目 录
引 言 .................................................................. 1 第一章 专用车床的总体方案设计 .......................................... 2
1.1. 专用车床总体方案设计的依据 .......................................... 2 1.2 专用车床的总体布局方案 .............................................. 3 1.3 进给变速系统设计方案论证 ............................................ 3
第二章 传动系统进给速度计算 ............................................ 6
2.1确定进给量 ........................................................... 6 2.2精、粗车纵、横向进给速度计算 ......................................... 6
第三章 分级变速传动链设计 . .............................................. 8
3.1传动方案 . ............................................................ 8 3.2 传动结构分析式 ...................................................... 9 3.3确定传动系统图 ....................................................... 9
第四章 动力传动机构设计 ................................................ 13
4.1 带轮设计 ........................................................... 14 4.2 各传动组齿轮模数的确定和校核 ....................................... 16 4.3 轴的计算 ........................................................... 18
总 结 ................................................................. 21 致 谢 ................................................................. 22 参考文献 ................................................................. 24
引 言
进给运动是维持切削得以继续的运动，变速系统是机床设计中比不可少的机构组件之一。进给箱是体现二者联系起来的一种连续运动的机构。因此我们需要一个满足题目要求，将光杠转速调节到进给系统要求的范围内的变速系统。
毕业设计是培养大学生综合运用所学知识和技能解决问题能力的一个重要环节，是四年大学教学的最后一个环节，是对大学生阶段最具有的智力和能力的一个总检验。通过这次检验，不但可以提高学生的综合训练设计能力、科研能力（包括实际动手能力、查阅文献能力，撰写论文能力）、还是一次十分难得的提高创新能力的机会，并从下面几个方面得到训练：
（1）了解设计的一般步骤；
（2）学会进行方案的比较和可行性的论证； （3）正确使用各种工具书和查阅各种资料； （4）培养发现和解决实际问题的能力。
第一章 专用车床的总体方案设计
设计机床的第一步，是确定总体方案。总体方案是机床部件和零件的设计依据，对整个设计的影响较大。因此，在拟定总体方案的过程中，必须全面地、周密地考虑，使所定方案技术先进、经济合理。
1.1. 专用车床总体方案设计的依据
专用车床总体方案设计的主要依据包括工件、刀具、同类型机床、有关的科技成就、使用要求以及制造条件等。设计者应作充分的调查，明确设计要求，掌握有关资料，在深入分析的基础上，拟定机床的总体方案。 1.1.1 工件
工件是机床总体方案设计的重要依据之一，设计者必须明确工件的特点和加工要求。诸如被加工面的尺寸精度、相互位置精度、表面粗糙度以及生产率等。本次毕业设计要求设计一台大型齿轮毛胚专用车床，用于加工直径为1500mm 的大型齿轮毛胚。其其主要技术参数如下：
图1 齿轮毛胚
车削最大外径 φ1500mm 内径 φ150mm 带轮最大厚度 200mm 毛胚材料 灰铸铁 毛胚重量 828kg 生产批量 100个/年 1.1.2 刀具
刀具是机床总体方案设计的又一重要依据。刀具材料性能的优劣对切削加工的过程、加工精度、表面质量及生产效率有着直接的影响。 本设计中刀具采用硬质合金车刀，牌号为YG6。
1.2 专用车床的总体布局方案
方案a 对于所加工的零件，采用传统的卧式车床总体布局，那么在加工完齿轮毛坯的端面后，再加工内孔，将行走很大的距离，并且使中溜板的长度过大，在其总体
图2卧式车床 图3 落地车床 图4立式车床
布局上，显示的不合理，不利于生产操作，不利于加工。如图2所示。
方案b 根据加工零件的特殊性，并且查阅有关的资料，采用部分落地车床的总体布局，将可以解决以上的不足。它的优点可以表示如下，用导轨作为大行程的轨道，方便有利于精度；对于进给系统所需的速度，可用一个单独电机来传递，有利于设计。如图3所示。
方案c 对应所加工的零件，若采用立式车床总体布局，虽有利于零件的装夹，但若购买立式车床，则价格昂贵，若自己设计，则难度较大，无法完成用一个单独电机来驱动进给系统的任务。如图4所示。
综合比较分析上述三种方案，本课题设计的总体布局选用方案b 。
1.3 进给变速系统设计方案论证
1.3.1进给变速动力来源
方案1：进给系统的动力来源为主轴箱，通过挂轮架将动力传至进给箱带动光杠然后 经过溜板箱带动溜板从而带动刀架运动。(如图
5)
方案2：进给系统的动力来源为独立电机，通过皮带轮将动力传进进给箱带动光杠然后经过溜板箱带动溜板从而带动刀架运动。（如图6）
论证：1. 由于课题要求为落地车床，属于大型专用设备，无需采用内连续传动（如不用车削螺纹）。
2.工件较大，车床总体采用分体式结构设计，不适合用挂轮架。 结论：综合总体情况，传动进给系统采用方案2。
图5进给系统1 图6进给系统2
1.3.2进给换向机构
本次设计采用CA6140的溜板箱，溜板箱中的转换机构起改变进给方向的作用，使刀架作纵向或横向进给运动。由于本次设计的车床只加工零件的外圆、内圆、以及端面，不用车螺纹因此不用设计丝杠，只用光杠和丝杠螺母即可实现刀具的纵向进给和横向进给，所以只需去掉CA6140的开合螺母机构，就可以直接使用该溜板箱。 1.3.3进给系统的减速机构
由于进给系统的动力来源为电机，转速较高，通过三根轴的齿轮减速机构无法实现如此大范围的降速，所以需要先通过一个减速机构，将轴的转速降低到一个适当范围内，才能通过齿轮的变位减速机构来控制光杠的转速，从而控制溜板箱的移动速度来完成对车刀移动速度的控制。
电机转速为1390r/min，光杠转速范围为1.23r/min——12r/min。总降速传动比
i =n m in /n d =1. 25/1390=9⨯10
-4
，传动比过大，常规的皮带轮加齿轮变速不能实现。考
虑用涡轮蜗杆传动或者采用铣床的双联齿轮连续降速方案实现。
蜗杆机构：在动力传动中，蜗杆传动的一般传动比i=5--80；在分度机构或者手动
机构的传动中，传动比可达300；若只传递运动，传动比可达1000。由于传动比大，零件数目又少，因而结构紧凑。（图8）
双联齿轮减速机构：只需要两根轴即可实现多级齿轮传动，传动比可自由调节，传动效率较高，结构紧凑。（图9）
图8 蜗杆机构 图9双联齿轮减速机构 考虑到机床总体布局方案及传动效率，采用双联齿轮连续降速机构。
第二章 传动系统进给速度计算
2.1确定进给量
根据大型车床的进给量选择标准，进给量为0.05-6mm/r，综合考虑本车床为专用车床，主要加工材料为铸铁HT150，切削用具为YG6工具钢材料。初步确定纵向进给量粗车为0.25mm/r，精车为0.5mm/r，溜板箱采用CA6140的溜板箱，横向进给量为纵向进给量的1/2，精车为0.125mm/r，粗车为0.25mm/r。
2.2精、粗车纵、横向进给速度计算
车刀的进给速度由主轴转速与进给量共同决定 即： v f 式中 n——主轴转速
F——进给量 v f ——进给速度
主轴有6种转速，进给量有粗车与精车2种，走刀分横向与纵向走刀。 由于 n=6r/min 9.5r/min 15.8r/min 23.6r/min 37.5r/min 60r/min f=0.25mm/r 0.5mm/r
f 横=f 纵/2
=fn （1）
CA6140的溜板箱传动系统如图7：
图7CA6140的溜板箱传动系统
设光杠转速为n 0
则由n 0×36/32×32/56×4/29×40/48×28/80×12×2.5×π=V 表1光杠转速
可以得出光杠转速为6种（表1）
主轴每种转速下只需一种进给速度即可完成纵向与横向的粗精车。 即根据要求光杠的转速取为6种：
1.23 r/min 2r/min 3.15r/min 5r/min 8r/min 12.5r/min
第三章 分级变速传动链设计
3.1传动方案
3.1.1选取进给电机
由于进给系统的所需要的功率很小，且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，根据原则条件选择Y-132M-4型Y 系列笼式三相异步电动机。查《机械设计课程设计手册》第155页表12-1，电机选取Y801-4型电机, 主要参数有：额定功率P e =0.55kW，满载转速 ne =1390r/min，电流1.51A ，质量m=17kg。 3.1.2确定连续降速后的转速
传动比ϕ=1. 58=12.5/8=8/5=5/3.15=3.15/2=2/1.25 光杠的最高转速为12.5r/min 降速后的速度应该接近
12.5⨯ϕn =12. 5⨯1. 58n 即：
1390×i 轮传×1/im ＝12.5×1.58n 且n 的绝对值不应该过大。 经过配凑，若i 带轮取
12
i＝2.2 m=0
降速后的转速比较接近12.5r/min，
试确定 i 带轮=
12
i=2.2
计算连续降速后的转速:
n=1390×1/2×1/2.2n =13.5r/min 通过带轮的调整即可实现目标转速12.5r/min。
3.2 传动结构分析式
两种结构式
(1) 6=31⨯22 ；(2) 6=21⨯33
从12.5r/min到光杠主要为降速传动，取6=31⨯22方案。在降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比 i min ≥
14
；在升速时为防止产生过大的噪音和
震动常限制最大转速比i m a x ≤2。在主传动链任一传动组的最大变速范围
R max =（i max /i min ）≤8~10。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小，根据中间传动
轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如图10：
图10 结构网
3.3确定传动系统图
根据3.2分析，可得出降速后进给变速箱的齿轮调速部分（如图11）
图 11齿轮调速部分
3.3.1 确定各级转速
连续降速后按传动顺序依次设为Ⅱ. Ⅲ. Ⅳ。Ⅱ与Ⅲ. Ⅲ与Ⅳ轴之间的传动组分别设为b.c 。现由Ⅳ（光杠）开始，确定Ⅱ. Ⅲ轴的转速： 1.Ⅳ轴的转速已经确定，即光杠的六种转速
1.23r/min 2r/min 3.24r/min 4.8r/min 8r/min 12r/min。 2. 确定轴Ⅲ的转速
传动组c 的级比指数为2，为了避免升速，又不致传动比太小，可取 i c 1=
1=14
ϕ
3
，i c 2=
11
。
轴Ⅲ的转速确定为：5r/min 8r/min 12.5r/min。 ③确定轴Ⅱ的转速
轴Ⅱ的转速即连续降速后的转速5r/min。 3.3.2确定各变速组传动副齿数 1.传动组b:
查表8-1, b i1=1，b i 2=1
. 58
，b i 3=1
ϕ
2
=2. 5
b i 3=1
ϕ
2
=2. 5
时：S Z =……80.81.84.85.87.88.91.92.94.95……
b i 2=b i1=. 58
时：S z =……80.84.85.89.90.94.95.99.100……
S z =
时：……80.82.84.86.88.90.92.94.96.96…… 可取S Z =84, 于是可得轴Ⅱ齿轮齿数分别为：42.24.32。
10
于是i b 1=42/42，i b 2=24/60，i b 3=32/52。 可得轴Ⅱ上的齿轮齿数分别为：42 60 52。 2.传动组c: 查表8-1, i c 1=
1=14
ϕ
3
，i c 2=
14
11
。
i c 1=
1
ϕ
3
=
时：S z =……80.84.85.89.90.94.95.99.100……
i c 2=1时：S z =……80.82.84.86.88.90.92.94.96.96……
可取 S Z =84.
i c 1=
14
为降速传动，取轴Ⅲ齿轮齿数为17；
42。 , i c 2=
4242
i c 2=1为同速传动，取轴Ⅲ齿轮齿数为
于是得 i c 1=
6717
得轴Ⅲ两联动齿轮的齿数分别为17，42； 得轴Ⅳ两齿轮齿数分别为67，42。 3.3.3 绘制转速图及进给传动系统图 （1）电机转速经过
φ132φ280
降速后，通过双联齿轮连续五次
3577
降速，降为12.5r/min。
画出双联齿轮连续降速后的转速图（图12）
11
图12转速图
（2）进给系统传动图
根据双联齿轮减速机构图（图9）及进给系统传动图（图12）即可确定进给变速部分传动系统图（图13）
图13进给变速部分传动系统图
3.3.4 计算进给量误差
根据本设计的传动方案，光杠的实际转速分别为：
1390r/min×φ132/φ280×(35/77)5×24/60×17/67=1.3r/min 1390r/min×φ132/φ280×(35/77)5×32/52×17/67=1.98r/min 1390r/min×φ132/φ280×(35/77)5×42/42×17/67=3.2r/min 1390r/min×φ132/φ280×(35/77)5×24/60×42/42=5.08r/min
12
1390r/min×φ132/φ280×(35/77)5×32/52×42/42=7.84r/min 1390r/min×φ132/φ280×(35/77)5×42/42×42/42=12.7r/min 根据溜板箱的转动比，由式
n 0×36/32×32/56×4/29×40/48×28/80×12×2.5×π=Vf 推出实际进给速度依次为
Vf1 =1.3r/min×36/32×32/56×4/29×40/48×28/80×12×2.5×π=3.17 r/min
Vf2=1.98r/min×36/32×32/56×4/29×40/48×28/80×12×2.5×π=4.8 r/min V f3=3.2r/min×36/32×32/56×4/29×40/48×28/80×12×2.5×π=7.8 r/min Vf4=5.08r/min×36/32×32/56×4/29×40/48×28/80×12×2.5×π=12.38 r/min Vf5=7.84r/min×36/32×32/56×4/29×40/48×28/80×12×2.5×π=19.1 r/min
V f6=12.7r/min×36/32×32/56×4/29×40/48×28/80×12×2.5×π=31 r/min 由式v f =fn 及主轴转速n=6r/min 9.5r/min 15.8r/min 23.6r/min 37.5r/min 60r/min可得实际的进给量为
f 1≈0. 53mm /min f 2≈0. 51mm /min f 3≈0. 49mm /min f 4≈0. 52mm /min f 5≈0. 51mm /min f 6≈0. 52mm /min
标准进给量为0.5mm/min，
n 实-n 标
n 标
⨯100%误差依次为：
6% 2% 2% 4% 2% 4& 实际进给量与标准进给量有2%--6%不等的误差。
第四章 动力传动机构设计
13
4 .1 带轮设计
4.1.1 电机及I 轴的带轮设计 1. 确定计算功率
由表8-7查得，工作情况系数KA=1.2，故
Pca =KA P=0.55×1.2=0.66kW （2） 2. 选择V 带带型
根据P ca .n1由图8-11选择普通V 带Z 型。 3. 确定带轮的基准直径dd1并验算带速v
(1) 初选小带轮的基准直径dd1。由表8-6.8-8，取小带轮的基准直径dd1=132mm。(2) 验算带速v 。按式（8-13）验算带的速度 v =
πd d 1n 1π⨯132⨯139060⨯1000
=
60⨯1000
m/s=9.6m/s 因为5m/s
(3) 计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a ），计算大带轮的基准直径d d 2 d d 2=id d 1=2⨯132mm =264mm 根据带轮与双联齿轮总传动比由表8-8圆整为d d 2=280mm 。 4. 确定v 带的中心距a 和基准长度L d (1) 根据式（8-20）
0. （7d d 1+d d 2）≤a 0≤（2d d 1+d d 2） 初定中心距a 0=500mm。
(2)由式（8-22）计算带所需的基准长度 2
L ≈2a π
（d d 2
-d d 1）d 0
0+2
d d 1+d d 2）+4a 0
2
=2⨯500+π
2⨯（132+280）+
（280-132）
4⨯500
mm ≈1657mm
14
3）
（4） （5） （
由表8-2选带的基准长度L d =1600mm 。
(3)按式（8-23）计算实际中心距a 及其变动范围。
a ≈a L d -L d 0
-1600
0+
2
=（500+
16572
）mm =528. 5mm
中心距的变化范围：
a min =a -0. 015L d =528. 5-0. 015⨯1600mm =504. 5mm a max =a +0. 03L d =528. 5+0. 03⨯1600mm =576. 5mm 5. 验算小带轮上的包角α1
o
o
αo
-d 57. 3o
o
1≈180-（d d 2
d 1a
=180
-（280-132）⨯
57. 3
528. 5
≈164
≥90
o
6. 计算带的根数z
(1)计算单根v 带的额定功率P r 。
由d d 1=132mm 和n 1=1390r/min ，查表8-4a 得P 0=2. 19kw 。 根据n 1=1390r/min ，i=2和Z 型带，查表8-4b 得∆P 0=0. 46kw 查表8-5得K α=0. 91，查表8-2得K L =1. 03, 于是
P r =（P 0+∆P 0) ∙K α∙K L =（0. 4+0. 03）⨯0. 96⨯1. 16kw =0. 48kw (2)计算V 带的根数z 。 z =P ca . 66P =
0. 4
r
0. 48
≈1取2根。
7. 计算单根V 带的初拉力的最小值（F 0）min
由表8-3得Z 型带的单位长度质量q =0. 06kg /m ，所以
(F （2. 5-K α) P ca
+qv 2=⎡（2. 5-0. 96）⨯0. 660) min =500
K +0. 06⨯9. 62⎤
⎢500⨯αzv ⎣0. 96⨯2⨯9. 6⎥N =33. 1N
⎦
应使带的实际初位拉力F 0>（F 0）min
。
15
6）7）8）9）（
（（ （
8. 计算压轴力F p 压轴力的最小值为
（F p ）=2z （F 0) min sin min 9. 带轮的结构设计
(1)材料选择：选择材料HT150
(2)结构形式：小带轮d d 1=132mm ，小于300mm ，采用腹板式结构； 大带轮d d 2=280mm ，D1-d1≥100mm ，采用孔板式结构。 由此可以算出轴Ⅰ的转速为n Ⅰ=1390×132/280=655.3r/min
α1
2
=2⨯2⨯33. 1⨯sin
1642
o
N =131. 1N
（10）
4 .2 各传动组齿轮模数的确定和校核
4.2.1 选定齿轮类型. 精度等级. 材料
（1）按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动. （2）此变速器，速度不高，故选用7级精度。
（3）材料选择。小齿轮选用45Cr 钢（调质），大齿轮选用45钢（调质）. 4.2.2 齿轮模数确定
由《机械设计》式（10-5）的弯曲强度的设计公式为
m ≥确定公式内的各计算数值
(1)由图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE 1=500MP a ；小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE 2=380MP a ；
(2)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数K FN 1=0. 91, K FN 2=0. 95; (3)计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=1,由式（10-12）得
16
2KT 1⎛Y F a Y S a
2
φd z 1⎝[σF ]⎫⎪⎪⎭
（11）
[σF ]1[σF ]2
==
K FN 1σFE 1
S K FN 2σFE 2
S
==
0. 91⨯500
1. 40. 95⨯380
1. 4
MP a =546MPa
MP a =522.5MPa
(4)计算载荷系数K 。
K =K A K V K F αK F β=1⨯1. 05⨯1⨯1. 3=1. 365 （12） (5)查取齿型系数。由表10-5查得 Y F a 1=2. 8；Y F a 2=2. 35。 (6)查取应力校正系数 Y S a1=1. 55；Y S a2=1. 68。 (7)计算大小齿轮的
Y F a Y S a
[σF ]
并加以比较。
Y F a1Y S a1
2. 8⨯1. 55546522. 5
σF 1
Y F a2Y S a2
==
=0. 00075
2. 35⨯1. 68
=0. 0008
[σF ]2
大齿轮的数值大。
设计计算
m ≥
2⨯1. 365⨯8266⨯10
1⨯20
2
4
⨯0. 0008mm =1. 3mm
比较计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.3并就近圆整为标准值m=1.5mm，b=14mm。
又考虑到轴的粗细以及Ⅰ Ⅱ两轴的中心距，取小齿轮齿数为Z 1 =35，大齿轮齿数为： Z 2=35×1.5=77
d a1=1. 5⨯35=52. 5mm ；d a2=1. 5⨯77=115. 5mm 。
轴Ⅰ Ⅱ的中心距为84mm
轴Ⅱ上双联齿轮的直径与轴一相同。
根据变速器转速所需的齿数比，Ⅱ Ⅲ轴间齿轮传动组模数取m=2.0mm，Ⅲ-Ⅳ轴间齿
17
轮传动组b 取m=2.0，即能满足Ⅰ-Ⅱ-Ⅲ间的中心距。 于是轴Ⅲ两联齿轮的直径分别为：
d C1=2⨯17=34mm ；d C 2=2⨯42=84mm 。
轴Ⅲ上与轴Ⅱ两联齿轮啮合的两齿轮直径分别为：
d '
C1=2⨯67=134mm ；d '
C1=2⨯42=84mm .
4.2.3 齿轮强度校核：
σ2KT 1Y Fa Y Sa
计算公式 F
bm
(1)所有齿轮中只需校核齿数为35的齿轮即可，确定各项参数
P =0. 55⨯0. 95kw =0. 5225kw ；n =655. 3r /min 。 T =9. 55⨯106
⨯P /n =9. 55⨯106
⨯0. 5225/655. 3=7614N ⋅mm (2)确定齿间载荷分配系数: F 2T t =
d
=
2⨯761431. 2
=49N
[σF ]1
=
303. 57Y 55
=70
F a1Y S a1
2. 8⨯1.
KF t 1. 365⨯49bm
=
2⨯14
=2. 4
故合适。
4.2.4 验算滑移齿轮的干涉情况：
Z '
'
1-Z 2
=32-24=8>4。 故三联滑移齿轮可以顺利通过。
4.3 轴的计算
4.3.1轴的直径的确定 Ⅰ轴的直径：
a.I轴上的功率P 1. 转速n 1和转矩T 1。取带轮的传递效率η=0. 95，则 P 1=P η=0. 55⨯0. 95kw =0. 5225kw n 11321=n ⋅i
=1390⨯
280
r /min =655. 3r /min
18
13）14）（
（
于是，有 T 1=9550000
P 1n 1
=9550000⨯
0. 5225655. 3
N ⋅mm =7615N ⋅mm
b.确定轴的最小直径
d min =A 0P 1n 1
=112⨯3
0. 5225655. 3
mm =10. 4mm （15）
根据经验，参照其他车床，Ⅰ Ⅱ Ⅳ轴直径都取20mm 。 Ⅲ轴为花键轴，选取6X16X20X4。 4.3.2 轴的校核
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： Rb =
M
2
+0. 5T W
2
≤[Rb ] [MPa] （16）
[Rb ] —— 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 =
πd
4
32D
+
zb (D -d )(d +D )
32D
2
（17）
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*104 N—— 该轴传递的最大功率； n j —— 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 Pt.
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。
19
N n
j
对于轴Ⅰ. Ⅱ，由表得[Rb ] = 70[MPa]； 对于轴Ⅲ ，[Rb ] = 65[MPa] 对于轴Ⅳ ，[Rb ] = 67[MPa] 由上述计算公式可计算出：
轴Ⅰ，R b =53.6[MPa]≤[Rb ]； 轴Ⅱ，R b =48.3[MPa]≤[Rb ]；
轴Ⅲ，R b =61.1[MPa]≤[Rb ]
轴Ⅳ，R b =50.3[MPa]≤[Rb ] 故传动轴的强度校验符合设计要求 4.3.3 轴承的验算：
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： Lh =500(
Cf n f f K s K l P
) ≥[T] (18)
ε
式中， Lh —— 额定寿命；
C —— 滚动轴承尺寸表所示的额定动负荷[N]； f n —— 速度系数， f n = 1003n
j
；
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； n j —— 轴承的计算转速，为各轴的计算转速；
Ks —— 寿命系数，不考虑交变载荷对材料的强化影响时：K s = KN K n K T ； KN —— 功率利用系数，查表为0.58； Kn —— 转速变化系数；查表37得0.82；
KT —— 工作期限系数，按前面的工作期限系数计算； Kl —— 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。
总 结
短暂而有意义的毕业设计接近尾声，我与小组其他成员一起共同完成了大型齿轮毛坯专用车床的研制。设计期间遇到了诸多问题，在老师及同学的帮助下逐一解决。
自我总结如下：
1. 采用了独立电机带动进给系统，方便快捷的解决了落地车床的进给动力来源问题。 2. 进给箱中采用了多个双联齿轮空套在轴上进行减速，解决了两根轴实现较大传动比减速的技术难题，减小了减速箱的外观尺寸。
3. 实际光杠转速与设计要求之间的误差无法继续缩小是本次设计的一个遗憾。 4. 发现问题并解决问题，最终通过几个月的努力，这次毕业设计任务完成。 由于能力所限，设计尚有许多不足之处，恳请各位老师给予指教。
致 谢
最后一个学期的毕业设计生活即将结束，也给自己的大学生活画上了一个句号。 经过我与小组其他成员共同努力以及指导老师路留生主任的细心指导下最终完成了设计任务。
在这里首先要感谢指导老师路留生主任。在我做毕业设计的每个阶段，从外出实习到查阅资料，设计草案的确定和修改，中期检查，后期详细设计，装配草图等整个过程中都给予了我悉心的指导。特别是针对我专业课基础不扎实的情况，正是路老师耐心的一点一点的指导，才会有现在的设计成果。
还要感谢小组的其他成员，没有他们我自己是不可能独立完成设计任务的。
然后还要感谢大学四年来所有的老师，你们耐心的教诲，热心的帮助，才使我们打下机械专业知识的基础；同时还要感谢我的同学，正是有了他们的帮助，此次毕业设计才会顺利完成。
最后感谢安阳工学院对我四年的栽培。
参考文献：
[1] 路留生. 机床工业发展概况漫谈论文. 安阳：安阳工学院学报，2003
[2] 金属切削机车设计编写组. 金属切削机车设计. （修订本）. 上海:上海科学技术出版社,198 [3] 卜云峰主编．机械工业及自动化简明设计手册上下册．北京：机械工业出版社,1999 [4] 黄玉美主编. 机床总体方案的创新设计，设备管理与维修,2000 [5] 李洪主编. 实用机床设计手册. 沈阳:辽宁科学技术出版社,1999
[6] 梁训王宣 .周延佑. 机床技术发展的新动向［J ］. 世界制造技术与装备市场，2001(3)：21-28 [7] 宋文骥主编. 机械制造工艺过程自动化. 昆明：云南人民出版社，1985 [8] 冯辛安主编. 机械制造装备设计第2版. 北京：机械工业出版社，2005.12 [9] 刘任需主编. 机械工业中的机电一体化技术. 北京：机械工业出版社，1991 [10] 周昌治. 杨忠鉴. 机械制造工艺学. 重庆大学出版社出版,2006 [11] 贾亚洲. 金属切削机车概论. 北京：机械工业出版社，1996.5 [12] 吴胜庄. 金属切削机车概论(第2版). 北京：机械工业出版社,1984
[13] 韩荣第. 金属切削原理与刀具（第三版）. 哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2007.8 [14] 许福玲，陈尧明. 液压与气压传动(第二版). 北京：机械工业出版社,2004.7 [15] 王先奎. 机械制造工艺学（第二版）. 北京：机械工业出版社,2006.1 [16] 戴曙主编. 金属切削机床. 北京：机械工业出版社,1993.5 [17] 璞良贵，纪名刚. 可编程控制器应用技术. 高等教育出版社，1960
目 录
引 言 .................................................................. 1 第一章 专用车床的总体方案设计 .......................................... 2
1.1. 专用车床总体方案设计的依据 .......................................... 2 1.2 专用车床的总体布局方案 .............................................. 3 1.3 进给变速系统设计方案论证 ............................................ 3
第二章 传动系统进给速度计算 ............................................ 6
2.1确定进给量 ........................................................... 6 2.2精、粗车纵、横向进给速度计算 ......................................... 6
第三章 分级变速传动链设计 . .............................................. 8
3.1传动方案 . ............................................................ 8 3.2 传动结构分析式 ...................................................... 9 3.3确定传动系统图 ....................................................... 9
第四章 动力传动机构设计 ................................................ 13
4.1 带轮设计 ........................................................... 14 4.2 各传动组齿轮模数的确定和校核 ....................................... 16 4.3 轴的计算 ........................................................... 18
总 结 ................................................................. 21 致 谢 ................................................................. 22 参考文献 ................................................................. 24
引 言
进给运动是维持切削得以继续的运动，变速系统是机床设计中比不可少的机构组件之一。进给箱是体现二者联系起来的一种连续运动的机构。因此我们需要一个满足题目要求，将光杠转速调节到进给系统要求的范围内的变速系统。
毕业设计是培养大学生综合运用所学知识和技能解决问题能力的一个重要环节，是四年大学教学的最后一个环节，是对大学生阶段最具有的智力和能力的一个总检验。通过这次检验，不但可以提高学生的综合训练设计能力、科研能力（包括实际动手能力、查阅文献能力，撰写论文能力）、还是一次十分难得的提高创新能力的机会，并从下面几个方面得到训练：
（1）了解设计的一般步骤；
（2）学会进行方案的比较和可行性的论证； （3）正确使用各种工具书和查阅各种资料； （4）培养发现和解决实际问题的能力。
第一章 专用车床的总体方案设计
设计机床的第一步，是确定总体方案。总体方案是机床部件和零件的设计依据，对整个设计的影响较大。因此，在拟定总体方案的过程中，必须全面地、周密地考虑，使所定方案技术先进、经济合理。
1.1. 专用车床总体方案设计的依据
专用车床总体方案设计的主要依据包括工件、刀具、同类型机床、有关的科技成就、使用要求以及制造条件等。设计者应作充分的调查，明确设计要求，掌握有关资料，在深入分析的基础上，拟定机床的总体方案。 1.1.1 工件
工件是机床总体方案设计的重要依据之一，设计者必须明确工件的特点和加工要求。诸如被加工面的尺寸精度、相互位置精度、表面粗糙度以及生产率等。本次毕业设计要求设计一台大型齿轮毛胚专用车床，用于加工直径为1500mm 的大型齿轮毛胚。其其主要技术参数如下：
图1 齿轮毛胚
车削最大外径 φ1500mm 内径 φ150mm 带轮最大厚度 200mm 毛胚材料 灰铸铁 毛胚重量 828kg 生产批量 100个/年 1.1.2 刀具
刀具是机床总体方案设计的又一重要依据。刀具材料性能的优劣对切削加工的过程、加工精度、表面质量及生产效率有着直接的影响。 本设计中刀具采用硬质合金车刀，牌号为YG6。
1.2 专用车床的总体布局方案
方案a 对于所加工的零件，采用传统的卧式车床总体布局，那么在加工完齿轮毛坯的端面后，再加工内孔，将行走很大的距离，并且使中溜板的长度过大，在其总体
图2卧式车床 图3 落地车床 图4立式车床
布局上，显示的不合理，不利于生产操作，不利于加工。如图2所示。
方案b 根据加工零件的特殊性，并且查阅有关的资料，采用部分落地车床的总体布局，将可以解决以上的不足。它的优点可以表示如下，用导轨作为大行程的轨道，方便有利于精度；对于进给系统所需的速度，可用一个单独电机来传递，有利于设计。如图3所示。
方案c 对应所加工的零件，若采用立式车床总体布局，虽有利于零件的装夹，但若购买立式车床，则价格昂贵，若自己设计，则难度较大，无法完成用一个单独电机来驱动进给系统的任务。如图4所示。
综合比较分析上述三种方案，本课题设计的总体布局选用方案b 。
1.3 进给变速系统设计方案论证
1.3.1进给变速动力来源
方案1：进给系统的动力来源为主轴箱，通过挂轮架将动力传至进给箱带动光杠然后 经过溜板箱带动溜板从而带动刀架运动。(如图
5)
方案2：进给系统的动力来源为独立电机，通过皮带轮将动力传进进给箱带动光杠然后经过溜板箱带动溜板从而带动刀架运动。（如图6）
论证：1. 由于课题要求为落地车床，属于大型专用设备，无需采用内连续传动（如不用车削螺纹）。
2.工件较大，车床总体采用分体式结构设计，不适合用挂轮架。 结论：综合总体情况，传动进给系统采用方案2。
图5进给系统1 图6进给系统2
1.3.2进给换向机构
本次设计采用CA6140的溜板箱，溜板箱中的转换机构起改变进给方向的作用，使刀架作纵向或横向进给运动。由于本次设计的车床只加工零件的外圆、内圆、以及端面，不用车螺纹因此不用设计丝杠，只用光杠和丝杠螺母即可实现刀具的纵向进给和横向进给，所以只需去掉CA6140的开合螺母机构，就可以直接使用该溜板箱。 1.3.3进给系统的减速机构
由于进给系统的动力来源为电机，转速较高，通过三根轴的齿轮减速机构无法实现如此大范围的降速，所以需要先通过一个减速机构，将轴的转速降低到一个适当范围内，才能通过齿轮的变位减速机构来控制光杠的转速，从而控制溜板箱的移动速度来完成对车刀移动速度的控制。
电机转速为1390r/min，光杠转速范围为1.23r/min——12r/min。总降速传动比
i =n m in /n d =1. 25/1390=9⨯10
-4
，传动比过大，常规的皮带轮加齿轮变速不能实现。考
虑用涡轮蜗杆传动或者采用铣床的双联齿轮连续降速方案实现。
蜗杆机构：在动力传动中，蜗杆传动的一般传动比i=5--80；在分度机构或者手动
机构的传动中，传动比可达300；若只传递运动，传动比可达1000。由于传动比大，零件数目又少，因而结构紧凑。（图8）
双联齿轮减速机构：只需要两根轴即可实现多级齿轮传动，传动比可自由调节，传动效率较高，结构紧凑。（图9）
图8 蜗杆机构 图9双联齿轮减速机构 考虑到机床总体布局方案及传动效率，采用双联齿轮连续降速机构。
第二章 传动系统进给速度计算
2.1确定进给量
根据大型车床的进给量选择标准，进给量为0.05-6mm/r，综合考虑本车床为专用车床，主要加工材料为铸铁HT150，切削用具为YG6工具钢材料。初步确定纵向进给量粗车为0.25mm/r，精车为0.5mm/r，溜板箱采用CA6140的溜板箱，横向进给量为纵向进给量的1/2，精车为0.125mm/r，粗车为0.25mm/r。
2.2精、粗车纵、横向进给速度计算
车刀的进给速度由主轴转速与进给量共同决定 即： v f 式中 n——主轴转速
F——进给量 v f ——进给速度
主轴有6种转速，进给量有粗车与精车2种，走刀分横向与纵向走刀。 由于 n=6r/min 9.5r/min 15.8r/min 23.6r/min 37.5r/min 60r/min f=0.25mm/r 0.5mm/r
f 横=f 纵/2
=fn （1）
CA6140的溜板箱传动系统如图7：
图7CA6140的溜板箱传动系统
设光杠转速为n 0
则由n 0×36/32×32/56×4/29×40/48×28/80×12×2.5×π=V 表1光杠转速
可以得出光杠转速为6种（表1）
主轴每种转速下只需一种进给速度即可完成纵向与横向的粗精车。 即根据要求光杠的转速取为6种：
1.23 r/min 2r/min 3.15r/min 5r/min 8r/min 12.5r/min
第三章 分级变速传动链设计
3.1传动方案
3.1.1选取进给电机
由于进给系统的所需要的功率很小，且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，根据原则条件选择Y-132M-4型Y 系列笼式三相异步电动机。查《机械设计课程设计手册》第155页表12-1，电机选取Y801-4型电机, 主要参数有：额定功率P e =0.55kW，满载转速 ne =1390r/min，电流1.51A ，质量m=17kg。 3.1.2确定连续降速后的转速
传动比ϕ=1. 58=12.5/8=8/5=5/3.15=3.15/2=2/1.25 光杠的最高转速为12.5r/min 降速后的速度应该接近
12.5⨯ϕn =12. 5⨯1. 58n 即：
1390×i 轮传×1/im ＝12.5×1.58n 且n 的绝对值不应该过大。 经过配凑，若i 带轮取
12
i＝2.2 m=0
降速后的转速比较接近12.5r/min，
试确定 i 带轮=
12
i=2.2
计算连续降速后的转速:
n=1390×1/2×1/2.2n =13.5r/min 通过带轮的调整即可实现目标转速12.5r/min。
3.2 传动结构分析式
两种结构式
(1) 6=31⨯22 ；(2) 6=21⨯33
从12.5r/min到光杠主要为降速传动，取6=31⨯22方案。在降速传动中，防止齿轮直径过大而使径向尺寸常限制最小传动比 i min ≥
14
；在升速时为防止产生过大的噪音和
震动常限制最大转速比i m a x ≤2。在主传动链任一传动组的最大变速范围
R max =（i max /i min ）≤8~10。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小，根据中间传动
轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如图10：
图10 结构网
3.3确定传动系统图
根据3.2分析，可得出降速后进给变速箱的齿轮调速部分（如图11）
图 11齿轮调速部分
3.3.1 确定各级转速
连续降速后按传动顺序依次设为Ⅱ. Ⅲ. Ⅳ。Ⅱ与Ⅲ. Ⅲ与Ⅳ轴之间的传动组分别设为b.c 。现由Ⅳ（光杠）开始，确定Ⅱ. Ⅲ轴的转速： 1.Ⅳ轴的转速已经确定，即光杠的六种转速
1.23r/min 2r/min 3.24r/min 4.8r/min 8r/min 12r/min。 2. 确定轴Ⅲ的转速
传动组c 的级比指数为2，为了避免升速，又不致传动比太小，可取 i c 1=
1=14
ϕ
3
，i c 2=
11
。
轴Ⅲ的转速确定为：5r/min 8r/min 12.5r/min。 ③确定轴Ⅱ的转速
轴Ⅱ的转速即连续降速后的转速5r/min。 3.3.2确定各变速组传动副齿数 1.传动组b:
查表8-1, b i1=1，b i 2=1
. 58
，b i 3=1
ϕ
2
=2. 5
b i 3=1
ϕ
2
=2. 5
时：S Z =……80.81.84.85.87.88.91.92.94.95……
b i 2=b i1=. 58
时：S z =……80.84.85.89.90.94.95.99.100……
S z =
时：……80.82.84.86.88.90.92.94.96.96…… 可取S Z =84, 于是可得轴Ⅱ齿轮齿数分别为：42.24.32。
10
于是i b 1=42/42，i b 2=24/60，i b 3=32/52。 可得轴Ⅱ上的齿轮齿数分别为：42 60 52。 2.传动组c: 查表8-1, i c 1=
1=14
ϕ
3
，i c 2=
14
11
。
i c 1=
1
ϕ
3
=
时：S z =……80.84.85.89.90.94.95.99.100……
i c 2=1时：S z =……80.82.84.86.88.90.92.94.96.96……
可取 S Z =84.
i c 1=
14
为降速传动，取轴Ⅲ齿轮齿数为17；
42。 , i c 2=
4242
i c 2=1为同速传动，取轴Ⅲ齿轮齿数为
于是得 i c 1=
6717
得轴Ⅲ两联动齿轮的齿数分别为17，42； 得轴Ⅳ两齿轮齿数分别为67，42。 3.3.3 绘制转速图及进给传动系统图 （1）电机转速经过
φ132φ280
降速后，通过双联齿轮连续五次
3577
降速，降为12.5r/min。
画出双联齿轮连续降速后的转速图（图12）
11
图12转速图
（2）进给系统传动图
根据双联齿轮减速机构图（图9）及进给系统传动图（图12）即可确定进给变速部分传动系统图（图13）
图13进给变速部分传动系统图
3.3.4 计算进给量误差
根据本设计的传动方案，光杠的实际转速分别为：
1390r/min×φ132/φ280×(35/77)5×24/60×17/67=1.3r/min 1390r/min×φ132/φ280×(35/77)5×32/52×17/67=1.98r/min 1390r/min×φ132/φ280×(35/77)5×42/42×17/67=3.2r/min 1390r/min×φ132/φ280×(35/77)5×24/60×42/42=5.08r/min
12
1390r/min×φ132/φ280×(35/77)5×32/52×42/42=7.84r/min 1390r/min×φ132/φ280×(35/77)5×42/42×42/42=12.7r/min 根据溜板箱的转动比，由式
n 0×36/32×32/56×4/29×40/48×28/80×12×2.5×π=Vf 推出实际进给速度依次为
Vf1 =1.3r/min×36/32×32/56×4/29×40/48×28/80×12×2.5×π=3.17 r/min
Vf2=1.98r/min×36/32×32/56×4/29×40/48×28/80×12×2.5×π=4.8 r/min V f3=3.2r/min×36/32×32/56×4/29×40/48×28/80×12×2.5×π=7.8 r/min Vf4=5.08r/min×36/32×32/56×4/29×40/48×28/80×12×2.5×π=12.38 r/min Vf5=7.84r/min×36/32×32/56×4/29×40/48×28/80×12×2.5×π=19.1 r/min
V f6=12.7r/min×36/32×32/56×4/29×40/48×28/80×12×2.5×π=31 r/min 由式v f =fn 及主轴转速n=6r/min 9.5r/min 15.8r/min 23.6r/min 37.5r/min 60r/min可得实际的进给量为
f 1≈0. 53mm /min f 2≈0. 51mm /min f 3≈0. 49mm /min f 4≈0. 52mm /min f 5≈0. 51mm /min f 6≈0. 52mm /min
标准进给量为0.5mm/min，
n 实-n 标
n 标
⨯100%误差依次为：
6% 2% 2% 4% 2% 4& 实际进给量与标准进给量有2%--6%不等的误差。
第四章 动力传动机构设计
13
4 .1 带轮设计
4.1.1 电机及I 轴的带轮设计 1. 确定计算功率
由表8-7查得，工作情况系数KA=1.2，故
Pca =KA P=0.55×1.2=0.66kW （2） 2. 选择V 带带型
根据P ca .n1由图8-11选择普通V 带Z 型。 3. 确定带轮的基准直径dd1并验算带速v
(1) 初选小带轮的基准直径dd1。由表8-6.8-8，取小带轮的基准直径dd1=132mm。(2) 验算带速v 。按式（8-13）验算带的速度 v =
πd d 1n 1π⨯132⨯139060⨯1000
=
60⨯1000
m/s=9.6m/s 因为5m/s
(3) 计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a ），计算大带轮的基准直径d d 2 d d 2=id d 1=2⨯132mm =264mm 根据带轮与双联齿轮总传动比由表8-8圆整为d d 2=280mm 。 4. 确定v 带的中心距a 和基准长度L d (1) 根据式（8-20）
0. （7d d 1+d d 2）≤a 0≤（2d d 1+d d 2） 初定中心距a 0=500mm。
(2)由式（8-22）计算带所需的基准长度 2
L ≈2a π
（d d 2
-d d 1）d 0
0+2
d d 1+d d 2）+4a 0
2
=2⨯500+π
2⨯（132+280）+
（280-132）
4⨯500
mm ≈1657mm
14
3）
（4） （5） （
由表8-2选带的基准长度L d =1600mm 。
(3)按式（8-23）计算实际中心距a 及其变动范围。
a ≈a L d -L d 0
-1600
0+
2
=（500+
16572
）mm =528. 5mm
中心距的变化范围：
a min =a -0. 015L d =528. 5-0. 015⨯1600mm =504. 5mm a max =a +0. 03L d =528. 5+0. 03⨯1600mm =576. 5mm 5. 验算小带轮上的包角α1
o
o
αo
-d 57. 3o
o
1≈180-（d d 2
d 1a
=180
-（280-132）⨯
57. 3
528. 5
≈164
≥90
o
6. 计算带的根数z
(1)计算单根v 带的额定功率P r 。
由d d 1=132mm 和n 1=1390r/min ，查表8-4a 得P 0=2. 19kw 。 根据n 1=1390r/min ，i=2和Z 型带，查表8-4b 得∆P 0=0. 46kw 查表8-5得K α=0. 91，查表8-2得K L =1. 03, 于是
P r =（P 0+∆P 0) ∙K α∙K L =（0. 4+0. 03）⨯0. 96⨯1. 16kw =0. 48kw (2)计算V 带的根数z 。 z =P ca . 66P =
0. 4
r
0. 48
≈1取2根。
7. 计算单根V 带的初拉力的最小值（F 0）min
由表8-3得Z 型带的单位长度质量q =0. 06kg /m ，所以
(F （2. 5-K α) P ca
+qv 2=⎡（2. 5-0. 96）⨯0. 660) min =500
K +0. 06⨯9. 62⎤
⎢500⨯αzv ⎣0. 96⨯2⨯9. 6⎥N =33. 1N
⎦
应使带的实际初位拉力F 0>（F 0）min
。
15
6）7）8）9）（
（（ （
8. 计算压轴力F p 压轴力的最小值为
（F p ）=2z （F 0) min sin min 9. 带轮的结构设计
(1)材料选择：选择材料HT150
(2)结构形式：小带轮d d 1=132mm ，小于300mm ，采用腹板式结构； 大带轮d d 2=280mm ，D1-d1≥100mm ，采用孔板式结构。 由此可以算出轴Ⅰ的转速为n Ⅰ=1390×132/280=655.3r/min
α1
2
=2⨯2⨯33. 1⨯sin
1642
o
N =131. 1N
（10）
4 .2 各传动组齿轮模数的确定和校核
4.2.1 选定齿轮类型. 精度等级. 材料
（1）按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动. （2）此变速器，速度不高，故选用7级精度。
（3）材料选择。小齿轮选用45Cr 钢（调质），大齿轮选用45钢（调质）. 4.2.2 齿轮模数确定
由《机械设计》式（10-5）的弯曲强度的设计公式为
m ≥确定公式内的各计算数值
(1)由图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE 1=500MP a ；小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE 2=380MP a ；
(2)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数K FN 1=0. 91, K FN 2=0. 95; (3)计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=1,由式（10-12）得
16
2KT 1⎛Y F a Y S a
2
φd z 1⎝[σF ]⎫⎪⎪⎭
（11）
[σF ]1[σF ]2
==
K FN 1σFE 1
S K FN 2σFE 2
S
==
0. 91⨯500
1. 40. 95⨯380
1. 4
MP a =546MPa
MP a =522.5MPa
(4)计算载荷系数K 。
K =K A K V K F αK F β=1⨯1. 05⨯1⨯1. 3=1. 365 （12） (5)查取齿型系数。由表10-5查得 Y F a 1=2. 8；Y F a 2=2. 35。 (6)查取应力校正系数 Y S a1=1. 55；Y S a2=1. 68。 (7)计算大小齿轮的
Y F a Y S a
[σF ]
并加以比较。
Y F a1Y S a1
2. 8⨯1. 55546522. 5
σF 1
Y F a2Y S a2
==
=0. 00075
2. 35⨯1. 68
=0. 0008
[σF ]2
大齿轮的数值大。
设计计算
m ≥
2⨯1. 365⨯8266⨯10
1⨯20
2
4
⨯0. 0008mm =1. 3mm
比较计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.3并就近圆整为标准值m=1.5mm，b=14mm。
又考虑到轴的粗细以及Ⅰ Ⅱ两轴的中心距，取小齿轮齿数为Z 1 =35，大齿轮齿数为： Z 2=35×1.5=77
d a1=1. 5⨯35=52. 5mm ；d a2=1. 5⨯77=115. 5mm 。
轴Ⅰ Ⅱ的中心距为84mm
轴Ⅱ上双联齿轮的直径与轴一相同。
根据变速器转速所需的齿数比，Ⅱ Ⅲ轴间齿轮传动组模数取m=2.0mm，Ⅲ-Ⅳ轴间齿
17
轮传动组b 取m=2.0，即能满足Ⅰ-Ⅱ-Ⅲ间的中心距。 于是轴Ⅲ两联齿轮的直径分别为：
d C1=2⨯17=34mm ；d C 2=2⨯42=84mm 。
轴Ⅲ上与轴Ⅱ两联齿轮啮合的两齿轮直径分别为：
d '
C1=2⨯67=134mm ；d '
C1=2⨯42=84mm .
4.2.3 齿轮强度校核：
σ2KT 1Y Fa Y Sa
计算公式 F
bm
(1)所有齿轮中只需校核齿数为35的齿轮即可，确定各项参数
P =0. 55⨯0. 95kw =0. 5225kw ；n =655. 3r /min 。 T =9. 55⨯106
⨯P /n =9. 55⨯106
⨯0. 5225/655. 3=7614N ⋅mm (2)确定齿间载荷分配系数: F 2T t =
d
=
2⨯761431. 2
=49N
[σF ]1
=
303. 57Y 55
=70
F a1Y S a1
2. 8⨯1.
KF t 1. 365⨯49bm
=
2⨯14
=2. 4
故合适。
4.2.4 验算滑移齿轮的干涉情况：
Z '
'
1-Z 2
=32-24=8>4。 故三联滑移齿轮可以顺利通过。
4.3 轴的计算
4.3.1轴的直径的确定 Ⅰ轴的直径：
a.I轴上的功率P 1. 转速n 1和转矩T 1。取带轮的传递效率η=0. 95，则 P 1=P η=0. 55⨯0. 95kw =0. 5225kw n 11321=n ⋅i
=1390⨯
280
r /min =655. 3r /min
18
13）14）（
（
于是，有 T 1=9550000
P 1n 1
=9550000⨯
0. 5225655. 3
N ⋅mm =7615N ⋅mm
b.确定轴的最小直径
d min =A 0P 1n 1
=112⨯3
0. 5225655. 3
mm =10. 4mm （15）
根据经验，参照其他车床，Ⅰ Ⅱ Ⅳ轴直径都取20mm 。 Ⅲ轴为花键轴，选取6X16X20X4。 4.3.2 轴的校核
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： Rb =
M
2
+0. 5T W
2
≤[Rb ] [MPa] （16）
[Rb ] —— 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 =
πd
4
32D
+
zb (D -d )(d +D )
32D
2
（17）
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*104 N—— 该轴传递的最大功率； n j —— 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 Pt.
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。
19
N n
j
对于轴Ⅰ. Ⅱ，由表得[Rb ] = 70[MPa]； 对于轴Ⅲ ，[Rb ] = 65[MPa] 对于轴Ⅳ ，[Rb ] = 67[MPa] 由上述计算公式可计算出：
轴Ⅰ，R b =53.6[MPa]≤[Rb ]； 轴Ⅱ，R b =48.3[MPa]≤[Rb ]；
轴Ⅲ，R b =61.1[MPa]≤[Rb ]
轴Ⅳ，R b =50.3[MPa]≤[Rb ] 故传动轴的强度校验符合设计要求 4.3.3 轴承的验算：
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： Lh =500(
Cf n f f K s K l P
) ≥[T] (18)
ε
式中， Lh —— 额定寿命；
C —— 滚动轴承尺寸表所示的额定动负荷[N]； f n —— 速度系数， f n = 1003n
j
；
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； n j —— 轴承的计算转速，为各轴的计算转速；
Ks —— 寿命系数，不考虑交变载荷对材料的强化影响时：K s = KN K n K T ； KN —— 功率利用系数，查表为0.58； Kn —— 转速变化系数；查表37得0.82；
KT —— 工作期限系数，按前面的工作期限系数计算； Kl —— 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。
总 结
短暂而有意义的毕业设计接近尾声，我与小组其他成员一起共同完成了大型齿轮毛坯专用车床的研制。设计期间遇到了诸多问题，在老师及同学的帮助下逐一解决。
自我总结如下：
1. 采用了独立电机带动进给系统，方便快捷的解决了落地车床的进给动力来源问题。 2. 进给箱中采用了多个双联齿轮空套在轴上进行减速，解决了两根轴实现较大传动比减速的技术难题，减小了减速箱的外观尺寸。
3. 实际光杠转速与设计要求之间的误差无法继续缩小是本次设计的一个遗憾。 4. 发现问题并解决问题，最终通过几个月的努力，这次毕业设计任务完成。 由于能力所限，设计尚有许多不足之处，恳请各位老师给予指教。
致 谢
最后一个学期的毕业设计生活即将结束，也给自己的大学生活画上了一个句号。 经过我与小组其他成员共同努力以及指导老师路留生主任的细心指导下最终完成了设计任务。
在这里首先要感谢指导老师路留生主任。在我做毕业设计的每个阶段，从外出实习到查阅资料，设计草案的确定和修改，中期检查，后期详细设计，装配草图等整个过程中都给予了我悉心的指导。特别是针对我专业课基础不扎实的情况，正是路老师耐心的一点一点的指导，才会有现在的设计成果。
还要感谢小组的其他成员，没有他们我自己是不可能独立完成设计任务的。
然后还要感谢大学四年来所有的老师，你们耐心的教诲，热心的帮助，才使我们打下机械专业知识的基础；同时还要感谢我的同学，正是有了他们的帮助，此次毕业设计才会顺利完成。
最后感谢安阳工学院对我四年的栽培。
参考文献：
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[2] 金属切削机车设计编写组. 金属切削机车设计. （修订本）. 上海:上海科学技术出版社,198 [3] 卜云峰主编．机械工业及自动化简明设计手册上下册．北京：机械工业出版社,1999 [4] 黄玉美主编. 机床总体方案的创新设计，设备管理与维修,2000 [5] 李洪主编. 实用机床设计手册. 沈阳:辽宁科学技术出版社,1999
[6] 梁训王宣 .周延佑. 机床技术发展的新动向［J ］. 世界制造技术与装备市场，2001(3)：21-28 [7] 宋文骥主编. 机械制造工艺过程自动化. 昆明：云南人民出版社，1985 [8] 冯辛安主编. 机械制造装备设计第2版. 北京：机械工业出版社，2005.12 [9] 刘任需主编. 机械工业中的机电一体化技术. 北京：机械工业出版社，1991 [10] 周昌治. 杨忠鉴. 机械制造工艺学. 重庆大学出版社出版,2006 [11] 贾亚洲. 金属切削机车概论. 北京：机械工业出版社，1996.5 [12] 吴胜庄. 金属切削机车概论(第2版). 北京：机械工业出版社,1984
[13] 韩荣第. 金属切削原理与刀具（第三版）. 哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2007.8 [14] 许福玲，陈尧明. 液压与气压传动(第二版). 北京：机械工业出版社,2004.7 [15] 王先奎. 机械制造工艺学（第二版）. 北京：机械工业出版社,2006.1 [16] 戴曙主编. 金属切削机床. 北京：机械工业出版社,1993.5 [17] 璞良贵，纪名刚. 可编程控制器应用技术. 高等教育出版社，1960