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. 主轴位置及传动示意图..............................................20 7.总结„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„21 8.参考文献„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„22
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nmin=160rpm，最高转速nmax=2000rpm，变速级数Z=12，则公比：
φ= （nmax/nmin）1/（Z－1） =（2000rpm/160rpm）1/（12－1）≈1.26 调整范围： Rn=nmax/nmin=12.5
（2） 求出转速系列
根据最低转速nmin=160rpm，最高转速nmax=2000rpm，公比φ=1.26，按《机床课程设计指导书》（陈易新编）表5选出标准转速数列：
2000 1600 1250 1000 800 630 500 400 315 250 200 160 1.2机床动力参数的确定
已知电动机功率为N=3kw，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 Y100L2-4技术参数
转速
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
采用车床常规的布局形式。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 Nj=kN
K-工作情况系数 工作时间一班制 查表得k=1.1 N-主动带轮传动的功率 计算功率为Nj=1.2x3=3.6kw
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 D2=
n11420
⨯D1=⨯D1=113.6mm n21000
2.6绘制传动系统图
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3kw选取前支承轴颈直径为 D=70-90， 后支承轴颈直径：D2=(0.7-0.85)D1=56-68，选取D2=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 Pd=KAP（kw） 皮带选择的型号为A型
两带轮的中心距AO=(0.6-2)(D1+D2)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
pd=1.2⨯3=3.6kw
πD1n1
60000
=
3.14⨯80⨯1420
=5.945m/s
60000
AO=116.16mm~387.2mm
③计算带的基准长度：
L0=2Ao+
π
2
(D1+D2)+
(D2-D1)2
4Ao
=1064.7mm
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LN=1250 标准的计算长度为L=LN+Y=1275mm
④实际中心距
1632.1A==407.68mm
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22.4 ( h+0.01L) 是为装拆调节量为胶带厚度.
⑤定小带轮包角
01
o
D2-D1180o
α=180-⨯≥120o求得α10=175.28o合格.
Aπ
⑥带的挠曲次数:
u=
1000mv1000⨯2⨯5.945==10.616≤40 合格 L1120
⑦带的根数 Z=
njncc1
no-单根三角带能传递的功率 c1-小带轮的包角系数
Z=
3.3
=3.95 取4根三角胶带。
0.93⨯0.91⨯0.99
4．结构设计 4.1带轮设计
根据V带计算，选用4根A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)K1K2K3KsN
≤[σj]
uBnj
弯曲应力的验算公式：
208⨯105K1K2K3KsN
σw=≤[σw] 2
ZmBYnj
表7齿轮验算参数
其中寿命系数Ks Ks=KTKNKnKQ
KT-工作期限系数 KT=m
60n1T
co
T-齿轮在机床工作期限（Ts)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=
Ts
，P为该变速组的传动副数。 p
n1-齿轮的最低转速（rpm)c0-基准循环次数m-疲劳曲线指数Kn-转速变化系数KP-材料强化系数
稳定工作用量载荷下Ks的极限值Ks=1。高速传动件可能存在Ks≥Ksmax的情况，
此时取Ks=Ksmax，
载荷低速传动件可能存在Ks≤Ksmin的情况，此时取Ks=Ksmin;当Ksmin Ks Ksmax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F1为齿轮Z4（齿数为35）上所受的切向力Ft1，径向力Fr1的合力。F2为齿轮Z9（齿数40）上所受的切向力Ft2，径向力Fr2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
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
1
6EIL
=5.7⨯10-14 图7轴Ⅱ挠度、倾角分析图 I=πd4
⨯214
64
=
π64
=9541.7
（1）xoy平面内挠度
y'x=
n
6EIL
[Fx1a(l2-n2-a2)-Fx2c(l2-n2-c2)] =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''n
x=
[Fz1a(l2-n2-a2)-F26EIL
z2c(l-n2-c2)] =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
2
x+y''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
'A=
1
6EIL
[Fx1ab(l+b)-Fx2cf(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''A=
1
6EIL
[Fz1ab(l+b)-Fz2cf(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
2
A=A'x+θA''x 2
=(0.0000677)2+(0.00016)
=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
[Fx1ab(l+a)-Fx2cf(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
θ''-1
B=
6EIL
[Fz1ab(l+a)-Fz2cf(l+c)] =-5.7⨯10-14⨯[439.2⨯100⨯230⨯(330+100)-
323⨯130⨯200⨯(330+200)]
=1.27⨯10-5
c. 倾角合成 θ2
2
B=B'x+θB''x
=(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=
8Tmax
≤[σjv][Mpa] 22
(D-d)lzψ
Tmax=花键传递的最大扭矩[N∙mm]D,d-花键的外径和内径[mm]l-花键的工作长度[mm]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：
Fx2f-Fx1b214.6⨯200-60.3⨯230
==88.0N l330
Fc-Fx1a214.6⨯130-60.3⨯100
==66.3N R'B=x2
l330
R'A=
在zoy平面内：
FZ2f-FZ1b323⨯200-439.2⨯230
==128.2N l330
Fc-Fz1a323⨯130-439.2⨯100
==12.1N R''B=z2
l330
R''A=
左、端支反力为：RA=RA'x+RA''x
22
=.0+66.3 =155.5
22
RB=RB'x+RB''x
22
22
=.2+12.1 =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Lh=500(
Cfn
)ε
[h]≤[T][h]
KAKHPKlF
103
ε-寿命指数，滚子轴承ε=
Kl-齿轮轮换工作系数0.75KA-使用系数，KA=1.1KHP-功率利用系数（0.8)KHn-转速变化系数（0.96)
nj-轴承的计算转速（355rpm)fn-速度系数，fn=F=XFr+YFaF-当量动载荷
Fr-径向载荷 Fa-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
20800⨯0.488
Lh=500⨯()3=8.5⨯108〉T 合格。
1.1⨯0.96⨯0.8⨯155.5
10
5.5主轴组件验算
前轴承轴径D1=80mm，后轴承轴径D2=60mm，求主轴最大输出转矩： T=9550⨯
P1.5=9550⨯=159.17N∙m n90
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
D1=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）Fc=
159.17
=1658.0N 0.096
背向力（沿x轴） Fp=0.5Fc=829.0
.7 故总的作用力F=Fc2+Fp2=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RA和RB
Fl+a480⨯=926.85⨯=1235.8N2l360
Fa120RB=⨯=926.85+=308.95N
2l360RA=
轴承的刚度：iz=52, La=9, Fr=C/10=9.42KN
KA=3.39⨯Fr
0.1
⨯la
0.8
⨯(iz)0.9⨯cos1.9α=3.39⨯94200.1⨯90.8⨯(52)0.9⨯cos1.90=1712.8N/um
初步计算时，可假定主轴的当量外径de为前后轴承的轴径的平均值。
de=(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
KB=1.Frdb(iz)2cos5α+1.Frdb(iz)2cos5α
=1.4760⨯10.716⨯182cos525+1.5770⨯10.716⨯182cos530=250.6+252.2=502.8N/um
EI2.1⨯1011⨯72⨯10-8
η===0.051
KAa31721⨯0.123⨯106
lKA
8l0≥12⨯01=.5m1m8 0=3.42 查图表o=1.与原假设不符，则调整取aKB
最佳跨距lo≥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！
21
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
年 22 1992
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. 主轴位置及传动示意图..............................................20 7.总结„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„21 8.参考文献„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„22
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nmin=160rpm，最高转速nmax=2000rpm，变速级数Z=12，则公比：
φ= （nmax/nmin）1/（Z－1） =（2000rpm/160rpm）1/（12－1）≈1.26 调整范围： Rn=nmax/nmin=12.5
（2） 求出转速系列
根据最低转速nmin=160rpm，最高转速nmax=2000rpm，公比φ=1.26，按《机床课程设计指导书》（陈易新编）表5选出标准转速数列：
2000 1600 1250 1000 800 630 500 400 315 250 200 160 1.2机床动力参数的确定
已知电动机功率为N=3kw，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 Y100L2-4技术参数
转速
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
采用车床常规的布局形式。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 Nj=kN
K-工作情况系数 工作时间一班制 查表得k=1.1 N-主动带轮传动的功率 计算功率为Nj=1.2x3=3.6kw
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 D2=
n11420
⨯D1=⨯D1=113.6mm n21000
2.6绘制传动系统图
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3kw选取前支承轴颈直径为 D=70-90， 后支承轴颈直径：D2=(0.7-0.85)D1=56-68，选取D2=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 Pd=KAP（kw） 皮带选择的型号为A型
两带轮的中心距AO=(0.6-2)(D1+D2)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
pd=1.2⨯3=3.6kw
πD1n1
60000
=
3.14⨯80⨯1420
=5.945m/s
60000
AO=116.16mm~387.2mm
③计算带的基准长度：
L0=2Ao+
π
2
(D1+D2)+
(D2-D1)2
4Ao
=1064.7mm
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LN=1250 标准的计算长度为L=LN+Y=1275mm
④实际中心距
1632.1A==407.68mm
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22.4 ( h+0.01L) 是为装拆调节量为胶带厚度.
⑤定小带轮包角
01
o
D2-D1180o
α=180-⨯≥120o求得α10=175.28o合格.
Aπ
⑥带的挠曲次数:
u=
1000mv1000⨯2⨯5.945==10.616≤40 合格 L1120
⑦带的根数 Z=
njncc1
no-单根三角带能传递的功率 c1-小带轮的包角系数
Z=
3.3
=3.95 取4根三角胶带。
0.93⨯0.91⨯0.99
4．结构设计 4.1带轮设计
根据V带计算，选用4根A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)K1K2K3KsN
≤[σj]
uBnj
弯曲应力的验算公式：
208⨯105K1K2K3KsN
σw=≤[σw] 2
ZmBYnj
表7齿轮验算参数
其中寿命系数Ks Ks=KTKNKnKQ
KT-工作期限系数 KT=m
60n1T
co
T-齿轮在机床工作期限（Ts)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=
Ts
，P为该变速组的传动副数。 p
n1-齿轮的最低转速（rpm)c0-基准循环次数m-疲劳曲线指数Kn-转速变化系数KP-材料强化系数
稳定工作用量载荷下Ks的极限值Ks=1。高速传动件可能存在Ks≥Ksmax的情况，
此时取Ks=Ksmax，
载荷低速传动件可能存在Ks≤Ksmin的情况，此时取Ks=Ksmin;当Ksmin Ks Ksmax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F1为齿轮Z4（齿数为35）上所受的切向力Ft1，径向力Fr1的合力。F2为齿轮Z9（齿数40）上所受的切向力Ft2，径向力Fr2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
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
1
6EIL
=5.7⨯10-14 图7轴Ⅱ挠度、倾角分析图 I=πd4
⨯214
64
=
π64
=9541.7
（1）xoy平面内挠度
y'x=
n
6EIL
[Fx1a(l2-n2-a2)-Fx2c(l2-n2-c2)] =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''n
x=
[Fz1a(l2-n2-a2)-F26EIL
z2c(l-n2-c2)] =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
2
x+y''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
'A=
1
6EIL
[Fx1ab(l+b)-Fx2cf(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''A=
1
6EIL
[Fz1ab(l+b)-Fz2cf(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
2
A=A'x+θA''x 2
=(0.0000677)2+(0.00016)
=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
[Fx1ab(l+a)-Fx2cf(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
θ''-1
B=
6EIL
[Fz1ab(l+a)-Fz2cf(l+c)] =-5.7⨯10-14⨯[439.2⨯100⨯230⨯(330+100)-
323⨯130⨯200⨯(330+200)]
=1.27⨯10-5
c. 倾角合成 θ2
2
B=B'x+θB''x
=(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=
8Tmax
≤[σjv][Mpa] 22
(D-d)lzψ
Tmax=花键传递的最大扭矩[N∙mm]D,d-花键的外径和内径[mm]l-花键的工作长度[mm]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：
Fx2f-Fx1b214.6⨯200-60.3⨯230
==88.0N l330
Fc-Fx1a214.6⨯130-60.3⨯100
==66.3N R'B=x2
l330
R'A=
在zoy平面内：
FZ2f-FZ1b323⨯200-439.2⨯230
==128.2N l330
Fc-Fz1a323⨯130-439.2⨯100
==12.1N R''B=z2
l330
R''A=
左、端支反力为：RA=RA'x+RA''x
22
=.0+66.3 =155.5
22
RB=RB'x+RB''x
22
22
=.2+12.1 =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Lh=500(
Cfn
)ε
[h]≤[T][h]
KAKHPKlF
103
ε-寿命指数，滚子轴承ε=
Kl-齿轮轮换工作系数0.75KA-使用系数，KA=1.1KHP-功率利用系数（0.8)KHn-转速变化系数（0.96)
nj-轴承的计算转速（355rpm)fn-速度系数，fn=F=XFr+YFaF-当量动载荷
Fr-径向载荷 Fa-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
20800⨯0.488
Lh=500⨯()3=8.5⨯108〉T 合格。
1.1⨯0.96⨯0.8⨯155.5
10
5.5主轴组件验算
前轴承轴径D1=80mm，后轴承轴径D2=60mm，求主轴最大输出转矩： T=9550⨯
P1.5=9550⨯=159.17N∙m n90
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
D1=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）Fc=
159.17
=1658.0N 0.096
背向力（沿x轴） Fp=0.5Fc=829.0
.7 故总的作用力F=Fc2+Fp2=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RA和RB
Fl+a480⨯=926.85⨯=1235.8N2l360
Fa120RB=⨯=926.85+=308.95N
2l360RA=
轴承的刚度：iz=52, La=9, Fr=C/10=9.42KN
KA=3.39⨯Fr
0.1
⨯la
0.8
⨯(iz)0.9⨯cos1.9α=3.39⨯94200.1⨯90.8⨯(52)0.9⨯cos1.90=1712.8N/um
初步计算时，可假定主轴的当量外径de为前后轴承的轴径的平均值。
de=(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
KB=1.Frdb(iz)2cos5α+1.Frdb(iz)2cos5α
=1.4760⨯10.716⨯182cos525+1.5770⨯10.716⨯182cos530=250.6+252.2=502.8N/um
EI2.1⨯1011⨯72⨯10-8
η===0.051
KAa31721⨯0.123⨯106
lKA
8l0≥12⨯01=.5m1m8 0=3.42 查图表o=1.与原假设不符，则调整取aKB
最佳跨距lo≥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！
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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
年 22 1992