机床主传动课程设计说明书

太 原 科 技 大 学

机 械 电 子 工 程

课程设计说明书

设计题目 车床的主传动系统设计

院 系： 机械工程学院

专 业： 机械电子工程

班 级： 机电131202班 学 号： 201312010234 姓 名： 张 宇 辰 指导老师： 宋 建 军 日 期： 2017年 3月 21日

车床的主传动系统设计任务书

姓名 张宇辰 学号 201312010234 专业 机械电子工程 班级 2班

最大加工直径为460mm的普通车床的主轴箱部件设计原始数据：

主要技术参数 主电动机功率P/kw 最大转速 最小转速 公比 工件材料：钢铁材料。 刀具材料：硬质合金。 设计内容：

1）运动设计：根据给定的转速范围及公比确定变速级数，绘制结构网、转速图、传动系统图，计算齿轮齿数。

2）动力计算：选择电动机型号及转速，确定各传动件的计算转速，对主要零件（如带、齿轮、主轴、传动轴、轴承等）进行计算（初算和验算）。 3）绘制下列图纸：

① 机床主传动系统图（画在说明书上）。 ② 主轴箱部件展开图及主要剖面图。 ③ 主轴零件图。

4）编写设计说明书1份。

题目 4.3 480 9.6 1.26 目 录

一、绪论........................................................................................................................................... 5 二、普通车床主动传动系统参数的拟定 ....................................................................................... 6

2.1电动机的选择 ..................................................................................................................... 6 2.2确定转速级数 ..................................................................................................................... 6 三、传动设计 ................................................................................................................................... 7

3.1拟定传动方案 ..................................................................................................................... 7 3.2 确定结构式 ........................................................................................................................ 7 3.3设计结构网 ......................................................................................................................... 7 3.4绘制转速图 ......................................................................................................................... 8 3.5各传动组传动副齿轮齿数 ............................................................................................... 11 3.6绘制传动系统图 ............................................................................................................... 12 四、传动机构设计 ......................................................................................................................... 12

4.1齿轮传动设计 ................................................................................................................... 12 4.3轴的设计计算 ................................................................................................................... 19 4.4轴承的选用 ....................................................................................................................... 23 4.5 键的选用 .......................................................................................................................... 24 4.6 圆盘摩擦离合器的选择和计算 ...................................................................................... 25 4.7轴承端盖设计 ................................................................................................................... 26 五、动力计算 ................................................................................................................................. 26

5.1齿轮的强度校核 ............................................................................................................... 26 5.2各传动轴轴承的校核 ....................................................................................................... 29 5.3主轴的校核 ....................................................................................................................... 30 5.4键的校核 ........................................................................................................................... 32 六、润滑设计及润滑油选择 ......................................................................................................... 33

6.1润滑设计 ........................................................................................................................... 33 6.2润滑油的选择 ................................................................................................................... 34 七、总结......................................................................................................................................... 35 八、参考文献 ................................................................................................................................. 36

一、绪论

机械制造装备课程设计是在学习完《机械设计》、《机械制造技术基础》、《机械工程材料》、《简明材料力学》、《机械原理》、《机械制图》、《互换性与测量技术》、《Auto CAD》、《计算机基础与应用》等大学大部分课程后进行的实践性教学环节，是对我们大学几年所学知识的一次深入地综合性地考核，也是一次理论联系实际的训练。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方案过程中，得到设计构思，方案分析，结构工艺性，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，培养学生具有初步的结构分析，结构设计和计算能力。

机床主传动系统因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同，应满足的要求也不一样。设计机床主传动系统时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。在设计时应结合具体机床进行具体分析，一般应满足的基本要求有：满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性，如机床主轴应有足够的转速范围和转速级数；满足机床传递动力的要求。

本次课程设计的为普通车床的传动系统，根据不同的加工条件,对传动系统的要求也不尽相同，依据某些典型工艺和加工对象，兼顾其他的可能工艺加工的要求，拟定机床技术参数，拟定参数时要考虑机床发展趋势，和同国内外同类机床的对比，从而获得最优的参数，使机床主传动系统的设计最为合理。

毫无疑问，这次课程设计在我们大学生活中占有重要地位。就我个人而言，希望通过这次课程设计，可以对未来将要从事的工作有很大的帮助，加强与他人沟通、与他人的合作能力，从中锻炼自己分析问题，解决问题的能力，为将来的工作发展打下一个良好的基础。

二、普通车床主动传动系统参数的拟定

2.1电动机的选择

根据任务书提供的电动机转速1450r/min，选择电动机的型号为Y160M,电动机具体参数如下表所示：

表2-1 电动机参数表

电动机型号 Y132S

额定功率

5.5

满载转速 1440r/min

级数 4级

同步转速 1500r/min

2.2确定转速级数

已知条件:

主轴nmax480rmin，nmin9.6rmin，电动机P=4.3KW，最大加工直径460mm，公比1.26。 由公式Rnnmax480lgRn50 Z1，Z1,则转速范围Rn9.6nminlg综上可知Z=18，故机床主轴为18级变速。

因为1.261.067根据《机械制造装备设计》查表2-4标准公比和表2-5标准数列,首先找到最大极限转速1000，再每跳过7个数取一个转速，即可得到公比为1.26的等比数列:480r/min、380r/min、300r/min、240r/min、190r/min、150r/min、120r/min、95r/min、76r/min、60r/min、46r/min、36r/min、30r/min、24r/min、19r/min、15r/min、12r/min、9.6r/min。

三、传动设计

3.1拟定传动方案

拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个传动系统的确定。传动型式则指传动和变速的元件、机构以及其组成、安排不同特点的传动型式、变速类型。传动方案和型式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此，确定传动方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济性等多方面统一考虑。

3.2 确定结构式

因为我的级数是18级，为了实现18级，本次设计中， 18=2×3×（2×2-1）×1

主变速传动系从电动机到主轴，通常为降速传动，接近电动机的传动转速较高，传动的转矩较小，尺寸小一些，反之，靠近主轴的传动件转速较低，传递的转矩较大，尺寸就较大。因此在拟定主变速传动系时，应尽可能将传动副较多的变速组安排在前面，传动副数少的变速组放在后面，使主变速传动系中更多的传动件在高速范围内工作，尺寸小一些，以节省变速箱的造价，减小变速箱的外形尺寸；也就是满足传动副前多后少的原则，因此确定传动方案为： 18=2×3×（2×2-1）×1

3.3设计结构网

传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围：在降速传动时，为防止被动齿轮的直径过大而使进径向尺寸过大，常限制最小传动比，u主min14，升速传动时，为防止产生过大的振动和噪音，常限制最大传动比u主max2，斜齿轮比较

2.5，故变速组的最大变速范围平稳，可取u主max检查变速组的变速范围是否超过极限Rnu主max/u主min(2~2.2)/0.258~10。

值时，只需检查最后一个扩扩大组的小，只要最后扩大不会超过极限值。

大组。因为其他变速组的变速范围都比最后组的变速范围不超过极限值，其他变速组就

主轴的变速范围应等于住变速传动系中各个变速组变速范围的乘积，即：

RnR0R1R2......Rj。

检查变速组的变速范围是否超过极限值时，只需检查最后一个扩大组。因为其他变速组的变速范围都比最后扩大组的小，只要最后扩大组的变速范围不超过极限值，其他变速组就不会超过极限值。

最后扩大组的变速范围是 R21.414(21)48 符合要求。

3.4绘制转速图

1.选择Y132S型Y系列笼式三相异步电动机 分配总降速变速比：

总降速变速比 inmin/nd9.6/4800.02。

又电动机转速nd1430因而不增加一定比变速副。 r/min符合转速数列标准，2.确定各级转速

由前面计算已知：480，380，300，240，190，150，120,95,76,60,46,36,30,24,19,15,12,9.6r/min。 3.绘制转速图

四根轴按变速顺序依次设为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ（主轴）。 （1）先来确定Ⅰ轴的转速

电动机转速为1430r/min 传动比=1 Ⅰ轴的转速n1=1430×1=1430 r/min （2）确定轴Ⅱ的转速

从Ⅰ轴传到轴Ⅱ有两对齿轮所以有两对传动比i1=54/36 i2=41/49 所以轴Ⅱ的转速n2=n1/i1=953.3 r/min n2=n1/i2=1196.5 r/min

（3）确定轴Ⅲ的转速

从轴Ⅱ传到轴Ⅲ有两对齿轮所以有三对传动比i1= 52/20 i2=44/28

i3=36/36

'’''’所以轴Ⅲ的转速n3=n2/i1= 366.7r/min n3=n2/i2=478.6r/min n3=n2/i1= 606.6r/min n3=n2/i2=761.4r/min n3=n2/i1= 953.3r/min n3=n2/i1= 1196.5r/min （4）确定Ⅳ轴的转速

从轴Ⅲ传到Ⅳ轴有两对齿轮所以有两对传动比i1=80/20 i2=50/50 所以轴Ⅳ的转速n4=n3/i1=91.7r/min n4=n3/i2=366.7r/min n4=n3/i1=119.7r/min n4=n3/i2=478.6r/min n4=n3/i1= 151.7r/min n4=n3/i2=606.6r/min n4=n3/i1=190.35 r/min n4=n3/i2=761.4r/min n4=n3/i2=238.3r/min n4=n3/i2=953.3r/min n4=n3/i2=299.1r/min n4=n3/i2=1196.5r/min （5）确定Ⅴ轴的转速

从Ⅳ轴传到Ⅴ轴有两对齿轮所以有两对传动比i1=80/20 i2=50/50 所以轴Ⅳ的转速 ： n4=n3/i1=22.9r/min n4=n3/i2=91.7r/min n4=n3/i1=84.2r/min n4=n3/i2=366.7r/min n4=n3/i1= 29.9r/min n4=n3/i2=119.7r/min n4=n3/i1=119.65r/min n4=n3/i2=478.6r/min n4=n3/i2=37.9r/min n4=n3/i2=151.7r/min n4=n3/i2=151.7r/min n4=n3/i2=606.6r/min n4=n3/i2=47.6r/min n4=n3/i2=190.35r/min

'''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''

''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''

''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''''’’'''’’'''’’''''’’ n4=n3/i2=190.35r/min n4=n3/i2=761.4r/min n4=n3/i2=59.6r/min n4=n3/i2=238.3r/min n4=n3/i2=238.3r/min n4=n3/i2=953.3r/min n4=n3/i2=74.8r/min n4=n3/i2=299.1r/min n4=n3/i2=299.1r/min n4=n3/i2=1196.5r/min （6）确定Ⅵ主轴的转速

从Ⅴ轴传到Ⅵ轴有一对齿轮所以有传动比i1=75/30

n4=n3/i1=480r/min n4=n3/i2=380r/min n4=n3/i1=300r/min n4=n3/i2=240r/min n4=n3/i1= 190r/min n4=n3/i2=150r/min n4=n3/i1=120r/min n4=n3/i2=95r/min n4=n3/i2=76r/min n4=n3/i2=60r/min n4=n3/i2=46r/min n4=n3/i2=36r/min n4=n3/i2=30r/min n4=n3/i2=24r/min n4=n3/i2=19r/min n4=n3/i2=15r/min n4=n3/i2=12r/min n4=n3/i2=9.6r/min 下面画出转速图：

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图3-2 转速图

3.5各传动组传动副齿轮齿数

1.确定齿轮齿数的原则和要求

(1)齿轮的齿数和SZ不应过大；齿轮的齿数和SZ过大会加大两轴之间的中心距，使机床结构庞大，一般推荐SZ100~200。 (2)最小齿轮的齿数要尽可能少；但同时要考虑：

最小齿轮不产生根切，机床变速箱中标准直圆柱齿轮，一般最小齿数

Zmin18~20；

(3)受结构限制的最小齿轮最小齿数应大于18～20；

(4)齿轮齿数应符合转速图上传动比的要求：实际传动比（齿数之比）与理论 传动比（转速图上要求的传动比）之间有误差，但不能过大，确定齿轮数所造成的转速误差，一般不应超过10(1)%， 即:

n实-n理n理10（-1）%

2.齿轮齿数的确定

由查的资料得Ⅰ轴上齿轮的齿数为41 、36.Ⅱ轴上齿轮的齿数为49、54、28、 20、36.Ⅲ轴上的齿轮齿数为44、52、36、20、50。Ⅳ轴上的齿轮齿数为80、50、

20、50.Ⅴ轴上齿轮齿数为50、80、30.Ⅵ轴上的齿轮齿数为75.

3.6绘制传动系统图

根据前边计算数据绘制传动系统图：

图3-3 变速传动系统图

四、传动机构设计

4.1齿轮传动设计

直齿圆柱齿轮材料选择40Cr调质后表面淬火。硬度范围48-55HRC平均52HRC。

斜齿圆柱齿轮小齿轮材料选择40Cr调质，硬度274-286HBW，平均280HBW；大齿轮材料选择45钢调质，硬度225-255HBW，平均240HBW，相差40HBW。 1.确定模数：

（1）确定1-2轴齿轮模数： 1）按齿根弯曲疲劳强度设计 试选载荷系数Kt2.25

2）计算小齿轮传递的转矩T19.55x10P/n1=28717N·mm 3） 选齿宽系数d0.9（非对称布置） 4）查得齿形系数YFa12.46，YFa22.34

6 查得应力修正系数YSa11.65，YSa21.72 5）由式

{1.88-3.2（1/Z1+1/Z2）}cos1.732

Y0.25+0.75/

0.683

6）按齿面硬度查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 7）计算应力循环次数

N160n1jLh=1.716x10 N29Flim1Flim2600MPa

N1/i=1.144x10

9 8)查得弯曲疲劳寿命系数KFN10.85,KFN20.88 9）计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数SF1.3

[[

FF]2=K]1=KFN1FN2Flim1/SF=392.31MPa /SF=406.15MPa

Flim2 10)计算大小齿轮的

YFaYSa

，并进行比较，则 [F]

YFa1YSa1YY，Fa2Sa2=0.0099096 0.0103464[F]1[F]2 小齿轮的大，应以小齿轮的计算 11）计算模数mt mt32KtT1YYFa1YSa11.25

dZ12[F]1 取为标准值2

同理求得该轴的其他齿轮模数也都为2 12).确定齿轮参数（36/54）：

1，c0.25 标准齿轮参数： 20,ha 模数m=2mm，齿数z1=36 z2=54 , i=1.5 分度圆直径d1=mz1=72mm，d2=mz2=108mm 中心距a=（d1+d2）/2=90mm 齿宽b=dd165mm 13).确定齿轮参数（41/49）：

1，c0.25 标准齿轮参数： 20,ha 模数m=2mm，齿数z1=41 z2=49 , i=1.2 分度圆直径d1=mz1=82mm，d2=mz2=98mm 中心距a=（d1+d2）/2=90mm 齿宽b=dd157mm

（2）确定2-3轴齿轮模数： 1）按齿根弯曲疲劳强度设计 试选载荷系数Kt2.25

2）计算小齿轮传递的转矩T19.55x10P/n1=43090N·mm 3） 选齿宽系数1（非对称布置）

d6 4）查得齿形系数YFa12.77，YFa22.35 查得应力修正系数YSa11.56，YSa21.72 5）由式

{1.88-3.2（1/Z1+1/Z2）}cos1.658

Y0.25+0.75/

0.7024

6）按齿面硬度查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 7）计算应力循环次数 N160n1jLh=1.1436x10 N29Flim1Flim2600MPa

N1/i=4.398x10

8 8)查得弯曲疲劳寿命系数KFN10.85,KFN20.88 9）计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数SF1.3

[[

FF]2=K]1=KFN1FN2Flim1/SF=392.31MPa /SF=406.15MPa

Flim2 10)计算大小齿轮的

YFaYSa

，并进行比较，则 [F]

YFa1YSa1YY0.011015，Fa2Sa2=0.0099519 [F]1[F]2 小齿轮的大，应以小齿轮的计算 11）计算模数mt mt32KtT1YYFa1YSa11.7 2dZ1[F]1 取为标准值2

同理求得该轴的其他齿轮模数也都为2 12).确定齿轮参数（20/52）：

1，c0.25 标准齿轮参数： 20,ha 模数m=2mm，齿数z1=20 z2=52 , i=2.6 分度圆直径d1=mz1=40mm，d2=mz2=104mm 中心距a=（d1+d2）/2=72mm 齿宽b=dd140mm

13).确定齿轮参数（28/44）：

1，c0.25 标准齿轮参数： 20,ha 模数m=2mm，齿数z1=28 z2=44 , i=1.57 分度圆直径d1=mz1=56mm，d2=mz2=88mm 中心距a=（d1+d2）/2=72mm 齿宽b=dd156mm

14).确定齿轮参数（36/36）：

1，c0.25 标准齿轮参数： 20,ha 模数m=2mm，齿数z1=36 z2=36 , i=1 分度圆直径d1=mz1=72mm，d2=mz2=72mm 中心距a=（d1+d2）/2=72mm 齿宽b=dd172mm （3）确定3-4轴齿轮模数： 1）按齿根弯曲疲劳强度设计 试选载荷系数Kt2.25

2）计算小齿轮传递的转矩T19.55x10P/n1=111985N·mm

6 3） 选齿宽系数1（非对称布置）

d 4）查得齿形系数YFa12.78，YFa22.24 查得应力修正系数YSa11.56，YSa21.77 5）由式

{1.88-3.2（1/Z1+1/Z2）}cos1.68

Y0.25+0.75/

0.696

6）按齿面硬度查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 7）计算应力循环次数 N160n1jLh=4.4x10 N28Flim1Flim2600MPa

N1/i=1.1x10

8 8)查得弯曲疲劳寿命系数KFN10.85,KFN20.88 9）计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数SF1.3

[[

FF]2=K]1=KFN1FN2Flim1/SF=392.31MPa /SF=406.15MPa

Flim2 10)计算大小齿轮的

YFaYSa

，并进行比较，则 [F]

YFa1YSa1YY，Fa2Sa2=0.0097619 0.0110545[F]1[F]2 小齿轮的大，应以小齿轮的计算 11）计算模数mt mt32KtT1YYFa1YSa12.132 2dZ1[F]1 取为标准值2.5

同理求得该轴的其他齿轮模数也都为2.5 12).确定齿轮参数（20/80）：

1，c0.25 标准齿轮参数： 20,ha 模数m=2.5mm，齿数z1=20 z2=80 , i=4 分度圆直径d1=mz1=50mm，d2=mz2=200mm

中心距a=（d1+d2）/2=125mm 齿宽b=dd150mm

13).确定齿轮参数（50/50）：

1，c0.25 标准齿轮参数： 20,ha 模数m=2.5mm，齿数z1=50 z2=50 , i=1 分度圆直径d1=mz1=125mm，d2=mz2=125mm 中心距a=（d1+d2）/2=125mm 齿宽b=dd1125mm （4）确定4-5轴齿轮模数： 1）按齿根弯曲疲劳强度设计 试选载荷系数Kt2.25

2）计算小齿轮传递的转矩T19.55x10P/n1=447819N·mm 3） 选齿宽系数0.8（非对称布置）

d6 4）查得齿形系数YFa12.78，YFa22.24 查得应力修正系数YSa11.56，YSa21.77 5）由式

{1.88-3.2（1/Z1+1/Z2）}cos1.68

Y0.25+0.75/

0.696

6）按齿面硬度查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 7）计算应力循环次数 N160n1jLh=4.4x10 N28Flim1Flim2600MPa

N1/i=1.1x10

8 8)查得弯曲疲劳寿命系数KFN10.85,KFN20.88 9）计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数SF1.3

[[

FF]2=K]1=KFN1FN2Flim1/SF=392.31MPa /SF=406.15MPa

Flim2 10)计算大小齿轮的

YFaYSa

，并进行比较，则 [F]

YFa1YSa1YY，Fa2Sa2=0.0097619 0.0110545[F]1[F]2 小齿轮的大，应以小齿轮的计算 mt32KtT1YYFa1YSa13.645 2dZ1[F]1 取为标准值4

同理求得该轴的其他齿轮模数也都为4 12).确定齿轮参数（20/80）：

1，c0.25 标准齿轮参数： 20,ha 模数m=4mm，齿数z1=20 z2=80 , i=4 分度圆直径d1=mz1=80mm，d2=mz2=320mm 中心距a=（d1+d2）/2=200mm 齿宽b=dd164mm

13).确定齿轮参数（50/50）：

1，c0.25 标准齿轮参数： 20,ha 模数m=4mm，齿数z1=50 z2=50 , i=1 分度圆直径d1=mz1=200mm，d2=mz2=200mm 中心距a=（d1+d2）/2=200mm 齿宽b=dd1160mm

（5）确定5-6轴齿轮模数（斜齿）： 1）按齿根弯曲疲劳强度设计

试选载荷系数Kt3.125，初选螺旋角15

2）计算小齿轮传递的转矩T19.55x10P/n1=1785435N·mm 3）选齿宽系数d0.7（非对称布置）

4）材料弹性影响系数ZE189.9MPa，节点区域系数ZH2.42 5）由式

6{1.88-3.2（1/Z1+1/Z2）}cos1.672

bsin/mn=1.789＞1，取1

6）Z4-1（1-）0.773 3 Zcos0.98 7)查得

Flim1650MPa,Flim2530MPa

8）计算应力循环次数 N160n1jLh=2.76x10 N27N1/i=1.104x10

7 8)查得接触疲劳寿命系数KHN10.97,KHN20.97 9）计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数SH1

[[

FF]2=K]1=KFN1FN2Flim1/SF=630.5MPa /SF=514.1MPa

Flim2 10)计算小齿轮分度圆d1t，带入[ d1t3F]的小者

2KT1u1ZEZHZZ2()217mm

du[H] 11）确定模数mnd1tcos/Z16.99 取为标准值7 12)中心距amn(Z1Z2)381mm

2cosmn(Z1Z2)15.298

2a 13)螺旋角arccos 14）分度圆直径d1mnZ1/cos217.7mm d2mnZ2/cos544.3mm 15）齿宽bdd1153mm 4.3

轴的设计计算

1).确定主轴的计算转速：

计算转速nj是传动件能传递全部功率的最低转速。各传动件的计算转速可以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。 根据《机械制造装备设计》表2-9，主轴的计算转速为

njnminz13

由转速图可知即：

表4-3各轴转速

轴 计算转速r/min

Ⅰ 1430

Ⅱ 953

Ⅲ 366

Ⅳ 91

Ⅴ 23

Ⅵ 9.6

3).各轴的功率：

取各传动件效率如下：

轴承传动效率:20.99 齿轮传动效率:30.97 则有各传动轴传递功率计算如下：

P24.30.960.994.09kw 1Pd1P2Pd1234.30.960.9920.973.92kw P234.30.960.9930.9723.77kw 3Pd1322P4Pd1234.30.960.9940.9733.62kw P234.30.960.9950.9743.48kw 5Pd1P234.30.960.9960.9753.34kw 6Pd14).计算各轴的输入转矩：

由机械原理可知转矩计算公式为：：T9.55106435465P n

T9.55106P12n128717(Nmm)T9.551062P123n22P132343090(Nmm)

T9.5510

6n343Pd123111985(Nmm)

TIV9.5510TV9.5510666nm43Pd1234478(1N9mm)

nm43Pd1231785435(Nmm)

TVI9.5510nm4277604(Nmm)

5).传动轴的直径估算： Ⅰ轴的设计计算: (1)选择轴的材料 选用45号钢，调质处理。 (2)按扭矩初算轴径

根据机《机械设计》式（15-2）dA03 dA03

Ⅱ轴的设计计算: (1)选择轴的材料 选用45号钢，调质处理。 (2)按扭矩初算轴径

根据机《机械设计》式（15-2）dA03 dA03 Ⅲ轴的设计计算: (1)选择轴的材料

P，并查得A=113，则 nP，并查得A0=113，则 nP4.3113318mm n1430P4.3113318.67mm n953选用45号钢，调质处理 (2)按扭矩初算轴径

根据机《机械设计》式（15-2）dA03P，并查得A=113，则 ndA03Ⅳ轴的设计计算: (1)选择轴的材料 选用45号钢，调质处理 (2)按扭矩初算轴径

P4.3113325.67mm n366.7 根据机《机械设计》式（15-2）dA03P，并查得A=113，则 ndA03Ⅴ轴的设计计算: (1)选择轴的材料 选用45号钢，调质处理 (2)按扭矩初算轴径

P4.3113340mm n91.7 根据机《机械设计》式（15-2）dA03P，并查得A=113，则 ndA03P4.3113364.6mm n23

根据以上计算各轴的直径取值如下表示：

表4-4各轴直径尺寸

轴 最小轴径值

轴

18

轴

19

轴

25

Ⅳ轴 40

Ⅴ轴 65

主轴的设计计算 (1)选择轴的材料 选用45号钢，调质处理

(2)按扭矩初算轴径

根据机《机械设计》式（15-2）dA03P，并查得A=113，则 ndA03P4.3110385mm n9.6 估算主轴直径为85mm

(1)主轴前后轴颈直径的选择

主轴前轴颈直径D1选取，一般按照机床类型、主轴传递的功率或最大加工直径选取。最大回转直径460mm车床，P=4.3KW，前轴颈应D185~100,初选

D1100mm,后轴颈D2(0.7~0.85)D1取D285mm。

(2)主轴内孔直径的确定

很多机床的主轴是空心的，为了不过多的削主轴刚度，一般应保证

d/D0.7，卧式车床的主轴孔径d通常不小于主轴平均直径的55%~60%。

DD1D28510092.5mm经计算选取内孔直径d=60mm。 22

4.4轴承的选用

机床传动轴常采用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升、空载功率和噪

声等方面，球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支撑孔的加工精度要求都比较高。因此球轴承用的更多。但是滚锥轴承内外圈可以分开，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。选择轴承的型号和尺寸，首先取决于承载能力，但也要考虑其他结构条件。

根据《机械设计课程设计》表15-3、表15-6、表15-7可查的各传动轴轴承选取的型号如下：

1).各传动轴轴承选取的型号： (1) 主轴

前支承：30220型圆锥孔双列圆柱滚子轴承: dDB10018037； 后支撑：30217型圆锥滚子轴承:dDB8515030.5；

(2) Ⅰ轴

齿轮:6205深沟球轴承：dDB255215； (3) Ⅱ轴

前、后支承:6205深沟球轴承:dDB255215； (4) Ⅲ轴

前、后支承:6205深沟球轴承:dDB255215 ； (5) Ⅳ轴

前、后支承:6208深沟球轴承:dDB408018 ； (6) Ⅴ轴

前、后支承:7213C角接触球轴承:dDB6512023 ；

4.5 键的选用

主轴上有键槽并且为空心轴，Ⅱ和Ⅲ为花键轴。轴采用光轴，轴和轴因为要安装滑移齿轮所以都采用花键轴。因为矩形花键定心精度高，定心稳定性好，能用磨削的方法消除热处理变形，定心直径尺寸公差和位置公差都能获得较高的精度，故采用矩形花键连接。按GBT11441987规定，矩形花键的定心方式为小径定心。查《机械设计课程设计》表14-2的矩形花键的基本尺寸系列：

轴花键轴的规格NdDB626306；轴花键轴的规格

NdDB626306。Ⅳ轴花键轴规格NdDB840448。Ⅴ轴

花键轴规格NdDB8657112

查《机械设计课程设计》表14-1选择主轴上齿轮处的键，根据轴的直径

d44~50mm，齿轮宽95mm，选用A型平键，键的尺寸选择

键宽b键高h取2214，键的长度L取80mm；轴上齿轮处的键，根据轴的直

径选取键的尺寸为键宽b键高h为128，键的长度为100mm。

4.6 圆盘摩擦离合器的选择和计算

1).摩擦面的径向尺寸

摩擦面的内径可取：D1d(2~6)

d为轴段的直径，所以D127~31mm，取D130mm 摩擦面的外径：D2(1.25~2)D1

D237.5~60mm，取D156mm

2).摩擦片数目

由公式Z3Tc2u[p](R33 2R1)KZTKTcK vKm式中：K为工作系数

KZ--摩擦面对数修正系数。

Kv滑动速度系数 Km离合器合频系数

p--摩擦工作面的平均压强。

R1 R2--摩擦面的内外半径。

T--离合器的计算转矩。 u--摩擦系数。

选用摩擦副材料匹配为淬火钢-淬火钢，u0.1,K1.3,KZ1,Kv1,Km0.84。

由上式求的z4.3，取z5

故摩擦片总数为Z16片，内摩擦片为8片。

查的P1，

4.7轴承端盖设计

d0d31；D0D2.5d3；D2D02.5d3；e1.2d3；D5D03d3；D4D(10~15)；D6D(2~4)；m由结构确定；D为轴承外径；d3为螺钉直径；

图4-1 轴承端盖示意图

参照《机械设计课程设计》减速器端盖设计方案来设计主轴箱端盖，材料采用HT150，依据轴承外径确定各端盖的结构尺寸，详见装配图纸尺寸。

五、动力计算

5.1齿轮的强度校核

在验算变速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大、齿数最小的齿轮进行接触应力和弯曲应力的校核计算。 计算公式F2KT1YFaYSa 32dmz11).校核第一传动组齿轮

校核齿数为36/54，确定各项参数： (1)PΙ4.3KW，nΙ1430r/min，T9550 (2)确定动载系数：vP4.3Ⅰ955028717Nmm n1430Ⅰ2.694m/s

dn601000721430601000齿轮精度为8级，由《机械设计》表10-2查使用系数KA1.2，图10-8查动载系数Kv1.08

(3)bdd65mm

(4)确定齿向载荷分配系数：取齿宽系数d0.9 查《机械设计》表10-4得KH1.417 由

b244.2，查《机械设计》图10-13得KF1.75 h5.6 (5)确定齿间载荷分配系数：Ft由

2T228717797.7N d72KAFt1.25797.715.34N/mm，查《机械设计》表10-3得 b65KH1.324，KF1.464

(6)确定动载系数：KKAKvKHKF1.251.181.3241.73.32 (7)查《机械设计》表10-5，取齿形系数YFa2.52，应力校正系数YSa1.625 (8)许用接触应力，失效率1%，安全系数SH1

[H]1KHN1Hlim1/SH979MPa[H]2KHN2Hlim2/SH1034MPa 代入[H]中的小者

HZEZHZ2KT1u1730.53[H]1

bd12u强度足够

2).校核第二传动组齿轮

校核齿数为24的即可，确定各项参数： (1)PΙΙ3.65KW，nΙΙ450r/min，T9550 (2)确定动载系数：vP3.65Ⅱ955026.17Nm nⅡ450dn601000304506010004.396m/s

齿轮精度为7级，由《机械设计》表10-2查使用系数KA1.25，图10-8查动载系数Kv1.15 (3)bmm8324mm

(4)确定齿向载荷分配系数：取齿宽系数d1 查《机械设计》表10-4得KH1.4134

由

b243.6，查《机械设计》图10-13得KF1.24 h6.752T239.8103884.4N d90 (5)确定齿间载荷分配系数：Ft由

KAFt1.25884.446.06N/mm，查《机械设计》表10-3得 b24KHKF1.4

(6)确定动载系数：KKAKvKHKF1.251.151.41.242.5 (7)查《机械设计》表10-5，取齿形系数YFa2.55，应力校正系数YSa1.61 (8)计算弯曲疲劳许用应力

查《机械设计》图10-20c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE420Mp，图10-18得KN0.9，S1.4，则：FKNFE0.9420270Mp，S1.4FYFaYSaKF2.5884.427030.7165.77,故合适。 65.77，tbm2432.551.613).校核第三传动组齿轮

校核齿数为40的即可，确定各项参数： (1)PΙΙΙ3.51KW，nΙΙΙ224r/min，TΙΙ9550 (2)确定动载系数：vPΙΙΙ3.51955039.8Nm nΙΙΙ224dn601000302246010004.22m/s

齿轮精度为7级，由《机械设计》表10-2查使用系数KA1.25，图10-8查动载系数Kv1.15 (3)bmm8432mm

(4)确定齿向载荷分配系数：取齿宽系数d1 查《机械设计》表10-4得KH1.4134 由

b323.56，查《机械设计》图10-13得KF1.24 h92T239.8103621.9N d128 (5)确定齿间载荷分配系数：Ft由

KAFt1.25621.924.29N/mm，查《机械设计》表10-3得 b32KHKF1.4

(6)确定动载系数：KKAKvKHKF1.251.151.41.242.5 (7)查《机械设计》表10-5，取齿形系数YFa2.5，应力校正系数YSa1.63 (8)计算弯曲疲劳许用应力

查《机械设计》图10-20c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE420Mp，图10-18得KN0.9，S1.4，则：FKNFE0.9420270Mp，S1.4F2705621.9YKF2.2.51.6366.26，tbm32412.1566.26,故合适。 FaYSa5.2各传动轴轴承的校核

假定：按两班制工作，工作期限10年，每年按300天计，T=48000h， 依据《机械设计》轴承校核公式如下：

Lh500(Cfnp)Tfhh或CjfKAKHPKfKHOP0C(N)nPKAKHPKFKHOP0；Lh额定寿命h；C额定动载荷N；Th滚动轴承的许用寿命h，一般取10000~15000h；寿命指数，对球轴承3，对滚子轴承103；fn速度系数，f100n3n；n轴承的计算转速r/min；fLhh寿命系数，fh500；

KA使用系数；KHP功率利用系数；KHO转化变化系数；

Kf齿轮轮换工作系数；P0-当量动载荷（N），P

0XFrYFa；Fr径向负荷（N）；Fa轴向负荷（N）；X、Y径向、轴向系数；1). Ⅰ轴轴承校核

已知选用轴承为：深沟球轴承 6305 GB276-89:dDB256217；基本额定动载荷Cr17.2KN；由于该轴的转速为定值900r/min； 最小齿轮直径d60mm；

Ⅰ轴传递转矩T9550齿轮受到的切向力FtP3.84Ⅰ955021.54Nm n900Ⅰ2TΙ221.541000478.67KN d60齿轮受到的轴向力FaFttan478.6700KN 齿轮受到的径向力FrFttan478.67tan20174.24KN cos因此轴承当量动载荷P0XFrYFaFr174.24KN

0，查《机械设计》表13-5得X=1，Y=0）

(查《机械设计》得20，fnz10031000.3； 3n3900K0.8Kf0.8；KHO0.96；HP；；

z3KA1.2517.210000.3CfLh500rn5001.250.80.80.96174.24 P28667634.706hTh103001648000h 因此该轴承符合要求，选取合适。

同理可校核其他传动轴轴承，经校核各轴轴承选取均合适。

5.3主轴的校核

主轴刚度校验：

机床在切削加工过程中，主轴的负荷较重，而允许的变形量很小，因此决定主轴结构尺寸的主要因素是它的变形大小。对于普通机床的主轴，一般只进行刚度验算。通常能满足刚度要求的主轴，也能满足强度要求。只有重载荷的机床的主轴才进行强度验算。对于高速主轴，还要进行临界转速的验算，以免发生共振。

以弯曲变形为主的机床主轴(如车床、铣床)，需要进行弯曲刚度验算，以扭转变形为主的机床（如钻床），需要进行扭转刚度验算。当前主轴组件刚度验算方法较多，没能统一，还属近似计算，刚度的允许值也未做规定。考虑动态因素的计算方法，如根据部产生切削颤动条件来确定主轴组件刚度，计算较为复杂。现在仍多用静态计算法，计算简单，也较适用。

主轴弯曲刚度的验算；验算内容有两项：其一，验算主轴前支撑处的变形转角，是否满足轴承正常工作的要求；其二，验算主轴悬伸端处的变形位移y，是否满足加工精度的要求。对于粗加工机床需要验算、y值；对于精加工或半精加工机床值需验算y值；对于可进行粗加工由能进行半精的机床（如卧式车床），需要验算值，同时还需要按不同加工条件验算y值。

支撑主轴组件的刚度验算，可按两支撑结构近似计算。如前后支撑为紧支撑、中间支撑位松支撑，可舍弃中间支撑不计（因轴承间隙较大，主要起阻尼作用，对刚度影响较小）；若前中支撑位紧支撑、后支撑为松支撑时，可将前中支距L1当做两支撑的之距计算，中后支撑段主轴不计。

机床粗加工时，主轴的变形最大，主轴前支撑处的转角有可能超过允许值，故应验算此处的转角。因主轴后支撑的变形一般较小，故可不必计算。

主轴在某一平面内的受力情况如图：

图5-1 主轴受力图

在近似计算中可不计轴承变形的影响，则该平面内主轴前支撑处的转角用下 式计算：

1cFaL0.5Qbc(1)MLMLA3EIL1cFaL(1)0.5Qbc(1)ML(1)3EIL

切削力F'的作用点到主轴前支承支承的距离S=a+W，对于普通车床，W=0.4H，（H是车床中心高，设H=200mm)。

则：S1200.4200200mm 当量切削力的计算：F4aW'10580F201.2335.3N a105主轴惯性矩I0.05(ded4) 式中：

F主轴传递全部功率时，作用于主轴端部的当量切削力（N）；Q主轴传递全部功率时，作用于主轴上的传动力（N）；M轴向切削力引起的力偶矩（Ncm），若轴向切削力较小（如车床、磨床），M可忽略不计；MA主轴前支撑反向力矩；支撑反力系数；a主轴悬伸量（cm）；L、a、c主轴有关尺寸（cm）；E主轴材料的弹性模量（MPa），钢E2.1107MPa；D主轴当量外径（cm）；L主轴支撑段的惯性矩（cm4）；Id主轴孔径。 ∴1c FaL(1)0.5Qbc(1)ML(1)3EIL64(D4d4)；126.68335.310518.480.53736.75.427.8(1)7632.1102.631032.08

5.67104radrad；所以可知主轴前支撑转角满足要求。 因为0.0015.4键的校核

主轴上键的强度校核：·

主轴与齿轮的联接采用普通平键联接，轴径d=70mm；齿轮宽度L=95mm；传

递扭；选用A型平键，由于主轴空心所以选择键尺寸:221480，l80mm。需传递的转矩为：

TV9550P3.37Ⅳ955038.2Nm nⅣ315查《机械设计》表6-2得[]p110MPa。由《机械设计》式（6-1）可得

P2T1000/kld22011000/(77080)2.41MPa[]P110MPa 。

由上式计算可知挤压强度满足。同理可校核其他键，经校核各键选取均合适。

六、润滑设计及润滑油选择

6.1润滑设计

1).主轴转速高，必须保证充分润滑，一般常用单独的油管将油引到轴承处。 2).主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要且困难。防漏的措施有两种： (1)堵——加密封装置防止油外流。

主轴转速高，多采用非接触式的密封装置，形式很多，一种轴与轴承盖之间留0.1～0.3mm的间隙（间隙越小，密封效果越好，但工艺困难）。还有一种是在轴承盖的孔内开一个或几个并列的沟槽（圆弧形或v形），效果比上一种好些。在轴上增开了沟槽（矩形或锯齿形），效果又比前两种好。

在有大量切屑、灰尘和冷却液的环境中工作时，可采用曲路密封，曲路可做成轴向或径向。径向式的轴承盖要做成剖分式，较为复杂。

(2)疏导——在适当的地方做出回油路，使油能顺利地流回到油箱。 3).其他问题：主轴上齿轮应尽可能靠近前轴承，大齿轮更应靠前，这样可以减小主轴的扭转变形。

主轴的直径主要取决于主轴需要的刚度、结构等。各种牌号钢材的弹性

模量基本一样，对刚度影响不大。主轴一般选优质中碳钢即可。精度较高的机床主轴考虑到热处理变形的影响，可以选用40Cr或其他合金钢。主轴头部需要淬火，硬度为HRC50～55。其他部分处理后，调整硬度为HBS220～250。

4).本机床采用结构简单的飞溅润滑。 (1)飞溅润滑

要求贱油件的圆周速度为0.6～8米/秒，贱油件浸油深为10～20毫米（不大于2～3倍轮齿高）。速度过低或浸油深度过浅，都达不到润滑目的，速度过高或浸油深度过深，搅油功率损失过大产生热变形大，且油液容易气化，影响机床的正常工作。油的深度要足够，以免油池底部杂质被搅上来。 (2)进油量的大小和方向

回油要保证畅通，进油方向要注意轴承的泵油效应，即油必须从小端进大端出。

箱体上的回油孔的直径应尽可能的大些，一般应大于进油孔的直径。箱体上放置油标，一边及时检查润滑系统工作情况。 (3)放油孔

应在箱体适当位置上设置放油孔，放油孔应低于油池底面，以便放净油，为了便于接油最好在放油孔处接长管。 (4)防止或减少机床漏油

箱体上外漏的最低位置的孔应高出油面。

轴与法兰盖的间隙要适当，通常直径方向间隙1～1.5毫米。 主轴上常采用环形槽和间隙密封，效果要好，槽形的方向不能搞错。 箱盖处防漏油沟设计成沟边向箱体油沟内侧偏一定距离，大约为3～5毫米。

6.2润滑油的选择

本次设计为小型主轴箱，润滑油的选择与轴承的类型、尺寸、运转条件有关，速度高选粘度低的，反之选粘度高的。润滑油粘度通常根据主轴前颈和主轴最高转速选择。所以选择全损耗系统用油（GB443-89），代号:L-AN15。

七、总结

金属切削机床主轴箱的课程设计任务完成了，虽然设计的过程比较繁琐，遇到很多问题,而且刚开始还有些不知所措，但是在同学们的共同努力和帮助下，再加上老师的悉心指导，我终于顺利地完成了这次设计任务。本次设计巩固和深化了课堂理论教学的内容，锻炼和培养了我综合运用所学过的知识和理论的能

力，使我独立分析、解决问题的能力得到了强化。

设计是一个系统的过程，通过这个过程，我们学会了分析问题、解决问题的一些基本的方法，让我们系统回顾了大学四年学过的知识，也为我们将来的工作打下了基础。在整个过程中,我发现我们学生最最缺少的是经验,没有感性的认识,空有课本上少得可怜的理论知识,有些知识甚至与实际脱节。其次，我也认识和学到了很多关于机械零件装备工艺的设计方法和流程，同时提高了我动手查阅手册的能力，它能考察出一个学生对专业知识掌握的深度和广度，也是检验我们学习能力的一个良好挈机。总体来说,我觉得做这种类型的课程设计对我们的帮助是非常大的,它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来,有时候,一个人的力量是有限的,这就需要我们发扬团队精神，大家相互学习，共同进步。努力克服自己的缺点，这样我们的作品才会更完美!感谢我的老师，是你们教给我知识，给我攀登知识高峰的绳索，教育我如何为人处世！感谢我的同学，你们的帮助让我知道人生真情难寻，不管什么时候都不是一个人在孤军奋战，而是我们一起共进退。相信我们可以做得更好！

八、参考文献

[1] 关慧珍，冯辛安．机械制造装备设计[M]．北京：机械工业出版社，2009． [2] 濮良贵，纪名刚．机械设计[M]．北京：高等教育出版社，2006． [3] 关慧珍，徐文骥．机械制造装备设计课程设计指导书[M]．北京：机械工业出版社，2013．

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[7] 何晓柏．机械设计手册[M]．北京：机械工业出版社，2007． [8] 周开勤．机械零件手册[M]．北京：高等教育出版社，2001． [9]朱冬梅，胥北澜，何建英．画法几何及机械制图[M]．北京：高等教育出社社，2008．

[10]蒋晓．AutoCAD2010中文版机械制图标准实例教程[M]．北京：清华大学出版社，2011．