兰州工业学院
最大加工直径为400mm的普通车床的主轴箱部件设计
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第一章绪论
第2章传动方案的拟定及说明
2.1车床的规格系列和用处
2.2操作性能要求
2.3.2 主轴级数的拟定
2.3 变速结构的设计
3、主电机功率——动力参数的确定
2.3.3 确定变速组及各变速组中变速副的数目
2.3.4 结构网的拟定
2.3.6 确定各变速组变速副齿数
1）确定齿轮齿数
3.1 结构设计的内容、技术要求和方案
第4章传动件的设计
4.1 带轮的设计区别看看机设p163
4.2 传动轴的直径估算
4.2.1 确定各轴转速
4.2.1 确定各轴转速
5.4 齿轮的布置
4.2.2传动轴直径的估算4.2.3 键的选择4.3各变速组齿轮规格的确定(好好查查机械设计手册)
4.3.2 齿宽的确定
4.4 带轮结构设计
4.5 各轴轴承的选用
4.1片式摩擦离合器的选择
1、摩擦离合器上扭矩的计算
3 计算轴向压力Q
第5章主轴组件的设计
5.1 主轴的基本尺寸确定
5.1.1 外径尺寸D
5.1.2 主轴孔径d
5.1.3 主轴悬伸量a
5.1.4 支撑跨距L
5.1.5 主轴最佳跨距的确定
5.2 主轴的验算
5.2.1 主轴组件弯曲刚度的验算
5.2.2 主轴组件扭转刚度的验算
5.2.3 主轴轴承寿命的验算
7）主轴材料与热处理
6）头部尺寸的选择
第6章箱体与润滑的设计
6.1 箱体的设计
6.2 润滑与密封
6.3 其他
目录
第一章车床参数的拟定
车床主参数和基本参数
运动设计
传动结构式、结构网的学选择确定
第2章 传动方案的拟定及说明 2.1车床的规格系列和用处
普通机床的规格和类型有系列型号作为设计时应该遵照的基础。因此，对这些基本知识和数据作些简要介绍。本次设计的是普通型车床主轴变速箱。主要用于加工回转体。
表1.1 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数表
2.2操作性能要求 1）具有皮带轮卸荷装置
2）手动操纵双向片式摩擦离合器实现主轴的正反转及停止运动要求 3）主轴的变速由变速手柄完成 2.3 变速结构的设计
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。此次设计中，我们采用分离变速型式的主轴变速箱。 2.3.2 主轴级数的拟定 由设计任务已知：机床主轴
极限转速为： min 45、min 2000min max r n r n ==
公比：
考虑到设计的结构复杂程度要适中，故采用常规的扩大传动分级变速，并选取级数z=12,设其转速公比为。则由式：
1
min
max
-==
z n n n R ? （1）
现以= 1.41代入上式：
1
41.144452000min
max -====
z n n n R
得： Z=12
因为：查表（机制）表2-4，首先找到45，然后每跳过5个数取一个数，即可得到公比为1.41的数列：45、63、90、125、180、250、355、500、710、1000、1400、2000共12级转速。
综合上述可得：主传动部件的运动参数 =2000 =45 Z=12 =1.41 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。
选择电动机的原则有两点：
①考虑电动机的主要性能（启动、超载及调速等）、额定功率大小、额定转速及结构型式等方面要满足生产机械的要求。
②在以上前提下优先选用结构简单、运行可靠、维护方便又价格合理的电动机。
中型普通车床典型重切削条件下的用量
刀具材料：硬质合金YT15（采用车刀具，可转位外圆车刀） 刀杆尺寸：16mm25mm =0.588GPa 刀具几何参数： =10， =-10， =75， =0.5mm 。 工件材料：钢铁材料（取热轧45号钢） 切削方式：车削外圆 表面粗糙度： =3.2mm
查表可知(切削用量参考表、硬质合金外圆车刀切削速度参考值表) ：背吃刀量a p =4mm 进给量f(s)=0.3mmr 切削速度V=100mmin(1.67ms) 功率估算法用的计算公式
机床功率的计算，
主切削力的计算主切削力的计算公式及有关参数：
=9.8127040.920.95
=1620（N）
切削功率的计算
==16201.67=2.705（kW）
依照一般情况，取机床变速效率=0.8.
==3.38(kW)
根据《机械设计师手册》Y系列（IP44）封闭式三相异步电动机技术数据表，该系列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。我们选取Y112M-4型三相异步电动机，额定功4kW,满载转速1440，额定转矩2.3，品质47kg。
2.3.3 确定变速组及各变速组中变速副的数目
级数为Z的主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：，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=3×4 2) 12=4×3
3) 12=3×2×2 4) 12=2×3×2
5) 12=2×2×3
12级转速变速系统的变速组，选择变速组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能，应该遵守以下四个原则：
（1）传动副前多后少原则
（2）传动顺序与扩大顺序相一致的原则
（3）变速组的降速要前快后慢，中间轴的转速不宜超过电动机的转速
（4）转速图中传动比的分配
以上原则，还需根据具体情况加以灵活运用。 分析：
1） 和方案2)可省掉一根轴。但有一个传动组有四个传动副。若用一个四联滑移齿轮，则将
大大增加其轴向尺寸；若用两个双联滑移齿轮，则操纵机构必须互锁以防止两个滑移齿轮同时啮合。将使得结构比较复杂。故在此不予采用。
2） 按照传动副“前多后少”的原则选择Z=3×2×2这一方案，但主轴换向采用双向片式摩
擦离合器结构，致使Ⅰ轴的轴向尺寸过大，所以此方案不宜采用，加之主轴对加工精度、表面粗超度的影响最大。因此在主轴的传动副不宜太多，故方案5）亦不采用。而应先择12=2×3×2。
3）方案4，因为I 轴上装有双向摩擦片式离合器M ，轴向尺寸较长，为使结构紧凑第一变速组采用了双联齿轮，而不是按照前多后少的原则，采用三个传动副。
设计车床主变速传动系时，为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，一般限制降速最小传动比；为避免扩大传动误差，减少振动噪声，一般限制直齿圆柱齿轮最大升速比。斜齿圆柱齿轮传动较平稳，可取。因此在主变速链任一变速组的最大变速范围
())10~8(25.0)5.2~2(min 主max 主max 主≤≤=u u R 。在设计时必须保证中间变速轴
的变速范围最小。
综上所述：方案采用12=2x3x2 2.3.4 结构网的拟定
由上选择的结构式12=23×31×26 ,画其结构图如下：
图2.1结构网
2.3.4 结构式的拟定
（1）选择Y112M-4型三相异步电动机。
（2）分配总降速变速比
总降速变速比
（3）主轴转速
45rmin、、z = 12 45、63、90、125、180、250、355、500、710、1000、1400、2000共12级转速
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：
1先来确定Ⅲ轴的转速
变速组c 的变速范围为
]
10
,8[
8
41
.1
max
6
6∈
=
=
=R
?
，结合结构式，
Ⅲ轴的转速只有一种可能：，
710、500、355、250、180、125 rmin。
2确定轴Ⅱ的转速
变速组b的级比指数为1，决定其余变速组的最小传动比根据“前慢后快”的原则。
,
轴Ⅱ的转速确定为：500、1400 rmin。
③确定轴Ⅰ的转速
对于轴Ⅰ，其级比指数为3,可得
确定轴Ⅰ转速为1000rmin。
2.3.6 确定各变速组变速副齿数
齿轮齿数的确定必须在保证转速在允许误差范围的前提下，对于闭式传动尽量符合减少模数、增加齿数的选定最小齿数的原则，同时又应考虑到使齿轮结构尺寸紧凑，经过权衡、
分析计算最后确定出较为合理的齿数。
齿数是按各个变速组分别进行计算确定的。根据转速图中各个传动副的传动比来确定齿数等
可用计算法或查表确定齿轮齿数，后者更为简便，此处我们采用查表法。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=17
2.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
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
1）确定齿轮齿数
1. 用计算法确定第一个变速组中各齿轮的齿数
其中：
—主动齿轮的齿数
—被动齿轮的齿数
—对齿轮的传动比
—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。
、
满足以上条件的=84、87、89、90、92、97、101、102……
且齿根圆直径应大于摩擦离合器外片外径，即大于90mm。故把Z1的齿数取大些。取Z1=40则
=
齿数和=Z1+Z1'=40+80=120
同样根据公式:
Z2 =70 =50
2. 用查表法确定第二变速组的齿数
1）首先第二变速组u1、u2、u3中各传动比：、、能同时满足三个传动比要求的齿数和有=84、87、92、102、104、107、108、110、111、114、115、118、119
2）确定合理的齿数和，为了使主轴箱轴向尺寸不宜太大，故选取较小的最小齿轮齿数，在以上同时满足三个传动比的齿数和中，选取最小齿轮齿数为24，则对应的齿数和为=84。3）依次可以查得各传动比对应的最小齿轮齿数为：
4) 确定第三变速组u1、u2中各传动比u1=、选取齿数和为101，在同时满足两个传动比的齿数和中，选取小齿轮的齿数为18、30
同理可得其它的齿轮如下表所示：
表2.4 各传动组的最小齿轮齿数和齿数和
2.3.7 绘制变速系统图
根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图：采用分离式结构
第3章传动结构设计
3.1 结构设计的内容、技术要求和方案
由转速图确定各轴及各齿轮计算转速
计算转速是指主轴或各传动件传递全功率时的最低转速。由《金属切削机床》表8—2可查得主轴的计算转速
为从主轴最低转速算起，第一个转速范围内的最高一级转速，即为。Ⅲ轴的计算转速为、Ⅱ轴的计算转速为、Ⅰ轴的计算转速为
各传动齿轮的计算转速如下表：
表2.3 齿轮的计算转速
第4章传动件的设计
4.1 带轮的设计区别看看机设p163
带传动是一种挠性传动，具有结构简单、传动平稳、价格低廉和缓冲吸振等特点，在近代机械中广泛应用。电动机转速n=1440rmin,传递功率P=4kW,传动比i=1.41，每天8小时，工作年数10年。
(1)确定计算功率
（式中为v带计算功率，kW、为工作情况系数、P为电动机额定功率）
查《机械设计》，由表8-7查的工作情况系数1.1
则（小轮转速（即电机轴转速）为1440查《机械设计》图8-10）
（2）选择V带的带型
根据、n，由《机械设计》图8-10，选用A型普通V带。
(3)确定带轮的基准直径并验算带速。
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。
1） 初选小带轮的基准直径。
根据《普通V 带轮的基准直径系列》取主动小带轮基准直径。 由公式
2)、验算带速度， 按公式验算带的速度
11
3.14901440
6.78601000
601000
d d n m v s π??=
=
=??
∵，故带速合适。 3）计算大带轮的基准直径 121/290(10.02)
176.4d d m m =??-=
式中：
-小带轮转速， -大带轮转速， -带的滑动系数，一般取0.02。 根据《普通V 带轮的基准直径系列》圆整为180 mm 。
(4)确定V 带的中心距和基准长度
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： 根据经验公式
1）120120.7()2()d d d d d d a d d +≤≤+ 取00.7(90180)2(90180)a ?+≤≤?+取。 2）由计算带轮的基准长度公式：
()
()2
2
100120
22
4d d d d d d d L a d d a π
-≈+
++
()023.14(18090)
250090180
1428m m 24500
d L -?+?++=?≈
由表8-2选带的基准长度
3)确定实际中心距
001400142850051452022d d L L a a mm --≈+
=+=≈
中心距的变化
min max 0.0155200.01514004990.035200.031400562d d a a L mm
a a L mm
=-=-?==+=+?=
故范围为
(5)、验算三角带的挠曲次数
100010002 6.78
9.50401428mv L μ??=
==≤次，故能满足要求。
(6)、验算小带轮上的包角 根据公式
21118090
18057.318057.3170120520
d d d d a α????--≈-
??=-?=≥ (7)、确定三角带根数 1）计算单根V 带的额定功率Pr 由和，查表8-4a 得
根据，和A 型带，查表4-8b 得 查表8-5得，表8-2得，于是
00()(1.0640.169)0.9800.960 1.16r L P P P K K kW kW α=+???=+??=
2） 计算V 带根数z
Z 故取4根
(8)计算单根V 带的初拉力的最小值
查表8-3的A 型带《V 带单位长度质量》得，q=0.10kgm 由公式：
220min 2.5 4.4(2.50.98)()500
()5000.1 6.78105.36.7850.98
ca p K F qv N vZ K αα--=+=??+?=? 其中： -带的变速功率,KW ； v-带速,ms ；
q-每米带的品质，kgm ；取q=0.1kgm 。 v = 1440rmin = 9.42ms 。 （9）计算作用在轴上的压轴力
压轴力的最小值为
1
min
0min 170()2()sin 24105.3sin 839.222
o
p F z F N α==???=
4.2 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。 4.2.1 确定各轴转速 ⑴、确定主轴计算转速：
由转速图确定各轴及各齿轮计算转速
计算转速是指主轴或各传动件传递全功率时的最低转速。由《金属切削机床》表8—2可查得主轴的计算转速
为从主轴最低转速算起，第一个转速范围内的最高一级转速，即为。 Ⅲ轴的计算转速为 Ⅱ轴的计算转速为 Ⅰ轴的计算转速为
各传动齿轮的计算转速如下表： 表2.3 齿轮的计算转速
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(ψ-1)%。 主轴各级实际转速值用下式计算
d 1234
n n (1)u u u u ε=?-????实
其中： ε—滑移系数
u 1、 u 2 、u 3 、u 4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
100%10(1)%n n n n ?-?=
?≤±-理论
实际理论
()90502218144012%44.7/min
180706272n r ????????
?=?-????= ? ? ? ?????????实
44.745
100%0.7% 4.1%45n -?=
?=<
同样其他的实际转速及转速误差如下: 表2.5各级传动组的转速误差
故转速误差满足要求。
5.4 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
4.2.2传动轴直径的估算：确定各轴最小直径 机造p106
根据轴的最小直径公式，，并查表表3.2
对于一般的传动轴，取=1.1。取估算的传动轴长度为1000mm 。 ①Ⅰ轴的直径：取
24.1d mm ≥==，圆整为
②Ⅱ轴的直径：取min /355,922.099.0
99.098.0
212r n j ==???=ηη
91
28.37d mm ≥==,圆整为
③Ⅲ轴的直径：取min /125,89.099.098.0323r n j ==??=ηη
36.50d mm ≥== ,圆整为
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（）。
4.2.3 键的选择
查《普通平键和普通楔键的主要尺寸》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。
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。
=25×0.93=23.25
=32×0.93=29.8 =38×0.93=35.24
查表可以选取花键的型号其尺寸分别为
4.3各变速组齿轮规格的确定(好好查查机械设计手册)
4.3.1 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,齿轮精度选用7级精度，选择小齿轮材料为40C (合金铸钢调质)，硬度为280HBS ：（一对轴承的传递效率为0.98-0.99，齿轮传动效率为0.98-0.99，此处去轴承位） 根据《机械设计手册》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40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 = 0.963=2.88KW ； -齿宽系数=；
-齿轮许允接触应力，按MQ 线查取;（查查这个图） -计算齿轮计算转速; K-载荷系数取1.2。（查表） =650MPa ，
MPa MPa H P 5859.0650=?=σ
∴1 1.65H m mm ≥= 根据《标准模数系列》将模数圆整为2mm 。 ②齿轮弯曲疲劳强度：
其中: P-齿轮传递的名义功率；P = 0.963=2.88KW ；； -齿宽系数=；
-齿轮许允齿根应力， MQ 线查取；
-计算齿轮计算转速;
K-载荷系数取1.2。 ，
∴MPa MPa FP 4204.1300=?=σ
∴1 1.2F m mm ≥
根据《标准模数系列》将齿轮模数圆整为2.0mm 。 ∵所以
于是变速组a 的齿轮模数取m =2.0mm 轴Ⅰ上主动轮齿轮的直径：
123238762
3366;22958
a a a d m m d m m d m m =?==?==?=； 轴Ⅱ上三联从动轮齿轮的直径分别为：
''
12324896253106;257114a a a d mm d mm d mm =?==?==?=； 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25的齿轮。 ①齿面接触疲劳强度： 其中: -公比 ； =2.5；
P-齿轮传递的名义功率；P = 0.9224=3.688KW ； -齿宽系数=；
-齿轮许允接触应力，由MQ 线查取; -计算齿轮计算转速; K-载荷系数取1.2。 =650MPa ，
∴MPa MPa H P 5859.0650=?=σ
∴2 2.44H m mm ≥=
根据《标准模数系列》将齿轮模数圆整为3mm ②齿轮弯曲疲劳强度：
其中: P-齿轮传递的名义功率；P =0.9224=3.688KW ； -齿宽系数=；
-齿轮许允齿根应力，由MQ 线查取；
-计算齿轮计算转速;
K-载荷系数取1.2。 ，
∴MPa MPa FP 4204.1300=?=σ
∴2 2.12F m mm ≥=
根据《标准模数系列》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 = 4mm 轴Ⅱ上主动轮齿轮的直径：
1233410232575b b d mm d mm =?==?=； 轴Ⅲ上二联从动轮齿轮的直径分别为：
''
12354162353159b b d mm d mm
=?==?=；； ⑶、c 变速组：确定轴Ⅲ上另两联齿轮的模数，先计算最小齿数18的齿轮。 ①齿面接触疲劳强度： 其中: -公比 ； =4；
P-齿轮传递的名义功率；P = 0.894=3.56KW ； -齿宽系数=；
-齿轮许允接触应力，由MQ 线查取; -计算齿轮计算转速;