目 录
1. 概述和机床参数确定„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„1
1. 1机床运动参数的确定„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„1 1. 2机床动力参数的确定„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„1 1. 3机床布局„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„1 2. 主传动系统运动设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„2 2. 1确定变速组传动副数目„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„2 2. 2确定变速组的扩大顺序„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„2 2. 3绘制转速图„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„3 2. 4确定齿轮齿数„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„3 2. 5确定带轮直径„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„3 2. 6验算主轴转速误差„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„4 2. 7绘制传动系统图„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„4 3. 估算传动件参数 确定其结构尺寸„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„5 3. 1确定传动转速„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„5 3. 2确定主轴支承轴颈尺寸„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„6 3. 3估算传动轴直径„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„6 3. 4估算传动齿轮模数„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„6 3. 5普通V 带的选择和计算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„7 4．结构设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„8 4. 1带轮设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„8 4. 2齿轮块设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„8 4. 3轴承的选择„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„9 4. 4主轴组件„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„9 4. 5操纵机构、滑系统设计、封装置设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„9 4. 6主轴箱体设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„9 4. 7主轴换向与制动结构设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„9 5. 传动件验算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„10 5. 1齿轮的验算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„10 5. 2传动轴的刚度验算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„12 5. 3花键键侧压溃应力验算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„16 5. 4滚动轴承的验算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„16 5. 5主轴组件验算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„17
6. 主轴位置图„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„19 7. 总结„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„19 8. 参考文献„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„
1. 概述
1机床课程设计的目的
机床课程设计，是在金属切削机床课程之后进行的实践性教学环节。其目的在于通过机床运动机械变速传动系统的结构设计，使学生在拟定传动和变速的结构的结构方案过程中，得到设计构思，方案分析，结构工艺性，机械制图，零件计算，编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并培养学生具有初步的结构分析，结构设计和计算能力。轻型车床是根据机械加工业发展需要而设计的一种适应性强，工艺范围广，结构简单，制造成本低的万能型车床。它被广泛地应用在各种机械加工车间，维修车间。它能完成多种加工工序；车削内圆柱面，圆锥面，成形回转面，环形槽，端面及内外螺纹，它可以用来钻孔，扩孔，铰孔等加工。 1.1 机床运动参数的确定 （1） 确定公比φ及Rn
已知最低转速n min =47.5rpm，最高转速n max =2120rpm，变速级数Z=12.
则Rn 为主轴变速范围：R n =
n max 2120
==45。 n min 47. 5
主轴转速级数：z =
lg R n lg 45
+1=+1=12，算出 ϕ≈1. 41 lg ϕlg ϕ
（2） 求出转速系列
根据最低转速n min =47.5rpm，最高转速n max =2120rpm，公比φ=1.41，按《机床课程设计指导书》（陈易新编）表5选出标准转速数列：
2120 1500 1060 750 530 375 265 190 132 95 67 47.5
1.2机床动力参数的确定
已知电动机功率为N=2.2kw，根据《金属切削机床课程设计指导书》（陈易新编）附录2选择主电动机为Y100L2-4，其主要技术数据见下表1：
表1 Y90L-4技术参数
1.3机床布局 确定结构方案
1）主轴传动系统采用V 带，齿轮传动。2）传动型采用集中传动。3）制动采用式摩擦离合器和带式制动器。4）变速系统采用多联划移齿轮变速。5）润滑系统采用飞溅油润滑。 2）布局
采用卧式铣床常规的布局形式。机床主要由主轴箱，皮鞍，刀架，尾架，进给箱，溜扳箱，车身等6个部件组成。
主轴的空间位子布局图
2 主传动系统运动设计 2.1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： 1）12=3⨯4 2）12=4⨯3 3）12=3⨯2⨯2 4）12=2⨯3⨯2 5)12=2⨯2⨯3
方案中1）和2）可省一根轴。但是有一个传动组内有四个变速传动副，会增加轴向尺寸。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3）是可取的。可以使传动副传动组放在接近电动机处，则可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件少些，这样节省了材料。 2.2确定变速组的扩大顺序
12=2×3×2的传动副组合，其传动组的顺序又可有以下六种形式： 1） 12=31×23×26 2） 12=31×26×23 3） 12=32×21×26 4） 12=34×21×22 5） 12=32×26×21 6） 12=34×22×21
选着中间轴的变速范围最小的方案，变速范围小，转速高，转矩较小，传动件的尺寸九可以小些，尽量使扩大组的顺序要与传动顺序一致的原则。所以选择方案1）较为合理。结构网图如下：
图2变速组扩大顺序
2.3绘制转速图
图3转速图 2.4确定齿轮齿数
利用查表法由《机床课程设计指导书》（陈易新编）表9，求出各传动组齿轮齿数
表2 各传动组齿轮齿数
2.5确定带轮直径 确定计算功率 N j =kN
K-工作情况系数 工作时间为一班制 查表的k=1.1 N-主动带轮传动的功率 计算功率为N j =1.1x4=4.4kw
根据计算功率和小带轮的转速选用的三角带型号为A ， 查表的小带轮直径推荐植为80mm ，大带轮直径 D 2=2.6绘制传动系统图
n 11440
⨯D 1=⨯D 1=153. 6mm n 2750
图4传动系统图
3 估算传动件参数 确定其结构尺寸 3.1确定传动转速
表4计算转速图
3.2确定主轴支承轴颈尺寸
根据《机床课程设计指导书》主轴的驱动功率为2.2kw 选取前支承轴颈直径为 D=70-90， 后支承轴颈直径：D 2=(0. 7-0. 85) D 1=56-68，选取D 2=60mm 。 3.3估算传动轴直径
表5估算传动轴直径
3.4估算传动齿轮模数
根据计算公式计算各传动组最小齿轮的模数
表6估算齿轮模数
3.5普通V 带的选择和计算
设计功率 P d =K A P （kw ） P d =1. 1⨯4=4. 4kw 皮带选择的型号为A 型
两带轮的中心距A O =(0. 6-2)(D 1+D 2) mm 范围内选择。中心距过小时，胶带短因而增加胶带的单位时间弯曲次数降低胶带寿命；反之，中心距过大，在带速较高时易引起震动。 ①计算胶带速度v =②初定中心距
3. 14⨯80⨯1440
=6. 03m /s
6000060000
=
πD 1n 1
A O =139. 8mm ~466mm
③计算带的基准长度：
L 0=2A o +
π
2
(D 1+D 2) +
(D 2-D 1) 2
4A o
=1231. 5mm
按上式计算所得的值查表选取计算长度L 及作为标记的三角带的内圆长度L N =1250 标准的计算长度为L =L N +Y =1275mm ④实际中心距 A=
A +a 2-8(D 2-D 1) 2
8
a =2L -π(D 1+D 2) =2⨯1269-π(80+153. 6) =1816. 5
1816. 5+. 52-8⨯73. 52A==452. 5mm
8
0. 02L
为了张紧和装拆胶带的需要，中心距的最小调整范围为A +-(h +0. 01L )
0．02L 是为了张紧调节量为22.78 ( h+0.01L) 是为装拆调节量为胶带厚度.
⑤定小带轮包角
01
o
D 2-D 1180o
α=180-⨯≥120o 求得α10=167. 34o 合格.
A π
⑥带的挠曲次数:
u =
1000mv 1000⨯2⨯6. 03==9. 46≤40 合格 L 1275
⑦带的根数 Z =
n j n c c 1
n o -单根三角带能传递的功率 c 1-小带轮的包角系数
Z =
14. 4
=4. 9 取5根三角胶带。
0. 9⨯0. 98
4．结构设计 4.1带轮设计
根据V 带计算，选用3根O 型V 带。由于I 轴安装了摩擦离合器，为了改善它们的工作条件，保证加工精度，采用了卸荷带轮结构。 4.2齿轮块设计
机床的变速系统采用了滑移齿轮变速机构。根据各传动组的工作特点，基本组的齿轮采用了销钉联结装配式结构。第二扩大组，由于传递的转矩较大，则采用了整体式齿轮。所有滑移出论与传动轴间均采用了花键联结。
从工艺的角度考虑，其他固定齿轮也采用花键联结。由于主轴直径较大，为了降低加工成本而采用了单键联结。 4.3轴承的选择
为了安装方便I 轴上传动件的外径均小于箱体左侧支承孔直径并采用0000型向心球轴承为了便于装配和轴承间隙II III IV 轴均采用乐2700E 型圆锥滚子轴承。V 轴上的齿轮受力小线速度较低采用了衬套式滚动轴承。滚动轴承均采用E 级精度。
4.4主轴组件
本铣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主件。前轴承采用了318000型双列圆柱滚子轴承，后支承采用了46000型角接触球轴承和8000型单向推力球轴承。为了保证主轴的回转精度，主轴前后轴承均用压块式防松螺母调整轴承的间隙。主轴前端采用了圆锥定心结构型式。 前轴承为C 级精度，后轴承为D 级精度。 4.5操纵机构 、滑系统设计 、封装置设计
为了适应不同的加工状态，主轴的转速经常需要调整。根据各滑依齿轮变速传动组的特点，分别采用了集中变速操纵机构和单独操纵机构。
主轴箱采用飞溅式润滑。油面高度为65mm 左右，甩油轮浸油深度为10mm 左右。润滑油型号为：HJ30。
I 轴轴颈较小，线速度较低，为了保证密封效果，采用了皮碗式接触密封。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。 4.6主轴箱体设计
箱体外形采取了各面间直角连接方式，使箱体线条简单，明快。
并采用了箱体底面和两个导向块为定位安装面，并用螺钉和压板固定。安装简单，定位可靠。 4.7制动结构设计
本机床属于卧式铣床，适用于机械加工车间和维修车间。制动器采用了带式制动器，并根据制动器设计原则，将其放置在靠近主轴的较高转速的III 轴上。为了保证离合器与制动器的联锁运动，采用一个操纵手柄控制。 5. 传动件验算
以II 轴为例，验算轴的弯曲刚度，花键的挤压应力，齿轮模数及轴承寿命。 5.1齿轮的验算
验算变速箱中齿轮强度应选择相同模数承受载荷最大齿数最小的齿轮进行接触压力和弯曲压力计算，一般对高速传动的齿轮验算齿面接触压力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲压力对硬齿面软齿心渗碳淬火的齿轮要验算齿根弯曲压力。
接触压力的验算公式：
2081⨯103
σj =
Zm
(u ±1) K 1K 2K 3K s N
≤[σj ]
uBn j
弯曲应力的验算公式：
σ208⨯105K 1K 2K 3K s N
w =Zm 2
BYn ≤[σw ] j
表7齿轮验算参数
其中寿命系数K s K s =K T K N K n K Q
K T -工作期限系数 K T =m
60n 1T
c o
T-齿轮在机床工作期限（T s ) 的总工作时间h T =15000-2000h ，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T =
T s
，P 为该变速组的传动副数。 p
n 1-齿轮的最低转速（rpm ) c 0-基准循环次数m -疲劳曲线指数K n -转速变化系数K P -材料强化系数
稳定工作用量载荷下K s 的极限值K s =1。高速传动件可能存在K s ≥K s max 的情况，此时取
K s =K s max ，
载荷低速传动件可能存在K s ≤K s min 的情况，此时取K s =K s min ; 当K s min K s K s max 时取计算值。
σj ==582.4〈600
208⨯105⨯1.5⨯1.05⨯1⨯1.47σw ==67.7〈220
4⨯32⨯14⨯0.45⨯710σj ==562.1〈650
208⨯105⨯1.5⨯1.05⨯1⨯1.46σw ==172.2〈275
4⨯25⨯16⨯
0.425⨯355σj ==1168.2〈1370
208⨯105⨯1.5⨯1.05⨯1.45σw ==226.9〈283
9⨯18⨯0.378⨯355
5.2传动轴的刚度验算
对于一般传动轴要进行刚度的验算，轴的刚度验算包括滚动轴承处的倾角验算和齿轮的齿向交角的验算。如果是花键还要进行键侧压溃应力计算。 以Ⅱ轴为例，验算轴的弯曲刚度、花键的挤压应力
图5 轴Ⅱ受力分析图
图5中F 1为齿轮Z 4（齿数为35）上所受的切向力F t1，径向力F r1的合力。F
2为齿轮Z 9（齿数40）上所受的切向力F t2，径向力F r2的合力。
各传动力空间角度如图6所示，根据表11的公式计算齿轮的受力。
图6 轴Ⅱ空间受力分析
表8 齿轮的受力计算
2T F
t =
从表8计算结果看出，Ⅱ轴在X 、Z 两个平面上均受到两个方向相反力的作用。根据图7所示的轴向位置，分别计算出各平面挠度、倾角，然后进行合成。根据《机械制造工艺、金属切削机床设计指导》（李洪主编）书中的表2.4-14, 表2.4-15计算结果如下: a=100
b=230 c=130 f=200 l=330 E=2.1×105MPa n=l-x=150
图7轴Ⅱ挠度、倾角分析图 I =（1）xoy 平面内挠度 y ' x =
n
[F x 1a (l 2-n 2-a 2) -F x 2c (l 2-n 2-c 2)] 6EIL
1
=5. 7⨯10-14 6EIL
πd 4
64
=
π⨯214
64
=9541. 7
=150⨯5.7⨯10-14[60.3⨯100⨯(3302-1502-1002) -
214.6⨯130⨯(3302-1502-1002)]
=-0.00033
（2）zoy 平面内挠度
y ' ' x =
n
6EIL
[F z 1a (l 2-n 2-a 2) -F z 2c (l 2-n 2-c 2)] =150⨯5.7⨯10-14[439.2⨯100⨯(3302-1502-1002) -
323⨯130⨯(3302-1502-1002)]
=0.0048
（3）挠度合成
y =
y ' 2
x +y ' ' 2
x
=0. 000332+0. 00482
=0. 0048
查表得其许用应力为0.0003×330=0.099，即0.0048〈0.099，则挠度合格。（4）左支承倾角计算和分析 a. xoy平面力作用下的倾角 θ' 1
A =
6EIL
[F x 1ab (l +b ) -F x 2cf (l +f )] =5.7⨯10-14⨯[60.3⨯100⨯230⨯(330+230) -
214.6⨯130⨯200⨯(330+200)]
=0.0000677
b. zoy平面力作用下的倾角 θ' ' 1
A =
6EIL
[F z 1ab (l +b ) -F z 2cf (l +f )] =5.7⨯10-14⨯[439.2⨯100⨯230⨯(330+230) -
323⨯130⨯200⨯(330+200)]
=0.00016
c. 倾角合成 θ2
A =A ' x +θA ' ' 2
x
=(0. 0000677) 2+(0. 00016) 2
=1. 75⨯10
-4
查表得其许用倾角值为0.0006，则左支承倾角合格。 （5）右支承倾角计算和分析 a. xoy平面力作用下的倾角 θ' -1
B =
6EIL
[F x 1ab (l +a ) -F x 2cf (l +c )]
=-5.7⨯10-14⨯[60.3⨯100⨯230⨯(330+100) -
214.6⨯130⨯200⨯(330+130)]
=4.8⨯10-5
b. zoy平面力作用下的倾角
-1
[F z 1ab (l +a ) -F z 2cf (l +c )] 6EIL
θ' ' B =
=-5.7⨯10-14⨯[439.2⨯100⨯230⨯(330+100) -
323⨯130⨯200⨯(330+200)]
=1.27⨯10-5
c. 倾角合成 θB =B ' x +θB ' ' x
2
2
=(4. 8⨯10-5) 2+(1. 27⨯10-5) 2=2. 5⨯10
-4
查表得其许用倾角值为0.0006，则右支承倾角合格。 5.3花键键侧压溃应力验算
花键键侧工作表面的挤压应力为： σjv =
8T max
≤[σjv ][Mpa ] 22
(D -d ) lz ψ
T max =花键传递的最大扭矩[N ∙m m ]D , d -花键的外径和内径[m m ]l -花键的工作长度[m m ]z -花键齿数
ψ-载荷分布不均匀系数，通常ψ=0. 75σjv -许用压溃应力[Mpa ]
σjv =
8⨯39276
=1. 41≤[σjv ]22
(25-21) ⨯270⨯6⨯0. 75
花键热处理[σjv ]=100~140MPa 经过验算合格。 5.4滚动轴承的验算
机床的一般传动轴用的轴承，主要是因为疲劳破坏而失效，故进行疲劳寿命验算。 滚动轴承的疲劳寿命验算
根据表11所示的Ⅱ轴受力状态，分别计算出左（A 端）、右（B 端）两支承端支反力。
在xoy 平面内：
R ' F x 2f -F x 1b A =
l =214.6⨯200-60.3⨯230
330
=88.0N R ' F 2
c -F x 1a B =x l =214.6⨯130-60.3⨯100
330
=66.3N 在zoy 平面内：
R '' F Z 2f -F Z 1b 323⨯200-439.2⨯A =
l =230
330
=128.2N R '' F z 2
c -F z 1a 323⨯130-439.2⨯B =l =100
330
=12.1N 左、端支反力为：R 22
A =R A ' x +R A ' ' x
=. 02+66. 32
=155. 5
R 2B =R B ' x +R B ' ' 2
x
=. 22+12. 12
=67. 4
两支承轴承受力状态相同，但左端受力大，所以只验算左端轴承。轴承寿命L h =500(
Cf n
K K ) ε
[h ]≤[T ][h ]
A HP K l F
ε-寿命指数，滚子轴承ε=
103
K l -齿轮轮换工作系数0.75K A -使用系数，K A =1.1K HP -功率利用系数（0.8) K Hn -转速变化系数（0.96)
n j -轴承的计算转速（355rpm ) f
n -速度系数，f n ==F =XF r +YF a F -当量动载荷
F r -径向载荷 F a -轴向载荷X -径向系数 Y -轴向系数
C -滚动轴承尺寸所表示的额定动负荷（20800N ）
经过计算F=155.5
10
L =500⨯(20800⨯0. 488
h 1. 1⨯0. 96⨯0. 8⨯155. 5
) 3=8. 5⨯108〉T 合格。
5.5主轴组件验算
前轴承轴径D 1=80mm ，后轴承轴径D 2=60mm ，求主轴最大输出转矩： T =9550⨯
P 1. 5=9550⨯=159. 17N ∙m n 90
根据主电动机功利为1.5，则床身上最大回转直径D=320mm刀架上最大回转直径
D 1=160主轴通孔直径d ≥36mm , 最大工件长度1000mm 。床身上最大加工直径为最大回转直径的60%也就是192mm 故半径为0.096mm 。 切削力（沿y 轴）F c =
159. 17
=1658. 0N 0. 096
背向力（沿x 轴） F p =0. 5F c =829. 0
. 7 故总的作用力F =F c 2+F p 2=1853
此力作用于顶尖间的工件上，主轴和尾架各承受一半，故主轴端受力为F/2=926.85 主轴孔径初选为40 根据结构选悬伸长度a=120mm 在计算时，先假定初值l/a=3 l=3⨯100=300mm 前后支承的支反力R A 和R B
F l +a 480
⨯=926. 85⨯=1235. 8N 2l 360
F a 120R B =⨯=926. 85+=308. 95N
2l 360R A =
轴承的刚度：iz=52, La=9, Fr=C/10=9.42KN
K A =3. 39⨯F r
0. 1
⨯l a
0. 8
⨯(iz ) 0. 9⨯cos 1. 9α=3. 39⨯94200. 1⨯90. 8⨯(52) 0. 9⨯cos 1. 90=1712. 8N /um
初步计算时，可假定主轴的当量外径d e 为前后轴承的轴径的平均值。
d e =(80+60) /2=70 故惯性矩为：I=0. 05⨯(0. 072-0. 042) =72⨯10-8 前轴承为轴承代号为3182116
后轴承为轴承代号为46211和型号为8212
K B =1. Frd b (iz ) 2cos 5α+1. Frd b (iz ) 2cos 5α
=1. 4760⨯10. 716⨯182cos 525+1. 5770⨯10. 716⨯182cos 530=250. 6+252. 2=502. 8N /um
EI 2. 1⨯1011⨯72⨯10-8
η===0. 051
K A a 31721⨯0. 123⨯106
l K A
8l 0≥12⨯01=. 5m 1m 8 0=3.42 查图表o =1. 与原假设不符，则调整取a K B
最佳跨距l o ≥100⨯1. 8=180mm 6. 主轴位置及传动示意图
7．总结
通过机床主轴传动系统的机械变速机构的设计，使我在拟定攒动机构、装配结构和制造结构的各种方案以及在机械设计制图、零件计算和编写技术文件等方面得到了综合训练，培养了我的初步的结构分析与结构设计计算能力。
虽然只有一周的时间，在很仓促的情况下完成了这次技术切削机床的课程设计，但收获却很大，使我初步具备了设计的能力，并且我相信我在这方面的设计能力会逐渐成熟起来。
再次感谢老师耐心指导帮助！
8．参考文献
[1] 金属切削机床设计简明手册 范云涨 机械工业出版社 1994年
[2] 金属切削机床 戴曙 机械工业出版社 1993年 [3] 机床课程设计指导书 陈易新 机械工业出版社 1987年
[4] 机械制造工艺、金属切削机床设计指导 李洪 东北工学院出版社 1989年
[5] 机床设计指导 任殿阁 张佩勤 辽宁科学技术出版社 1991年 [6] 机床课程设计指导书 陈易新 哈尔滨工业大学 1981年
[7] 机械设计课程设计手册 吴宗泽 罗圣国 高等教育出版社 1992年
目 录
1. 概述和机床参数确定„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„1
1. 1机床运动参数的确定„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„1 1. 2机床动力参数的确定„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„1 1. 3机床布局„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„1 2. 主传动系统运动设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„2 2. 1确定变速组传动副数目„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„2 2. 2确定变速组的扩大顺序„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„2 2. 3绘制转速图„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„3 2. 4确定齿轮齿数„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„3 2. 5确定带轮直径„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„3 2. 6验算主轴转速误差„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„4 2. 7绘制传动系统图„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„4 3. 估算传动件参数 确定其结构尺寸„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„5 3. 1确定传动转速„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„5 3. 2确定主轴支承轴颈尺寸„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„6 3. 3估算传动轴直径„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„6 3. 4估算传动齿轮模数„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„6 3. 5普通V 带的选择和计算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„7 4．结构设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„8 4. 1带轮设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„8 4. 2齿轮块设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„8 4. 3轴承的选择„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„9 4. 4主轴组件„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„9 4. 5操纵机构、滑系统设计、封装置设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„9 4. 6主轴箱体设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„9 4. 7主轴换向与制动结构设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„9 5. 传动件验算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„10 5. 1齿轮的验算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„10 5. 2传动轴的刚度验算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„12 5. 3花键键侧压溃应力验算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„16 5. 4滚动轴承的验算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„16 5. 5主轴组件验算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„17
6. 主轴位置图„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„19 7. 总结„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„19 8. 参考文献„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„
1. 概述
1机床课程设计的目的
机床课程设计，是在金属切削机床课程之后进行的实践性教学环节。其目的在于通过机床运动机械变速传动系统的结构设计，使学生在拟定传动和变速的结构的结构方案过程中，得到设计构思，方案分析，结构工艺性，机械制图，零件计算，编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并培养学生具有初步的结构分析，结构设计和计算能力。轻型车床是根据机械加工业发展需要而设计的一种适应性强，工艺范围广，结构简单，制造成本低的万能型车床。它被广泛地应用在各种机械加工车间，维修车间。它能完成多种加工工序；车削内圆柱面，圆锥面，成形回转面，环形槽，端面及内外螺纹，它可以用来钻孔，扩孔，铰孔等加工。 1.1 机床运动参数的确定 （1） 确定公比φ及Rn
已知最低转速n min =47.5rpm，最高转速n max =2120rpm，变速级数Z=12.
则Rn 为主轴变速范围：R n =
n max 2120
==45。 n min 47. 5
主轴转速级数：z =
lg R n lg 45
+1=+1=12，算出 ϕ≈1. 41 lg ϕlg ϕ
（2） 求出转速系列
根据最低转速n min =47.5rpm，最高转速n max =2120rpm，公比φ=1.41，按《机床课程设计指导书》（陈易新编）表5选出标准转速数列：
2120 1500 1060 750 530 375 265 190 132 95 67 47.5
1.2机床动力参数的确定
已知电动机功率为N=2.2kw，根据《金属切削机床课程设计指导书》（陈易新编）附录2选择主电动机为Y100L2-4，其主要技术数据见下表1：
表1 Y90L-4技术参数
1.3机床布局 确定结构方案
1）主轴传动系统采用V 带，齿轮传动。2）传动型采用集中传动。3）制动采用式摩擦离合器和带式制动器。4）变速系统采用多联划移齿轮变速。5）润滑系统采用飞溅油润滑。 2）布局
采用卧式铣床常规的布局形式。机床主要由主轴箱，皮鞍，刀架，尾架，进给箱，溜扳箱，车身等6个部件组成。
主轴的空间位子布局图
2 主传动系统运动设计 2.1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： 1）12=3⨯4 2）12=4⨯3 3）12=3⨯2⨯2 4）12=2⨯3⨯2 5)12=2⨯2⨯3
方案中1）和2）可省一根轴。但是有一个传动组内有四个变速传动副，会增加轴向尺寸。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3）是可取的。可以使传动副传动组放在接近电动机处，则可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件少些，这样节省了材料。 2.2确定变速组的扩大顺序
12=2×3×2的传动副组合，其传动组的顺序又可有以下六种形式： 1） 12=31×23×26 2） 12=31×26×23 3） 12=32×21×26 4） 12=34×21×22 5） 12=32×26×21 6） 12=34×22×21
选着中间轴的变速范围最小的方案，变速范围小，转速高，转矩较小，传动件的尺寸九可以小些，尽量使扩大组的顺序要与传动顺序一致的原则。所以选择方案1）较为合理。结构网图如下：
图2变速组扩大顺序
2.3绘制转速图
图3转速图 2.4确定齿轮齿数
利用查表法由《机床课程设计指导书》（陈易新编）表9，求出各传动组齿轮齿数
表2 各传动组齿轮齿数
2.5确定带轮直径 确定计算功率 N j =kN
K-工作情况系数 工作时间为一班制 查表的k=1.1 N-主动带轮传动的功率 计算功率为N j =1.1x4=4.4kw
根据计算功率和小带轮的转速选用的三角带型号为A ， 查表的小带轮直径推荐植为80mm ，大带轮直径 D 2=2.6绘制传动系统图
n 11440
⨯D 1=⨯D 1=153. 6mm n 2750
图4传动系统图
3 估算传动件参数 确定其结构尺寸 3.1确定传动转速
表4计算转速图
3.2确定主轴支承轴颈尺寸
根据《机床课程设计指导书》主轴的驱动功率为2.2kw 选取前支承轴颈直径为 D=70-90， 后支承轴颈直径：D 2=(0. 7-0. 85) D 1=56-68，选取D 2=60mm 。 3.3估算传动轴直径
表5估算传动轴直径
3.4估算传动齿轮模数
根据计算公式计算各传动组最小齿轮的模数
表6估算齿轮模数
3.5普通V 带的选择和计算
设计功率 P d =K A P （kw ） P d =1. 1⨯4=4. 4kw 皮带选择的型号为A 型
两带轮的中心距A O =(0. 6-2)(D 1+D 2) mm 范围内选择。中心距过小时，胶带短因而增加胶带的单位时间弯曲次数降低胶带寿命；反之，中心距过大，在带速较高时易引起震动。 ①计算胶带速度v =②初定中心距
3. 14⨯80⨯1440
=6. 03m /s
6000060000
=
πD 1n 1
A O =139. 8mm ~466mm
③计算带的基准长度：
L 0=2A o +
π
2
(D 1+D 2) +
(D 2-D 1) 2
4A o
=1231. 5mm
按上式计算所得的值查表选取计算长度L 及作为标记的三角带的内圆长度L N =1250 标准的计算长度为L =L N +Y =1275mm ④实际中心距 A=
A +a 2-8(D 2-D 1) 2
8
a =2L -π(D 1+D 2) =2⨯1269-π(80+153. 6) =1816. 5
1816. 5+. 52-8⨯73. 52A==452. 5mm
8
0. 02L
为了张紧和装拆胶带的需要，中心距的最小调整范围为A +-(h +0. 01L )
0．02L 是为了张紧调节量为22.78 ( h+0.01L) 是为装拆调节量为胶带厚度.
⑤定小带轮包角
01
o
D 2-D 1180o
α=180-⨯≥120o 求得α10=167. 34o 合格.
A π
⑥带的挠曲次数:
u =
1000mv 1000⨯2⨯6. 03==9. 46≤40 合格 L 1275
⑦带的根数 Z =
n j n c c 1
n o -单根三角带能传递的功率 c 1-小带轮的包角系数
Z =
14. 4
=4. 9 取5根三角胶带。
0. 9⨯0. 98
4．结构设计 4.1带轮设计
根据V 带计算，选用3根O 型V 带。由于I 轴安装了摩擦离合器，为了改善它们的工作条件，保证加工精度，采用了卸荷带轮结构。 4.2齿轮块设计
机床的变速系统采用了滑移齿轮变速机构。根据各传动组的工作特点，基本组的齿轮采用了销钉联结装配式结构。第二扩大组，由于传递的转矩较大，则采用了整体式齿轮。所有滑移出论与传动轴间均采用了花键联结。
从工艺的角度考虑，其他固定齿轮也采用花键联结。由于主轴直径较大，为了降低加工成本而采用了单键联结。 4.3轴承的选择
为了安装方便I 轴上传动件的外径均小于箱体左侧支承孔直径并采用0000型向心球轴承为了便于装配和轴承间隙II III IV 轴均采用乐2700E 型圆锥滚子轴承。V 轴上的齿轮受力小线速度较低采用了衬套式滚动轴承。滚动轴承均采用E 级精度。
4.4主轴组件
本铣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主件。前轴承采用了318000型双列圆柱滚子轴承，后支承采用了46000型角接触球轴承和8000型单向推力球轴承。为了保证主轴的回转精度，主轴前后轴承均用压块式防松螺母调整轴承的间隙。主轴前端采用了圆锥定心结构型式。 前轴承为C 级精度，后轴承为D 级精度。 4.5操纵机构 、滑系统设计 、封装置设计
为了适应不同的加工状态，主轴的转速经常需要调整。根据各滑依齿轮变速传动组的特点，分别采用了集中变速操纵机构和单独操纵机构。
主轴箱采用飞溅式润滑。油面高度为65mm 左右，甩油轮浸油深度为10mm 左右。润滑油型号为：HJ30。
I 轴轴颈较小，线速度较低，为了保证密封效果，采用了皮碗式接触密封。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。 4.6主轴箱体设计
箱体外形采取了各面间直角连接方式，使箱体线条简单，明快。
并采用了箱体底面和两个导向块为定位安装面，并用螺钉和压板固定。安装简单，定位可靠。 4.7制动结构设计
本机床属于卧式铣床，适用于机械加工车间和维修车间。制动器采用了带式制动器，并根据制动器设计原则，将其放置在靠近主轴的较高转速的III 轴上。为了保证离合器与制动器的联锁运动，采用一个操纵手柄控制。 5. 传动件验算
以II 轴为例，验算轴的弯曲刚度，花键的挤压应力，齿轮模数及轴承寿命。 5.1齿轮的验算
验算变速箱中齿轮强度应选择相同模数承受载荷最大齿数最小的齿轮进行接触压力和弯曲压力计算，一般对高速传动的齿轮验算齿面接触压力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲压力对硬齿面软齿心渗碳淬火的齿轮要验算齿根弯曲压力。
接触压力的验算公式：
2081⨯103
σj =
Zm
(u ±1) K 1K 2K 3K s N
≤[σj ]
uBn j
弯曲应力的验算公式：
σ208⨯105K 1K 2K 3K s N
w =Zm 2
BYn ≤[σw ] j
表7齿轮验算参数
其中寿命系数K s K s =K T K N K n K Q
K T -工作期限系数 K T =m
60n 1T
c o
T-齿轮在机床工作期限（T s ) 的总工作时间h T =15000-2000h ，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T =
T s
，P 为该变速组的传动副数。 p
n 1-齿轮的最低转速（rpm ) c 0-基准循环次数m -疲劳曲线指数K n -转速变化系数K P -材料强化系数
稳定工作用量载荷下K s 的极限值K s =1。高速传动件可能存在K s ≥K s max 的情况，此时取
K s =K s max ，
载荷低速传动件可能存在K s ≤K s min 的情况，此时取K s =K s min ; 当K s min K s K s max 时取计算值。
σj ==582.4〈600
208⨯105⨯1.5⨯1.05⨯1⨯1.47σw ==67.7〈220
4⨯32⨯14⨯0.45⨯710σj ==562.1〈650
208⨯105⨯1.5⨯1.05⨯1⨯1.46σw ==172.2〈275
4⨯25⨯16⨯
0.425⨯355σj ==1168.2〈1370
208⨯105⨯1.5⨯1.05⨯1.45σw ==226.9〈283
9⨯18⨯0.378⨯355
5.2传动轴的刚度验算
对于一般传动轴要进行刚度的验算，轴的刚度验算包括滚动轴承处的倾角验算和齿轮的齿向交角的验算。如果是花键还要进行键侧压溃应力计算。 以Ⅱ轴为例，验算轴的弯曲刚度、花键的挤压应力
图5 轴Ⅱ受力分析图
图5中F 1为齿轮Z 4（齿数为35）上所受的切向力F t1，径向力F r1的合力。F
2为齿轮Z 9（齿数40）上所受的切向力F t2，径向力F r2的合力。
各传动力空间角度如图6所示，根据表11的公式计算齿轮的受力。
图6 轴Ⅱ空间受力分析
表8 齿轮的受力计算
2T F
t =
从表8计算结果看出，Ⅱ轴在X 、Z 两个平面上均受到两个方向相反力的作用。根据图7所示的轴向位置，分别计算出各平面挠度、倾角，然后进行合成。根据《机械制造工艺、金属切削机床设计指导》（李洪主编）书中的表2.4-14, 表2.4-15计算结果如下: a=100
b=230 c=130 f=200 l=330 E=2.1×105MPa n=l-x=150
图7轴Ⅱ挠度、倾角分析图 I =（1）xoy 平面内挠度 y ' x =
n
[F x 1a (l 2-n 2-a 2) -F x 2c (l 2-n 2-c 2)] 6EIL
1
=5. 7⨯10-14 6EIL
πd 4
64
=
π⨯214
64
=9541. 7
=150⨯5.7⨯10-14[60.3⨯100⨯(3302-1502-1002) -
214.6⨯130⨯(3302-1502-1002)]
=-0.00033
（2）zoy 平面内挠度
y ' ' x =
n
6EIL
[F z 1a (l 2-n 2-a 2) -F z 2c (l 2-n 2-c 2)] =150⨯5.7⨯10-14[439.2⨯100⨯(3302-1502-1002) -
323⨯130⨯(3302-1502-1002)]
=0.0048
（3）挠度合成
y =
y ' 2
x +y ' ' 2
x
=0. 000332+0. 00482
=0. 0048
查表得其许用应力为0.0003×330=0.099，即0.0048〈0.099，则挠度合格。（4）左支承倾角计算和分析 a. xoy平面力作用下的倾角 θ' 1
A =
6EIL
[F x 1ab (l +b ) -F x 2cf (l +f )] =5.7⨯10-14⨯[60.3⨯100⨯230⨯(330+230) -
214.6⨯130⨯200⨯(330+200)]
=0.0000677
b. zoy平面力作用下的倾角 θ' ' 1
A =
6EIL
[F z 1ab (l +b ) -F z 2cf (l +f )] =5.7⨯10-14⨯[439.2⨯100⨯230⨯(330+230) -
323⨯130⨯200⨯(330+200)]
=0.00016
c. 倾角合成 θ2
A =A ' x +θA ' ' 2
x
=(0. 0000677) 2+(0. 00016) 2
=1. 75⨯10
-4
查表得其许用倾角值为0.0006，则左支承倾角合格。 （5）右支承倾角计算和分析 a. xoy平面力作用下的倾角 θ' -1
B =
6EIL
[F x 1ab (l +a ) -F x 2cf (l +c )]
=-5.7⨯10-14⨯[60.3⨯100⨯230⨯(330+100) -
214.6⨯130⨯200⨯(330+130)]
=4.8⨯10-5
b. zoy平面力作用下的倾角
-1
[F z 1ab (l +a ) -F z 2cf (l +c )] 6EIL
θ' ' B =
=-5.7⨯10-14⨯[439.2⨯100⨯230⨯(330+100) -
323⨯130⨯200⨯(330+200)]
=1.27⨯10-5
c. 倾角合成 θB =B ' x +θB ' ' x
2
2
=(4. 8⨯10-5) 2+(1. 27⨯10-5) 2=2. 5⨯10
-4
查表得其许用倾角值为0.0006，则右支承倾角合格。 5.3花键键侧压溃应力验算
花键键侧工作表面的挤压应力为： σjv =
8T max
≤[σjv ][Mpa ] 22
(D -d ) lz ψ
T max =花键传递的最大扭矩[N ∙m m ]D , d -花键的外径和内径[m m ]l -花键的工作长度[m m ]z -花键齿数
ψ-载荷分布不均匀系数，通常ψ=0. 75σjv -许用压溃应力[Mpa ]
σjv =
8⨯39276
=1. 41≤[σjv ]22
(25-21) ⨯270⨯6⨯0. 75
花键热处理[σjv ]=100~140MPa 经过验算合格。 5.4滚动轴承的验算
机床的一般传动轴用的轴承，主要是因为疲劳破坏而失效，故进行疲劳寿命验算。 滚动轴承的疲劳寿命验算
根据表11所示的Ⅱ轴受力状态，分别计算出左（A 端）、右（B 端）两支承端支反力。
在xoy 平面内：
R ' F x 2f -F x 1b A =
l =214.6⨯200-60.3⨯230
330
=88.0N R ' F 2
c -F x 1a B =x l =214.6⨯130-60.3⨯100
330
=66.3N 在zoy 平面内：
R '' F Z 2f -F Z 1b 323⨯200-439.2⨯A =
l =230
330
=128.2N R '' F z 2
c -F z 1a 323⨯130-439.2⨯B =l =100
330
=12.1N 左、端支反力为：R 22
A =R A ' x +R A ' ' x
=. 02+66. 32
=155. 5
R 2B =R B ' x +R B ' ' 2
x
=. 22+12. 12
=67. 4
两支承轴承受力状态相同，但左端受力大，所以只验算左端轴承。轴承寿命L h =500(
Cf n
K K ) ε
[h ]≤[T ][h ]
A HP K l F
ε-寿命指数，滚子轴承ε=
103
K l -齿轮轮换工作系数0.75K A -使用系数，K A =1.1K HP -功率利用系数（0.8) K Hn -转速变化系数（0.96)
n j -轴承的计算转速（355rpm ) f
n -速度系数，f n ==F =XF r +YF a F -当量动载荷
F r -径向载荷 F a -轴向载荷X -径向系数 Y -轴向系数
C -滚动轴承尺寸所表示的额定动负荷（20800N ）
经过计算F=155.5
10
L =500⨯(20800⨯0. 488
h 1. 1⨯0. 96⨯0. 8⨯155. 5
) 3=8. 5⨯108〉T 合格。
5.5主轴组件验算
前轴承轴径D 1=80mm ，后轴承轴径D 2=60mm ，求主轴最大输出转矩： T =9550⨯
P 1. 5=9550⨯=159. 17N ∙m n 90
根据主电动机功利为1.5，则床身上最大回转直径D=320mm刀架上最大回转直径
D 1=160主轴通孔直径d ≥36mm , 最大工件长度1000mm 。床身上最大加工直径为最大回转直径的60%也就是192mm 故半径为0.096mm 。 切削力（沿y 轴）F c =
159. 17
=1658. 0N 0. 096
背向力（沿x 轴） F p =0. 5F c =829. 0
. 7 故总的作用力F =F c 2+F p 2=1853
此力作用于顶尖间的工件上，主轴和尾架各承受一半，故主轴端受力为F/2=926.85 主轴孔径初选为40 根据结构选悬伸长度a=120mm 在计算时，先假定初值l/a=3 l=3⨯100=300mm 前后支承的支反力R A 和R B
F l +a 480
⨯=926. 85⨯=1235. 8N 2l 360
F a 120R B =⨯=926. 85+=308. 95N
2l 360R A =
轴承的刚度：iz=52, La=9, Fr=C/10=9.42KN
K A =3. 39⨯F r
0. 1
⨯l a
0. 8
⨯(iz ) 0. 9⨯cos 1. 9α=3. 39⨯94200. 1⨯90. 8⨯(52) 0. 9⨯cos 1. 90=1712. 8N /um
初步计算时，可假定主轴的当量外径d e 为前后轴承的轴径的平均值。
d e =(80+60) /2=70 故惯性矩为：I=0. 05⨯(0. 072-0. 042) =72⨯10-8 前轴承为轴承代号为3182116
后轴承为轴承代号为46211和型号为8212
K B =1. Frd b (iz ) 2cos 5α+1. Frd b (iz ) 2cos 5α
=1. 4760⨯10. 716⨯182cos 525+1. 5770⨯10. 716⨯182cos 530=250. 6+252. 2=502. 8N /um
EI 2. 1⨯1011⨯72⨯10-8
η===0. 051
K A a 31721⨯0. 123⨯106
l K A
8l 0≥12⨯01=. 5m 1m 8 0=3.42 查图表o =1. 与原假设不符，则调整取a K B
最佳跨距l o ≥100⨯1. 8=180mm 6. 主轴位置及传动示意图
7．总结
通过机床主轴传动系统的机械变速机构的设计，使我在拟定攒动机构、装配结构和制造结构的各种方案以及在机械设计制图、零件计算和编写技术文件等方面得到了综合训练，培养了我的初步的结构分析与结构设计计算能力。
虽然只有一周的时间，在很仓促的情况下完成了这次技术切削机床的课程设计，但收获却很大，使我初步具备了设计的能力，并且我相信我在这方面的设计能力会逐渐成熟起来。
再次感谢老师耐心指导帮助！
8．参考文献
[1] 金属切削机床设计简明手册 范云涨 机械工业出版社 1994年
[2] 金属切削机床 戴曙 机械工业出版社 1993年 [3] 机床课程设计指导书 陈易新 机械工业出版社 1987年
[4] 机械制造工艺、金属切削机床设计指导 李洪 东北工学院出版社 1989年
[5] 机床设计指导 任殿阁 张佩勤 辽宁科学技术出版社 1991年 [6] 机床课程设计指导书 陈易新 哈尔滨工业大学 1981年
[7] 机械设计课程设计手册 吴宗泽 罗圣国 高等教育出版社 1992年