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1． 机床主要技术参数：
（1） 尺寸参数：
床身上最大回转直径： 400mm
刀架上的最大回转直径： 200mm
主轴通孔直径： 40mm
主轴前锥孔： 莫式6号
最大加工工件长度： 1000mm
（2） 运动参数：
根据工况，确定主轴最高转速有采用YT15硬质合金刀车削碳钢工件获得，主
轴最低转速有采用W 16Cr 4V 高速钢刀车削铸铁件获得。
n max =min
1000max d v π= 23.8r/min n min = max min 1000d v π =1214r/min 根据标准数列数值表，选择机床的最高转速为1180r/min ，最低转速为26.5/min
公比?取1.41，转速级数Z=12。
（3） 动力参数：
电动机功率4KW 选用Y112M-4型电动机
2． 确定结构方案：
（1） 主轴传动系统采用V 带、齿轮传动；
（2） 传动形式采用集中式传动；
（3） 主轴换向制动采用双向片式摩擦离合器和带式制动器；
（4） 变速系统采用多联滑移齿轮变速。
3． 主传动系统运动设计：
（1） 拟订结构式：
1） 确定变速组传动副数目：
实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合：
A ．12=3*4 B. 12=4*3 C 。12=3*2*2
D ．12=2*3*2
E 。12=2*2*3
方案A 、B 可节省一根传动轴。但是，其中一个传动组内有四个变速传动
副，增大了该轴的轴向尺寸。这种方案不宜采用。
根据传动副数目分配应“前多后少”的原则，方案C 是可取的。但是，由
于主轴换向采用双向离合器结构，致使Ⅰ轴尺寸加大，此方案也不宜采用，而应选用方案D
2）确定变速组扩大顺序：
12=2*3*2的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有以下6种形式：A．12=21*32*26B。12=21*34*22
C．12 =23*31*26D。12=26*31*23
E．22*34*21F。12=26*32*21
根据级比指数非陪要“前疏后密”的原则，应选用第一种方案。然而，对于所设计的机构，将会出现两个问题：
①第一变速组采用降速传动（图1a）时，由于摩擦离合器径向结构尺寸限制，
使得Ⅰ轴上的齿轮直径不能太小，Ⅱ轴上的齿轮则会成倍增大。这样，不仅使Ⅰ-Ⅱ轴间中心距加大，而且Ⅱ-Ⅲ轴间的中心距也会加大，从而使整个传动系统结构尺寸增大。这种传动不宜采用。
②如果第一变速组采用升速传动（图1b），则Ⅰ轴至主轴间的降速传动只能由
后两个变速组承担。为了避免出现降速比小于允许的极限值，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。
如果采用方案C，即12 =23*31*26，则可解决上述存在的问题（见图1c）。其结构网如图2所示。
（2） 绘制转速图：
1） 验算传动组变速范围：
第二扩大组的变速范围是R 2 =
6?=8， 符合设计原则要求。
2） 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=E
n n min = 11805.26 = 5.441 111? = 05.21?21?31?41
?
3） 绘制转速图：（见附图1）
（3） 确定齿轮齿数：
利用查表法求出各传动组齿轮齿数如下表：
传动过程中，会采用三联滑移齿轮，为避免齿轮滑移中的干涉，三联滑移齿轮
中最大和次大齿轮之间的齿数差应大于4。所选齿轮的齿数符合设计要求。
（4） 验算主轴转速误差：
主轴各级实际转速值用下式计算：
n = n E *2
1d d (1-ε)u 1 u 2 u 3 式中 u 1 u 2 u 3 分别为第一、第二、第三变速组齿轮传动比。
ε取0.05
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 = | ''
n
n n -|≤10（Φ-1）% 其中'n 主轴标准转速
转速误差表
转速误差满足要求。
（5） 绘制传动系统图：（见附图2）
4． 估算传动件参数，确定其结构尺寸：
（1） 确定传动件计算转速：
1） 主轴：
主轴计算转速是第一个三分之一转速范围内的最高一级转速，即
n j = n min 13-Z ?=74.3r/min 即n 4=75r/min;
2） 各传动轴：
轴Ⅲ可从主轴为75r/min 按72/18的传动副找上去，似应为300r/min 。但
是由于轴Ⅲ上的最低转速106r/min 经传动组C 可使主轴得到26.5r/min 和
212r/min 两种转速。212r/min 要传递全部功率，所以轴Ⅲ的计算转速应为
106r/min 。轴Ⅱ的计算转速可按传动副B 推上去，得300r/min 。
3） 各齿轮：
传动组C 中，18/72只需计算z =18 的齿轮，计算转速为300r/min ；60/30
的只需计算z = 30 的齿轮，计算转速为212r/min 。这两个齿轮哪个的应力更大
一些，较难判断。同时计算，选择模数较大的作为传动组C 齿轮的模数。传动
组B 中应计算z =19的齿轮，计算转速为300r/min 。传动组A 中，应计算z = 24
的齿轮，计算转速为600r/min 。
（2） 确定主轴支承轴颈直径：
参考《金属切削机床课程设计指导书》表2，取通用机床钢质主轴前轴颈
直径D 1 = 80mm ，后轴颈直径D 2 = （0.7～0.85）D 1，取D 2 = 65 mm ，主轴内
孔直径d = 0.1 D max ±10 mm ，其中D max 为最大加工直径。取d = 40mm 。
（3） 估算传动轴直径：（忽略各传动功率损失）
按扭转刚度初步计算传动轴直径：
d = 4][91?j n N
式中d —— 传动轴直径；
N —— 该轴传递功率（KW ）；
j n ——该轴计算转速（r/min ）；
[?]—— 该轴每米长度允许扭转角
这些轴都是一般传动轴，取[?]=10/m 。
代入以上计算转速的值，计算各传动轴的直径：
Ⅰ轴：d 1 = 26mm ；
Ⅱ轴：d 2 = 31mm ；
Ⅲ轴：d 3 = 40mm ；
（4） 估算传动齿模数：（忽略各传动功率损失）
参考《金属切削机床课程设计指导书》中齿轮模数的初步计算公式初定齿
轮的模数：
m = 32 3Z n N
j
式中 N —— 该齿轮传递的功率（KW ）；
Z —— 所算齿轮的齿数；
j n —— 该齿轮的计算转速（r/min ）。
同一变速组中的齿轮取同一模数，故取（Z n j ）最小的齿轮进行计算，然
后取标准模数值作为该变速组齿轮的模数。
传动组C 中：m = 2.9 mm ,取标准模数m=3 mm ；
传动组B 中：m = 2.8 mm ，取标准模数m=3 mm ；
传动组A 中：m = 2.1mm ，取标准模数m=2.5 mm 。
（5） 离合器的选择与计算：
1） 确定摩擦片的径向尺寸：
摩擦片的外径尺寸受到外形轮廓的限制，内径又由安装它的轴径d 来决定，而
内外径的尺寸决定着内外摩擦片的环形接触面积的大小，直接影响离合器的结
构与性能。表示这一特性系数?是外片内径D 1与内片外径D 2之比，即?21D D =
一般外摩擦片的内径可取：D 1=d+(2～6)=26+6=32mm;
机床上采用的摩擦片?值可在0.57～0.77范围内，此处取?=0.6，则内摩擦
片外径D 2?1
D =6.032
==53.3mm 。
2） 按扭矩确定摩擦离合面的数目Z ：
Z ≥Z
m V f K K K r S f P TK ??][ 其中T 为离合器的扭矩 T=955*104ηj
d n P =955*104*8.0*6004=5.1*104N ·mm ； K ——安全系数，此处取为1.3；
[P]——摩擦片许用比压，取为1.2MPa ；
f ——摩擦系数，查得f=0.08；
S ——内外片环行接触面积，
S 4π
=（D 22 — D 12）=1426.98mm 2;
f r ——诱导摩擦半径，假设摩擦表面压力均匀分布，则
f r )
D (3)(21223132D D D --==21.77mm ； K V ——速度修正系数，根据平均圆周速度查表取为1.3；
m K ——结合次数修正系数，查表为1.35；
Z K ——摩擦结合面数修正系数， 查表取为1；
将以上数据代入公式计算得Z ≥12.67圆整为整偶数14，离合器内外摩
擦片总数i=Z+1=15。
3） 计算摩擦离合器的轴向压力Q ：
Q=S[P]K V =1426.98*1.2*1.3 = 2226.1（N ）
4） 摩擦片厚度b = 1，1.5，1.75，2毫米，一般随摩擦面中径增大而加大。内外片
分离时的最小间隙为（0.2～0.4）mm 。
5） 反转时摩擦片数的确定：
普通车床主轴反转时一般不切削，故反向离合器所传递的扭矩可按空载功
率损耗确定。普通车床主轴高速空转功率P k 一般为额定功率P d 的20～40%，取
P k = 0.4P d ，计算反转静扭矩为P k = 1.6KW ，代入公式计算出Z ≥5.1，圆整为整
偶数6，离合器内外摩擦片总数为7。
（6） 普通V 带的选择与计算：
1） 确定计算功率P c ,选择胶带型号：
P c = K A P
式中 P —— 额定功率（KW ）；
K A —— 工作情况系数，此处取为1.2。
带入数据计算得P C = 4.8 （KW ），根据计算功率P C 和小轮转数n 1,即可从三角
胶带选型图上选择胶带的型号。此次设计选择的为A 型胶带。
2） 选取带轮节圆直径、验算带速：
为了使带的弯曲应力σb1不致过大， 应使小轮直径d 1≥d min , d 1也不要过
大，否则外轮廓尺寸太大。此次设计选择d 1 = 140mm 。大轮直径d 2 由
121d n n 计算按带轮直径系列圆整为315mm 。
验算带速，一般应使带速v 在5～25m/s 的范围内。 v=11
1000*60d n ?π=10.5m/s ，符合设计要求。
3） 确定中心距a 、带长L 、验算包角α：
中心距过大回引起带的颤动，过小则单位时间内带的应力循环次数过多，
疲劳寿命降低；包角α减小，带的传动能力降低。一般按照下式初定中心距a 0
0.75(d 1+d 2)≤a 0≤2(d 1+d 2),此次设计定为450mm 。
由几何关系按下式初定带长L 0:
L 0≈2 a 0+0.5 π(d 1+d 2)+ 0
2
124)(a d d -(mm) 按相关资料选择与L 0较接近的节线长度L P 按下式计算所需中心距，
a ≈a 0+2
0L L P - 考虑安装、调整和补偿初拉力的需要，中心距a 的变动范围为
（a-0.015P L a+0.03P L ）
由以上计算得中心距a = 434.14mm ，带长为1600mm 。
验算包角：α= 1800-a
d d 12-*57.30 = 156.9≥1200，符合设计要求. 4） 计算胶带的弯曲次数u ：
u=L
mv 1000[s -1]≤40[s -1] 式中：m —— 带轮的个数； 代入相关的数据计算得：u = 13.125[s -1]≤40[s -1]
符合设计要求。
5） 确定三角胶带的根数Z ：
根据计算功率P C 和许用功率[P 0]，可求得胶带根数Z ，
带入各参数值计算，圆整结果为3，即需用3根胶带。
6） 确定初拉力F 0和对轴的压力Q ： 查《机床课程设计指导书》表15知，A 型胶带的初拉力 F 0 的范围为100～
150[N] ,此处确定为120 [N]。
作用在轴上的压力Q = 2 F 0·z ·sin
2
1 =705.4[N]。 5． 结构设计：
（1） 带轮设计：
根据V 带计算，选用3根A 型V 带。由于Ⅰ轴安装摩擦离合器及传动齿
轮，为了改善它们的工作条件，保证加工精度，采用卸荷式带轮结构。
（2） 主轴换向与制动机构设计：
本机床是适用于机械加工车间和维修车间的普通车床。主轴换向比较频繁，
才用双向片式摩擦离合器。这种离合器由内摩擦片、外摩擦片、止推片、压块和
空套齿轮组成。离合器左右两部门结构是相同的。左离合器传动主轴正转，用于
切削加工。需要传递的转矩较大，片数较多。右离合器用来传动主轴反转，主要
用于退回，片数较少。这种离合器的工作原理是，内摩擦片的花键孔装在轴Ⅰ的
花键上，随轴旋转。外摩擦片的孔为圆孔，直径略大于花键外径。外圆上有4
个凸起，嵌在空套齿轮的缺口之中。内外摩擦片相间安装。用杆通过销向左推动
压块时，将内片与外片相互压紧。轴Ⅰ的转矩便通过摩擦片间的摩擦力矩传递给
齿轮，使主轴正传。同理，当压块向右时，使主轴反转。压块处于中间位置时，
左、右离合器都脱开，轴Ⅱ以后的各轴停转。
制动器安装在轴Ⅲ，在离合器脱开时制动主轴，以缩短辅助时间。此次设计
采用带式制动器。该制动器制动盘是一个钢制圆盘，与轴用花键联接，周边围着
制动带。制动带是一条刚带，内侧有一层酚醛石棉以增加摩擦。制动带的一端与
杠杆连接。另一端与箱体连接。为了操纵方便并保证离合器与制动器的联锁运动，
采用一个操纵手柄控制。当离合器脱开时，齿条处于中间位置，将制动带拉紧。
齿条轴凸起的左、右边都是凹槽。左、右离合器中任一个结合时，杠杆都按顺时
针方向摆动，使制动带放松。
（3）齿轮块设计：
机床的变速系统采用了滑移齿轮变速机构。根据各传动轴的工作特点，基本组、
第一扩大组以及第二扩大组的滑移齿轮均采用了整体式滑移齿轮。所有滑移齿
轮与传动轴间均采用花键联接。
从工艺角度考虑，其他固定齿轮（主轴上的齿轮除外）也采用花键联接。
由于主轴直径较大，为了降低加工成本而采用了单键联接。
各轴采用的花键分别为：Ⅰ轴：6×23×26×6
Ⅱ轴：6×26×30×6
Ⅲ轴：8×36×40×7
Ⅰ～Ⅲ轴间传动齿轮精度为877—8b，Ⅲ～Ⅳ轴间齿轮精度为766—7b。
（4）轴承的选择：
为了方便安装，Ⅰ轴上传动件的外径均小于箱体左侧支承孔直径，均采用深沟球轴承。为了便于装配和轴承间隙调整，Ⅱ、Ⅲ轴均采用圆锥滚子轴承。滚
动轴承均采用E级精度。
（5）主轴组件：
本车床为普通精度级的轻型机床，为了简化结构、主轴采用了轴向后端定位的两支承主轴组件。前支承采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用角接触球轴
承和单向推力球轴承。为了保证主轴的回转精度，主轴前后轴承均采用压块式
防松螺母调整轴承的间隙。主轴前端采用短圆锥定心结构型式。
前轴承为C级精度，后轴承为D级精度
（6）润滑系统设计：
主轴箱内采用飞溅式润滑，油面高度为65mm左右，甩油环浸油深度为10mm
左右。润滑油型号为：IIJ30。
卸荷皮带轮轴承采用脂润滑方式。润滑脂型号为：钙质润滑脂。
（7）密封装置设计：
Ⅰ轴轴颈较小，线速度较低，为了保证密封效果，采用皮碗式接触密封。而主轴直径大、线速度较高，则采用了非接触式密封。卸荷皮带轮的润滑采用毛毡式密封，以防止外界杂物进入。
6．传动件验算：
（1）轴的强度验算
由于机床主轴箱中各轴的应力都比较小，验算时，通常用复合应力公式进行计算： R b = W
T M 2
25.0+≤[R b ] [MPa] [R b ] —— 许用应力，考虑应力集中和载荷循环特性等因素。
W —— 轴的危险断面的抗弯断面系数；
花键轴的抗弯断面系数W = D
d 324π+D D d d D zb 32))((2
+- 其中 d —— 花键轴内径；
D —— 花键轴外径；
b —— 花键轴键宽；
z —— 花键轴的键数。
T —— 在危险断面上的最大扭矩
T = 955*104j
n N N —— 该轴传递的最大功率；
j n —— 该轴的计算转速；
M —— 该轴上的主动被动轮的圆周力、径向力所引起的最大弯矩。 齿轮的圆周力：P t = 2T/D,D 为齿轮节圆直径。
直齿圆柱齿轮的径向力 P r = 0.5 P t.
求得齿轮的作用力，即可计算轴承处的支承反力，由此得到最大弯矩。
对于轴Ⅰ、Ⅱ，由表29得[R b ] = 70[MPa]；
对于轴Ⅲ ，[R b ] = 65[MPa]
由上述计算公式可计算出：
轴Ⅰ，R b =53.6[MPa ]≤[R b ]；
轴Ⅱ，R b =48.3[MPa ]≤[R b ]；
轴Ⅲ，R b =61.1[MPa ]≤[R b ]。
故传动轴的强度校验符合设计要求
（2）验算花键键侧压应力
花键键侧工作表面的挤压应力为：
?
σlz d D T jy )(822max -=≤[jy σ] [MPa] 式中：max T ——花键传递的最大扭矩；
D 、d —— 花键的外径和内径；
z —— 花键的齿数；
? —— 载荷分布不均匀系数，通常取为0.75。
使用上述公式对三传动轴上的花键校核，结果符合设计要求。
（3）滚动轴承验算：
机床的一般传动轴用的滚动轴承，主要是由于疲劳破坏而失效，故应对轴承进行
疲劳寿命验算。下面对按轴颈尺寸及工作状况选定的滚动轴承型号进行寿命验算： L h =500ε)(P
K K f Cf l s f n ≥[T] 式中，L h —— 额定寿命；
C —— 滚动轴承尺寸表所示的额定动负荷[N]；
n f —— 速度系数， n f = εj
n 3100； f f —— 工作情况系数；由表36可取为1.1；
ε—— 寿命系数，对于球轴承：ε= 3 ；对于滚子轴承：ε=10/3； j n —— 轴承的计算转速，为各轴的计算转速；
K s —— 寿命系数，不考虑交变载荷对材料的强化影响时：
K s = K N K n K T ；
K N —— 功率利用系数，查表为0.58；
K n —— 转速变化系数；查表37得0.82；
K T —— 工作期限系数，按前面的工作期限系数计算；
K l —— 齿轮轮换工作系数，可由表38查得；
P —— 当量动载荷[N ];
使用上述公式对各轴承进行寿命校核，所选轴承均符合设计要求。
（4）直齿圆柱齿轮的强度计算：
在验算主轴箱中的齿轮强度时，选择相同模数中承受载荷最大的、齿数最小的齿
轮进行接触和弯曲疲劳强度验算。一般对高速传动齿轮主要验算接触疲劳强度，对低速传动齿轮主要验算弯曲疲劳强度。
根据以上分析，现在对Ⅰ轴上齿数为24的齿轮验算接触疲劳强度，对Ⅳ轴上齿
数为30的齿轮验算弯曲疲劳强度。
对于齿数为24的齿轮按接触疲劳强度计算齿轮模数m j ：
m j = 16338*3221][)1(j
j m s b c d n z N K K K K i σ????±mm 式中：N —— 传递的额定功率[KW]（此处忽略齿轮的传递效率）；
j n —— 计算转速；
m ? —— 齿宽系数 ，此处值为6 ；
z 1 —— 为齿轮齿数；
i —— 大齿轮与小齿轮齿数之比，“+”用于外啮合，“—”用于内啮合，此
处为外啮合，故取“+”;
s K —— 寿命系数： s K = K T K n K N K q
K T —— 工作期限系数： K T = m c T n 0
160? T —— 齿轮在机床工作期限内的总工作时间，同一变速组内的齿轮总工作时
间近似的为T s / P,P 为该变速组的传动副数；查《机床课程设计指导书》表17
得T s = 18000，故得T = 9000h ；
n 1 —— 齿轮的最低转速，此处为600r/min ；
c 0 —— 基准循环次数，由表16得c 0 = 7
10；
m —— 疲劳曲线指数，由表16 得m = 3；
K n —— 转速变化系数，由表19得K n = 0.71；
K N —— 功率利用系数，由表18得K N = 0.58；
K q —— 材料强化系数，由表20得K q = 0.64；
K c —— 工作状况系数，考虑载荷冲击的影响，取K c = 1.2；
K d —— 动载荷系数，由表23得 = 1.2；
K b —— 齿向载荷分布系数，由表24得K b = 1 ；
][j σ—— 许用接触应力，由表26得 ][j σ= 1100[MPa]； 代入以上各数据计算得 m j = 2.0mm ,故所选模数2.5 mm 满足设计要求。 对于齿数为30的齿轮按弯曲疲劳强度计算齿轮模数m w m w = 26731][Y
n z N K K K K j w m s b c d σ???? 其中 Y —— 齿形系数，从表25查得0.444； ][w σ —— 许用弯曲应力，由表26得 ][w σ = 320； 其余各参数意义同上，代入数据计算得 m w =2.79，所选模数为3，符合设计要
求。用相同方法验算其他齿轮均符合设计要求。
机床主传动系统设计 多轴箱是组合机床的重要专用部件。它是根据加工示意图所确定的工件加工孔的数量和位置、切削用量和主轴类型设计的传递各主轴运动的动力部件。其动力来自通用的动力箱，与动力箱一起安装于进给滑台，可完成钻扩铰镗孔等加工工序。 通用主轴箱采用标准主轴，借助导向套引导刀具来保证被加工孔的位置精度。 5.1大型主轴箱的组成 大型通用主轴箱由通用零件如箱体、主轴、传动轴、齿轮和附加机构等 组成。有箱体、前盖、后盖、上盖、侧盖等为箱体类零件；主轴、传动 轴、手柄轴、传动齿轮、动力箱或电动机齿轮等为传动类零件；叶片泵、 分油器、注油标、排油塞、油盘和防油套等为润滑及防油元件。 5.2多轴箱通用零件 1．通用箱体类零件箱体材料为HT200，前、后、侧盖等材料为HT150。 多轴箱的标准厚度为180mm，前盖厚度为55mm，后盖厚度为90mm。 2．通用主轴 1)滚锥轴承主轴 2)滚针轴承主轴 3)滚珠轴承主轴：前支承为推力球轴承、后支承为向心球轴承或圆锥滚子 轴承。因推力球轴承设置在前端，能承受单方向的轴向力，适用于钻孔 主轴。 3．通用传动轴 通用传动轴一般用45＃钢，调质T235；滚针轴承传动轴用20Cr钢， 热处理S0.5～C59。 4．通用齿轮和套 多轴箱用通用齿轮有：传动齿轮、动力箱齿轮和电机齿轮。 5.3通用多轴箱设计 1．多轴箱设计原始依据图
1) 多轴箱设计原始依据图 图5－1.原始依据图 2) 主轴外伸及切削用量 表5－1.主轴参数表 3) 被加工零件：箱体类零件，材料及硬度，HT200，HB20～400 2． 主轴、齿轮的确定及动力的计算 1) 主轴型式和直径、齿轮模数的确定 主轴的型式和直径，主要取决于工艺方法、刀具主轴联结结构、刀具的进给抗力和切削转矩。钻孔采用滚珠轴承主轴。主轴直径按加工示意图所示主轴类型及外伸尺寸可初步确定。传动轴的直径也可参考主轴直径大小初步选定。 齿轮模数m （单位为mm ）按下列公式估算： (30~m ≥=≈1.9（《组合机床设计简明手册》p62）
(此文档为word格式，下载后您可任意编辑修改！) 第一章概述 1.1机床主轴箱课程设计的目的 （1）通过机床主传动系统的机械变速机构设计，使学生树立正确的设计思想和掌握机床设计的基本方法； （2）巩固和加深所学理论知识，扩大知识面，并运用所学理论分析和解决设计工作中的具体问题； （2）通过机械制造装备课程设计，使学生在拟订机床主传动机构、机床的构造设计、各种方案的设计、零件的计算、编写技术文件和设计思想的表达等方面，得到综合性的基本训练； （3）熟悉有关标准、手册和参考资料的运用，以培养具有初步的结构分析和结构设计计算的能力。 1.2设计参数 普通车床传动系统设计的设计参数： （a）主轴转速级数Z=12； （b）主轴转速范围r/min； （c）公比φ=1.41； （d）电机功率为7.5KW； （e）电机转速为1440r/min。 第二章参数的拟定 2.1 确定极限转速 由 因为=1.41 ∴得=44.64 取=45 ∴ r/min 取标准转速1440r/min 2.2 主电机选择 已知异步电动机的转速有3000 、1500 、1000、750，已知是4KW，根据《车床设计手册》附录表2选Y132S-4，额定功率5.5，满载转速1440，。
第三章传动设计 3.1 主传动方案拟定 可能的方案有很多，优化的方案也因条件而异。此次设计中，我们采用集中传动型式的主轴变速箱。 3.2 传动结构式、结构网的选择 结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的传动不失为有用的方法，但对于分析复杂的传动并想由此导出实际的方案，就并非十分有效。 3.2.1 确定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动组组成，各传动组分别有、、……个传动副。即 传动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3种方案： 12=3×2×2；12=2×3×2；12=2×2×3 3.2.2 传动式的拟定 12级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。 主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，最后一个传动组的传动副常选用2。 综上所述，传动式为12=3×2×2。 3.2.3 结构式的拟定 对于12=2×3×2传动式，有6种结构式和对应的结构网。分别为： 根据主变速传动系统设计的一般原则
机械工程学院 课程设计说明书 专业机械设计制造及其自动化 班级 XXXXXXXXXXX 姓名 XXXXXXXX 学号 XXXXXXXXXXXX 课题普通车床主传动系统设计 指导教师 XXXXXXXXXX 年月日
普通车床主传动系统设计说明书 一、 设计题目：设计一台普通车床的主传动系统，设计参数： (选择第三组参数作为设计数据) 二、运动设计 （1）传动方案设计（选择集中传动方案） （2）转速调速围2000 max 44.4445 min n Rn n == = （3）根据《机械制造装备设计》78P 公式（3-2）因为已知 1 -=z n R ? ∴ Z=?lg lg n R +1 ∴?=)1(-Z n R =114.44=1.411 根据《机械制造装备设计》77P 表3-5 标准公比?。这里我们取标准公比系列 ?=1.41，因为?=1.41=1.066，根据《机械制造装备设计》77P 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（1.26～1.066）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。 （4）结构式采用：13612322=??
1）确定系数' 0x ' 0ln 1111210ln n R x Z ? = -+=-+= 2）确定结构网和结构式： 确定基本组传动副数，一般取 02 P =，在这里取 03 P = 3）基型传动系统的结构式应为：12612232=g g 4）变型传动系统的结构式，应在原结构式的基础上，将元基本组基比指数 加上' x 而成，应为' 0x 为0，故不发生改变。 根据“前多后少”，“前密后疏”的原则，取13612322=?? 5）验算原基本组变形后的变速围 () 2213(21)32 1.41 1.41 2.88x P R ? -?-====< 6）验算最末变速的组变速围 () 3316(21)63 1.41 1.417.8588x P R ? -?-====< 根据中间变速轴变速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
新疆工程学院机械工程系毕业设计（论文）任务书 学生姓名专业班级机电一体化09-11（1）班设计(论文)题目数控机床主传动系统及主轴设计 接受任务日期2012年2月29日完成任务日期2012年4月9日指导教师指导教师单位机械工程系 设 计(论文)内容目标 培养学生综合应用所学的基本理论，基础知识和基本技能进行科学研究能力的初步训练；培养和提高学生分析问题，解决问题能力。通过毕业设计，使学生对学过的基础理论和专业知识进行一次全面地系统地回顾和总结。通过对具体题目的分析和设计，使理论与实践结合，巩固和发展所学理论知识，掌握正确的思维方法和基本技能。 设计(论文)要求 1．论文格式要正确。 2．题目要求：设计题目尽可能选择与生产、实验室建设等任务相结合的实际题目，完成一个真实的小型课题或大课题中的一个完整的部分。 3．设计要求学生整个课题由学生独立完成。 4．学生在写论文期间至少要和指导老师见面5次以上并且和指导教师随时联系，以便掌握最新论文的书写情况。 论文指导记录 2012年3月1号早上9：30-12：00在教室和XX老师确定题目。2012年3月6日早上10：00-12:00在教室确定论文大纲与大纲审核。2012年3月13日早上10:00-12：00在教室确定论文格式。 2012年3月20日早上9：30-12:00在教室对论文一次修改。 2012年3月27日早上9：30-12:00在教室对论文二次修改。 2012年4月6日早上9：30-12：30在教室对论文三次修改。 2012年4月9日早上9:30-12：00在教室老师对论文进行总评。 参考资料[1]成大先.机械设计手册-轴承[M].化学工业出版社 2004.1 [2]濮良贵纪名刚.机械设计[M].高等教育出版社 2006.5 [3]李晓沛张琳娜赵凤霞. 简明公差标准应用手册[M].上海科学技术出版社 2005.5 [4]文怀兴夏田.数控机床设计实践指南[M].化学工业出版社 2008.1 [5][日]刚野修一(著). 杨晓辉白彦华(译) .机械公式应用手册[M].科学出版社 2004
1． 机床主要技术参数： （1） 尺寸参数： 床身上最大回转直径： 400mm 刀架上的最大回转直径： 200mm 主轴通孔直径： 40mm 主轴前锥孔： 莫式6号 最大加工工件长度： 1000mm （2） 运动参数： 根据工况，确定主轴最高转速有采用YT15硬质合金刀车削碳钢工件获得，主 轴最低转速有采用W 16Cr 4V 高速钢刀车削铸铁件获得。 n max =min 1000max d v π= 23.8r/min n min = max min 1000d v π =1214r/min 根据标准数列数值表，选择机床的最高转速为1180r/min ，最低转速为26.5/min 公比?取1.41，转速级数Z=12。 （3） 动力参数： 电动机功率4KW 选用Y112M-4型电动机 2． 确定结构方案： （1） 主轴传动系统采用V 带、齿轮传动； （2） 传动形式采用集中式传动； （3） 主轴换向制动采用双向片式摩擦离合器和带式制动器； （4） 变速系统采用多联滑移齿轮变速。 3． 主传动系统运动设计： （1） 拟订结构式： 1） 确定变速组传动副数目： 实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合： A ．12=3*4 B. 12=4*3 C 。12=3*2*2 D ．12=2*3*2 E 。12=2*2*3 方案A 、B 可节省一根传动轴。但是，其中一个传动组内有四个变速传动 副，增大了该轴的轴向尺寸。这种方案不宜采用。 根据传动副数目分配应“前多后少”的原则，方案C 是可取的。但是，由
于主轴换向采用双向离合器结构，致使Ⅰ轴尺寸加大，此方案也不宜采用，而应选用方案D 2）确定变速组扩大顺序： 12=2*3*2的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有以下6种形式：A．12=21*32*26B。12=21*34*22 C．12 =23*31*26D。12=26*31*23 E．22*34*21F。12=26*32*21 根据级比指数非陪要“前疏后密”的原则，应选用第一种方案。然而，对于所设计的机构，将会出现两个问题： ①第一变速组采用降速传动（图1a）时，由于摩擦离合器径向结构尺寸限制， 使得Ⅰ轴上的齿轮直径不能太小，Ⅱ轴上的齿轮则会成倍增大。这样，不仅使Ⅰ-Ⅱ轴间中心距加大，而且Ⅱ-Ⅲ轴间的中心距也会加大，从而使整个传动系统结构尺寸增大。这种传动不宜采用。 ②如果第一变速组采用升速传动（图1b），则Ⅰ轴至主轴间的降速传动只能由 后两个变速组承担。为了避免出现降速比小于允许的极限值，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。 如果采用方案C，即12 =23*31*26，则可解决上述存在的问题（见图1c）。其结构网如图2所示。
陕西理工学院 车床主传动系统设计 设计题目 系别 专业 学生姓名 班级学号 设计日期
目录 第一章概述--------------------------------------------------------------4 1、车床主传动系统课程设计的目的----------------------------4 2、设计参数----------------------------------------------------------4 第二章参数的拟定-----------------------------------------------------4 1、确定极限转速----------------------------------------------------4 2、主电机选择-------------------------------------------------------5第三章传动设计--------------------------------------------------------5 1、主传动方案拟定-------------------------------------------------5 2、传动结构式、结构网的选择----------------------------------5 3、转速图的拟定----------------------------------------------------6第四章传动件的估算---------------------------------------------------7 1、三角带传动的计算----------------------------------------------7 2、传动轴的估算----------------------------------------------------9 3、齿轮齿数的确定和模数的计算-------------------------------11 4、齿宽确定----------------------------------------------------------15 5、齿轮结构设计----------------------------------------------------16 6、带轮结构设计----------------------------------------------------16 7、传动轴间的中心距----------------------------------------------16 8、轴承的选择-------------------------------------------------------17第五章动力设计---------------------------------------------------------17
第一章 概述 1.1机床主轴箱课程设计的目的 （1）通过机床主传动系统的机械变速机构设计，使学生树立正确的设计思想和掌握机床设计的基本方法； （2）巩固和加深所学理论知识，扩大知识面，并运用所学理论分析和解决设计工作中的具体问题； （2）通过机械制造装备课程设计，使学生在拟订机床主传动机构、机床的构造设计、各种方案的设计、零件的计算、编写技术文件和设计思想的表达等方面，得到综合性的基本训练； （3）熟悉有关标准、手册和参考资料的运用，以培养具有初步的结构分析和结构设计计算的能力。 1.2设计参数 普通车床传动系统设计的设计参数： （a ）主轴转速级数Z=12； （b ）主轴转速范围min =31.5n r/min ； （c ）公比φ=1.41； （d ）电机功率为7.5KW ； （e ）电机转速为1440r/min 。 第二章 参数的拟定 2.1 确定极限转速 由 n R n n =min max 1-=z n R ? 因为?=1.41 ∴得n R =44.64 取n R =45 ∴ max min 1386n n n R ==r/min 取标准转速1440r/min
2.2 主电机选择 已知异步电动机的转速有3000 /min r 、1500/min r 、1000/min r 、750 /min r ，已知额P 是4KW ，根据《车床设计手册》附录表2选Y132S-4，额定功率5.5kw ，满载转速1440 min r ，87.0=η。 第三章 传动设计 3.1 主传动方案拟定 可能的方案有很多，优化的方案也因条件而异。此次设计中，我们采用集中传动型式的主轴变速箱。 3.2 传动结构式、结构网的选择 结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的传动不失为有用的方法，但对于分析复杂的传动并想由此导出实际的方案，就并非十分有效。 3.2.1 确定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动组组成，各传动组分别有1Z 、 2Z 、……个传动副。即ΛΛ321Z Z Z Z = 传动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： b a Z 3?2= ，可以有3种方案： 12=3×2×2；12=2×3×2；12=2×2×3 3.2.2 传动式的拟定 12级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。 主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，最后一个传动组的传动副常选用2。 综上所述，传动式为12=3×2×2。 3.2.3 结构式的拟定 对于12=2×3×2传动式，有6种结构式和对应的结构网。分别为： 62123212??= 61323212??= 14223212??= 24123212??= 31623212??= 12623212??= 根据主变速传动系统设计的一般原则13612322=??
目录 前言 0 1．设计任务和目的 (1) 2．运动设计 (1) 1）运动参数的确定 (1) 2）拟定结构式 (3) 3)确定是否需要增加降速的定比传动副 (4) 4)分配个变速组的最小传动比，拟定转速图 (4) 5）齿数的确定 (4) 6)选择最佳转速 (5) 7)皮带轮直径的确定 (5) 3．动力计算 (7) 1)计算各轴的功率和扭矩 (7) 2)确定个传动件的计算转速 (7) 3）主轴及各轴直径的估算 (8) 4）齿轮模数估算和几何尺寸计算 (8) 5)主轴及各传动组件的结构分析与选择 (9) 4.主轴组件的设计计算 (10) 5．参考资料…………………………………… 5．结束语……………………………………
机床主传动系统设计 摘要：本课题为机床主传动系统的设计，经过全面的分析比较确定一种比较合理的方案使该系统能完成18级变速，基本满足通用型普通车床的加工要求和技术要求。本系统的设计过程中运用了分析比较，逆推等方法来完成了各种不同方案的优化选择，从而确定了一套比较合理的方案。 关键词：优化设计、逆推法、公比、基本组、扩大组 1.设计任务和目的： 该机床主传动系统可提供各种车削工作所需转速，使车床完成各种公制、英制、模数螺纹的车削任务。 主轴三支撑均采用滚动轴承；该系统具有刚性好、功率大、操作方便等特点。2.运动设计： 1）运动参数的确定： 已知：主轴的最高转速Nmax=1440rpm，最低转速：Nmin=30rpm，求主轴的转速级数Z及公比Ф。 a.公比Ф的确定： 依据资料要求，对于中型通用机床，万能性较大，因而要求转速级数Z要多一些，但结构又不能过于复杂。因此，公比Ф常推荐优先选择1.25或1.41。 b.转速级数Z的确定及分析比较： 由R n =N max ／N min =1400／30=46.667，Z=1+ L g R n ／L g Ф 当Ф=1.26时，经计算Z=1+L g 46.667／L g 1.26≈18级； 当Ф=1.41时，经计算Z=1+ L g 46.667／L g 1.41≈12级。 分析比较： 当Ф=1.26时，计算得Z=18级转速，级数较大，机床主传动系统结构较复杂，所需传动件相对较多，但适用范围更广，有利于机床主传动系统功能的充分发挥。在选择车削速度时，更有利于优化选择，与同类级数较少的机床相比较，更能发挥其性能。同时速度损失相对较小； 当Ф=1.41时，计算得Z=12级转速，级数较小，机床主传动系统结构相对简单，但通用性不强。 综上所述： 本系统选择Ф=1.26，Z=18级转速方案。 按标准转速数列为：30、37.5、47.5、60、75、95、118、150、190、235、300 、375、475、600、750、950、1180、1500（rpm）。 2）拟定结构式： a．确定变速组的数目和各变速组中的传动副的数目。 该主传动系统的变速范围较大，级数较多，需经过较长的传动链才能将其速度降到主轴的所需转速，通常采用P=2或3，18=33332，共需三个变速组。 b．确定不同传动副数的各变速组的排列次序：
《机械设计》课程设 计说明书 课题名称带式输送机的传动系统设计 学院 xxxxxXXXXXXXX 专业机械设计制造及其自动化 作者 XXXXXXXXXXXXXXXXXX 学号 XXXXXXXXXXXXXXXXXX 指导老师 XXXXXXXXXXXXXXXXXXX 二0一五年十二月二十一
目录 第一章绪论 (1) 第二章减速器结构选择及相关性能参数计算 (2) 第三章V带传动设计 (4) 第四章齿轮的设计计算 (6) 第五章轴的设计计算 (12) 第六章轴承、键和联轴器的选择 (18) 第七章减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的计算 (20) 第八章设计小结 (24) 参考资料 (24)
第一章绪论 1.1 设计目的 （1）培养我们理论联系实际的设计思想，训练综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。 （2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。 （3）另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理等设计方面的能力。 1.2传动方案拟定 1、传动系统的作用及传动方案的特点： 机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。 本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。 带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。 齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。 减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。 2、传动方案的分析与拟定 1、工作条件：使用年限8年，工作为两班工作制，单向运转，不均匀载荷，中等冲击，空载运行。 2、原始数据：滚筒圆周力F=4.5KN； 滚筒直径D=320mm； 3、方案拟定： 采用Ｖ带传动与齿轮传动的组 带传动具有良好的缓冲，吸振性能， 适应大起动转矩工况要求，结构简单， 成本低，使用维护方便。 图1 带式输送机传动系统简图 1
制造装备 课程设计任务书 （2015~2016学年） 设计题目普通车床主传动系统的设计 学院名称电气工程与自动化学院机械工程系 专业（班级）机械设计制造及自动化 姓名（学号）Z41214054XX 起讫日期 指导教师 下发任务书日期 201X年 X月 X 日
安徽大学制造装备课程设计任务书
安徽大学 审阅 课程设计成绩评定 答辩
目录１、参数的拟定 ２、运动的设计 ３、传动件的估算和验算 ４、展开图的设计 ５、总结
一、参数拟定 １、确定公比φ 已知Ｚ＝8级（采用集中传动） n max =1250 n min=40 R n=φz-1 所以算得φ≈1.26 2、确定电机功率N 已知电机功率N=4.4kw 二、运动的设计 1、列出结构式 8=2[2] 3[] 2[4] 因为：在I轴上如果安置换向摩擦离合器时，为减小轴向尺寸，第一传动组的传动副数不能多，以2为宜。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。由于I轴装有摩擦离合器，在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合器的直径。 2、拟定转速图 1）主电机的选定 电动机功率N：4.4KW 电机转速n d:
因为n max =1250vr/min ，根据N=4.4KW ，由于要使电机转速n d 与主轴最高转速相近或相宜，以免采用过大的升速或过小的降速传动。所以初步定电机为：Y132m-4，电机转速1440r/min 。 2）定比传动 在变速传动系统中采用定比传动，主要考虑传动、结构和性能等方面要求，以及满足不同用户的使用要求。为使中间两个变速组做到降速缓慢，以利于减少变速箱的径向尺寸，故在Ⅰ-Ⅱ轴间增加一对降速传动齿轮。 3）分配降速比 8级降速为：250315400500 630 8001000 315 1250 （r/min ） 画出转速图 8=2[2]2[2]2[4] 电 ⅡⅢ Ⅳ Ⅰ250 315400500 630800100012501440r/min 结构大体示意图:
题目：简式车床主传动系统设计 专业：机械设计制造及其自动 班级： 姓名： 学号： 指导教师： 2017年6月30日
目录 设计目的 (3) 设计步骤 (4) 1.确定传动公比及其转速值 (4) 1.1确定传动公比 ................................................ 错误！未定义书签。 1.2选定主轴各级转速 (4) 2.选择主传动方案 (5) 2.1 变速方式 (5) 2.2开停、制动 (5) 3.拟定结构式、结构网、转速图 (5) 3.1拟定结构式 (5) 3.2画结构网 (6) 3.3拟定转速图 (7) 3.3.1确定定比传动 (8) 3.3.2确定各轴转速 (8) 3.3.3确定齿轮齿数 (9) 3.3.4校核主轴转速误差 (11) 4．确定各传动件计算转速 (12) 4.1各轴计算转速： (12) 4.2各个齿轮计算转速 (13) 5.传动系统图 (14) 结束语 (15) 参考文献 (17)
设计目的 通过设计实践，掌握机床主传动系统的设计方法。培养综合运用机械制图，金属切削技术，机械设计技术，及结构工艺相关知识，进行工程设计的能力。培养使用手册图册，有关资料及设计标准规范的能力，提高技术总结及编制技术文件的能力。巩固所学理论知识，为毕业设计积累经验，做准备。
设计步骤 根据设计题目给定的机床种类、规格、主轴极限转速（n min 、n max ）、转速级数Z ，确定其他有关运动参数，选定主轴各级转速值：通过分析比较，选择传动方案；拟定结构式和结构网，拟定转速图；确定齿数及带轮直径；绘制传动系统图 1.确定传动公比及其转速值 1.1确定传动公比 根据给定的主轴极限转速Rn=37.5～1700r/min 和转数级数Z=12，求得传动公比 33.455 .371700 min max == = n n Rn 1 -=Z Rn ?=1.41 1.2选定主轴各级转速 查参考文献【1】可知标准公比为1.06，1.12，1.26，1.41，1.58，1.72，2 因为=1.41=1.066 查参考文献【1】表7-1标注数列表 首先找到最小极限转速37.5r/min 再每跳过5个数取一个转数，即可得到公比为1.41的数列
车床主传动系统的设计 摘要：本文通过分析中型车床的特点，提出了该机床总体结构和参数，设计了传动方案，并对其中齿轮三角带等关键部件进行了计算和校核，通过对润滑油及润滑方式的研究确定了润滑系统，完成了该机床的设计方案，采用本文中的设计方法制作样机在实际使用中其性能满足中小企业对简易零部件的加工需求。 关键词：车床；传动方案；润滑系统 1.引言 随着科技的进步和企业对零部件精度要求的提高，数控机床成为普遍使用的设备，为延长数控机床的使用寿命，在粗加工中普通卧式车床依然发挥着重要的作用。 机床的传动系统作为机床重要的部分之一，对机床加工性能有着决定的作用，因此研究机床的传动系统有着重要的意义。 2.机床的总体参数 配用与零部件材质相对应的刀具实现对加工零部件外圆及端面或螺纹，加工范围0-250mm，切削量2-6mm ，按照切削速度和刀具直径计算主轴最高转速为637r/min最低转速12.7r/min。电机额定功率由下式计算并在国标电机中选取得选取5.5kw。 3.传动方案的设计 3.1 传动方案的设计 选择传动平稳，效率较好并能避免震动引起误差的带式转动，在变速形式上选用分级变速形式。 在公比上选用标准公比即φ=1.41，尤其可以派生出转速数列12.5/18/25/35.5/50/71/100/140/200/280/400/500。 通过计算主轴转速级数取整为12。按照级比指数规律求拟定结构式为：Z=31×23×26可得其转速图。通过以上计算结合机床通用设计要求确定一下参数：最大工件长度L为350-750mm，刀架滑板上最大工件直径125mm；主轴通孔直径25mm； 3.2 齿轮齿数的确定 在选取齿数时应满足以下要求：齿数和通常小于100最大不得超过120；最
机械传动系统方案设计 一、传动系统的功能 传动系统是连接原动机和执行系统的中间装置。其根本任务是将原动机的运动和动力按执行系统的需要进行转换并传递给执行系统。传动系统的具体功能通常包括以下几个方面： （1）减速或增速； （2）变速； （3）增大转矩； （4）改变运动形式； （5）分配运动和动力； （6）实现某些操纵和控制功能。 二、机械传动的分类和特点 1、机械传动的分类 1) 按传动的工作原理分类 2) 按传动比的可变性分类 机械传动 动 啮合传动 摩擦传动 有中间挠性件 齿轮传动 蜗杆传动 螺旋传动 齿轮系传动 定轴轮系传动 周转轮系传动 链传动 同步带传动 普通带传动 绳传动 摩擦轮传动
2、机械传动的特点 (1) 啮合传动的主要特点 优点：工作可靠、寿命长，传动比准确、传递功率大，效率高（蜗杆传动除外），速度范围广。 缺点：对加工制造安装的精度要求较高。 (2) 摩擦传动的主要特点 优点：工作平稳、噪声低、结构简单、造价低，具有过载保护能力。 缺点：外廓尺寸较大、传动比不准确、传动效率较低、元件寿命较短。 三、机械传动系统的组成及常用部件 1、传动系统的组成 减速或变速装置 起停换向装置 制动装置 安全保护装置 2、常用机械传动部件 1）减速器 减速器是用于减速传动的独立部件，它由刚性箱体、齿轮和蜗杆等传动副及若干附件组成，常用的减速器如图1所示。 2）有级变速装置 ① 交换齿轮变速装置 ② 离合器变速装置 机械传动 定传动比传动 齿轮传动 蜗杆传动 螺旋传动 链传动 带传动 有级变速传动 变传动比传动 无级变速传动 摩擦轮无级变速传动 带式无级变速传动 链式无级变速传动
机械制造装备设计课程设计说明书 设计题目: 车床的主传动系统设计 院系：机械工程学院 专业：机械设计制造及其自动化专业班级：12级机制十五班 学号：201233460 姓名：霍道义 指导老师：刘军 日期：2015年12月18日
车床的主传动系统设计任务书 姓名霍道义学号 201233460 专业机制本班级 15班 最大加工直径为250mm的普通车床的主轴箱部件设计 原始数据： 主要技术参数题目 主电动机功率P/kw 4 最大转速2500 最小转速112 公比 1.41 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。
目录 1 绪论 (4) 2 普通车床主动传动系统参数的拟定 (5) 2.1电动机的选择 (5) 2.2确定转速级数 (5) 3 传动设计 (6) 3.1拟定传动方案 (6) 3.2 确定结构式 (6) 3.3设计结构网 (7) 3.4绘制转速图 (9) 3.5各传动组传动副齿轮齿数 (10) 3.6绘制传动系统图 (13) 4.传动零件设计 (13) 4.1 V带传动设计 (13) 4.2齿轮传动设计 (16) 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 (24) 4.7轴承端盖设计 (25) 5 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 (28) 5.3主轴的校核 (29) 5.4键的校核 (31) 6 箱体的结构设计 (32) 6.1箱体材料 (32) 6.2箱体结构 (32) 7 润滑设计及润滑油选择 (33) 7.1润滑设计 (33) 7.2润滑油的选择 (35) 8 总结 (36) 9 参考文献 (37)
哈尔滨理工大学 课程设计 题目：机械系统设计课程设计 院、系：机械动力工程学院 班级：机械09-班 姓名： 学号： 指导教师： 2012年08月28日
摘要 《机械系统设计》课程设计内容有理论分析与设计计算，图样技术设计和技术文件编制三部分组成。 1、理论分析与设计计算： （1）机械系统的方案设计。设计方案的分析，最佳功能原理方案的确定。 （2）根据总体设计参数，进行传动系统运动设计和计算。 （3）根据设计方案和零部件选择情况，进行有关动力计算与校核。 2、图样技术设计： （1）选择系统中的主要组件。 （2）图样的设计与绘制。 3、编制技术文件： （1）对于课程设计内容进行自我技术经济评价。 （2）编制设计计算说明书。 关键词分级变速；传动系统设计,传动副，结构网，结构式，齿轮模数，传动比，计算转速
目录 摘要 (2) 目录 (3) 一、课程设计目的 (4) 二、课程设计题目，主要技术参数和技术要求分级、 (4) 三、运动设计 (4) 1.确定极限转速，转速数列，结构网和结构式 (4) 2.主传动转速图和传动系统图 (6) 3.计算齿轮齿数 (7) 四、动力计算 (9) 1.传动件的计算转速 (9) 2.传动轴和主轴的轴径设计 (9) 3.计算齿轮模数及尺宽，分度圆直径 (10) 4.带轮设计 (11) 五、主要零部件选择 (13) 1.轴承的选取 (13) 2.键的选取 (13) 六、校核 (14) 1.齿轮校核 (14) 2 .主轴弯曲刚度校核 (15) 3.轴承校核 (16) 4.润滑与密封 (16) 七、结束语 (16) 八、参考文献 (17)
普通车床主传动系统设计说明书 概述 机床课程设计在金属切削机床课程之后的实践性教学部分, 其目的在于经过设计机床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, 训练设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技术论文和查阅文献资料等方面综合能力。 一、设计题目 设计一台普通车床的主传动系统, 设计参数如下表: (本小组选择第五组参数作为设计数据)
二、运动设计 2.1传动方案设计 ( 1) 集中传动方式 主传动系的全部传动和变速机构集中装在同一个主轴箱内, 称为集中传动方式。通用机床中多数机床的主变速传动系都采用这种方式。适用于普通精度的大中型机床。 特点是结构紧凑, 便于实现集中操纵, 安装调整方便。缺点是运转的传动件在运转过程中所产生的振动、热量, 会使主轴产生变形, 使主轴回转中心线偏离正确位置而直接影响加工精度。（2）分离传动方式 主传动系中的大部分的传动和变速机构装在远离主轴的单独变速箱中, 然后经过带传动将运动传到主轴箱的传动方式, 称为分离传动方式。 特点是变速箱各传动件所产生的振动和热量不能直接传给或少传给主轴, 从而减少主轴的振动和热变形, 有利于提高机床的工作精度。运动由皮带经齿轮离合器直接传动, 主轴传动链短, 使主轴在高速运转时比较平稳, 空载损失小; 当主轴需作低速运转时, 运动则由皮带轮经背轮机构的两对降速齿轮传动后, 转速显著降低, 达到扩大变速范围的目的。 本课程设计的机床为普通精度的大中型机床, 即采用集中传动方式。 2.2转速调整范围
变速组中最大与最小传动比的比值, 称为该变速组的变速范围即: 2000max 20100 min n Rn n === 2.3选用混合公比 根据《机械制造装备设计》78P 公式( 3-2) 因为已知1Z n R ?-=, 推到公式如下: lg 1lg n R Z ? =+ (Z 1.31?=== 根据《机械制造装备设计》77P 表3-5 标准公比?。这里我们 取标准公比系列 1.26?=, 因为41.26 1.06?==, 根据《机械制造装备设计》77P 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( 1.26～1.066) 取一个转速, 即可得到公比为1.26的数列: 100、 160、 200、 250、 320、 400、 500、 630、 800、 1000、 1260、 。 2.4结构式采用 主变速传动系从电动机到主轴, 一般为降速传动, 接近电动机的传动件转速较高, 传递的扭矩较小, 尺寸小一些; 反之, 靠近主轴的传动件转速较低, 传递的扭矩较大, 尺寸就较大。 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, 以便节省变速箱的造价, 减小变速箱的外形尺寸。按此原则, 12＝3X2X2, 12＝2X3X2,
1绪论 1.1磨床简介 磨床(grinder,grinding machine)是利用磨具对工件表面进行磨削加工的机床。 大多数的磨床是使用高速旋转的砂轮进行磨削加工，少数的是使用油石、砂带等其他磨具和游离磨料进行加工，如珩磨机、超精加工机床、砂带磨床、研磨机和抛光机等。 磨床能加工硬度较高的材料，如淬硬钢、硬质合金等；也能加工脆性材料，如玻璃、花岗石。磨床能作高精度和表面粗糙度很小的磨削，也能进行高效率的磨削，如强力磨削等。 十八世纪30年代，为了适应钟表、自行车、缝纫机和枪械等零件淬硬后的加工，英国、德国和美国分别研制出使用天然磨料砂轮的磨床。这些磨床是在当时现成的机床如车床、刨床等上面加装磨头改制而成的，它们结构简单，刚度低，磨削时易产生振动，要求操作工人要有很高的技艺才能磨出精密的工件。 1876年在巴黎博览会展出的美国布朗-夏普公司制造的万能外圆磨床，是首次具有现代磨床基本特征的机械。它的工件头架和尾座安装在往复移动的工作台上，箱形床身提高了机床刚度，并带有内圆磨削附件。1883年，这家公司制成磨头装在立柱上、工作台作往复移动的平面磨床。 1900年前后，人造磨料的发展和液压传动的应用，对磨床的发展有很大的推动作用。随着近代工业特别是汽车工业的发展，各种不同类型的磨床相继问世。例如20世纪初，先后研制出加工气缸体的行星内圆磨床、曲轴磨床、凸轮轴磨床和带电磁吸盘的活塞环磨床等。 自动测量装置于1908年开始应用到磨床上。到了1920年前后，无心磨床、双端面磨床、轧辊磨床、导轨磨床，珩磨机和超精加工机床等相继制成使用；50年代又出现了可作镜面磨削的高精度外圆磨床；60年代末又出现了砂轮线速度达60～80米/秒的高速磨床和大切深、缓进给磨削平面磨床；70年代，采用微处理机的数字控制和适应控制等技术在磨床上得到了广泛的应用。 随着高精度、高硬度机械零件数量的增加，以及精密铸造和精密锻造工艺的发展，磨床的性能、品种和产量都在不断的提高和增长。 1.2磨床的分类 磨床可分为十余种：
第一章概论 一、数控系统发展简史 1946年诞生了世界上第一台电子计算机，这表明人类创造了可增强和部分代替脑力劳动的工具。它与人类在农业、工业社会中创造的那些只是增强体力劳动的工具相比，起了质的飞跃，为人类进入信息社会奠定了基础。6年后，即在1952年，计算机技术应用到了机床上，在美国诞生了第一台数控机床。从此，传统机床产生了质的变化。近半个世纪以来，数控系统经历了两个阶段和六代的发展。二、国内数控机床状况分析 （一）国内数控机床现状 近年来我国企业的数控机床占有率逐年上升，在大中企业已有较多的使用，在中小企业甚至个体企业中也普遍开始使用。在这些数控机床中，除少量机床以FMS模式集成使用外，大都处于单机运行状态，并且相当部分处于使用效率不高，管理方式落后的状态。 2001年，我国机床工业产值已进入世界第5名，机床消费额在世界排名上升到第3位，达47.39亿美元，仅次于美国的53.67亿美元，消费额比上一年增长25%。但由于国产数控机床不能满足市场的需求，使我国机床的进口额呈逐年上升态势，2001年进口机床跃升至世界第2位，达24.06亿美元，比上年增长27.3%。近年来我国出口额增幅较大的数控机床有数控车床、数控磨床、数控特种加工机床、数控剪板机、数控成形折弯机、数控压铸机等，普通机床有钻床、锯床、插床、拉床、组合机床、液压压力机、木工机床等。出口的数控机床品种以中低档为主。 （二）国内数控机床的特点 1、新产品开发有了很大突破，技术含量高的产品占据主导地位。 2、数控机床产量大幅度增长，数控化率显著提高。 2001年国内数控金切机床产量已达1.8万台，比上年增长28.5%。金切机床行业产值数控化率从2000年的17.4%提高到2001年的22.7%。 3、数控机床发展的关键配套产品有了突破。 三、数控系统的发展趋势 1.继续向开放式、基于PC的第六代方向发展 基于PC所具有的开放性、低成本、高可靠性、软硬件资源丰富等特点，更多的数控系统生产厂家会走上这条道路。至少采用PC机作为它的前端机，来处理人机界面、编程、联网通信等问题，由原有的系统承担数控的任务。PC机所具有的友好的人机界面，将普及到所有的数控系统。远程通讯，远程诊断和维修将更加普遍。 2.向高速化和高精度化发展 这是适应机床向高速和高精度方向发展的需要。 3.向智能化方向发展 随着人工智能在计算机领域的不断渗透和发展，数控系统的智能化程度将不断提高。 （1）应用自适应控制技术 数控系统能检测过程中一些重要信息，并自动调整系统的有关参数，达到改进系统运行状态的目的。（2）引入专家系统指导加工 将熟练工人和专家的经验，加工的一般规律和特殊规律存入系统中，以工艺参数数据库为支撑，建立具有人工智能的专家系统。 （3）引入故障诊断专家系统