C6132普通车床主传动系统设计说明书

确定主轴的最高转速和最低转速，应该在所机床几种典型加工方式的切削用量和参考现有同类型机床的技术性能的基础上，并按照“技术上先进，经济上合理”的原则进行。 安徽建筑工业学院 毕 业 设 计 (论 文) 专 业 机械设计及自动化 班 级 06机械2班 姓 名 学 号 课 C6132普通车床主传动系统设计 指导教师 魏常武 2010 年 6 月 10 日 摘要 主传动系统设计是机床设计中非常重要的组成部分，本次设计主要由机床的级数入手，于结构式、结构网拟定，再到齿轮和轴的设计，再选择各种主传动配合件，对轴和齿轮及配合件进行校核，将主传动“结构化”，设计主轴变速箱装配图及零件图，侧重进行传动轴组件、主轴组件、变速机构、箱体、润滑与密封、传动轴及滑移齿轮零件的设计，完成设计任务。 本次突出了结构设计的要求，在保证机床的基本要求下，根据机床设计的原则，拟定机构式和结构网，对机床的机构进行精简，力求降低生产成本；主轴和齿轮设计在满足强度需要的同时，材料的选择也是采用折中的原则，没有选择过高强度的材料从而造成浪费。 【关键词】车床、主传动系统、结构式、电动机。 Abstract Main drive system design is Very important part of the Machine Design,The design of the series to start primarily by machine,In the structure, the structure network developed, to the design of gears and shafts,Choose a variety of main drive with the pieces of the shaft and gear, and checked with the parts ，design and motive of completion sport spread the lord to move the project"the structure turn" , Design a principal axis to become soon a box assemble diagram and spare parts diagram and lay particular emphasis on to carry on spread to move stalk module, principal axis module and become soon organization, box a body, lubricate and seal completely, spread to move stalk and slippery move wheel gear spare parts of design to complete design tasks. This highlights the structural design requirements,under the basic requirements for ensuring the machine ,According to the principles of machine tool design,Development of institutional and structural net,Streamlining of the machine tool sector,Strive to reduce production costs,No choice of materials resulting in high strength waste. 【Keywords】lather, Main drive system,Structure , Electric motor. 目录 绪论TOC \o "1-3" \h \u HYPERLINK \l _Toc17236 1 HYPERLINK \l _Toc22768 1.主轴极限转速的确定 2 HYPERLINK \l _Toc31346 2. 主动参数的拟定 3 HYPERLINK \l _Toc7452 2.1确定传动公比 3 HYPERLINK \l _Toc21761 2.2主电动机的选择 4 HYPERLINK \l _Toc27990 3.普通车床的规格 5 HYPERLINK \l _Toc17724 4.变速结构的设计 5 HYPERLINK \l _Toc30728 4.1确定变速组及各变速组中变速副的数目 5 HYPERLINK \l _Toc6295 4.2结构式的拟定 5 HYPERLINK \l _Toc4806 4.3结构网的拟定 8 HYPERLINK \l _Toc15513 4.4各变速组的变速范围及极限传动比 9 HYPERLINK \l _Toc12842 4.5确定各轴的转速 9 HYPERLINK \l _Toc963 4.6绘制转速图 10 HYPERLINK \l _Toc5573 4.7确定各变速组变速副齿数 10 HYPERLINK \l _Toc12872 4.8绘制变速系统图 12 HYPERLINK \l _Toc28757 5.传动件的设计 13 HYPERLINK \l _Toc6625 5.1带轮的设计 13 HYPERLINK \l _Toc22233 5.2传动轴的直径估算 16 HYPERLINK \l _Toc1293 5.3确定各轴转速 16 HYPERLINK \l _Toc21834 5.4传动轴直径的估算：确定各轴最小直径 17 HYPERLINK \l _Toc30071 5.5键的选择、传动轴、键的校核 18 HYPERLINK \l _Toc15862 6.各变速组齿轮模数的确定和校核 20 HYPERLINK \l _Toc5718 6.1齿轮模数的确定： 20 HYPERLINK \l _Toc12496 6.2齿轮的设计 24 HYPERLINK \l _Toc2818 7.齿轮校验 26 HYPERLINK \l _Toc569 7.1齿轮强度校核 26 HYPERLINK \l _Toc17181 7.1.1校核a组齿轮 26 HYPERLINK \l _Toc9479 7.1.2 校核b组齿轮 28 HYPERLINK \l _Toc2294 7.1.3 校核c组齿轮 29 HYPERLINK \l _Toc6617 8.主轴组件设计 31 HYPERLINK \l _Toc25616 8.1主轴的基本尺寸确定 31 HYPERLINK \l _Toc13817 8.1.1外径尺寸D 31 HYPERLINK \l _Toc30976 8.1.2主轴孔径d 31 HYPERLINK \l _Toc26202 8.1.3主轴悬伸量a 33 HYPERLINK \l _Toc6384 8.1.4支撑跨距L 33 HYPERLINK \l _Toc30578 8.1.5主轴最佳跨距的确定 33 HYPERLINK \l _Toc1678 8.2主轴刚度验算 35 HYPERLINK \l _Toc28931 8.3主轴刚度验算 36 HYPERLINK \l _Toc25399 8.4各轴轴承的选用的型号 38 HYPERLINK \l _Toc19730 谢辞 38 HYPERLINK \l _Toc3729 小结 38 HYPERLINK \l _Toc19347 参考文献 39 C6132普通车床主传动系统设计 机械与电气工程学院 机械设计制造及其自动化专业 06机械2班 李昌平 指导教师 魏常武 绪论 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，如机床主轴油足够的转速范围和转速级数；满足机床传递动力的要求。 本文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，使机床设计的最为合理。 本文从开始到结束的流程如下： ※ 查阅资料，拟定计划； ※ 拟定传动结构，绘制草图； ※ 设计传动件和零件； ※ 校核零件、组件； ※ 绘图，编写论文#说明书#。 1.主轴极限转速的确定 确定主轴的最高转速和最低转速，应该在分析所设计机床几种典型加工方式的切削用量和参考现有同类型机床的技术性能的基础上，并按照“技术上先进，经济上合理”的原则进行。 由于通用性机床加工对象很广，不同工序所采用的切削用量相差悬殊，而且加工零件的尺寸变换也很大，所以要合理地确定其极限转速是一个复杂的任务，必须对有关加工工序和切削用量进行分析，在分析切削用量的过程中，应特别注意下列几点： 1.考虑先进加工方法，但所选的切削用量不应该是个别记录，而应该具有普遍性。 2.应考虑刀具材料的发展趋势。例如普通车到在大多数情况下已经采用硬质合金，目前陶瓷刀具也已开始应用等情况。 3.最高和最低转速不能仅用计算方法来确定。还应该和先进的同类机床比较，因为过大的转速范围不仅不能充分发挥其性能，而且还可能使结构无法实现。在传动系统拟定好以后，验算各主要传动件的最大圆周速度应不超过允许值。 主轴最高和最低转速可按下列计算： = (rpm) = (rpm) 其中： 、 ——主轴最高、最低转速（m/min）； 、 ——典型工序的最大、最小切削速度（m/min）； 、 ——最大、最小计算直径。 普通车床采用最大速度 的典型工序一般为用硬质合金车刀精车或半精车钢质轴类工件的外圆，取 =200r/min。 采用最小速度 的典型工序又以下几种情况： 1.在低速光车，要求获得粗糙度小于R3.2μm； 2.精铰孔 3.加工各种螺纹及多头螺纹； 4.用高速钢车刀，对铸铁材料的盘类工件进行粗车端面工作，取 =25r/min。 一般取计算直径： =0.5D =(0.2~0.25) 式中D为最大工件回转直径，即主参数(mm)。 当典型工序为铰孔或加工螺纹时，应按在车床上常用最大铰孔直径或经常加工的最大螺纹直径作为最大计算直径 ，根据调研可推荐： 0.2 ,( 为刀架上最大工件回转直径） 故 = = =1990 r/min，取 =2000 r/min； = =49.65 r/min， 取 =45 r/min； 与本次设计给定的参数相差不大，取计算值。 2. 主动参数的拟定 2.1确定传动公比 根据《机械制造装备设计》 （3-2）因为已知 ∴ Z= +1 ∴ = = =1.411 根据《机械制造装备设计》 表3-5 标准公比 。这里我们取标准公比系列 =1.41. 因为 =1.41=1.06 ，根据《机械制造装备设计》 表3-6标准数列。首先找到最小极限转速25，再每跳过5个数（1.26～1.06 ）取一个转速，即可得到公比为1.41的数列：45、63、90、125、180、250、355、500、710、1000、1400、2000。 2.2主电动机的选择 合理的确定电机功率P，使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。 现在以常见的中碳钢为工件材料，取45号钢，正火处理，车削外圆，表面粗糙度 =3.2mm。采用车刀具，可转位外圆车刀，刀杆尺寸：16mm 25mm。刀具几何参数： =15 ， =6 ， =75 ， =15 ， =0 ， =-10 ，b =0.3mm，r =1mm。 现以确定粗车是的切削用量为设计： 确定背吃刀量 和进给量f，根据《切削加工简明实用手册》 表8-50， 取4mm，f取1 。 确定切削速度，参《切削加工简明实用手册》 表8-57，取V =2 。 机床功率的计算， 主切削力的计算 根据《切削加工简明实用手册》 - 表8-59和表8-60，主切削力的计算公式及有关参数： F =9.81 =9.81 270 4 0.92 0.95 =4495.4（N） 切削功率的计算 = =4495.4×2× =9kw； 取机床的效率为0.85， 根据《机械设计课程设计手册》 表12-1 Y系列（IP44）电动机的技术数据,Y系列（IP44）电动机为一般用途全封闭自扇冷式笼型异步电动机，具有防尘埃、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点，B级绝缘，工业环境温度不超过+40℃，相对湿度不超过95%，海拔高度不超过1000m，额定电压380V，频率50Hz。适用于无特殊要求的机械上，如机床，泵，风机，搅拌机，运输机，农业机械等。 根据以上要求，选取Y160M-4型三相异步电动机，额定功率11kW,满载转速1460 ，质量123kg。 3.普通车床的规格 根据以上的计算和设计任务书可得到本次设计车床的基本参数： 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数表 工件最大回转直径 (mm) 最高转速 ( ) 最低转速 ( ) 电机功率 P（kW） 公比 转速级数Z 320 2000 45 11 1.41 12 4.变速结构的设计 拟定变速方案，包括变速型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个变速系统的确定。变速型式则指变速和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的变速型式、变速类型。 变速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，确定变速方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。 变速方案有多种，变速型式更是众多，比如：变速型式上有集中变速，分离变速；扩大变速范围可用增加变速组数，也可采用背轮结构、分支变速等型式；变速箱上既可用多速电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。 显然，可能的方案有很多，优化的方案也因条件而异。 4.1确定变速组及各变速组中变速副的数目 级数为Z的变速系统由若干个顺序的变速组组成，各变速组分别有 、 ……个变速副。即 变速副中由于结构的限制以2或3为合适，即变速级数Z应为2和3的因子： ，可以有三种方案： 4.2结构式的拟定 对于12=3×2×2传动式，有6种结构式和对应的结构网。分别为： 根据主变速系统设计的一般原则： ※ 传动副前多后少的原则； 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； ※ 传动顺序与扩大顺序相一致的原则； 比较两组变速方案 和 结构图如下页： 通过两种方案的比较，后一种方案因第一扩大组在最前面，Ⅱ轴的转速范围比前种方案大，如两种方案Ⅱ轴的最高转速一样，后一种方案Ⅱ轴的最低转速较低，在传递相等功率的情况下，受的转矩较大，传动件的尺寸也就比前种方案大。 ※ 变速组的降速要前慢后快，中间轴的速度不易超过电动机的转速； 根据以上的原则我们最终确定的传动方案是： 4.3结构网的拟定 根据中间变速轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下： 传动系的结构网 4.4各变速组的变速范围及极限传动比 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， 1/4，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 ，斜齿轮比较平稳，可取 ，故变速组的最大变速范围为 / ≤8～10。 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： 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。 其中， ， ∴ ，符合要求 4.5确定各轴的转速 分配总降速变速比 总降速变速比 又电动机转速 不符合转速数列标准，因而增加一定比变速副。 ②确定变速轴轴数 变速轴轴数 = 变速组数 + 定比变速副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。 ③在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按变速顺序依次设为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ（主轴）。Ⅰ与Ⅱ、Ⅱ与Ⅲ、Ⅲ与Ⅳ轴之间的变速组分别设为a、b、c。现由Ⅳ（主轴）开始，确定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速。 ⑴先来确定Ⅲ轴的转速 变速组c 的变速范围为 ，故两个传动副的传 动比必然是两个极限值： 、 结合结构式， Ⅲ轴的转速只有一种可能：180、250、355、500、710、1000 ⑵确定轴Ⅱ的转速 变速组b的级比指数为3，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致变速比太小，可取 轴Ⅱ的转速确定为：500、710、1000。 ⑶定轴Ⅰ的转速 对于轴Ⅰ，其级比指数为1,可取： = = = = = 确定轴Ⅰ转速为1000，电动机于轴Ⅰ的定变传动比为 1460/1000=1.46 4.6绘制转速图 转速图 4.7确定各变速组变速副齿数 确定齿轮齿数的原则和要求： ①齿轮的齿数和 不应过大；齿轮的齿数和 过大会加大两轴之间的中心距，使机床结构庞大，一般推荐 ≤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 ≥18； ※受结构限制的最小齿轮最小齿数应大于18～20； ※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）之间又误差，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 % -要求的主轴转速； -齿轮传动实现的主轴转速； 齿轮齿数的确定，当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和 及小齿轮的齿数可以从《机械制造装备设计》表3-9中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于18～20。采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于4，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。 根据《机械制造装备设计》 ,查表3-9各种常用变速比的使用齿数。 ⑴变速组a: =1 =1/ =1/1.41 =1/2 ※确定最小齿轮的齿数 及最小齿数和 该变速组内的最小齿轮必在i=1/2的齿轮副中，根据结构条件，假设最小齿数为 =22时，查表得到 =66。 ※找出可能采用的齿数和诸数值 =1 =……60、62…… =1.41 =……60、63…… =2 =……60、63…… 在具体结构允许下，选用较小的 为宜，现确定 =72， 确定各齿数副的齿数 i=2，找出 =24， = - =72-24=48； i=1.41，找出 =30， = - =42； i=1 ，找出 =36， =36； ⑵变速组b的齿数确定： =1 =1/ =1/2.82 故变速组中最小齿轮必在1/ 的齿轮副中，假设最小齿数为 =22， =84， 同上，去 =84，查得 =22， =42； =62， =42。 ⑶变速组c齿数确定 同上可得 =30， =18， 60， =72。 4.8绘制变速系统图 5.传动件的设计 5.1带轮的设计 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。电动机转速n=1460r/min,传递功率P=11kW,传动比i=1.46，两班制，一天运转16小时，工作年数10年。 (1)选择三角带的型号 由《机械设计》 表8-7工作情况系数 查的共况系数 =1.2。 故根据《机械设计》 公式（8-21） 式中P--电动机额定功率， --工作情况系数 因此根据 、 由《机械设计》 图8-11普通V带轮型图选用B型。 (2)确定带轮的基准直径 ， 带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径 不宜过小，即 。查《机械设计》 表8-8、图8-11和 表8-6取主动小带轮基准直径 =140 。 由《机械设计》 公式(8-15a) 式中： -小带轮转速， -大带轮转速， -带的滑动系数，一般取0.02。 故 ， 由《机械设计》 表8-8取圆整为200mm。 (3)验算带速度V， 按《机械设计》 式（8-13）验算带的速度 V= 所以 ，故带速合适。 (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： 根据《机械设计》 经验公式（8-20） 0.7（140+200）≤ ≤2（140+200） 238≤ ≤680 取 =600mm. (5)三角带的计算基准长度 由《机械设计》 公式（8-22）计算带轮的基准长度 =1735.3 由《机械设计》 表8-2，圆整到标准的计算长度 L=1800mm (6)确定实际中心距 按《机械设计》 公式（8-23）计算实际中心距 A= + =600+ =632.35mm (7)验算小带轮包角 根据《机械设计》 公式（8-25） ，故主动轮上包角合适。 (8)确定三角带根数 根据《机械设计》 式（8-26）得 查表《机械设计》 表8-4d由 i=1.46和 得 = 0.15KW 查表《机械设计》表8-5， =0.98；查表《机械设计》表8-2，长度系数 =0.92 所以取 根 (9)计算预紧力 查《机械设计》表8-3，q=0.1kg/m 由《机械设计》式（8-27） 其中： -带的变速功率,KW； v-带速,m/s； q-每米带的质量，kg/m；取q=0.1kg/m。 v = 1460r/min = 10.7m/s。 （10）计算作用在轴上的压轴力 带轮结构设计 ⑴带轮的材料 常用的V带轮材料为HT150或HT200，转速较高时可以采用铸钢或钢板冲压焊接而成，小功略时采用铸铝或塑料。 ⑵带轮结构形式 V带轮由轮缘、轮辐和轮毂组成，根据轮辐结构的不同可以分为实心式（《机械制图》图8-14a）、腹板式（《机械制图》图8-14b）、孔板式（《机械制图》图8-14c）、椭圆轮辐式（《机械制图》图8-14d）。V带轮的结构形式与基准直径有关，当带轮基准直径 （d为安装带轮的轴的直径，mm）时。可以采用实心式，当 可以采用腹板式， 时可以采用孔板式，当 时，可以采用轮辐式。 带轮宽度： 。 D=90mm是深沟球轴承6210轴承外径，其他尺寸见带轮零件图。 ⑶V带轮的论槽 V带轮的轮槽与所选的V带型号相对应，见《机械制图》表8-10. 槽型 与 相对应得 B 14.0 3.50 10.8 11.5 — — V带轮的轮槽与所选的V带型号 V带绕在带轮上以后发生弯曲变形，使V带工作面夹角发生变化。为了使V带的工作面与大论的轮槽工作面紧密贴合，将V带轮轮槽的工作面得夹角做成小于 。 V带安装到轮槽中以后，一般不应该超出带轮外圆，也不应该与轮槽底部接触。为此规定了轮槽基准直径到带轮外圆和底部的最小高度 。 轮槽工作表面的粗糙度为 。 ⑷V带轮的技术要求 铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有傻眼、裂缝、缩孔及气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面缺陷进行修补；转速高于极限转速的带轮要做静平衡，反之做动平衡。其他条件参见 中的规定。 5.2传动轴的直径估算 传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大变形。因此疲劳强度一般不失是主要矛盾，除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变形。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。 5.3确定各轴转速 ⑴确定主轴计算转速： 计算转速 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3-10，主轴的计算转速为 ⑵各变速轴的计算转速： ①轴Ⅲ的计算转速可从主轴125r/min按72/18的变速副找上去，轴Ⅲ的计算转速 为 180r/min； ②轴Ⅱ的计算转速 为500r/min； ③轴Ⅰ的计算转速 为1000r/min。 ⑶各齿轮的计算转速 各变速组内一般只计算组内最小齿轮，也是最薄弱的齿轮，故也只需确定最小齿轮的计算转速。 变速组c中，18/72只需计算z = 18 的齿轮，计算转速为500r/min； 变速组b计算z = 22的齿轮，计算转速为500r/min； 变速组a应计算z = 24的齿轮，计算转速为1000r/min。 ⑷核算主轴转速误差 ∵ ∴ 所以合适。 5.4传动轴直径的估算：确定各轴最小直径 根据《机械设计手册》 表7-13， ，并查《金属切削机床设计》表7-13得到 取1. ①Ⅰ轴的直径：取 ②Ⅱ轴的直径：取 ③Ⅲ轴的直径：取 其中：P-电动机额定功率（kW）； -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（ ）； -传动轴允许的扭转角（ ）。 当轴上有键槽时，d值应相应增大4～5%;当轴为花键轴时，可将估算的d值减小7%为花键轴的小径;空心轴时，d需乘以计算系数b，b值见《机械设计手册》表7-12。Ⅰ和Ⅳ为由键槽并且轴Ⅳ为空心轴，Ⅱ和Ⅲ为花键轴。根据以上原则各轴的直径取值： ， 和 在后文给定， 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，故我采用矩形花键连接。按 规定，矩形花键的定心方式为小径定心。查《机械设计手册》 的矩形花键的基本尺寸系列， 轴花键轴的规格 ； 轴花键轴的规格 。 ④各轴间的中心距的确定： ； ； ； 5.5键的选择、传动轴、键的校核 查《机械设计手册》表6-1选择轴 上的键，根据轴的直径 ，键的尺寸选择 ，键的长度L取22。主轴处键的选择同上，键的尺寸为 ，键的长度L取100。 7.传动轴的校核 需要验算传动轴薄弱环节处的倾角荷挠度。验算倾角时，若支撑类型相同则只需验算支反力最大支撑处倾角；当此倾角小于安装齿轮处规定的许用值时，则齿轮处倾角不必验算。验算挠度时，要求验算受力最大的齿轮处，但通常可验算传动轴中点处挠度（误差<%3）。 当轴的各段直径相差不大，计算精度要求不高时，可看做等直径，采用平均直径 进行计算，计算花键轴传动轴一般只验算弯曲刚度，花键轴还应进行键侧挤压验算。弯曲刚度验算；的刚度时可采用平均直径 或当量直径 。一般将轴化为集中载荷下的简支梁，其挠度和倾角计算公式见《金属切削机床设计》表7-15.分别求出各载荷作用下所产生的挠度和倾角，然后叠加，注意方向符号，在同一平面上进行代数叠加，不在同一平面上进行向量叠加。 ①Ⅰ轴的校核：通过受力分析，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对Ⅰ轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核 最大挠度： 查《机械制造装备设计》表3-12许用挠度 ； 。 ②Ⅱ轴、Ⅲ轴的校核同上。 键和轴的材料都是钢，由《机械设计》表6-2查的许用挤压应力 ,取其中间值， 。键的工作长度 ，键与轮榖键槽的接触高度 。由《机械设计》式（6-1）可得 可见连接的挤压强度足够了，键的标记为： 6.各变速组齿轮模数的确定和校核 6.1齿轮模数的确定： 齿轮模数的估算。通常同一变速组内的齿轮取相同的模数，如齿轮材料相同时，选择负荷最重的小齿轮，根据齿面接触疲劳强度和齿轮弯曲疲劳强度条件按《金属切削机床设计》表7-17进行估算模数 和 ，并按其中较大者选取相近的标准模数，为简化工艺变速传动系统内各变速组的齿轮模数最好一样，通常不超过2～3种模数。 先计算最小齿数齿轮的模数，齿轮选用直齿圆柱齿轮及斜齿轮传动，查《机械设计》表10-8齿轮精度选用7级精度，再由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为40C (调质)，硬度为280HBS： 根据《金属切削机床设计》表7-17；有公式： ①齿面接触疲劳强度： ②齿轮弯曲疲劳强度： ⑴、a变速组：分别计算各齿轮模数，先计算最小齿数28的齿轮。 ①齿面接触疲劳强度： 其中: -公比 ； = 2； P-齿轮传递的名义功率；P = 0.96 11=10.56KW； -齿宽系数 = ； -齿轮许允接触应力 ， 由《金属切削机床设计》图7-6按MQ线查取; -计算齿轮计算转速; K-载荷系数取1.2。 =650MPa， ∴ 根据《画法几何及机械制图》表10-4将齿轮模数圆整为5mm 。 ②齿轮弯曲疲劳强度： 其中: P-齿轮传递的名义功率；P = 0.96 11=10.56KW； -齿宽系数 = ； -齿轮许允齿根应力 ， 由《金属切削机床设计》图7-11按MQ线查取； -计算齿轮计算转速; K-载荷系数取1.2； ， ∴ ∴ 根据《画法几何及机械制图》表10-4将齿轮模数圆整为2.5mm 。 ∵ 所以 ≥≥ 于是变速组a的齿轮模数取m = 5，b =40mm。 轴Ⅰ上主动轮齿轮的直径： 。 轴Ⅱ上三联从动轮齿轮的直径分别为： ⑵、b变速组：确定轴Ⅱ上另两联齿轮的模数，先计算最小齿数18的齿轮。 齿面接触疲劳强度：（公式见a变速组） 其中: -公比 ； =2.82； P-齿轮传递的名义功率；P = 0.922 11=10.142KW； -齿宽系数 = ； -齿轮许允接触应力 ， 由《金属切削机床设计》图7-6按MQ线查取; -计算齿轮计算转速; K-载荷系数取1.2。 =650MPa， ∴ ∴ 根据《画法几何及机械制图》表10-4将齿轮模数圆整为5mm 。 齿轮弯曲疲劳强度： 其中: P-齿轮传递的名义功率；P =0.922 11=10.142KW； -齿宽系数 = ； -齿轮许允齿根应力 ， 由《金属切削机床设计》图7-11按MQ线查取； -计算齿轮计算转速; K-载荷系数取1.2。 ， ∴ ∴ 根据《画法几何及机械制图》表10-4将齿轮模数圆整为3mm 。 ∵ 所以 于是变速组b的齿轮模数取m = 5mm，b = 40mm。 轴Ⅱ上主动轮齿轮的直径： 轴Ⅲ上三联从动轮齿轮的直径分别为： ⑶、c变速组： 为了使传动平稳，所以使用斜齿轮，取 ，螺旋角 。 计算中心距a， 修正螺旋角 ， 因 值改变不多，所以参数 ， ， 等值不必修正。 所以轴Ⅲ上两联动主动轮齿轮的直径分别为： 轴Ⅳ上两从动轮齿轮的直径分别为： ⑷、标准齿轮参数： 从《机械原理》表5-1查得以下公式 齿顶圆直径 ； 齿根圆直径 ； 分度圆直径 ； 齿顶高 ； 齿根高 ； 齿轮的具体值见下表： 表5.1齿轮尺寸表 （单位：mm） 齿轮 齿数 z 模数 分度圆直径d 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿顶高 齿根高 ⒈ 24 5 120 130 107.5 5 6.25 ⒉ 30 5 150 160 137.5 5 6.25 ⒊ 36 5 180 190 167.5 5 6.25 ⒋ 48 5 240 250 227.5 5 6.25 ⒌ 42 5 210 220 197.5 5 6.25 ⒍ 36 5 180 190 167.5 5 6.25 ⒎ 22 5 110 120 97.5 5 6.25 ⒏ 42 5 210 220 197.5 5 6.25 ⒐ 42 5 210 220 197.5 5 6.25 ⒑ 62 5 310 320 307.5 5 6.25 ⒒ 18 5 92.79 102.79 80.29 5 6.25 ⒓ 60 5 309.3 319.3 296.8 5 6.25 ⒔ 72 5 371.2 381.2 358.2 5 6.25 ⒕ 30 5 154.67 164.67 142.17 5 6.25 6.2齿轮的设计 由公式 得： ①Ⅰ轴主动轮齿轮 ； ②Ⅱ轴主动轮齿轮 ； ③Ⅲ轴主动轮齿轮 ； 一般一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应使主动轮比从动轮齿宽大（5～10mm）。 所以： ， ， ， ， ， 。 通过齿轮传动强度的计算，只能确定出齿轮的主要尺寸，如齿数、模数、齿宽、螺旋角、分度圆直径等，而齿圈、轮辐、轮毂等的结构形式及尺寸大小，通常都由结构设计而定。当齿顶圆直径 时，可以做成实心式结构的齿轮。当 时，可做成腹板式结构，再考虑到加工问题，现决定把齿轮9、12和13做成腹板式结构。其余做成实心结构。根据《机械设计》图10-39（a） 齿轮8、10、12和13结构尺寸计算如下： ①齿轮8结构尺寸计算， ； ； ； ； ； ，C取12cm。 ②齿轮10结构尺寸计算; ； ； ； ； ； ，C取12cm。 ③齿轮12结构尺寸计算 ， ； ； ； ，C取14cm。 ④齿轮13结构尺寸计算 ， ； ； ； ，C取14cm。 7.齿轮校验 在验算算速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进接触应力和弯曲应力的验算。这里要验算的是齿轮1，齿轮5，齿轮11这三个齿轮。 7.1齿轮强度校核 计算公式：①弯曲疲劳强度 ; ②接触疲劳强度 7.1.1校核a组齿轮 ①弯曲疲劳强度 ；校核齿数为24的齿轮，确定各项参数 ⑴ ,n=1000r/min, ⑵确定动载系数 ∵ 齿轮精度为7级，由《机械设计》图10-8查得动载系数 。由《机械设计》使用系数。 ⑶ 。 ⑷确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数 查《机械设计》表10-4，得非对称齿向载荷分配系数 ； h= =11.25； , 查《机械设计》图10-13得 ⑸确定齿间载荷分配系数: 由《机械设计》表10-2查的使用 ， 由《机械设计》表10-3查得齿间载荷分配系数 ⑹确定载荷系数: ⑺ 查《机械设计》表 10-5 齿形系数及应力校正系数 ； ⑻计算弯曲疲劳许用应力 由《机械设计》图10-20(c)查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 。 《机械设计》图10-18查得 寿命系数 ,取疲劳强度安全系数S = 1.3 ， ②接触疲劳强度 ⑴载荷系数K的确定： ⑵弹性影响系数的 确定；查《机械设计》表10-6得 ⑶查《机械设计》图10-21（d）得 ， 故齿轮1合适。 7.1.2 校核b组齿轮 ①弯曲疲劳强度 ；校核齿数为22的齿轮，确定各项参数 ⑴ ,n=500r/min, ⑵确定动载系数： 齿轮精度为7级，由《机械设计》图10-8查得动载系数 ⑶ ⑷确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数 查《机械设计》表10-4，插值法得非对称齿向载荷分配系数 ,查《机械设计》图10-13得 ⑸确定齿间载荷分配系数: 由《机械设计》表10-2查的使用 ； 由《机械设计》表10-3查得齿间载荷分配系数 ⑹确定动载系数: ⑺查《机械设计》表 10-5齿形系数及应力校正系数 、 ⑻计算弯曲疲劳许用应力 由《机械设计》图10-20(c)查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 。 《机械设计》图10-18查得 寿命系数 ,疲劳强度安全系数S = 1.3 ， ②接触疲劳强度 u=62/22=2.82； ⑴、载荷系数K的确定： ⑵、弹性影响系数的 确定；查《机械设计》表10-6得 ⑶、查《机械设计》图10-21（d）得 ， 故齿轮7合适。 7.1.3 校核c组齿轮 ①弯曲疲劳强度 ；校核齿数为18的齿轮，确定各项参数 ⑴ ,n=500r/min, ⑵确定动载系数： 齿轮精度为7级，由《机械设计》图10-8查得动载系数 ⑶ ⑷确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数 查《机械设计》表10-4，插值法得非对称齿向载荷分布系数， ,查《机械设计》图10-13得 ⑸确定齿间载荷分配系数: 由《机械设计》表10-3齿间载荷分布系数， ⑹确定荷载系数: ⑺查表 10-5 齿形系数及应力校正系数。 ⑻计算弯曲疲劳许用应力 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 。 《机械设计》图10-18查得 寿命系数 ,疲劳强度安全系数S = 1.3 ， ②接触疲劳强度 ⑴载荷系数K的确定： ⑵弹性影响系数的 确定；查《机械设计》表10-6得 ⑶查《机械设计》图10-21（d）得 ， 故齿轮11合适。 8.主轴组件设计 主轴的结构储存应满足使用要求和结构要求，并能保证主轴组件具有较好的工作性能。主轴结构尺寸的影响因素比较复杂，目前尚难于用计算法准确定出。通常，根据使用要求和结构要求，进行同型号筒规格机床的类比分析，先初步选定尺寸，然后通过结构设计确定下来，最后在进行必要的验算或试验，如不能满足要求可重新修改尺寸，直到满意为直。 主轴上的结构尺寸虽然很多，但起决定作用的尺寸是：外径D、孔径d、悬伸量a和支撑跨距L。 8.1主轴的基本尺寸确定 8.1.1外径尺寸D 主轴的外径尺寸，关键是主轴前轴颈的（前支撑处）的直径 。 选定后，其他部位的外径可随之而定。 一般是通过筒规格的机床类比分析加以确定。320mm车床，P=7.5KW查《机械制造装备设计》表3-13，前轴颈应 ,初选 ,后轴颈 取 , 8.1.2主轴孔径d 中型卧式车床的主轴孔径，已由d=48mm,增大到d=60-80mm,当主轴外径一定时，增大孔径受到一下条件的限制，1、结构限制；对于轴径尺寸由前向后递减的主轴，应特别注意主轴后轴颈处的壁厚不允许过薄，对于中型机床的主轴，后轴颈的直径与孔径之差不要小于 ，主轴尾端最薄处的直径不要小于 。2、刚度限制；孔径增大会削弱主轴的刚度，由材料力学知，主轴轴端部的刚度与截面惯性矩成正比， 即： 据上式可得出主轴孔径对偶刚度影响的 ，有图可见 当 时， ，说明空心主轴的刚度降低较小。当 时， ，空心主轴刚度降低了24%，因此为了避免过多削弱主轴的刚度，一般取 。主轴孔径d确定后，可根据主轴的使用及加工要求选择锥孔的锥度。锥孔仅用于定心时，则锥孔应大些，若锥孔除用于定心，还要求自锁，借以传递转矩时，锥度应小些，我这里选用莫氏六号锥孔。初步设定主轴孔径d=60mm，主轴孔径与外径比为0.6。 8.1.3主轴悬伸量a 主轴悬伸量的大小往往收结构限制，主要取决于主轴端部的结构形式及尺寸、刀具或夹具的安装方式、前轴承的类型及配置、润滑与密封装置的结构尺寸等。主轴设计时，在满足结构的前提下，应最大限度的缩短主轴悬伸量a。根据结构,定悬伸长度 。 8.1.4支撑跨距L 当前，多数机床的主轴采用前后两个支撑，结构简单，制造、装配方便，容易保证精度，但是，由于两支撑主轴的最佳支距 一般较短，结构设计难于实现，故采用三支撑结构。要比前后支距 地影响大得多，因此，需要合理确定 。为了使主轴组件获得很高的刚度可抗震性，前中之距 可按两支撑主轴的最佳只距 来选取。 由于三支撑的前后支距 对主轴组件的性能影响较小，可根据结构情况适当确定。如果为了提高主轴的工作平稳性，前后支距 可适当加大，如取 。采用三支撑结构时，一般不应该把三个支撑处的轴承同时预紧，否则因箱孔及有关零件的制造误差，会造成无法装配或影响正常运作。因此为了保证主轴组件的刚度和旋转精度，在三支撑中，其中两个支撑需要预紧，称为紧支撑；另外一个支撑必须具有较大的间隙，即处于“浮动”状态，称为松支撑，显然，其中一个紧支撑必须是前支撑，否则前支撑即使存有微小间隙，也会使主轴组件的动态特性大为降低。试验表明，前中支撑为紧支撑、后支撑位松支撑，要比前后支撑位紧支撑、中支撑为松支撑的结构静态特性显著提高。 8.1.5主轴最佳跨距 的确定 ⑴考虑机械效率，主轴最大输出转距 . 床身上最大加工直径约为最大回转直径的50到60%,即加工工件直径取为160mm,则半径为0.08 . [2]计算切削力 前后支撑力分别设为 , . ⑶轴承刚度的计算 根据式《结构设计》（方键主编）（6-1）有： 查《结构设计》（方键主编）表6-11得轴承根子有效长度、球数和列数： 再带入刚度公式： ； ⑷主轴当量直径 ； ⑸主轴惯性矩 ； ⑹计算最佳跨距 设： 查《金属切削机床设计》（3-14） ； 式中 ∴ ∴ 式中： 8.2主轴刚度验算 机床在切削加工过程中，主轴的负荷较重，而允许的变形由很小，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。 一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 当做两支撑的之距计算，中后支撑段主轴不计。 8.3主轴刚度验算 机床在切削加工过程中，主轴的负荷较重，而允许的变形由很小，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。 一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 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。因主轴中(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 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； 切削力 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： 当量切削力的计算： 主轴惯性矩 式中： ∴ ∵ ∴主轴前支撑转角满足要求。 8.4各轴轴承的选用的型号 ①主轴 前支承：61817 : 85 110 13; 后支撑61818 : 90 115 13; ②Ⅰ轴 带轮处轴尾和箱体处：：61806 : 30 42 7; ③Ⅱ轴 前、后支承：61807 : 35 47 7; ④Ⅲ轴 前、后支承：61809 : 45 58 7; 谢辞 首先我要感谢我的毕业设计指导魏常武对我的悉心教导，并且感谢所有给予我帮助的老师们，在设计过程中，我通过查阅大量有关资料，与同学交流经验和自学，并向老师请教等方式，使自己学到了不少知识，也经历了不少艰辛，但收获同样巨大。在整个设计中我懂得了许多东西，也培养了我独立工作的能力，树立了对自己工作能力的信心，相信会对今后的学习工作生活有非常重要的影响。而且大大提高了动手的能力，使我充分体会到了在创造过程中探索的艰难和成功时的喜悦。虽然这个设计做的也不太好，但是在设计过程中所学到的东西是这次毕业设计的最大收获和财富，使我终身受益。 小结 是我在校期间向学校所交的最后一份综和性作业，从老师的角度来说，指导做毕业设计是老师对学生所做的最后一次执手训练。其次，毕业设计的指导是老师检验其教学效果，改进教学方法，提高教学质量的绝好机会。 毕业的时间一天一天的临近，毕业设计也接近了尾声。在不断的努力下我的毕业设计终于完成了。在没有做毕业设计以前觉得毕业设计只是对这几年来所学知识的大概总结，但是真的面对毕业设计时发现自己的想法基本是错误的。毕业设计不仅是对前面所学知识的一种检验，而且也是对自己能力的一种提高。通过这次毕业设计使我明白了自己原来知识太理论化了，面对单独的课题的是感觉很茫然。自己要学习的东西还太多，以前老是觉得自己什么东西都会，什么东西都懂，有点眼高手低。通过这次毕业设计，我才明白学习是一个长期积累的过程，在以后的工作、生活中都应该不断的学习，努力提高自己知识和综合素质。 总之，不管学会的还是学不会的的确觉得困难比较多，真是万事开头难，不知道如何入手。最后终于做完了有种如释重负的感觉。 参考文献 [1] 冯辛安主编.《机械制造装备设计》 第2版 大连理工大学 北京:机械工业出版社, 2007.12 [2] 黄如林主编.《切削加工简明实用手册》 北京：化学工业出版社,2004.7 [3] 吴宗泽主编.《机械设计课程设计手册》 第三版 清华大学 北京：高等教育出版社,2006.12 [4] 濮良贵主编.《机械设计》 第八版 北京：高等教育出版社,2007.8 [5] 范思冲主编.《画法几何及机械制图 》东南大学 北京：机械工业出版社,2005.7 [6] 郑文纬,吴克坚主编. 《机械原理 》 第七版 东南大学机械学学科组 北京：高等教育出版社,2006.1 [7] 减速器实用技术手册编辑委员会编. 《减速器实用技术手册》 北京:机械工业出版社, 1992 [8] 戴曙主编. 《金属切削机床 》 北京:机械工业出版社, 2005.1 [9] 机床设计手册编写组主编. 《机床设计手册》 北京:机械工业出版社, 1980.8 [10]哈尔滨工业大学理论力学教研室编. 《理论力学》（Ⅰ） 第六版 北京：高等教育出版社,2006.12 [11]刘鸿文主编.《材料力学》(Ⅰ) 第四版 北京：高等教育出版社, 2006.11 [12] 机械设计手册编委会主编. 《机械设计手册》 [13] 成大先主编.《 机械设计手册 》 第四版第二卷 北京：化学工业出版社,2003.9 [14]曹金榜等主编. 《 机床主轴变速箱设计指导 》 北京：机械工业出版社,1995 [15] 陈易新编. 《金属切削机床课程设计指导书 》 北京：机械工业出版社， 1993 [16]方键主编. 《结构设计 》 北京：化学工业出版社，2006