轮直径由公式普通带的设计确定计算功率查表查得工作情况系数选取普通带带型根据确定选用型。初选中心矩计算带的基准长度选择带基准长度查实际中心矩小带轮包角带速合格带的挠曲次数合格带的根数式中包角系数查表长度系数查表带传动功率及其增量经查表，得，。取根同步齿形带设计设计功率查表查得工作情况系数选取同步带带型根据，确定选用圆弧齿型。小带轮齿数小带轮节圆直径带速合格传动比大带轮齿数大带轮节圆直径初定中心矩选定初定带的节线长度及其齿数选实际中心矩主轴的刚度计算主轴组件的刚度，可以用有限元法或传递矩阵法结合迭代借助电子计算。主轴的简化及刚度计算如主轴前后轴承之间由数段组成，则当量直径如果前后轴承颈的直径相差不大，也可把前后轴承颈直径的平均值近似地作为当量直径。主轴的前悬伸部分较粗，刚度较高，其变形可以忽略不计。后悬伸部分不影响刚度，也可不计。如主轴前端作用外载荷，则挠度式中外载荷前悬伸，等于载荷作用点至前支撑点间的距离跨距，等于前后支撑间的距离弹性摸量，刚的截面惯性矩，轴的外径和孔径将及之值代入，可得如，则孔的影响可忽略弯曲刚度当，则轴的校核轴的强度校核在主轴中，主轴承受的载荷较大，相对尺寸较小，下面仅对这根轴的强度和轴承寿命进行校核计算。主轴的材料为，下面就按弯扭合成强度条件轴的受力分析作出轴的计算简图，即力学模型，在不同转速下不同。图力学模型作出受力图，弯矩图，扭矩图分别按水平面和垂直面计算各力，以及各力产生的弯矩扭矩并根据计算结果做了弯矩图扭矩图。图水平面受力图水平面剪力图水平面弯矩图垂直面受力图垂直面弯矩图扭矩轴的强度校核按弯扭合成强度条件，对轴进行强度校核，根据弯矩扭矩图确定工工截面水平弯矩垂直弯矩合成弯矩截面扭矩安全系数校核计算由于该减速机轴转动，弯矩引起脉动循环的弯应力，转矩引起脉动循环的剪应力。弯曲应力幅为式中抗弯断面系数，由机械设计手册查得，由于是对称循环弯曲应力，故平均应为力，根据公式式中称循环应力时的疲劳极限，由机械设计手册表查得正应力有效应力集中系数，由表，按键槽得，按配合查得，故取表面质量系数，轴经车削加工，按表查得尺寸系数，由平均应力折算系数，由表查得。剪应力幅为式中抗扭断面系数，由查得根据式号钢扭转疲劳极限，由表查得剪应力有效应力集中系数，由表按键槽查得，按配合查得，故取表面质量系数，轴经车削加工，按表查得尺寸系数，由表查得平均应力折算系数，由表查得轴截面安全系数由式确定由表可知故，该轴截面是安全的。第章轴承选用与寿命计算轴承选用选择滚动轴承类型时，必须了解轴承的工作载荷大小性质方向转速及其他使用要求。转速较高，载荷较小，要求旋转精度高时宜选用球轴承，转速较低，载荷较大或有冲击载荷时则选用滚动轴承。轴承上同时受径向和轴向联合载荷，般选用角接触轴承或圆锥滚子轴承，若径向载荷较大，轴向载荷小，可选用深沟球轴承，而当轴向载荷较大，径向载荷较小，可采用推力角接触球轴承，四点接触球轴承，或选用推力球轴承和深沟球轴承的组合结构。各类轴承使用时内外圈间的倾斜角应控制在允许角偏斜值之内，否则会增大轴承的附加载荷而降低寿命，当两轴承座孔不对中或由于加工安装误差和轴挠曲变形大等原因使轴承内外圈倾角较大时，选用调心轴承，对轴和轴承的工作情况会有定改善，带座外球面轴承则特别适用于补偿安装不良引起的对中性误差。为便于安装拆卸和调整间隙常选用内外圈可分离的分离型轴承如圆锥滚子轴承，四点接触球轴承具有内锥孔的轴承或带紧定套的轴承。选轴承时要注意经济性，球轴承比滚子轴承便宜。同型冲等手段使振动波在传递过程中迅速衰减到允许的范围内可根据不同的车间设计规范取定。最常见的隔振措施是在机座与基地间加装由金属弹簧或橡胶等弹性元件制成的隔振器。它们可根据计算结果的要求从专业工厂的产品中选用，必要时也可委托厂家订做。壁厚的选择当机架零件的外廓尺寸定时，它的重量将在很大程度上取决于壁厚，因而，在满足强度刚度的振动稳定性等条件下，应尽量选用最小的壁厚。但面大而壁薄的箱体，容易因齿轮滚动轴承的噪声引起共鸣，故壁厚适当取厚些，并适当布置肋板以提高箱壁刚度。壁厚和刚度较大的箱体，还可以起着隔音的作用。铸造零件的最小壁厚主要受铸造工艺的限制，从保证液态金属能通畅地流满铸型出发而推荐的最小允许壁厚，选用壁厚往往比最小允许壁厚大，般要比满足强度刚度要求所需的壁厚大得多。轻型机床床身，取壁厚为，中型的取，重型的取。结论本课题主要设计经济型数控车床主传动系统的机械结构。数控车床的主传动系统包括主轴电机，所设计主传动系统有更大的调速范围，能实现无极调速。无级变速电机的性能进步提高，价格下降，直接由电机通过皮带将动力传给主轴，这样数控机床的主轴系统进步简化，速度进步提高。特别是电主轴的应用，真正将数控机床带入了超高速时代。从而生产率加工精度和表面质量等都有提高。而且传动较平稳，噪声较低。抗振性也有所提高。传动系统与主轴组件，与普通机床相比，变速功能绝大部分由主轴电机的无极调速来承担，省去了繁杂的齿轮变速机构，结构简单。但由于水平有限，经验不足，本设计的方案还有进步改进的空间，在些细节之处可能有些。致谢在进行了个多月的毕业设计之后，我学到了很多东西，不但包括些设计的方法，更重要的是，我学会了如何独立思考，解决问题。在设计中，我学会的个重要的解决问题的方法就是查机械设计手册。毕业设计是全面，复杂的过程，通过这个过程，我们学会了分析问题，解决问题的些基本方法，让我们系统回顾了大学四年学到的知识，也为我们将来的工作打下基础。指导我进行设计的是卢玉梅老师，卢老师待人热情，温和，有着丰富的机械理论知识，每次我有疑惑的地方，陆老师总是耐心的解答，使我能顺利的完成毕业设计。通过老师的悉心指导，我在毕业设计中积累了不少设计经验，但同样存在很多不足。设计过程中的些简单问题我有时也解决不了，需要老师帮助才能解决。些自己能解决的问题也去问老师，这是我本次设计的个缺点。通过毕业设计，我学到了很多知识，也了解了自己的很多不足。感谢卢玉梅老师的耐心帮助，感谢学校给我们的便利条件。参考文献刘百喜中国车床制造业现状及数控车床的发展北京机械论坛，刘百喜中国数控车床的现状和发展趋势分析北京机械工程师，龚桂义机械设计课程设计图册第三版北京高等教育出版社，哈尔滨工业大学，上海纺织工业学院，天津大学机床设计图册上海上海科学技术出版社，王爱玲现代数控机床北京国防工业出版社，成大先机械设计手册第三版北京化学工业出版社，文怀兴，夏田数控机床系统设计北京化学工业出版社，濮良贵，纪名刚机械设计第七版北京高等教育出版社，李梦群，武文革，孙厚芳世纪机械制造业北京机械设计与制造，张伯霖高速切削技术及应用北京机械工业出版社，甘永利几何量公差与检测第五版上海上海科技出版社，李益民机械制造工艺简明手册哈尔滨哈尔滨工业大学出版社，王伯平互换性与测量技术基础北京高等教育出版社，张新义经济型数控机床系统设计北京国防工业出版社，，号尺寸公差等级为的滚动轴承价格比约为。本次设计主轴选用角接触球轴承，他多用于高速主轴，随接触角的不同又有所区别，的轴向刚度较高，但径向刚度和允许的转速略低，用于车铣加工中心等主轴的转速可更高些，但轴向刚度较低，常用于轴向载荷较小，转速较高的磨床主轴或不承受轴向载荷的车幢铣主轴后轴承。这种球轴承为点接触，刚度较低。为了提高刚度和承载能力，常用多联组配的办法。背靠背面对面和同向组配，为三种基本组配方式。背靠背和面对面组配都能承受双向轴向载荷同向组配则只能承受单向轴向载荷。背靠背与面对面组配相比，支承点接触线与轴线的交点间的距离前者比后者大，因而，能产生个较大的抗弯力矩，即支承刚度较大。运转时，轴承外圈的散热条件比内圈好，因此，内圈的温度将高于外圈，径向膨胀的结果将使轴承的过盈加大。轴向膨胀对背靠背组配将使过盈减小，于是，可以补偿部分径向膨胀而对于面对面组配，将使过盈进步增加。面对面组配常用于丝杠轴承。轴承的寿命计算对于具有额定动载荷轴承，当他所受的载荷恰好为额定动载荷时，其额定寿命就是转。但是当所受的载荷时，轴承的寿命是多少呢这就是轴承寿命计算所要解决的类问题。轴承寿命计算所要解决的另类问题是，轴承所受的载荷等于，而且要求轴承具有的寿命，那么，须选用具有多大的额定动载荷的轴承额定寿命转式中为指数，对于球轴承用小时表示为额定载荷式中载荷，转速，预期计算寿命，预期寿命为年为指数，对于球轴承代入轴承的润滑与密封润滑的作用是减少摩擦降低温升和