.12
ks-壽命系數(shù)；ks=kTknkpkq=2.08 *0.72*0.78*0.77=0.90
其中， kT=m60n1TC0=660*355*60002*106=2.08
n1-齒輪的最低轉速；經前面計算，取450r/min
T-齒輪的平均工作時間；T=TSN ,查《金屬切削機床設計指導》表30，得T=18000/3=6000
C0-基準循環(huán)次數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》
表31，得C0=2x106
m-疲勞曲線指數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》表31得m=6
kn-轉速變化系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》
表31得，kn=0.72
kp-功率利用系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》
表33得，kp=0.78
kq-材料強化系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》
表34得，kq=0.77
P-齒輪所傳遞的額定功率；P =Pdη=7.5*0.92=6.9
η=η帶η軸承η軸承η齒輪=0.96*0.99*0.99*0.98=0.92
Z-小齒輪齒數(shù)；取最小齒輪齒數(shù)32
Y-齒形系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》表27
得Y=0.454
B-齒寬；經前面計算得B=32mm
nj-齒輪計算轉速；450r/min
m-齒輪模數(shù)；經前面計算得m=4
σw-齒輪齒根許用彎曲應力；查《金屬切削機床設計指導》表37
得σw=320MPa
mw=275K1K2K3KSPZ1Yφmnj[σw]=2751.2*1.4*1.12*0.90 *6.932*0.454*8*450*320=0.23
mw≤m,故齒輪通過校核。
2.2.3校核c傳動組齒輪
校核齒數(shù)為19的即可，確定各項參數(shù)
計算公式：mw=275K1K2K3KSPZ1Yφmnj[σw]
mw≤m
式中，k1-工況系數(shù)；取1.2
k2-動載荷系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》表28
按精度等級7，≤HB350,取k2=1.4
k3-齒向載荷分布系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》表29
取k3=1.12
ks-壽命系數(shù)；ks=kTknkpkq=2.08 *0.72*0.78*0.77=0.90
其中， kT=m60n1TC0=660*355 *60002*106=2.08
n1-齒輪的最低轉速；經前面計算，取450 r/min
T-齒輪的平均工作時間；T=TSN ,查《金屬切削機床設計指導》表30，得T=18000/3=6000
C0-基準循環(huán)次數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》
表31，得C0=2x106
m-疲勞曲線指數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》表31得m=6
kn-轉速變化系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》
表31得，kn=0.72
kp-功率利用系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》
表33得，kp=0.78
kq-材料強化系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》
表34得，kq=0.77
P-齒輪所傳遞的額定功率；P =Pdη=7.5*0.89=6.675
η=η帶η軸承3η齒輪2=0.96*0.993*0.982=0.89
Z-小齒輪齒數(shù)；取最小齒輪齒數(shù)19
Y-齒形系數(shù)；查《金屬切削機床設計指導》表27
得Y=0.386
B-齒寬；經前面計算得B=32mm
nj-齒輪計算轉速；450 r/min
m-齒輪模數(shù)；經前面計算得m=4
σw-齒輪齒根許用彎曲應力；查《金屬切削機床設計指導》表37
得σw=320MPa
mw=275K1K2K3KSPZ1Yφmnj[σw]=2751.2*1.4*1.12*0.90 *6.67519*0.454*8*450 *320=0.32
mw≤m,故齒輪通過校核。
2.3. 各軸的設計及主軸的校核
2.3.1 確定各軸最小直徑
計算公式：d≥914Pnj
式中：d—軸的危險斷面處的直徑（mm），當軸上有一個鍵槽時，
d值應增大4%-5%；當同一斷面上有兩個鍵槽時，d值應增大7%-10%。當軸為花鍵時，則軸的內徑可比
d值減小7%。
P—該軸傳遞的額定功率（KW）。
nj—該軸的計算轉速（r/min）。
取傳遞效率，η帶=0.96，η軸承=0.99，η齒=0.98
（1）I軸的直徑：
I軸傳遞功率PI=Pdη帶η軸承=7.5*0.96*0.99=7.13 KW
d≥914PInj=9147.13 900=27.15 mm，
考慮鍵槽故增大5%并圓整取d=30mm
（2）II軸的直徑：
II軸傳遞功率PII=PIη齒η軸承=7.13 *0.98*0.99=6.92 KW
d≥914PIInj=9146.92 450=32.04 mm，
考慮鍵槽故增大5%并圓整取d=38mm
（3）III軸的直徑：
III軸傳遞功率PIII=PIη齒η軸承=6.92 *0.98*0.99=6.71 KW
d≥914PIIInj=9146.71 450 =31.80 mm，
考慮鍵槽故增大5%并圓整取d=35mm
（4）IV軸（主軸）的直徑：
IV軸傳遞功率PIV=PIIIη齒η軸承=6.71 *0.96*0.99=6.51 KW
d≥914PIVnj=9146.51 112 =44.68 mm，
圓整取d=48mm
2.3.2主軸的計算及校核
（1）選擇主軸軸頸直徑,軸承型號和最佳跨距
最大加工直徑400mm，P=7.5KW.經查《實用機床設計手冊》表3.11-6：得：
前軸頸應為110-145mm,
初選D1=110mm,
后軸頸D2=(0.7-0.85)D1,取D2=90mm,
取主軸中空孔直徑為0.5D2=45mm,
前軸承為NN3022K,后軸承為NN3018K,
根據(jù)結構,初定懸伸長度a1=75mm
根據(jù)經驗，主軸的跨距L=3~5a1，初定l=350mm
（2）主軸前端位移驗算：
為了保證機床的加工精度，必須限制主軸懸伸端處的位移不能超過允許值，近似計算中可不計軸承變形的影響。通過計算和實驗可知，主軸端部由主軸變形引起的位移占總位移的50%~80%，一般可取60%。由軸承變形引起的位移占20%~40%。
主軸受力簡圖如下：
計算公式：KS'≥1.66KA
其中 KS'=300D4aA2(L+aA) ，KA=KB0.6aB2aA2+0.4(1+aBL)2(1+aAL)2
式中：D-主軸當量外徑,簡化計算為D=(D1+D2)/2=10cm
aA=75mm
aB=0.4Dmax=0.4*400=160mm
L=350mm
KB=Kcbblim2ξ(1+ξ)cosβcosα
查表9-8取當V=50m/min,f=0.1mm/r時，Kcb=2.46N/μm.mm,
β=68.8°，blim=0.015Dmax=6mm。
查表9-9取ξ=0.03
車削外圓式一般取α=45°
故：KB=Kcbblim2ξ(1+ξ)cosβcosα=2.46*62*0.025（1+0.025）cos68.8*cos45=55.98 N/μm
KS'=300D4aA2(L+aA)=300*1047.52*(35+7.5)=1254.90 N/μm
KA=KB0.6aB2aA2+0.4(1+aBL)2(1+aAL)2=55.98 *0.6*1602752+0.4*1+16035021+753502=185.12 N/μm
KS'≥1.66KA
可以看出，主軸的剛度是合格的。
2.3.3多片式摩擦離合器的設計計算
查取教材10.6，選用材料為銅-銅基粉末冶金材料，并選擇干式型離合器。
（1）確定外離合器的直徑D1
對于軸裝式，D1=d+2-6mm=110+(2-6)=112-116
最終取D1=114mm
（2）確定內摩擦片的外徑D2
D2=D1φ
其中φ取0.57-0.75，此處取0.6
則D2=D10.6=1140.6=152.00 mm
圓整取D2=152mm
（3）計算摩擦面中徑Dm及摩擦面平均線速度Vm
Dm=D1+D22=114+1522=133mm
v=πnDm60000=3.14*900*13360000=6.26 m/s
（4）計算摩擦片對數(shù)Z
KZZ=12MnK103πf[p]（D23-D13)KvKm
式中K-安全系數(shù)，取1.3-1.5，此處取1.4
f-摩擦系數(shù)，查表10.6，取0.28
p-材料的許用壓強，查表10.6，取1
Kv-速度修正系數(shù)，查表10.7得：0.68
Km-每小時結合數(shù)修正系數(shù)，對于干式型離合器，取1
KZ-摩擦面對數(shù)修正系數(shù)
Mn-離合器傳遞的扭矩。
Mn=9550*Pn=9550*7.5900=79.58 N.m
KZZ=12MnK103πf[p]（D23-D13)KvKm=12*79.58 *1.4*1033.14*0.28*1*1523-1143*0.68*1=1.10
查表10.9取Z=3
（5）計算主動片數(shù)i1和被動片數(shù)i2
i1=Z2+1=32+1=2.5，取3
i2=Z2=32=1.5，取2
總片數(shù)i=i1+i2=3+2=5
（6）計算軸向壓力
Q=π4(D22-D12)[p] Kv=3.144*1522-1142*1* 0.68=5395.65 N
2.3.4各軸軸承選擇
主軸：根據(jù)外徑D1=110，D2=90
前端選擇雙列圓柱滾子軸承NN3022K,其內徑為110，外徑為170
后端選擇雙列圓柱滾子軸承NN3018K,其內徑為90，外徑為140
I軸：根據(jù)計算I軸外徑為30
選擇圓錐滾子軸承30206,其內徑為30，外徑為62
II軸：根據(jù)計算II軸外徑為38
選擇圓錐滾子軸承30207,其內徑為35，外徑為72
III軸：根據(jù)計算III軸外徑為35
選擇圓錐滾子軸承30207,其內徑為35，外徑為72
三、總結
金屬切削機床的課程設計任務完成了，雖然設計的過程比較繁瑣，而且剛開始還有些不知所措，但是在同學們的共同努力下，再加上老師的悉心指導，我終于順利地完成了這次設計任務。本次設計鞏固和深化了課堂理論教學的內容，鍛煉和培養(yǎng)了我綜合運用所學過的知識和理論的能力，是我獨立分析、解決問題的能力得到了強化.
四、參考文獻
［1］工程學院機械制造教研室 主編.金屬切削機床指導書.
［2］濮良貴 紀名剛主編.機械設計(第七版).北京:高等教育出版社,2001年6月
[3］毛謙德 李振清主編.《袖珍機械設計師手冊》第二版.機械工業(yè)出版社,2002年5月
［4］《減速器實用技術手冊》編輯委員會編.減速器實用技術手冊.北京:機械工業(yè)出版社,1992年
［5］戴曙 主編.金屬切削機床.北京:機械工業(yè)出版社,2005年1月
[6]《機床設計手冊》編寫組 主編.機床設計手冊.北京:機械工業(yè)出版社,1980年8月
［7］華東紡織工學院 哈爾濱工業(yè)大學 天津大學主編.機床設計圖冊.上海:上海科學技術出版社,1979年6月
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