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1、目录1.车床参数的拟定31.1车床主参数和基本参数31.1.1拟定参数的步骤和方法31）主轴的极限转速32）主轴转速级数Z和公比33）主电机功率动力参数的确定42.运动设计42.1传动结构式、结构网的选择确定42.1.1传动组及各传动组中传动副的数目42.1.2 传动系统扩大顺序的安排42.1.3 绘制结构网52.1.4 传动组的变速范围的极限值52.1.5最大扩大组的选择62.2 转速图的拟定62.2.1主电机的选定61）电机功率N：6电机转速：63）分配降速比:72.3 齿轮齿数和带轮直径的确定及传动系统图的绘制72.3.2 变速传动组中齿轮齿数的确定81）确定齿轮齿数82）验算主轴转速误
2、差93）带轮直径的确定103 .强度计算和结构草图设计133.1 确定计算转速133.1.1主轴的计算转速133.1.2中间传动件的计算转速133.1.3齿轮的计算转速133.2传动轴的估算和验算133.2.1传动轴直径的估算133.2 齿轮模数的估算和计算153.2.1齿轮模数的估算153.2.2 齿轮模数的验算163.2.3齿轮的宽度的确定183.4 摩擦离合器的选择与验算183.4.1按扭矩选择183.4.2外摩擦片的内径d193.4.3选择摩擦片尺寸(自行设计)193.4.4计算摩擦面的对数Z193.4.5摩擦片片数194、主轴箱的结构设计214.1.1 齿轮的布置214.1.2绘制主
3、传动系统草图214.2.1 主轴的设计与计算221）主轴直径的选择222）主轴内径的选择223）前锥孔尺寸224）主轴前端悬伸量的选择234.2.2 主轴材料与热处理234.3 轴承的选择与校核234.3.1一般传动轴上的轴承选择234.3.2主轴轴承的类型234.3.3 轴承间隙调整234.3 .4轴承的较核244.4 制动器的选择254.5反向装置的选择25参考文献26机床课程设计的目的课程设计是在学生学完相应课程及先行课程之后进行的实习性教学环节，是大学生的必修环节，其目的在于通过机床运动机械变速传动系统的结构设计，使学生在拟定传动和变速的结构的结构方案过程中，得到设计构思，方案分析，结
4、构工艺性，机械制图，零件计算，编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并培养学生具有初步的结构分析，结构设计和计算能力1.车床参数的拟定1.1车床主参数和基本参数本次设计的是中型普通车床主轴变速箱，主要用于加工回转体。表1 车床的主参数和基本参数工件最大回转直径D(mm)正转最高转速Nmax( )正转最高转速Nmin( )电机功率N（kw）320140031.541.1.1拟定参数的步骤和方法1）主轴的极限转速=1400 r/min=31.5r/min转速范围Rn=转速范围Rn=44.4r/min取Z=12考虑到设计的结构复杂程度要适中，故采用常规的
5、扩大传动。并选级数Z=12，各级转速数列可直接从标准的数列表中查出，按标准转速数列为：31.5，45，63，90，125，180，250，355，500，710，1000，1400 2）主轴转速级数Z和公比已知Rn=Rn=Z-1且Z=x3ba、b为正整数，即Z应可以分解为2和3的因子，以便用2、3联滑移齿轮实现变速。取Z=12级 则Z=22 =1400 =31.5 Rn=44.4 3）主电机功率动力参数的确定合理地确定电机功率N，使机床既能充分发挥其性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。由给定参数：额定功率为4KW，可选取电机为：Y112M-4，满载转速为1440r/min.
6、2.运动设计2.1传动结构式、结构网的选择确定2.1.1传动组及各传动组中传动副的数目级数为Z的传动系统由若干个顺序的传递组组成，各传动组分别有Z1、Z2、Z3、个传动副.即Z=Z1Z2Z3传动副数由于结构的限制以2或3为适合，即变速级数Z应为2和3的因子： 即 Z=2a3b实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副的组合:1) 12=34 2) 12=433) 12=322 4) 12=2325) 12=223按照传动副“前多后少”的原则选择Z=322这一方案，但主轴换向采用双向片式摩擦离合器结构，致使轴的轴向尺寸过大，所以此方案不宜采用，而应先择12=232。方案4）是比较合理的
7、12=2322.1.2 传动系统扩大顺序的安排12=232的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有6种形式：1) 12=213226 2) 12=2134223) 12=233126 4) 12=2631235) 12=223421 6) 12=263221根据级比指数分配要“前密后疏”的原则，应选用Z=这一方案，然而对于我们所设计的结构将会出现两个问题：第一变速组采用降速传动时，由于摩擦离合器径向结构尺寸限制，使得轴上的齿轮直径不能太小，轴上的齿轮则会成倍增大。这样，不仅使-轴间中心距加大，而且-轴间的中心距也会辊大，从而使整个传动系统结构尺寸增大。这种传动不宜采用。如果第一变速组采用升速传
8、动，则轴至主轴间的降速传动只能同后两个变速组承担。为了避免出现降速比小于允许的杉限值，常常需要增加一个定比降速传动组，使系统结构复杂。这种传动也不是理想的。如果采用Z=这一方案则可解决上述存在的问题。2.1.3 绘制结构网图2.1结构网2.1.4 传动组的变速范围的极限值齿轮传动最小传动比Umin1/4,最大传动比Umax,决定了一个传动组的最大变速范围rmax=umax/umin。因此，要按照下表，淘汰传动组变速范围超过极限值的所有传动方案。极限传动比及指数X,X,值为：表2.1 公比极限传动比指数1.41X值：Umin=1/44X,值：Umax=x, =22(X+ X,)值：rmin=x+
9、x=862.1.5最大扩大组的选择正常连续的顺序扩大组的传动的传动结构式为：Z=Z11Z2Z1Z3Z1Z2最后扩大组的变速范围按照r原则，导出系统的最大级数Z和变速范围Rn为：表2.2 Z3 2 3 1.41 Z=12 Rn=44 Z=9 Rn=15.6最后扩大组的传动副数目Z3=2时的转速范围远比Z3=3时大因此，在机床设计中，因要求的R较大，最后扩大组应取2更为合适。同时，最后传动组与最后扩大组往往是一致的。安装在主轴与主轴前一传动轴的具有极限或接近传动比的齿轮副承受最大扭距，在结构上可获得较为满意的处理，这也就是最后传动组的传动副经常为2的另一原因。2.2 转速图的拟定运动参数确定以后，
10、主轴各级转速就已知，切削耗能确定了电机功率。在此基础上，选择电机型号，确定各中间传动轴的转速，这样就拟定主运动的转速图，使主运动逐步具体化。2.2.1主电机的选定1）电机功率N：中型机床上，一般都采用三相交流异步电动机作为动力源。根据已知主电机功率为4KW。电机转速：选用时，要使电机转速与主轴最高转速和I轴转速相近或相宜，以免采用过大的升速或过小的降速传动。=1440r/min3）分配降速比: 该车床主轴传动系统共设有四个传动组其中有一个是带传动。根据降速比分配应“前慢后快”的原则以及摩擦离合器的工作速度要求，确定各传动组最小传动比。u总=/ =31.5/1440=1/46分配总降速传动比时，
11、要考虑是否增加定比传动副，以使转速数列符合标准和有利于减小齿数和减小径向与轴向尺寸，必须按“前慢后快”的原则给串联的各变速器分配最小传动比。a 决定轴-的最小降速传动比主轴上的齿轮希望大一些，能起到飞轮的作用，所以最后一个变速组的最小降速传动比取极限1/4，公比=1.41，1.414=4，因此从 轴的最下点向上4格，找到上对应的点，连接对应的两点即为-轴的最小传动比。b 决定其余变速组的最小传动比根据“前慢后快”的原则，轴-间变速组取umin=1/3，即从轴向上3格，同 理，轴-间取u=1/3，连接各线，画出传动系统图如2.2所示 。图2.2转速图 2.3 齿轮齿数和带轮直径的确定及传动系统图
12、的绘制2.3.1齿轮齿数的确定的要求可用计算法或查表确定齿轮齿数，后者更为简便，根据要求的传动比u和初步定出的传动副齿数和，查表即可求出小齿轮齿数。选择时应考虑：1.传动组小齿轮应保证不产生根切。对于标准齿轮，其最小齿数=172.齿轮的齿数和不能太大，以免齿轮尺寸过大而引起机床结构增大，一般推荐齿数和100-120，常选用在100之内。3.同一变速组中的各对齿轮，其中心距必须保证相等。4.保证强度和防止热处理变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚5. 保证主轴的转速误差在规定的范围之内。 图2.3 齿轮的壁厚 2.3.2 变速传动组中齿轮齿数的确定 1）确定齿轮齿数 1. 用计算法确定第一个变速组中
13、各齿轮的齿数 Zj+Zj= Zj/Zj =uj其中 Zj主动齿轮的齿数 Zj被动齿轮的齿数 uj一对齿轮的传动比 一对齿轮的齿数和为了保证不产生根切以及保证最小齿轮装到轴上或套筒上具有足够的强度，最小齿轮必然是在降速比最大的传动副上出现。把Z1的齿数取大些：取Z1=Zmin=20则 Z2= =56齿数和=Z1+Z2=20+56=76同样根据公式 Z3=38 2. 用查表法确定第二变速组的齿数a 首先在u1、u2、u3中找出最小齿数的传动比u1b 为了避免根切和结构需要，取 c 查表找到u1=1/1.413的倒数2.8的行找到Zmin=22查表最小齿数和为84d 找出可能的齿数和的各种数值，这些
14、数值必须同时满足各传动比要求的齿轮齿数 能同时满足三个传动比要求的齿数和有=92 96 99 102e 确定合理的齿数和 =102 依次可以查得Z5=27 Z6=75Z7=34 Z8=68Z9=42 Z10=60同理可得其它的齿轮如下表所示：表2.3变速组第一变速组第二变速组第三变速组齿数和76102114齿轮Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14齿数20563838277534684260239176382）验算主轴转速误差由于确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计的理论转速难以完全相符，需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过10(-1)%。主轴各级实际转速值用下
15、式计算n实=nE(1-)uaubucud其中 滑移系数=0.2ua ub uc ud分别为各级的传动比 转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示n=10(-1)%n实1=14400.710.980.350.350.25=29.68n=(29.68-30)/30=1%同样其他的实际转速及转速误差如下:表2.4主轴转速n1n2n3n4n5n6n7n8n9n10n11n12标准转速(r/min)31.545639012518025035550071010001400实际转速（r/min）30.6843.862.287.7125.2177.7245.5350.7497.4701.41001
16、.91421.2转速误差（%）2.62.6 1.32.60.21.31.51.20.51.20.21.5转速误差应小于10x0.41=4.1%,比较后转速误差满足要求。3）带轮直径的确定三角带传动中，轴间距A可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定比传动。(1)选择三角带的型号 根据公式：Pca=KaP=1.14=4.4KW 式中P-电动机额定功率，-工作情况系数 查机械设计图8-8因此选择A型带，尺寸参数为B=80mm，=11mm，h=10，。(2)确定带轮的计算直径，带轮的直径越小带的弯曲应力就越大
17、。为提高带的寿命，小带轮的直径不宜过小，即。查机械设计表8-6，8-8取主动轮基准直径=140m由公式 式中：-小带轮转速，-大带轮转速，-带的滑动系数，一般取0.02。由公式=1440/1000 140（1-0.02）=198mm，由机械设计A表8-8取园整为200mm。(3)确定三角带速度按公式 3.141401440/(601000)=10.6m/s (4)初定中心距带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取=(0.62)(D1+D2)=204680,中心距过小，将降低带的寿命，过大时，会引起振动。中型车床电机轴至变速箱带轮轴的中心距一般为750850，取Ao=
18、700mm. (5)三角带的计算基准长度 由机械设计表8-2，圆整到标准的计算长度 L=2000mm(6)验算三角带的挠曲次数 ，符合要求。 (7)确定实际中心距(8)验算小带轮包角，主动轮上包角合适。(9)确定三角带根数根据机械设计式8-26得传动比查表8-4A，8-4B 得= 0.13KW,= 2.28KW查表8-5，=0.99；查表8-2，=1.03 所以取Z=4根(10)计算预紧力查机械设计表8-3，q=0.1kg/m3 .强度计算和结构草图设计3.1 确定计算转速3.1.1主轴的计算转速nj=nminz/3-1z=12nj=nmin3 =31.52.8=88.2r/min3.1.2中
19、间传动件的计算转速轴上的6级转速分别为：125、180、250、355、500、710r/min.主轴在88.2r/min以上都可以传递全部功率。轴经Z13-Z14传递到主轴，这时从125r/min以上的转速全部功率，所以确定最低转速125r/min为轴的计算转速。按上述的方法从转速图中分别可找到计算转速：轴为335r/min,轴为1000r/min,电动机轴为1440r/min.3.1.3齿轮的计算转速Z10安装在轴上，从转速图可见Z10齿轮本身有6种转速，其要传递全部的功率的计算转速为250r/min。同样可以确定其余齿轮的转速如下表3.1所示：表3.1齿轮Z1ZZZZZZZZZ1Z1Z1
20、Z1Z1计算转速10035510001000355125355180355250355901252503.2传动轴的估算和验算3.2.1传动轴直径的估算传动轴直径按扭转刚度用下列公式估算传动轴直径： mm其中：N该传动轴的输入功率KWNd电机额定功率；从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积该传动轴的计算转速r/min每米长度上允许的扭转角(deg/m),可根据传动轴的要求选取如表3.2所示表3.2 刚度要求允许的扭转角 主 轴 一般 的传动轴较低的传动轴0.5111.51.52对于一般的传动轴，取=1.5, KW=1000 r/min 24.92 mm取mmKW=355 r/min =31
21、.25 mm取 KW=118 mm采用花键轴结构，即将估算的传动轴直径d减小7%为花键轴的直径，在选相近的标准花键。d1=24.920.93=23d2=31.250.93=29d3=41.770.93=39查表可以选取花键的型号其尺寸分别为轴取 6-30266轴取 6-353010轴取 6-454012 3.2 齿轮模数的估算和计算3.2.1齿轮模数的估算根据齿轮弯曲疲劳的估算：mm齿面点蚀的估算：mm其中为大齿轮的计算转速，A为齿轮中心距。由中心距A及齿数、求出模数：mm根据估算所得和中较大的值，选取相近的标准模数。1）齿数为20与56的齿轮N=4.22KW mm= mm mm取模数为32）
22、齿数为24与78的齿轮 N=4.2KW mm =mmmm取模数为33）齿数为23与91的齿轮 N=4.16KW mm =mmmm取模数为33.2.2 齿轮模数的验算结构确定以后，齿轮的工作条件、空间安排、材料和精度等级等都已确定，才可能核验齿轮的接触疲劳和弯曲疲劳强度值是否满足要求。根据齿轮的接触疲劳计算齿轮模数公式为：mm根据齿轮的弯曲疲劳强度计算齿轮模数公式为：mm式中：N-计算齿轮传递的额定功率 -计算齿轮（小齿轮）的计算转速r/min-齿宽系数，常取610；-计算齿轮的齿数，一般取传动中最小齿轮的齿数；-大齿轮与小齿轮的齿数比，；“+”用于外啮合，“-”号用于内啮合；-寿命系数，；-工
23、作期限系数，；齿轮等传动件在接触和弯曲交变载荷下的疲劳曲线指数m和基准循环次数Con-齿轮的最低转速r/min;T-预定的齿轮工作期限，中型机床推荐：T=1500020000h;-转速变化系数-功率利用系数-材料强化系数。幅值低的交变我荷可使金属材料的晶粒边界强化，起着阻止疲劳细缝扩展的作用；（寿命系数）的极限当；-工作情况系数。中等冲击的主运动：=1.21.6；-动载荷系数-齿向载荷分布系数Y-齿形系数；、-许用弯曲、接触应力MPa1)齿数为20与56的齿轮N=4.22KWmm节圆速度m/s由表8可得：取精度等级为7级 。 =1.2 由表9得：=1 =0.71 由表7可知 所以 取Ks=0.
24、6由表11 许用应力知，可取齿轮材料为45 整淬=1100MPa =320MPa由表10可知 可查得 Y=0.395所以 模数取3适合要求。同样可以校核其它齿轮的模数也符合要求。3.2.3齿轮的宽度的确定齿宽系数取10由，各齿轮宽度如下表：变速组第一变速组第二变速组第三变速组齿轮Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14齿数2056383824783468426023917638齿轮直径601681141147223410220412618069273228114圆整宽度30303030303030303030303030303.4 摩擦离合器的选择与验算3.4.1按扭
25、矩选择K=Kx9550 Nm式中离合器的额定静力矩(Kgm) K安全系数 运转时的最大负载力矩查机械设计手册表，取K=2 =0.96则K= = 80.7Nm3.4.2外摩擦片的内径d根据结构需要采用轴装式摩擦片，摩擦片的内径d应比安装在轴的轴径大26mm,取d=35mm3.4.3选择摩擦片尺寸(自行设计)尺寸如下表3.4所示 表3.4片数静力矩dDD1Bb1710035909830103.4.4计算摩擦面的对数Z 式中：f-摩擦片间的摩擦系数； p-许用压强MPa；D-摩擦片内片外径 mm； d-摩擦片外片内径 mm；-速度修正系数； -接合面数修正系数； -接个次数修正系数； K-安全系数。
26、分别查表 1.2 mm =35mm 1.0x1000 =103.4.5摩擦片片数摩擦片总数为（z+1）片，即11片，根据具体情况设内为6片，外5片。计算轴向压力Q=3.141.0=380N且摩擦离合器选择和两级减速齿轮做成一体的方案。操作方式为机械式，详情见展开图。4、主轴箱的结构设计4.1.1 齿轮的布置为了使变速箱结构紧凑以及考虑主轴适当的支承距离和散热条件，其齿轮的布置如下图2.4所示。 图2.4 齿轮结构的布置4.1.2绘制主传动系统草图 按照主传动转速图以及齿轮齿数绘制主传动系统草图如下2.5所示图2.5主传动系统草图1图2.5主传动系统草图2 4.2.1 主轴的设计与计算主轴组件结
27、构复杂，技术要求高。安装工件的主轴参与切削成形运动，此，它的精度和性能性能直接影响加工质量（加工精度与表面粗糙度）。1）主轴直径的选择查机床主轴设计指导P33的表选取前支承轴颈直径为D1=90 mm后支承轴颈直径 D2=(0.70.9)D1=6381 mm 选取 D2=80 mm2）主轴内径的选择车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶杆必须是空心轴。确定孔径的原则是在满足对空心主轴孔径要求和最小壁厚要求以及不削弱主轴刚度的要求尽可能取大些。推荐：普通车床d/D(或d1/D1)=0.550.6其中 D主轴的平均直径，D=(D1+D2)/2 d1前轴颈处内孔直径d=(0.5
28、50.6)D=4751 mm所以，内孔直径取50mm3）前锥孔尺寸前锥孔用来装顶尖或其它工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。根据机床主轴设计指导5-6表选择如下：莫氏锥度号取5号标准莫氏锥度尺寸大端直径 D=44.3994）主轴前端悬伸量的选择确定主轴悬伸量a的原则是在满足结构要求的前提下，尽可能取小值。主轴悬伸量与前轴颈直径之比a/D=0.61.5a=(0.61.5)D1=54135 mm所以，悬伸量取100mm4.2.2 主轴材料与热处理材料为45钢，调质到220250HBS，主轴端部锥孔、定心轴颈或定心圆锥面等部位局部淬硬至HRC5055，轴径应淬硬。4.3 轴承的选择与校核机床传动
29、轴常用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升。空载功率和噪音等方面，球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支承孔的加工精度要求都比较高，异常球轴承用得更多。但滚锥轴承的内外圈可以公开。装配方便，间隙容易调整。所以有时在没有轴向力时，也常采用这种轴承。选择轴承的型式和尺寸，首先取决于承载能力，但也要考虑其它结构条件。即要满足承载能力要求，又要符合孔的加工工艺，可以用轻、中、或重系列的轴承来达到支承孔直径的安排要求。花键轴两端装轴承的轴颈尺寸至少有一个应小于花键的内径，一般传动轴承选用G级精度。4.3.1一般传动轴上的轴承选择在传动轴上选择6200系列的深沟球轴承，其具体的型号和尺寸如下表
30、3.3所示表3.3 传动轴 轴承型号 6206,620762076209 轴承尺寸3062,3572 357245854.3.2主轴轴承的类型主轴的前轴承选取3182100系列双列向心短圆柱滚子轴承。这种轴承承载能力大，内孔有1：12锥度，磨擦系数小，温升低，但不能承受轴向力，必须和能承受轴向力的轴承配合使用，因此整个部件支承结构比较复杂。4.3.3 轴承间隙调整为了提高主轴回转精度和刚度，主轴轴承的间隙应能调整。把轴承调到合适的负间隙，形成一定的预负载，回转精度和刚度都能提高，寿命、噪声和抗振性也有改善。预负载使轴承内产生接触变形，过大的预负载对提高刚度没有明显效果，而磨损发热量和噪声都会增
31、大，轴承寿命将因此而降低。调整结构形式如下图所示： 图3.1调整说明：转动调整螺母，使内圈向大端移动。特点：结构简单。移动量完全靠经验，一旦调整过紧，难以把内圈退回。4.3 .4轴承的较核1) 滚动轴承的疲劳寿命验算或额定寿命 (h) 额定动载荷(N) 动载荷(N)滚动轴承的许用寿命(h)，一般取1000015000(h)寿命指数，对球轴承 =3 ，对滚子轴承=10/3速度系数， 轴承的计算转数 r/min寿命系数， 使用系数 转化变化系数 齿轮轮换工作系数 当量动负荷(N)2)滚动轴承的静负荷验算 静负荷 (N) 额定静负荷 (N)安全系数 当量静载荷 (N) (N)、静径向，轴向系数校验第
32、根轴上的轴承T=10000h查轴承样本可知，6206轴承的基本额定动载荷=19500N =1000r/min 0.32 =096 =0.8 =0.8 = =14203同样可以较核其它轴承也符合要求。4.4 制动器的选择对制动器的要求是：制动迅速，平稳，结构简单，紧凑，维修调整方便，制动方式有电机制动和机械制动两种方式。由于电机制动容易导致电机过热，而且对传动系统有较大的冲击。机械制动中也有多种方式，综合考虑，这里选取摩擦锥式机械制动。其结构简单，制动平稳可靠，调整维修方便。唯一确定就是结构尺寸较大，由于此机床变速级数较小，结构简单，整体尺寸不大。所以选择此制动机构也较为合理。4.5反向装置的选择 鉴于空间布置和减小轴向的尺寸，此机床选择将惰轮装在断轴上的方案。参考文献1 机床主轴变速箱设计指导 清华大学曹金榜等主编 2 机床设计图册 东方纺织工学院等主编3 机床设计手册 机床设计手册编写组主编4 金属切削机床概论 （教材）5 金属切削机床设计 （教材）25