2024年8月26日发(作者：亥绢)
机械制造装备设计
课程设计计算说明书
题 目 车床床头箱设计
指导教师 李楠
院 系 机械工程学院
班 级 机自0901班
姓 名 王英坤
完成时间 2012年9月2日
目录
目录 .................................................................................................................................................. 1
1绪 论............................................................................................................................................ 3
1.1课题研究背景及选题的意义 ..................................................................................................... 3
1.1.1课题的背景 .............................................................................................................. 3
1.1.2研究的意义 .............................................................................................................. 3
1.1.3课题的目的 .............................................................................................................. 3
1.2完成的内容 ......................................................................................................................... 4
2.机床主要参数的确定 ................................................................................................................... 4
2.1 动力参数的确定 ................................................................................................................ 5
2.2运动参数的确定 ................................................................................................................. 5
2.2.1 主轴最低和最高转速的确定 ................................................................................. 5
3 主传动系统的设计 ............................................................................................................... 7
3.1 主传动方案拟定 ................................................................................................................ 7
3.2皮带轮直径和齿轮齿数的确定及转速图拟定 ......................................................... 7
3.2.1确定皮带轮动直径 ................................................................................................ 7
3.2.2 确定齿轮齿数 ....................................................................................................... 8
3.2.3 转速图拟定： ....................................................................................................... 9
3.2.4 主轴转速系列的验算 ........................................................................................... 9
3.3 确定各传动轴和齿轮的计算转速 ......................................................................... 10
4 传动件的估算和验算 ................................................................................................................. 11
4.1齿轮模数的计算 ............................................................................................................... 11
4.1.1 各传动轴功率的计算 ........................................................................................... 11
4.1.2齿轮模数的计算 .................................................................................................... 12
4.1.3 计算各轴之间的中心距 ....................................................................................... 13
4.2 三角带传动的计算 ......................................................................................................... 14
4.2.1计算皮带尺寸 .............................................................................................................. 14
4.3 传动轴的估算和齿轮尺寸的计算 .................................................................................. 15
4.3.1确定各轴的直径 .................................................................................................... 15
4.3.2 计算各齿轮的尺寸 ............................................................................................... 16
4.3.3验算小齿轮的齿数 ................................................................................................ 16
4.3.3齿轮校验 ........................................................................................................................ 17
5 主轴部件的验算 ......................................................................................................................... 19
5.1验算主轴轴端的位移y
a
.................................................................................................. 19
5.2 前轴承的转角及寿命的验算 ......................................................................................... 21
5.2.1 验算前轴承处的转角θ
β
..................................................................................... 21
5.2.2 验算前支系寿命 ................................................................................................... 21
6主传动系统的结构设计 .............................................................................. 错误！未定义书签。
6.1 皮带轮及齿轮块设计 ...................................................................................................... 22
6.2 轴承的选择 ...................................................................................................................... 22
6.2.1各轴承的选择 ........................................................................................................ 22
6.2.2 主轴设计 ............................................................................................................... 22
6.3箱体设计 ................................................................................................................... 23
6.4操纵机构的设计 ............................................................................................................... 23
6.5密封结构及油滑 ............................................................................................................... 23
总 结....................................................................................................................................... 23
2
1绪 论
1.1课题研究背景及选题的意义
1.1.1课题的背景
机械的水平随着机床的精密程度，机床的属性决定了它在国民经济中的重要
地位，机床的技术水平直接影响机械制造工业产品的质量和劳动生产效率，机床
直接标志着一个国家的工业生产的能力和科学技术水平。由原先的只为满足加工
成形而要求刀具与工件间的某些相对运动关系和零件的一定强度和刚度，发展至
今日的高度科学技术成果综合应用的现代机床的设计，也包括计算机辅助设计
（CAD）的应用。但目前机床主轴变速箱的设计还是以经验或类比为基础的传统
（经验）设计方法。因此，探索科学理论的应用，科学地分析的处理经验，数据
和资料，既能提高机床设计和制造水平，也将促进设计方法的现代化。
同时，在设计中处处实际出发，分析和处理问题是至关重要的。从大处讲，
联系实际是指在进行机床工艺可能性的分析。参数拟定和方案确定中，既要了解
当今的先进生产水平和可能趋势。更应了解我国实际生产水平，使设计的机床，
机器在四化建设中发挥最佳的小盖。从小处讲，指对设计的机床零部件的制造，
装配和维修要进行认真的，切实的考虑和分析，综合思考的设计方法。
1.1.2研究的意义
随着科学技术和社会生产的不断发展，对机电产品的质量和生产率提出了越
来越高的要求。它对提高生产率，保证产品质量，改善劳动强度和降低生产成本，
都是非常重的。
机床工业发展到今天，技术已成熟，自动化、高精度、高效率、多样化已成
为当今时代机床发展的特征。多样化的发展已经是机床的特点，技术的发展速度
的更新和产品的加速使机床必须多品种，现代的机床主要面对多品种中小批生
产，因此现代机床不仅要保障加工精度和高度自动化，还必须有一定的钢度和柔
性，使之能方便的适应加工。
1.1.3课题的目的
机床设计是学生在学完基础课，技术基础课及专业课的基础上，结合机床主
传动（主轴变速箱）设计计算进行集合训练。
1.掌握机床主传动部件设计过程和方法，包括参数拟定，传动设计，零件计
算，结构设计等，培养结构分析和设计的能力。
2.综合应用过去所学的理论知识，提高联系实际和综合分析的能力。
3.训练和提高设计的基本技能。如计算，制图，应用设计资料，标准和规范，
编写技术文件等。
3
1.2完成的内容
机床设计是学生在学完基础课，技术基础课及有关专业课的基础上，结合机
床传动部件（主轴变速箱）设计进行的综合训练。
1.参数拟定
根据机床类型，规格和其他特点，了解典型工艺的切削用量，结合世界条件
和情况，并与同类机床对比分析后确定：极限转速
n
max
和
n
min
，公比
（或级数
Z ），主传动电机功率N。
2.动设计
根据拟定的参数，通过结构网和转速图的分析，确定转动结构方案和转动系
统图，计算各转动副的传动比及齿轮的齿数，并验算主轴的转速误差。
3.动力计算和结构草图设计
估算齿输模数m和轴径d，选择和计算反向离合器，制动器。
将各传动件及其它零件在展开图和剖面图上做初步的安排，布置和设计。
4.轴和轴承的验算
在结构草图的基础上，对一根传动轴的刚度（学时充裕时，也可以对该轴的
强度进行验算）和该轴系的轴承的寿命进行验算。
5.主轴变速箱装配设计
主轴变速箱装配图是以结构草图为“底稿”，进行设计和会制的。图上各零
件要表达清楚，并标注尺寸和配合。
6.设计计算说明书
应包括参数，运动设计的分析和拟定，轴和轴承的验算等，此外，还应对重
要结构的选择和分析做必要的说明
2.机床主要参数的确定
机床（机器）设计的初始，首先需要确定有关参数，他们是传动设计和机构
设计的依据，影响到产品是否能满足所需要的功能要求。因此，参数拟定是机床
设计中的重要环节。
4
2.1 动力参数的确定
1.确定电动机的功率和转速
刀具材料：YT15 工件材料：45号钢
切削方式：车削外圆 切削深度：3.5mm
进给量：纵向35级：0.08~1.59mm/r 横向35级：0.027~0.052mm/r
切削深度：90
电机功率7.5kw 电机转速 1440r/min
机床外形尺寸 长×宽×高：3049×1513×1210
主轴转速范围 正转21级：11.5~1200r/min
反转12级：18~1520r/min
主轴孔径 ：41mm
工件最大加工长度 ：1400或1900mm
（1） 主切削力 F
z
=1900a
P
f
0.75
N （2-1）
0.75
=1900
3.5
0.35
=3026.06N
F
Z
kW
（2） 切削功率 N
切
=
61200
（2-2）
3026.0690
==4.45kW
61200
N
切
切
（3） 估算重电机功率 N=
w
（2-3）
总
0.8
4.45
5.56w
=
0.8
（2-3）式中：
N值为5.56kW按我国生产的电机在Y系列的额定功率选取如下；
同步转速1500r/min
额定功率5.5kW
满载转速1440r/min
2.2运动参数的确定
2.2.1 主轴最低和最高转速的确定
计算车床主轴极限转速是加工直径，按经验分别取（0.1～0.2）D和（0.45～
0.5）D
[1][2]
。
主轴极限转速应为：
1000
max
n
max
=r/min=1200r/min
(0.1~0.2)
D
5
1000
min
r/min=11.5r/min
0.45~0.5
D
2.2.2
结构式：床头箱的传动轴
I
左端装有胶带轮，中间还有双向摩擦片式离合
器
M
1
,用于控制主轴正反转和启动。传动轴
II
，
III
，
IV
都装有变速滑移齿轮，
n
min
=
主轴
VI
上装有离合器
M
2
，用于控制主轴得到高速档或者低速档转速。当离合
器
M
2
左移合上时，电动机经带轮传给轴
I
的运动，由
M
1
带动的齿轮传至轴
II
和轴
III
上的传动齿轮，而后直接传动主轴
VI
，获得六级高速。由手柄
①
通过偏
心滑块、凸轮及连杆机构进行变速。
M
2
右合时，运动由轴
III
经轴
IV
上的二个
双联滑移齿轮传至轴
V
，然后传给主轴
VI
，获得18级低速。因为高速和低速之
间三级转速近似，所以该机床主轴只有21级转速。由手柄
②
操作。
主轴前支承用D3182120双列向心短圆柱滚子轴承，后支承由D8215推力球轴承
和E7514圆锥滚子轴承组成。
为实现主轴迅速停车，采用钢带刹车装置，制动轮在轴
IV
上，它和离合器
M
1
由
手柄
④
操作，两者互锁
由上条件知，结构是为：21=（2×3+2×3×2+6）-3
2.2.3 绘制转速图
⑴选定电动机
一般车床若无特殊要求，多采用Y系列封闭式三相异步电动机，
所以选择Y132M-4型电动机。Y是一般用途的三相异步电动机（封
闭式）132表示电机的中心高为132mm M表示中机座 4表示4极
电机它的技术参数如下：额定功率：7.5KW，满载转速1440r/Min，
满载电流15.4A，功率因数为0.85,重量约81kg
⑵、主轴转速数列的确定
1.确定转速范围R
n
定公比
确定主轴转速数例.
n
min
1200
=104.3 （2-4）
2.
转速范围 R=
n
max
11.5
Φ=
Z1
R
211
R1.26
（2-5）
考虑到设计的结构复杂程度要适中，故采用常规的扩大转动，并选级数
Z=21。,今以
=1.26和代入R=
z-1
式，得R=121,因此取
=1.26更为适合。
标准数列表给出以
=1.06的从1～10000的数值，因
=1.26=
1.06
，
从表中找到n
max
=1250，取得：1250,1000,800，630，500，400，
315,250,200,160,125,100,80,63,50,40,31.5,25,20,16,12.5,10共21级转速。
⑶
其他各轴转速的确定
在七根轴中，除去电动机轴，其余六轴按传动顺序依次设为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、V、VI。
Ⅰ与Ⅱ、Ⅱ与Ⅲ、Ⅲ与Ⅳ、IV与V、V与VI轴之间的传动组分别设为a、b、c、d、e。现
由VI（主轴）开始，确定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、V轴的转速：
先来确定V轴的转速
（1）传动组e的变速范围为
20
1.26
20
101R
max
104.3
，结合结构式，
V轴的转速只有一种可能：
6
4
24、30、37.5、48、58、76、90、120、150、184、231、304、r/min，还有六级高速
382、402、600、760、955、1200r/min
（2）确定轴IV的转速
传动组b的级比指数为11，希望中间轴转速较小，，又不致传动比太小，可取
b
i1
1/
11
1/12.7
，
b
i2
1/1
轴IV的转速确定为：90、120、150、184、231、304、382、402、600、760、955、
1200r/min
（3）确定轴III的转速
对于轴III，其级比指数为5,可取
转速为：82、402、600、760、955、1200r/min
⑷确定二轴的转速为
955、1200r/min
⑸确定一轴的转速
级比指数为
由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比
i260/1302
。
3 主传动系统的设计
3.1 主传动方案拟定
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
点的传动形式，变速类型。
传动方案和型式与结构的复杂程密切相关，和工作性能也有关。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。
传动方案有多种，传动型式更是式样众多，比如：传动型式上有集中传动的
主轴变速箱，分离传动的主轴箱与变速箱；扩大变速范围可以用增加传动组数，
也可用背轮结构，分支传动等型式；变速型式上既可用多速电机，也可用交换齿
轮，滑移齿轮，公用齿轮等
[2][3][4][5][6]
。
3.2皮带轮直径和齿轮齿数的确定及转速图拟定
3.2.1确定皮带轮动直径
(1)选择三角带的型号
Ni=KwN
d
K—工作情况系数
N
d
—电机额定功率
由于是车床，工作载稳定，取N
d
=1.1
N
j
=5.5
1.1=6.05kw
查表3-1选择型号得出B型
表3-1三角带型号
7
型号
13
b
17
b
p
14
h
10.5
40º
(2)带轮直径D
1
D
2
小带轮计算直径D
1
，小带轮直径D
1
不直过小，要求大于许用值
D
min
=140， D
1
D
min
D
1
由表得取220mm
大带轮计算直径D
2
根据要求的传动比u和滑动率ε确定D大。当带传动为降速时：
1
D
大
=D
小
1
（3-3）
n
1
或 D
大
=
1
D(1
)D(1
)
（3-4）
n
2
i
（3-3）（3-4）式中：n
1
——小带轮转速r/min
n
2
——大带轮转速r/min
ε——带的滑动系数，一般取0.02取D
2
=220mm
三角胶带的滑动率
=2%
3.2.2 确定齿轮齿数
确定齿轮齿数应该注意以下几类：
（1）齿轮的齿数和应过大，以免加大中心距机床结构庞大
一般推荐齿轮数和S
Z
为60～100。
（2）最小齿轮不产生极切
Z
min
18～20。
（3）三联滑移齿轮的最大运动轮和次大齿轮的齿数差大于等于4。
避免齿轮右左移动时齿轮右相碰，能顺利通过。
由传动比已知，传动比的适用齿数表。第一组齿轮齿数为：
i
a1
=1 S
z
=80,82,84,86,88,90,92,94,96,97,98,99
1
i
a2
= S
z
=80，82,84,87,89,90,91,92,94,95,96,98
1.41
1
i
a3
= S
z
=80，82,83,85,86,88,90,93,95,96,98,99,
由于可知选用S
z
=90，从表查出小齿轮的齿数为34,39大齿轮的齿数则为
56,51
第二组齿轮齿数为：
i
a1
=1 S
z
=60,62,64,66,68,70,72,74,76,78.
1
i
a2
= S
z
=60,63,65,67,68,70,72,73,75,77.
1.41
1
i
a3
= S
z
=60,63,66,69,72,75,78.
由于可知选用S
z
=72，从表查出小齿轮的齿数为36，28，20，大齿轮的齿数
则为36，44，52。
第三组齿轮齿数为：S
z
=110，小齿轮齿数为30，大齿轮齿数为80，直接传
递三轴六级转速的齿轮齿数均为50
8
第四组齿轮齿数为：S
z
=100，小齿轮齿数为20，大齿轮齿数为80，直接传
递三轴扭矩的齿轮齿数为50,
第五组齿轮齿数为：S
z
=96，小齿轮齿数为32，大齿轮齿数为64，直接传递
三轴扭矩的齿轮齿数为50
3.2.3 转速图拟定：
3.2.4 主轴转速系列的验算
由确定的齿轮所得的实际转速与传动设计理论值难以完全相符，需要验算主轴个
级转速，
（4）核算主轴转速误差,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,
最大误差不得超过
n
n
实际
n
理论
n
理论
10(
1)
0
0
(3-5)
n
实际
=N
i
皮
i
a
i
b
i
c
=
10(
1)
0
0
,
=10(
-1)%=0.041
9
主轴转速
n
1
n
2
n
3
n
4
n
5
n
6
标准转速 31.5 45 63 90 125 180
实际转速 31.4 44.9 62.9 88.75 126.8 177.5
转速误差% 0.003 0.02 0.001 0.014 0.015 0.013
主轴转速 n
7
n
8
n
9
n
10
n
11
n
12
标准转速 250 355 500 710 1000 1400
实际转速 251.9 359.9 503.9 710 1014.3 1410
转速误差% 0.007 0.013 0.078 0 0.014 0.02
经过验算转速，均在允许范围内。
3.2.5 传动系统图的拟定
3.3 确定各传动轴和齿轮的计算转速
(1)确定主轴计算转速由
n
j
=n
min
3
1
(3-6)
n
Ⅳ
=46r/min
(2)各传动轴计算转速
10
V
轴
n
V
=90r/min
IV轴
n
IV
=184r/min
Ⅲ轴n
Ⅲ
=382r/min
Ⅱ轴n
Ⅱ
=955r/min
Ⅰ轴n
Ⅰ
=760r/min
(3)传动组各轴上最小齿轮的转速
a组Z=34时 n
j
=760r/min
b组Z=20时 n
j
=1200r/min
c组Z=30时 n
j
=1200r/min
d组Z=20时 n=1200r/min
E组Z=32时 n=1200r/min
4 传动件的估算和验算
传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度要求。因此必须保证传动轴有足
够的刚度。
传动方案确定后，要进行方案的结构化，确定各零件的实际尺寸和有关布置。
为此，常对传动件的先进行估算，如传动轴的直径，齿轮模数，离合器，带轮的
根数和型号等。在这些尺寸的基础上，画出草图，得出初步结构化的有关布置与
尺寸；然后按结构尺寸进行主要零件的验算，最后才能画正式装配图。
有经验的设计师可以省略画草图这一中间步骤直接进行结构设计和验算。但
[6][7][8]
对缺少设计经验的学生，先画草图可以避免大的反复，有利于设计的进行。
4.1齿轮模数的计算
4.1.1 各传动轴功率的计算
由公式N=N
d
K
(4-1)
N——传动轴的输入功率
N
d
——电机额定功率
k
——工作情况系统
车床的起动载荷颈，工作载荷稳定，二班制工作时，取K
W
=1.1。
N
Ⅰ
=N
d
n=n
带
轴
=0.96
=8.25
0.96
=7.92KW
向心球轴承和向心短圆柱滚子0.995，斜齿圆柱齿轮
=0.97
N
Ⅱ=
N
Ⅱ
=7.92×0.97×0.995=7.644kw
N
Ⅲ
= N
Ⅱ
=5.095×0.96×0.99=7.26kw
N
Ⅳ
=N
Ⅲ
=4.8×0.96×0.99=6.9kw
11
N
V
=
N
Ⅳ
=6.9×0.96×0.99=6.56kw
N
VI
=
N
V
=6.56×0.99×0.96=6.23kw
4.1.2齿轮模数的计算
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，
才可能核心齿轮的接触的疲劳弯皮带强度值是否满走要求。
根据接触疲劳计算齿轮模数公式：
1
K
1
K
2
K
3
K
s
m
j
=16300
3
（4-2）
2
2
m
Z
1
i
1
n
J
根据弯句疲劳计算齿轮模数公式为：
KKKKN
m
ω
=275
3
123s
（4-3）
1
M
n
c
w
（4-2），（4-3）式中：
N——计算齿轮转动递的额定功率N=ŋ·N
d
kŵ
n
j
____计算齿轮（小齿轮）的计算转速r/min
m
——齿宽系数
m
b/m
,
m
8
Z
1
——计算齿轮的齿数，一般取转动中最小齿轮的齿数：
Z
i——大齿轮与小齿轮的齿数比，i=
2
1
；（+）用于外
Z
1
齿合，（-）号用于内啮合；
K
S
——K
S
=K
T
K
N
K
n
K
q
命系数;
K
T
—工作期限系数
1
K
1
K
2
K
3
K
s
mm=2.3 基本组的接触疲劳齿轮模数: m
j
=16300
3
2
m
Z
1
2
i
1
n
J
弯曲疲劳齿轮模数: m
ω
=275
3
K
1
K
2
K
3
K
s
N
mm=1.8
1
M
n
c
w
所以标注模数m=2.5
第一扩大组:i=1.64 n
Ⅱ
=760r/min
1
K
1
K
2
K
3
K
s
mm=2.18 m
j
=16300
3
2
m
Z
1
2
i
1
n
J
m
ω
=275
3
K
1
K
2
K
3
K
s
N
mm=2.4
1
M
n
c
w
所以标注模数m=3
第二扩大组: i=2.6 n
Ⅱ
=1200r/min
1
K
1
K
2
K
3
K
s
mm=2.12 m
j
=16300
3
2
m
Z
1
2
i
1
n
J
12
m
K
ω
=275
3
1
K
2
K
3
K
s
N
n
mm=2.25
1
Mc
w
所以标注模数m=2.5
第三扩大组：i=2.67 n=1200
m
1
K
j
=16300
3
1
K
2
K
3
K
s
Z
2
2
mm=2.46
m1
i
1
n
J
m
K
ω
=275
3
1
K
2
K
3
K
s
N
mm=2.78
1
M
n
c
w
标注模数m=3
第四扩大组：i=4 n=1200
m
1
K
j
=16300
3
1
K
2
K
3
K
s
Z
2
2
mm=5.49
m1
i
1
n
J
m
ω
=275
3
K
1
K
2
K
3
K
s
N
mm=6.2
1
M
n
c
w
标注模数m=7
第五扩大组：i=2 n=1200
m
1
K
1
K
2
K
3
K
j
=16300
3
s
2
2
mm=3.3
m
Z
1
i
1
n
J
m
K
ω
=275
3
K
1
K
2
K
3s
N
mm=3.5
1
M
n
c
w
标注模数m=4
4.1.3 计算各轴之间的中心距
根据中心距公式a=
m
2
(z
1
+z
2
)
(1)Ⅰ～Ⅱ轴a=
3
2
(56+34)=135mm
(2)Ⅱ～Ⅲ轴a=
2.5
2
(36+36)=90mm
(3)Ⅲ～Ⅳ轴a=
3
2
(30+80)=165mm
(4)IV～V轴 a=
7
2
(20+80)=350mm
(5)
V
～
VI
轴a=
4
2
(32+64)=192mm
13
4-4）（
4.2 三角带传动的计算
4.2.1计算皮带尺寸
(1)确定三角带速度
已知选用三角形B型带轮
确定带的速度
D
1
n
1
3.141401200
m/s==8.8m/s （4-5）
=
601000
601000
(2)初定中心距A
0
带论的中心距，通过根据机床总体布局初步选定，一般可以在下列范围内
选取；
A
0
=（0.6～2）（D
1
+D
2
）mm
中心距过小，将降低带的寿命；中心距过大时，会引起带振动。
(3) 确定三角带的计算长度L
0
只内周长L
N
三角带的计算长度是通过三角带截面重心的长度。
2
D
2
D
1
L
0
=2A
0
+(D
1
+D
2
)+ mm =1432.9mm （4-6）
2
4A
0
将算出的L
0
数值圆整到表准的计算长度L，并从表中查中相应的内周长度L
N
（通过截面中心的计算长度L=L
N
+Y，Y是修正值），作为订购和标记时用
(4)确定实际中心距A
A的精确值为
LL
0
A=A
0
+mm=432mm
2
(5)验算小带轮包角α
1
DD
1
α
1
=180
°
-
2
57.3°≥120°
A
o
180-220=140/432×57.3≥120°
如果α
1
过小，应加大中心距或加张紧装置。
(6)确定三角带根书Z
N
Z=
1
（4-7）
N
0
C
1
（4-7）式中：N
0
——单根三角带在α=180°，特定长度，平稳工作情况下传
递的功率值
C
1
——包角系数
7.5
Z==2.8
2.710.98
所以取根数Z=3
14
4.3 传动轴的估算和齿轮尺寸的计算
4.3.1确定各轴的直径
公式
d91
4
mm （4-8）
n
J
(1)转动轴的直径 （4-8）式中： N=N
d
η kW
N
d
__电机额定功率；
η——从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积
n
1
——该传动轴的计算转速r/min
计算转速n
J
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，按主轴得计算转速和相应的传动关系而确定，而中型车，铣床主
轴的计算转速为；
[
]——每米长度上的转角（deg/m），可根据传动轴的要求选取。
N=7.5
0.90=6.75Nn
6.75
mm=91
4
=36.36mm
d91
4
7601.26
n
J
根据标准选d=40mm
[
] 由表可知道1.4
(2)Ⅱ轴的直径
d91
4
(3)Ⅲ轴的直径
n
J
选d=28mm
mm=24.96mm
d91
4
(4)
IV
轴的直径
n
J
选d=42mm
mm=37.87mm
d91
4
（5）
V
轴的直径
n
J
选d=48mm
n
J
mm=37.87mm
d91
4
mm=36.23mm
选d=42mm
（6）主轴的直径根据书中范围选择100mm
15
4.3.2 计算各齿轮的尺寸
齿轮分度圆直径公式d=mz
齿顶高
h
a
=
m
齿根高
h
f
=
1.25m
齿顶圆直径
d
a
m(z2)
齿根圆直径
d
f
m(z-2.5)
齿轮齿数表
变速齿齿数模数中心距齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径分度圆直
组 轮 z m a 径 d
d
d
h
f
h
a
a
f
第一1
变速
2
组
3
4
第二1
变速
2
组
3
4
5
第三1
变速
2
组
3
第四1
变速
2
组
3
第五1
变速
2
组
3
56
34
51
39
36
28
44
20
52
50
30
80
50
20
80
50
32
64
3 135
2.5 90
3 165
7 350
4 192
3
3
3
3
2.5
2.5
2.5
2.5
2.5
3
3
3
7
7
7
4
4
4
3.75
3.75
3.75
3.75
3.15
3.15
3.15
3.15
3.15
3.75
3.75
3.75
8.75
8.75
8.75
5
5
5
174
111
162
126
95
75
115
55
135
156
96
246
364
156
576
208
136
264
160.5
94.5
145.5
109.5
83.75
63.75
103.75
43.75
123.75
142.5
82.5
232.5
332.5
122.5
542.5
190
118
246
168
102
153
117
90
70
110
45
130
150
90
240
350
140
560
200
128
256
4.3.3验算小齿轮的齿数
套装在轴上的小齿轮还应考虑到齿根圆到它的键槽深处的最小
尺寸应大于基圆齿厚，以防止断裂，则其最小齿数
Z
min
应为
Z
min
1.03
D
，单键槽取其孔中心
5.6
；其中
D
-齿轮花键孔外径（mm）
m
至键槽槽底的尺寸两倍；m-齿轮模数（mm）。
16
轴Ⅱ上，经计算得
Z
min
18.3
，实际选出的小齿轮的齿数为
20
，符
合要求。
轴Ⅲ上，经计算得
z
min
23.4
，实际选出的小齿轮的齿数为
30
，
符合要求。
轴
轴
IV
上，经计算得
z
min
19.4
，实际选出的小齿轮的齿数为
20
，
上，经计算得
z
min
25.6
，实际选出的小齿轮的齿数为
32
，
符合要求
V
符合要求
4.3.3
齿轮校验
齿轮强度校核:只需校核各个变速组中相对较弱的齿轮组，如强度足
够则同组变速组中的其他齿轮对强度必定足够。
1、按齿根弯曲疲劳强度校核。
第一变速组：此处校验(24/48)齿轮组
大齿轮选用45号钢，调质处理，硬度为240HBS；小齿轮选用40Cr(调质)，
硬度为280HBS，硬质差40
HBS
,在规定的30～50范围内.
若
F
F
则校核合格
1)查《机械设计》图10-20c得，小齿轮弯曲疲劳强度极限
Flim1
500
；大齿轮
弯曲疲劳强度极限
Flim2
420
2)查《机械设计》图10-18得，弯曲疲劳寿命系数
K
FN1
0.83
；
K
FN2
0.89
查《机械设计》表10-5齿形系数和应力校正系数 得
Y
Fa1
2.65
,
Y
Fa2
2.33
,
Y
Sa1
1.58
,
Y
Sa2
1.69
3)计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得
K
F
1
K
F
2
Flim1FN1
S
FN
2
Flim2
0.83500
1.4
296.43MPa
S
0.89420
1.4
267.0MPa
由公式:
F1
2KT
1
Y
Fa
1
Y
Sa2
2
bmZ
1
计算转矩
T
1
：
T
1
955010
3
P
/n955010
3
2.88/7103.8710
4
Nmm
计算载荷系数K
KK
A
K
V
K
F
K
F
11.1211.251.4
（其中：动载荷系数
K
v
1.12
.使用系数
K
A
1
,直齿轮
K
F
1
由
17
b
5.56
非对称齿轮布置时,
K
H
1.423
查《机械设计》图10-13得
K
F
1.25
）
h
求得：
F1
1.4[
F
]
1
2.4M
F2
轮疲劳强度校核合格。
9
所以齿
9
Y
Fa2
Y
Sa2
2.331.69
F1
190.4179.06267.0M
Y
Fa1
Y
Sa1
2.651.58
第二变速组：此处校验(22/62)齿轮组
大齿轮选用45号钢，调质处理，硬度为240HBS；小齿轮选用40Cr(调质)，硬度
为280HBS，硬质差40
HBS
,在规定的30～50范围内.
若
F
F
则校核合格
1)查《机械设计》图10-20c得，小齿轮弯曲疲劳强度极限
Flim1
500
；大齿轮
弯曲疲劳强度极限
Flim2
420
KK
A
K
V
K
F
K
F
11.1211.251.4
（其中：动载荷系数
K
v
1.12
.使用系数
K
A
1
,直齿轮
K
F
1
由
b
5.56
非对称齿轮布置时,
K
H
1.423
查《机械设计》图10-13得
K
F
1.25
）
h
求得：
F1
1.4[
F
]
1
2.4M
F2
F1
9
所以齿
9
Y
Fa2
Y
Sa2
2.331.69
190.4179.06267.0M
Y
Fa1
Y
Sa1
2.651.58
轮疲劳强度校核合格。
第二变速组：此处校验(22/62)齿轮组
大齿轮选用45号钢，调质处理，硬度为240HBS；小齿轮选用40Cr(调质)，硬度
为280HBS，硬质差40
HBS
,在规定的30～50范围内.
若
F
F
则校核合格
1)查《机械设计》图10-20c得，小齿轮弯曲疲劳强度极限
Flim1
500
；大齿轮
弯曲疲劳强度极限
Flim2
420
2)查《机械设计》图10-18得，弯曲疲劳寿命系数
K
FN1
0.83
；
K
FN2
0.89
查《机械设计》表10-5齿形系数和应力校正系数
得
Y
Fa1
2.72
,
Y
Fa2
2.27
,
Y
Sa1
1.57
,
Y
Sa2
1.73
4)计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得
18
F
1
F
2
K
FN1
Flim1
S
K
FN
2
Flim2
S
500
0.83
296.43MPa
1.4
420
0.89
267.0MPa
1.4
由公式:
F1
2KT
1
Y
Fa
1
Y
Sa2
2
bmZ
1
计算转矩
T
2
:
T
2
955010
3
P
2
/n955010
3
2.866/3557.7110
4
Nmm
计算载荷系数K
KK
A
K
V
K
F
K
F
11.1211.251.4
（其中：动载荷系数
K
v
1.12
.使用系数
K
A
1
,直齿轮
K
F
1
由
非对称齿轮布置时,
K
H
1.423
查《机械设计》图10-13得
K
F
b
5
h
1.25
）求得：
F1
171.2[
F
]
1
296.432MPa
Y
Fa2
Y
Sa2
2.271.73
171.2157.4267.0MPa
Y
Fa1
Y
Sa1
2.721.57
所以齿轮疲劳强度校核合格。
第三变速组:此处校核(18/72)齿轮组
F2
F1
查《机械设计》表10-5齿形系数和应力校正系数
得
Y
Fa1
2.73
,
Y
Fa2
2.23
,
Y
Sa1
1.57
,
Y
Sa2
1.75
计算转矩
T
3
:
T
3
955010
3
P10
3
2.84/2501.0810
5
N
3
/n9550
F1
167.2[
F
]
1
296.432MPa
F2
152.2267.0MPa
所以齿轮疲劳强度校核合格。
5 主轴部件的验算
在设计主轴组件时，主轴的跨距希望是合理跨距，但由于结构，限制，主
轴的实际跨距往往不等于合理跨距，为此要对主轴组件进行验算，对一般的机床
全部轴主要进行刚度验算，通常如果能满足刚度要求也就能满足强度要求
[6][11]
。
5.1验算主轴轴端的位移y
a
a主轴的支承简化
L
图 5-1 主轴受力分析图
19
L=e+
F
max
B
+L+=13+652+20=685mm
2
2
b主轴的受力分析
主轴受到切削力，传动力的作用。
切削力是一个空间力,有P
x,
P
y,
P
z
等分力，设总的切削力为P
1
传动力也定空间力有
a
x
，a
y
，a
z
，主轴上连有一个齿轮，主要把主轴运动传给进给箱，
这齿轮主要是传递运动而不是传递动力，因此可以忽略不计。
由上述各力的作用，主要受弯矩和扭矩的作用。此外运受拉力和压力作用，
但此起弯矩和扭矩要小的多，忽略不计，因此通常靠路考虑到以上受力情况，可
以简化，以下的受力图
Q
P
M
Q为传动力
P为总切削力
X
M是力矩曲P
X
引起
a
L
为了计算方便，认为Q和P车同一个
平面
图 5-2 主轴受力分析图
x=13+491.5+17.5=522mm
C确定切削力和传动力的作用类
a前支承到主轴端部的距离，切削力的作用点，与前支承之间的距离
S=a+0.4H
H为普通车床的中心高 a=100mm
从以上受力图以看出主轴端部的弯形由三部分组成。
第一部分 P
x
=引起的变形
第二部分 Q力引起的变形
第三部分 M力引起的变形
由三部分增加起来，以得出齿轮A点总的度y
A
为
1
2
ax
2
2
y
A
=（5-1）
PaLa0.52L
ML
3EJ
L
a)确定P的大小
max
95510
4
J
J
主轴计算传递
N主轴传递的功率
5.06
max
95510
4
536922
90
2
max
P=
D
D最大切削力估算直径为320mm
2536923
P==3356N
320
e确定a力
a=1.12圆周
20
a圆周=
2扭
M扭=
95510
4
d分度
j
d分度=252mm
2536922
a圆周==4261N
252
a=1.12圆周=4687N
E:主轴材料的弹性模是，一般用钢
E=20.6
10
4
N/mm
2
J：主轴载面惯性
3.14
11255088124010000
=4344037
J=
D
4
d
4
6464
M=（0.3～0.35）P
a
=0.3
3356
100=100680
1
2
ax
2
2
y
A
=
PaLa0.52L
ML
3EJ
L
26344600000
351349843056896580000
=0.0058 =
2684614866000
要求[y
A
,y
max
]
y
max
=0.0002L=0.0002*685=0.137y
A
<[y
max
]符合要求
5.2 前轴承的转角及寿命的验算
5.2.1 验算前轴承处的转角θ
θ
β
=
β
1
（5-2）
L
P
L
0.5a
L
2
L
1
3EJL
229886000
=
35134984368965800
=
0.00007
2684614866000
要求aB max aB max =0.001red aB<[a max ]符合要求 5.2.2 验算前支系寿命 由轴承寿命计算式 f F F 60n （5-3） L n 1 f T 106 前支承是双双向心端圆柱磙子轴承，只承受径向力，因此F前轴承的径向力。 进行受力分式 Q P M C= X L 21 a 图 5-3 径向力受力分析图 L R B 0 P L M 468752233.56(685100)100680 M C ===7270 L 685 f T 温度系数在100Cº温度内工作 f T =1 f F 载荷系数如 f F =1 10 ε为寿命系数，磙子轴承ε= 3 fF 60n 6090 C= F L n 1 .=7270 1200060 6 f T 106 10 C=86786Nf=8856mgf 前轴承的额定功率负荷C为9420kgf,C<[C]符合要求 3 10 =86786Nf 6主传动系统的设计 设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴，轴承，带轮，离合器和制动器 等），主轴组件，操纵机构，润滑密封系统和箱体及其联接件的结构设计与布置， 用一张展开图和若干张横截面图表示。课程设计限于时间，一般只画展开图及一 或两个截面图。 6.1 皮带轮及齿轮块设计 (1)皮带选用B型号三角带传动共有根，设计长度为2044mm (2)带轮将动力传动Ⅰ轴上有两种类形一种是不卸载的轴端结构，另一种是 卸载的轴端结构，即带轮装在轴承上轴承装在滚筒上，传给轴的只是扭矩，径向 力中固定在箱体上的滚筒承受避免了第一轴产生弯曲变形，选用卸载的带轮传 动。 6.2 轴承的选择 6.2.1各轴承的选择 Ⅰ轴和Ⅱ轴主要承受径向载荷，所以选用向心球轴承。 Ⅲ轴固有斜齿齿轮主要承受径向载荷和轴向载荷所以选用单列圆锥滚子轴 承Ⅳ轴是主轴，刚度和Ⅳ精度要求比较高主要承受轴向载荷和径向载荷，所以车 主轴前端选择了双到向心短圆柱滚子轴承，前端轴承要比后端轴承精度高. Ⅴ轴Ⅵ轴Ⅶ及Ⅷ轴主要承受径向载荷，所以选也用向心球轴承。 6.2.2 主轴设计 在此设计的主轴是阶梯型主轴，因为阶梯型主轴容易安装主轴组件，又因 主轴是棒料，所以是实心。 22 6.3箱体设计 在箱体内要装有各种机构，并保证其较准确的箱体位置，以便能够正确运转。 同时也要保证箱体的密封防己润滑的外流和灰尘的侵入，箱体应用足够的强度和 刚度说明。 1.箱体材料的壁厚（放轴承处的壁厚和其它位置的壁厚） 箱体材料一般工程用铸造碳刚碑号ZG200～400壁厚 a放轴承处壁厚35mm b起它地方壁厚15mm 2.箱体的技术要求 保证传动件经常运转和机床加工精度，基准面平直，主轴平基准面应保持平 行，同轴线的孔要同心另处应保证安装在箱体内零件与箱壁不加工面之间有足够 间隙，以防相碰。 6.4操纵机构的设计 操纵第Ⅱ根轴的两个三联滑移齿轮和离合器设计集中式操纵机构,因为它的 结构简单,操纵方便。 6.5密封结构及油滑 所有密封标准件，有调整式法兰盘端盖，垫圈毛毡等。 主轴箱润滑方式是飞溅润滑适用润滑点比较集中的地方，这种润滑比较方 便，为了获的良好的，润滑效果，溅油齿轮浸入油面深度以12～25mm为宜，溅 油齿轮浸入深度不应大于2～3倍齿高溅油件外缘至也深度H 30～60mm. 总 结 机床设计是学生在学完基础课，技术基础课及有关专业课的基础上，结合机 床传动部件（主轴变速箱）设计进行的综合训练。我们毕业设计题目是c6140 普通车床的主轴变速箱设计及主轴箱电气控制线路设计. 随着科学技术和社会生产的不断发展,对机电产品的质量和生产率提出了越 来越高的要求,生产过程的自动化是实际上述要求的措施之一,它对提高生产率, 保证产品质量,改善劳动强度和降低生产成本都是非常重要的. 我们主要参数拟定，运动设计，动力计算和结构草图设计，轴和轴承的验算， 主轴变速箱装配设计，设计计算说明书. 此次毕业设计书是对机电一体化的设计和应用,通过对机床的机械部分和电 路部分的设计,是我们综合运用所学的机械,电子的知识进行依次机电结合的全 面培训,从而培养了我们自己动手的能力以及分析和处理生产中所遇到的机电方 面等各个防年的技术问题的能力,为以后即将走向工作岗位奠定一个良好的基 础. 23
2024年8月26日发(作者：亥绢)
机械制造装备设计
课程设计计算说明书
题 目 车床床头箱设计
指导教师 李楠
院 系 机械工程学院
班 级 机自0901班
姓 名 王英坤
完成时间 2012年9月2日
目录
目录 .................................................................................................................................................. 1
1绪 论............................................................................................................................................ 3
1.1课题研究背景及选题的意义 ..................................................................................................... 3
1.1.1课题的背景 .............................................................................................................. 3
1.1.2研究的意义 .............................................................................................................. 3
1.1.3课题的目的 .............................................................................................................. 3
1.2完成的内容 ......................................................................................................................... 4
2.机床主要参数的确定 ................................................................................................................... 4
2.1 动力参数的确定 ................................................................................................................ 5
2.2运动参数的确定 ................................................................................................................. 5
2.2.1 主轴最低和最高转速的确定 ................................................................................. 5
3 主传动系统的设计 ............................................................................................................... 7
3.1 主传动方案拟定 ................................................................................................................ 7
3.2皮带轮直径和齿轮齿数的确定及转速图拟定 ......................................................... 7
3.2.1确定皮带轮动直径 ................................................................................................ 7
3.2.2 确定齿轮齿数 ....................................................................................................... 8
3.2.3 转速图拟定： ....................................................................................................... 9
3.2.4 主轴转速系列的验算 ........................................................................................... 9
3.3 确定各传动轴和齿轮的计算转速 ......................................................................... 10
4 传动件的估算和验算 ................................................................................................................. 11
4.1齿轮模数的计算 ............................................................................................................... 11
4.1.1 各传动轴功率的计算 ........................................................................................... 11
4.1.2齿轮模数的计算 .................................................................................................... 12
4.1.3 计算各轴之间的中心距 ....................................................................................... 13
4.2 三角带传动的计算 ......................................................................................................... 14
4.2.1计算皮带尺寸 .............................................................................................................. 14
4.3 传动轴的估算和齿轮尺寸的计算 .................................................................................. 15
4.3.1确定各轴的直径 .................................................................................................... 15
4.3.2 计算各齿轮的尺寸 ............................................................................................... 16
4.3.3验算小齿轮的齿数 ................................................................................................ 16
4.3.3齿轮校验 ........................................................................................................................ 17
5 主轴部件的验算 ......................................................................................................................... 19
5.1验算主轴轴端的位移y
a
.................................................................................................. 19
5.2 前轴承的转角及寿命的验算 ......................................................................................... 21
5.2.1 验算前轴承处的转角θ
β
..................................................................................... 21
5.2.2 验算前支系寿命 ................................................................................................... 21
6主传动系统的结构设计 .............................................................................. 错误！未定义书签。
6.1 皮带轮及齿轮块设计 ...................................................................................................... 22
6.2 轴承的选择 ...................................................................................................................... 22
6.2.1各轴承的选择 ........................................................................................................ 22
6.2.2 主轴设计 ............................................................................................................... 22
6.3箱体设计 ................................................................................................................... 23
6.4操纵机构的设计 ............................................................................................................... 23
6.5密封结构及油滑 ............................................................................................................... 23
总 结....................................................................................................................................... 23
2
1绪 论
1.1课题研究背景及选题的意义
1.1.1课题的背景
机械的水平随着机床的精密程度，机床的属性决定了它在国民经济中的重要
地位，机床的技术水平直接影响机械制造工业产品的质量和劳动生产效率，机床
直接标志着一个国家的工业生产的能力和科学技术水平。由原先的只为满足加工
成形而要求刀具与工件间的某些相对运动关系和零件的一定强度和刚度，发展至
今日的高度科学技术成果综合应用的现代机床的设计，也包括计算机辅助设计
（CAD）的应用。但目前机床主轴变速箱的设计还是以经验或类比为基础的传统
（经验）设计方法。因此，探索科学理论的应用，科学地分析的处理经验，数据
和资料，既能提高机床设计和制造水平，也将促进设计方法的现代化。
同时，在设计中处处实际出发，分析和处理问题是至关重要的。从大处讲，
联系实际是指在进行机床工艺可能性的分析。参数拟定和方案确定中，既要了解
当今的先进生产水平和可能趋势。更应了解我国实际生产水平，使设计的机床，
机器在四化建设中发挥最佳的小盖。从小处讲，指对设计的机床零部件的制造，
装配和维修要进行认真的，切实的考虑和分析，综合思考的设计方法。
1.1.2研究的意义
随着科学技术和社会生产的不断发展，对机电产品的质量和生产率提出了越
来越高的要求。它对提高生产率，保证产品质量，改善劳动强度和降低生产成本，
都是非常重的。
机床工业发展到今天，技术已成熟，自动化、高精度、高效率、多样化已成
为当今时代机床发展的特征。多样化的发展已经是机床的特点，技术的发展速度
的更新和产品的加速使机床必须多品种，现代的机床主要面对多品种中小批生
产，因此现代机床不仅要保障加工精度和高度自动化，还必须有一定的钢度和柔
性，使之能方便的适应加工。
1.1.3课题的目的
机床设计是学生在学完基础课，技术基础课及专业课的基础上，结合机床主
传动（主轴变速箱）设计计算进行集合训练。
1.掌握机床主传动部件设计过程和方法，包括参数拟定，传动设计，零件计
算，结构设计等，培养结构分析和设计的能力。
2.综合应用过去所学的理论知识，提高联系实际和综合分析的能力。
3.训练和提高设计的基本技能。如计算，制图，应用设计资料，标准和规范，
编写技术文件等。
3
1.2完成的内容
机床设计是学生在学完基础课，技术基础课及有关专业课的基础上，结合机
床传动部件（主轴变速箱）设计进行的综合训练。
1.参数拟定
根据机床类型，规格和其他特点，了解典型工艺的切削用量，结合世界条件
和情况，并与同类机床对比分析后确定：极限转速
n
max
和
n
min
，公比
（或级数
Z ），主传动电机功率N。
2.动设计
根据拟定的参数，通过结构网和转速图的分析，确定转动结构方案和转动系
统图，计算各转动副的传动比及齿轮的齿数，并验算主轴的转速误差。
3.动力计算和结构草图设计
估算齿输模数m和轴径d，选择和计算反向离合器，制动器。
将各传动件及其它零件在展开图和剖面图上做初步的安排，布置和设计。
4.轴和轴承的验算
在结构草图的基础上，对一根传动轴的刚度（学时充裕时，也可以对该轴的
强度进行验算）和该轴系的轴承的寿命进行验算。
5.主轴变速箱装配设计
主轴变速箱装配图是以结构草图为“底稿”，进行设计和会制的。图上各零
件要表达清楚，并标注尺寸和配合。
6.设计计算说明书
应包括参数，运动设计的分析和拟定，轴和轴承的验算等，此外，还应对重
要结构的选择和分析做必要的说明
2.机床主要参数的确定
机床（机器）设计的初始，首先需要确定有关参数，他们是传动设计和机构
设计的依据，影响到产品是否能满足所需要的功能要求。因此，参数拟定是机床
设计中的重要环节。
4
2.1 动力参数的确定
1.确定电动机的功率和转速
刀具材料：YT15 工件材料：45号钢
切削方式：车削外圆 切削深度：3.5mm
进给量：纵向35级：0.08~1.59mm/r 横向35级：0.027~0.052mm/r
切削深度：90
电机功率7.5kw 电机转速 1440r/min
机床外形尺寸 长×宽×高：3049×1513×1210
主轴转速范围 正转21级：11.5~1200r/min
反转12级：18~1520r/min
主轴孔径 ：41mm
工件最大加工长度 ：1400或1900mm
（1） 主切削力 F
z
=1900a
P
f
0.75
N （2-1）
0.75
=1900
3.5
0.35
=3026.06N
F
Z
kW
（2） 切削功率 N
切
=
61200
（2-2）
3026.0690
==4.45kW
61200
N
切
切
（3） 估算重电机功率 N=
w
（2-3）
总
0.8
4.45
5.56w
=
0.8
（2-3）式中：
N值为5.56kW按我国生产的电机在Y系列的额定功率选取如下；
同步转速1500r/min
额定功率5.5kW
满载转速1440r/min
2.2运动参数的确定
2.2.1 主轴最低和最高转速的确定
计算车床主轴极限转速是加工直径，按经验分别取（0.1～0.2）D和（0.45～
0.5）D
[1][2]
。
主轴极限转速应为：
1000
max
n
max
=r/min=1200r/min
(0.1~0.2)
D
5
1000
min
r/min=11.5r/min
0.45~0.5
D
2.2.2
结构式：床头箱的传动轴
I
左端装有胶带轮，中间还有双向摩擦片式离合
器
M
1
,用于控制主轴正反转和启动。传动轴
II
，
III
，
IV
都装有变速滑移齿轮，
n
min
=
主轴
VI
上装有离合器
M
2
，用于控制主轴得到高速档或者低速档转速。当离合
器
M
2
左移合上时，电动机经带轮传给轴
I
的运动，由
M
1
带动的齿轮传至轴
II
和轴
III
上的传动齿轮，而后直接传动主轴
VI
，获得六级高速。由手柄
①
通过偏
心滑块、凸轮及连杆机构进行变速。
M
2
右合时，运动由轴
III
经轴
IV
上的二个
双联滑移齿轮传至轴
V
，然后传给主轴
VI
，获得18级低速。因为高速和低速之
间三级转速近似，所以该机床主轴只有21级转速。由手柄
②
操作。
主轴前支承用D3182120双列向心短圆柱滚子轴承，后支承由D8215推力球轴承
和E7514圆锥滚子轴承组成。
为实现主轴迅速停车，采用钢带刹车装置，制动轮在轴
IV
上，它和离合器
M
1
由
手柄
④
操作，两者互锁
由上条件知，结构是为：21=（2×3+2×3×2+6）-3
2.2.3 绘制转速图
⑴选定电动机
一般车床若无特殊要求，多采用Y系列封闭式三相异步电动机，
所以选择Y132M-4型电动机。Y是一般用途的三相异步电动机（封
闭式）132表示电机的中心高为132mm M表示中机座 4表示4极
电机它的技术参数如下：额定功率：7.5KW，满载转速1440r/Min，
满载电流15.4A，功率因数为0.85,重量约81kg
⑵、主轴转速数列的确定
1.确定转速范围R
n
定公比
确定主轴转速数例.
n
min
1200
=104.3 （2-4）
2.
转速范围 R=
n
max
11.5
Φ=
Z1
R
211
R1.26
（2-5）
考虑到设计的结构复杂程度要适中，故采用常规的扩大转动，并选级数
Z=21。,今以
=1.26和代入R=
z-1
式，得R=121,因此取
=1.26更为适合。
标准数列表给出以
=1.06的从1～10000的数值，因
=1.26=
1.06
，
从表中找到n
max
=1250，取得：1250,1000,800，630，500，400，
315,250,200,160,125,100,80,63,50,40,31.5,25,20,16,12.5,10共21级转速。
⑶
其他各轴转速的确定
在七根轴中，除去电动机轴，其余六轴按传动顺序依次设为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、V、VI。
Ⅰ与Ⅱ、Ⅱ与Ⅲ、Ⅲ与Ⅳ、IV与V、V与VI轴之间的传动组分别设为a、b、c、d、e。现
由VI（主轴）开始，确定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、V轴的转速：
先来确定V轴的转速
（1）传动组e的变速范围为
20
1.26
20
101R
max
104.3
，结合结构式，
V轴的转速只有一种可能：
6
4
24、30、37.5、48、58、76、90、120、150、184、231、304、r/min，还有六级高速
382、402、600、760、955、1200r/min
（2）确定轴IV的转速
传动组b的级比指数为11，希望中间轴转速较小，，又不致传动比太小，可取
b
i1
1/
11
1/12.7
，
b
i2
1/1
轴IV的转速确定为：90、120、150、184、231、304、382、402、600、760、955、
1200r/min
（3）确定轴III的转速
对于轴III，其级比指数为5,可取
转速为：82、402、600、760、955、1200r/min
⑷确定二轴的转速为
955、1200r/min
⑸确定一轴的转速
级比指数为
由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比
i260/1302
。
3 主传动系统的设计
3.1 主传动方案拟定
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
点的传动形式，变速类型。
传动方案和型式与结构的复杂程密切相关，和工作性能也有关。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。
传动方案有多种，传动型式更是式样众多，比如：传动型式上有集中传动的
主轴变速箱，分离传动的主轴箱与变速箱；扩大变速范围可以用增加传动组数，
也可用背轮结构，分支传动等型式；变速型式上既可用多速电机，也可用交换齿
轮，滑移齿轮，公用齿轮等
[2][3][4][5][6]
。
3.2皮带轮直径和齿轮齿数的确定及转速图拟定
3.2.1确定皮带轮动直径
(1)选择三角带的型号
Ni=KwN
d
K—工作情况系数
N
d
—电机额定功率
由于是车床，工作载稳定，取N
d
=1.1
N
j
=5.5
1.1=6.05kw
查表3-1选择型号得出B型
表3-1三角带型号
7
型号
13
b
17
b
p
14
h
10.5
40º
(2)带轮直径D
1
D
2
小带轮计算直径D
1
，小带轮直径D
1
不直过小，要求大于许用值
D
min
=140， D
1
D
min
D
1
由表得取220mm
大带轮计算直径D
2
根据要求的传动比u和滑动率ε确定D大。当带传动为降速时：
1
D
大
=D
小
1
（3-3）
n
1
或 D
大
=
1
D(1
)D(1
)
（3-4）
n
2
i
（3-3）（3-4）式中：n
1
——小带轮转速r/min
n
2
——大带轮转速r/min
ε——带的滑动系数，一般取0.02取D
2
=220mm
三角胶带的滑动率
=2%
3.2.2 确定齿轮齿数
确定齿轮齿数应该注意以下几类：
（1）齿轮的齿数和应过大，以免加大中心距机床结构庞大
一般推荐齿轮数和S
Z
为60～100。
（2）最小齿轮不产生极切
Z
min
18～20。
（3）三联滑移齿轮的最大运动轮和次大齿轮的齿数差大于等于4。
避免齿轮右左移动时齿轮右相碰，能顺利通过。
由传动比已知，传动比的适用齿数表。第一组齿轮齿数为：
i
a1
=1 S
z
=80,82,84,86,88,90,92,94,96,97,98,99
1
i
a2
= S
z
=80，82,84,87,89,90,91,92,94,95,96,98
1.41
1
i
a3
= S
z
=80，82,83,85,86,88,90,93,95,96,98,99,
由于可知选用S
z
=90，从表查出小齿轮的齿数为34,39大齿轮的齿数则为
56,51
第二组齿轮齿数为：
i
a1
=1 S
z
=60,62,64,66,68,70,72,74,76,78.
1
i
a2
= S
z
=60,63,65,67,68,70,72,73,75,77.
1.41
1
i
a3
= S
z
=60,63,66,69,72,75,78.
由于可知选用S
z
=72，从表查出小齿轮的齿数为36，28，20，大齿轮的齿数
则为36，44，52。
第三组齿轮齿数为：S
z
=110，小齿轮齿数为30，大齿轮齿数为80，直接传
递三轴六级转速的齿轮齿数均为50
8
第四组齿轮齿数为：S
z
=100，小齿轮齿数为20，大齿轮齿数为80，直接传
递三轴扭矩的齿轮齿数为50,
第五组齿轮齿数为：S
z
=96，小齿轮齿数为32，大齿轮齿数为64，直接传递
三轴扭矩的齿轮齿数为50
3.2.3 转速图拟定：
3.2.4 主轴转速系列的验算
由确定的齿轮所得的实际转速与传动设计理论值难以完全相符，需要验算主轴个
级转速，
（4）核算主轴转速误差,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,
最大误差不得超过
n
n
实际
n
理论
n
理论
10(
1)
0
0
(3-5)
n
实际
=N
i
皮
i
a
i
b
i
c
=
10(
1)
0
0
,
=10(
-1)%=0.041
9
主轴转速
n
1
n
2
n
3
n
4
n
5
n
6
标准转速 31.5 45 63 90 125 180
实际转速 31.4 44.9 62.9 88.75 126.8 177.5
转速误差% 0.003 0.02 0.001 0.014 0.015 0.013
主轴转速 n
7
n
8
n
9
n
10
n
11
n
12
标准转速 250 355 500 710 1000 1400
实际转速 251.9 359.9 503.9 710 1014.3 1410
转速误差% 0.007 0.013 0.078 0 0.014 0.02
经过验算转速，均在允许范围内。
3.2.5 传动系统图的拟定
3.3 确定各传动轴和齿轮的计算转速
(1)确定主轴计算转速由
n
j
=n
min
3
1
(3-6)
n
Ⅳ
=46r/min
(2)各传动轴计算转速
10
V
轴
n
V
=90r/min
IV轴
n
IV
=184r/min
Ⅲ轴n
Ⅲ
=382r/min
Ⅱ轴n
Ⅱ
=955r/min
Ⅰ轴n
Ⅰ
=760r/min
(3)传动组各轴上最小齿轮的转速
a组Z=34时 n
j
=760r/min
b组Z=20时 n
j
=1200r/min
c组Z=30时 n
j
=1200r/min
d组Z=20时 n=1200r/min
E组Z=32时 n=1200r/min
4 传动件的估算和验算
传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度要求。因此必须保证传动轴有足
够的刚度。
传动方案确定后，要进行方案的结构化，确定各零件的实际尺寸和有关布置。
为此，常对传动件的先进行估算，如传动轴的直径，齿轮模数，离合器，带轮的
根数和型号等。在这些尺寸的基础上，画出草图，得出初步结构化的有关布置与
尺寸；然后按结构尺寸进行主要零件的验算，最后才能画正式装配图。
有经验的设计师可以省略画草图这一中间步骤直接进行结构设计和验算。但
[6][7][8]
对缺少设计经验的学生，先画草图可以避免大的反复，有利于设计的进行。
4.1齿轮模数的计算
4.1.1 各传动轴功率的计算
由公式N=N
d
K
(4-1)
N——传动轴的输入功率
N
d
——电机额定功率
k
——工作情况系统
车床的起动载荷颈，工作载荷稳定，二班制工作时，取K
W
=1.1。
N
Ⅰ
=N
d
n=n
带
轴
=0.96
=8.25
0.96
=7.92KW
向心球轴承和向心短圆柱滚子0.995，斜齿圆柱齿轮
=0.97
N
Ⅱ=
N
Ⅱ
=7.92×0.97×0.995=7.644kw
N
Ⅲ
= N
Ⅱ
=5.095×0.96×0.99=7.26kw
N
Ⅳ
=N
Ⅲ
=4.8×0.96×0.99=6.9kw
11
N
V
=
N
Ⅳ
=6.9×0.96×0.99=6.56kw
N
VI
=
N
V
=6.56×0.99×0.96=6.23kw
4.1.2齿轮模数的计算
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，
才可能核心齿轮的接触的疲劳弯皮带强度值是否满走要求。
根据接触疲劳计算齿轮模数公式：
1
K
1
K
2
K
3
K
s
m
j
=16300
3
（4-2）
2
2
m
Z
1
i
1
n
J
根据弯句疲劳计算齿轮模数公式为：
KKKKN
m
ω
=275
3
123s
（4-3）
1
M
n
c
w
（4-2），（4-3）式中：
N——计算齿轮转动递的额定功率N=ŋ·N
d
kŵ
n
j
____计算齿轮（小齿轮）的计算转速r/min
m
——齿宽系数
m
b/m
,
m
8
Z
1
——计算齿轮的齿数，一般取转动中最小齿轮的齿数：
Z
i——大齿轮与小齿轮的齿数比，i=
2
1
；（+）用于外
Z
1
齿合，（-）号用于内啮合；
K
S
——K
S
=K
T
K
N
K
n
K
q
命系数;
K
T
—工作期限系数
1
K
1
K
2
K
3
K
s
mm=2.3 基本组的接触疲劳齿轮模数: m
j
=16300
3
2
m
Z
1
2
i
1
n
J
弯曲疲劳齿轮模数: m
ω
=275
3
K
1
K
2
K
3
K
s
N
mm=1.8
1
M
n
c
w
所以标注模数m=2.5
第一扩大组:i=1.64 n
Ⅱ
=760r/min
1
K
1
K
2
K
3
K
s
mm=2.18 m
j
=16300
3
2
m
Z
1
2
i
1
n
J
m
ω
=275
3
K
1
K
2
K
3
K
s
N
mm=2.4
1
M
n
c
w
所以标注模数m=3
第二扩大组: i=2.6 n
Ⅱ
=1200r/min
1
K
1
K
2
K
3
K
s
mm=2.12 m
j
=16300
3
2
m
Z
1
2
i
1
n
J
12
m
K
ω
=275
3
1
K
2
K
3
K
s
N
n
mm=2.25
1
Mc
w
所以标注模数m=2.5
第三扩大组：i=2.67 n=1200
m
1
K
j
=16300
3
1
K
2
K
3
K
s
Z
2
2
mm=2.46
m1
i
1
n
J
m
K
ω
=275
3
1
K
2
K
3
K
s
N
mm=2.78
1
M
n
c
w
标注模数m=3
第四扩大组：i=4 n=1200
m
1
K
j
=16300
3
1
K
2
K
3
K
s
Z
2
2
mm=5.49
m1
i
1
n
J
m
ω
=275
3
K
1
K
2
K
3
K
s
N
mm=6.2
1
M
n
c
w
标注模数m=7
第五扩大组：i=2 n=1200
m
1
K
1
K
2
K
3
K
j
=16300
3
s
2
2
mm=3.3
m
Z
1
i
1
n
J
m
K
ω
=275
3
K
1
K
2
K
3s
N
mm=3.5
1
M
n
c
w
标注模数m=4
4.1.3 计算各轴之间的中心距
根据中心距公式a=
m
2
(z
1
+z
2
)
(1)Ⅰ～Ⅱ轴a=
3
2
(56+34)=135mm
(2)Ⅱ～Ⅲ轴a=
2.5
2
(36+36)=90mm
(3)Ⅲ～Ⅳ轴a=
3
2
(30+80)=165mm
(4)IV～V轴 a=
7
2
(20+80)=350mm
(5)
V
～
VI
轴a=
4
2
(32+64)=192mm
13
4-4）（
4.2 三角带传动的计算
4.2.1计算皮带尺寸
(1)确定三角带速度
已知选用三角形B型带轮
确定带的速度
D
1
n
1
3.141401200
m/s==8.8m/s （4-5）
=
601000
601000
(2)初定中心距A
0
带论的中心距，通过根据机床总体布局初步选定，一般可以在下列范围内
选取；
A
0
=（0.6～2）（D
1
+D
2
）mm
中心距过小，将降低带的寿命；中心距过大时，会引起带振动。
(3) 确定三角带的计算长度L
0
只内周长L
N
三角带的计算长度是通过三角带截面重心的长度。
2
D
2
D
1
L
0
=2A
0
+(D
1
+D
2
)+ mm =1432.9mm （4-6）
2
4A
0
将算出的L
0
数值圆整到表准的计算长度L，并从表中查中相应的内周长度L
N
（通过截面中心的计算长度L=L
N
+Y，Y是修正值），作为订购和标记时用
(4)确定实际中心距A
A的精确值为
LL
0
A=A
0
+mm=432mm
2
(5)验算小带轮包角α
1
DD
1
α
1
=180
°
-
2
57.3°≥120°
A
o
180-220=140/432×57.3≥120°
如果α
1
过小，应加大中心距或加张紧装置。
(6)确定三角带根书Z
N
Z=
1
（4-7）
N
0
C
1
（4-7）式中：N
0
——单根三角带在α=180°，特定长度，平稳工作情况下传
递的功率值
C
1
——包角系数
7.5
Z==2.8
2.710.98
所以取根数Z=3
14
4.3 传动轴的估算和齿轮尺寸的计算
4.3.1确定各轴的直径
公式
d91
4
mm （4-8）
n
J
(1)转动轴的直径 （4-8）式中： N=N
d
η kW
N
d
__电机额定功率；
η——从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积
n
1
——该传动轴的计算转速r/min
计算转速n
J
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，按主轴得计算转速和相应的传动关系而确定，而中型车，铣床主
轴的计算转速为；
[
]——每米长度上的转角（deg/m），可根据传动轴的要求选取。
N=7.5
0.90=6.75Nn
6.75
mm=91
4
=36.36mm
d91
4
7601.26
n
J
根据标准选d=40mm
[
] 由表可知道1.4
(2)Ⅱ轴的直径
d91
4
(3)Ⅲ轴的直径
n
J
选d=28mm
mm=24.96mm
d91
4
(4)
IV
轴的直径
n
J
选d=42mm
mm=37.87mm
d91
4
（5）
V
轴的直径
n
J
选d=48mm
n
J
mm=37.87mm
d91
4
mm=36.23mm
选d=42mm
（6）主轴的直径根据书中范围选择100mm
15
4.3.2 计算各齿轮的尺寸
齿轮分度圆直径公式d=mz
齿顶高
h
a
=
m
齿根高
h
f
=
1.25m
齿顶圆直径
d
a
m(z2)
齿根圆直径
d
f
m(z-2.5)
齿轮齿数表
变速齿齿数模数中心距齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径分度圆直
组 轮 z m a 径 d
d
d
h
f
h
a
a
f
第一1
变速
2
组
3
4
第二1
变速
2
组
3
4
5
第三1
变速
2
组
3
第四1
变速
2
组
3
第五1
变速
2
组
3
56
34
51
39
36
28
44
20
52
50
30
80
50
20
80
50
32
64
3 135
2.5 90
3 165
7 350
4 192
3
3
3
3
2.5
2.5
2.5
2.5
2.5
3
3
3
7
7
7
4
4
4
3.75
3.75
3.75
3.75
3.15
3.15
3.15
3.15
3.15
3.75
3.75
3.75
8.75
8.75
8.75
5
5
5
174
111
162
126
95
75
115
55
135
156
96
246
364
156
576
208
136
264
160.5
94.5
145.5
109.5
83.75
63.75
103.75
43.75
123.75
142.5
82.5
232.5
332.5
122.5
542.5
190
118
246
168
102
153
117
90
70
110
45
130
150
90
240
350
140
560
200
128
256
4.3.3验算小齿轮的齿数
套装在轴上的小齿轮还应考虑到齿根圆到它的键槽深处的最小
尺寸应大于基圆齿厚，以防止断裂，则其最小齿数
Z
min
应为
Z
min
1.03
D
，单键槽取其孔中心
5.6
；其中
D
-齿轮花键孔外径（mm）
m
至键槽槽底的尺寸两倍；m-齿轮模数（mm）。
16
轴Ⅱ上，经计算得
Z
min
18.3
，实际选出的小齿轮的齿数为
20
，符
合要求。
轴Ⅲ上，经计算得
z
min
23.4
，实际选出的小齿轮的齿数为
30
，
符合要求。
轴
轴
IV
上，经计算得
z
min
19.4
，实际选出的小齿轮的齿数为
20
，
上，经计算得
z
min
25.6
，实际选出的小齿轮的齿数为
32
，
符合要求
V
符合要求
4.3.3
齿轮校验
齿轮强度校核:只需校核各个变速组中相对较弱的齿轮组，如强度足
够则同组变速组中的其他齿轮对强度必定足够。
1、按齿根弯曲疲劳强度校核。
第一变速组：此处校验(24/48)齿轮组
大齿轮选用45号钢，调质处理，硬度为240HBS；小齿轮选用40Cr(调质)，
硬度为280HBS，硬质差40
HBS
,在规定的30～50范围内.
若
F
F
则校核合格
1)查《机械设计》图10-20c得，小齿轮弯曲疲劳强度极限
Flim1
500
；大齿轮
弯曲疲劳强度极限
Flim2
420
2)查《机械设计》图10-18得，弯曲疲劳寿命系数
K
FN1
0.83
；
K
FN2
0.89
查《机械设计》表10-5齿形系数和应力校正系数 得
Y
Fa1
2.65
,
Y
Fa2
2.33
,
Y
Sa1
1.58
,
Y
Sa2
1.69
3)计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得
K
F
1
K
F
2
Flim1FN1
S
FN
2
Flim2
0.83500
1.4
296.43MPa
S
0.89420
1.4
267.0MPa
由公式:
F1
2KT
1
Y
Fa
1
Y
Sa2
2
bmZ
1
计算转矩
T
1
：
T
1
955010
3
P
/n955010
3
2.88/7103.8710
4
Nmm
计算载荷系数K
KK
A
K
V
K
F
K
F
11.1211.251.4
（其中：动载荷系数
K
v
1.12
.使用系数
K
A
1
,直齿轮
K
F
1
由
17
b
5.56
非对称齿轮布置时,
K
H
1.423
查《机械设计》图10-13得
K
F
1.25
）
h
求得：
F1
1.4[
F
]
1
2.4M
F2
轮疲劳强度校核合格。
9
所以齿
9
Y
Fa2
Y
Sa2
2.331.69
F1
190.4179.06267.0M
Y
Fa1
Y
Sa1
2.651.58
第二变速组：此处校验(22/62)齿轮组
大齿轮选用45号钢，调质处理，硬度为240HBS；小齿轮选用40Cr(调质)，硬度
为280HBS，硬质差40
HBS
,在规定的30～50范围内.
若
F
F
则校核合格
1)查《机械设计》图10-20c得，小齿轮弯曲疲劳强度极限
Flim1
500
；大齿轮
弯曲疲劳强度极限
Flim2
420
KK
A
K
V
K
F
K
F
11.1211.251.4
（其中：动载荷系数
K
v
1.12
.使用系数
K
A
1
,直齿轮
K
F
1
由
b
5.56
非对称齿轮布置时,
K
H
1.423
查《机械设计》图10-13得
K
F
1.25
）
h
求得：
F1
1.4[
F
]
1
2.4M
F2
F1
9
所以齿
9
Y
Fa2
Y
Sa2
2.331.69
190.4179.06267.0M
Y
Fa1
Y
Sa1
2.651.58
轮疲劳强度校核合格。
第二变速组：此处校验(22/62)齿轮组
大齿轮选用45号钢，调质处理，硬度为240HBS；小齿轮选用40Cr(调质)，硬度
为280HBS，硬质差40
HBS
,在规定的30～50范围内.
若
F
F
则校核合格
1)查《机械设计》图10-20c得，小齿轮弯曲疲劳强度极限
Flim1
500
；大齿轮
弯曲疲劳强度极限
Flim2
420
2)查《机械设计》图10-18得，弯曲疲劳寿命系数
K
FN1
0.83
；
K
FN2
0.89
查《机械设计》表10-5齿形系数和应力校正系数
得
Y
Fa1
2.72
,
Y
Fa2
2.27
,
Y
Sa1
1.57
,
Y
Sa2
1.73
4)计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得
18
F
1
F
2
K
FN1
Flim1
S
K
FN
2
Flim2
S
500
0.83
296.43MPa
1.4
420
0.89
267.0MPa
1.4
由公式:
F1
2KT
1
Y
Fa
1
Y
Sa2
2
bmZ
1
计算转矩
T
2
:
T
2
955010
3
P
2
/n955010
3
2.866/3557.7110
4
Nmm
计算载荷系数K
KK
A
K
V
K
F
K
F
11.1211.251.4
（其中：动载荷系数
K
v
1.12
.使用系数
K
A
1
,直齿轮
K
F
1
由
非对称齿轮布置时,
K
H
1.423
查《机械设计》图10-13得
K
F
b
5
h
1.25
）求得：
F1
171.2[
F
]
1
296.432MPa
Y
Fa2
Y
Sa2
2.271.73
171.2157.4267.0MPa
Y
Fa1
Y
Sa1
2.721.57
所以齿轮疲劳强度校核合格。
第三变速组:此处校核(18/72)齿轮组
F2
F1
查《机械设计》表10-5齿形系数和应力校正系数
得
Y
Fa1
2.73
,
Y
Fa2
2.23
,
Y
Sa1
1.57
,
Y
Sa2
1.75
计算转矩
T
3
:
T
3
955010
3
P10
3
2.84/2501.0810
5
N
3
/n9550
F1
167.2[
F
]
1
296.432MPa
F2
152.2267.0MPa
所以齿轮疲劳强度校核合格。
5 主轴部件的验算
在设计主轴组件时，主轴的跨距希望是合理跨距，但由于结构，限制，主
轴的实际跨距往往不等于合理跨距，为此要对主轴组件进行验算，对一般的机床
全部轴主要进行刚度验算，通常如果能满足刚度要求也就能满足强度要求
[6][11]
。
5.1验算主轴轴端的位移y
a
a主轴的支承简化
L
图 5-1 主轴受力分析图
19
L=e+
F
max
B
+L+=13+652+20=685mm
2
2
b主轴的受力分析
主轴受到切削力，传动力的作用。
切削力是一个空间力,有P
x,
P
y,
P
z
等分力，设总的切削力为P
1
传动力也定空间力有
a
x
，a
y
，a
z
，主轴上连有一个齿轮，主要把主轴运动传给进给箱，
这齿轮主要是传递运动而不是传递动力，因此可以忽略不计。
由上述各力的作用，主要受弯矩和扭矩的作用。此外运受拉力和压力作用，
但此起弯矩和扭矩要小的多，忽略不计，因此通常靠路考虑到以上受力情况，可
以简化，以下的受力图
Q
P
M
Q为传动力
P为总切削力
X
M是力矩曲P
X
引起
a
L
为了计算方便，认为Q和P车同一个
平面
图 5-2 主轴受力分析图
x=13+491.5+17.5=522mm
C确定切削力和传动力的作用类
a前支承到主轴端部的距离，切削力的作用点，与前支承之间的距离
S=a+0.4H
H为普通车床的中心高 a=100mm
从以上受力图以看出主轴端部的弯形由三部分组成。
第一部分 P
x
=引起的变形
第二部分 Q力引起的变形
第三部分 M力引起的变形
由三部分增加起来，以得出齿轮A点总的度y
A
为
1
2
ax
2
2
y
A
=（5-1）
PaLa0.52L
ML
3EJ
L
a)确定P的大小
max
95510
4
J
J
主轴计算传递
N主轴传递的功率
5.06
max
95510
4
536922
90
2
max
P=
D
D最大切削力估算直径为320mm
2536923
P==3356N
320
e确定a力
a=1.12圆周
20
a圆周=
2扭
M扭=
95510
4
d分度
j
d分度=252mm
2536922
a圆周==4261N
252
a=1.12圆周=4687N
E:主轴材料的弹性模是，一般用钢
E=20.6
10
4
N/mm
2
J：主轴载面惯性
3.14
11255088124010000
=4344037
J=
D
4
d
4
6464
M=（0.3～0.35）P
a
=0.3
3356
100=100680
1
2
ax
2
2
y
A
=
PaLa0.52L
ML
3EJ
L
26344600000
351349843056896580000
=0.0058 =
2684614866000
要求[y
A
,y
max
]
y
max
=0.0002L=0.0002*685=0.137y
A
<[y
max
]符合要求
5.2 前轴承的转角及寿命的验算
5.2.1 验算前轴承处的转角θ
θ
β
=
β
1
（5-2）
L
P
L
0.5a
L
2
L
1
3EJL
229886000
=
35134984368965800
=
0.00007
2684614866000
要求aB max aB max =0.001red aB<[a max ]符合要求 5.2.2 验算前支系寿命 由轴承寿命计算式 f F F 60n （5-3） L n 1 f T 106 前支承是双双向心端圆柱磙子轴承，只承受径向力，因此F前轴承的径向力。 进行受力分式 Q P M C= X L 21 a 图 5-3 径向力受力分析图 L R B 0 P L M 468752233.56(685100)100680 M C ===7270 L 685 f T 温度系数在100Cº温度内工作 f T =1 f F 载荷系数如 f F =1 10 ε为寿命系数，磙子轴承ε= 3 fF 60n 6090 C= F L n 1 .=7270 1200060 6 f T 106 10 C=86786Nf=8856mgf 前轴承的额定功率负荷C为9420kgf,C<[C]符合要求 3 10 =86786Nf 6主传动系统的设计 设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴，轴承，带轮，离合器和制动器 等），主轴组件，操纵机构，润滑密封系统和箱体及其联接件的结构设计与布置， 用一张展开图和若干张横截面图表示。课程设计限于时间，一般只画展开图及一 或两个截面图。 6.1 皮带轮及齿轮块设计 (1)皮带选用B型号三角带传动共有根，设计长度为2044mm (2)带轮将动力传动Ⅰ轴上有两种类形一种是不卸载的轴端结构，另一种是 卸载的轴端结构，即带轮装在轴承上轴承装在滚筒上，传给轴的只是扭矩，径向 力中固定在箱体上的滚筒承受避免了第一轴产生弯曲变形，选用卸载的带轮传 动。 6.2 轴承的选择 6.2.1各轴承的选择 Ⅰ轴和Ⅱ轴主要承受径向载荷，所以选用向心球轴承。 Ⅲ轴固有斜齿齿轮主要承受径向载荷和轴向载荷所以选用单列圆锥滚子轴 承Ⅳ轴是主轴，刚度和Ⅳ精度要求比较高主要承受轴向载荷和径向载荷，所以车 主轴前端选择了双到向心短圆柱滚子轴承，前端轴承要比后端轴承精度高. Ⅴ轴Ⅵ轴Ⅶ及Ⅷ轴主要承受径向载荷，所以选也用向心球轴承。 6.2.2 主轴设计 在此设计的主轴是阶梯型主轴，因为阶梯型主轴容易安装主轴组件，又因 主轴是棒料，所以是实心。 22 6.3箱体设计 在箱体内要装有各种机构，并保证其较准确的箱体位置，以便能够正确运转。 同时也要保证箱体的密封防己润滑的外流和灰尘的侵入，箱体应用足够的强度和 刚度说明。 1.箱体材料的壁厚（放轴承处的壁厚和其它位置的壁厚） 箱体材料一般工程用铸造碳刚碑号ZG200～400壁厚 a放轴承处壁厚35mm b起它地方壁厚15mm 2.箱体的技术要求 保证传动件经常运转和机床加工精度，基准面平直，主轴平基准面应保持平 行，同轴线的孔要同心另处应保证安装在箱体内零件与箱壁不加工面之间有足够 间隙，以防相碰。 6.4操纵机构的设计 操纵第Ⅱ根轴的两个三联滑移齿轮和离合器设计集中式操纵机构,因为它的 结构简单,操纵方便。 6.5密封结构及油滑 所有密封标准件，有调整式法兰盘端盖，垫圈毛毡等。 主轴箱润滑方式是飞溅润滑适用润滑点比较集中的地方，这种润滑比较方 便，为了获的良好的，润滑效果，溅油齿轮浸入油面深度以12～25mm为宜，溅 油齿轮浸入深度不应大于2～3倍齿高溅油件外缘至也深度H 30～60mm. 总 结 机床设计是学生在学完基础课，技术基础课及有关专业课的基础上，结合机 床传动部件（主轴变速箱）设计进行的综合训练。我们毕业设计题目是c6140 普通车床的主轴变速箱设计及主轴箱电气控制线路设计. 随着科学技术和社会生产的不断发展,对机电产品的质量和生产率提出了越 来越高的要求,生产过程的自动化是实际上述要求的措施之一,它对提高生产率, 保证产品质量,改善劳动强度和降低生产成本都是非常重要的. 我们主要参数拟定，运动设计，动力计算和结构草图设计，轴和轴承的验算， 主轴变速箱装配设计，设计计算说明书. 此次毕业设计书是对机电一体化的设计和应用,通过对机床的机械部分和电 路部分的设计,是我们综合运用所学的机械,电子的知识进行依次机电结合的全 面培训,从而培养了我们自己动手的能力以及分析和处理生产中所遇到的机电方 面等各个防年的技术问题的能力,为以后即将走向工作岗位奠定一个良好的基 础. 23