普通车床12级主传动系设计

一、此次课程设计的目的及主要设计参数
1、机械制造装备课程设计是在学生学完《机械制造装备设计》课及其它先行课程之后进行的实践性教学环节，是学生进行设计工作的基本训练。

目的在于：
（a ）通过机床主传动系统的机械变速机构设计，使学生树立正确的设计思想和掌握机床设计的基本方法；
（b ）巩固和加深所学理论知识，扩大知识面，并运用所学理论分析和解决设计工作中的具体问题；
（c ）通过机械制造装备课程设计，使学生在拟订机床主传动机构、机床的构造设计、各种方案的设计、零件的计算、编写技术文件和设计思想的表达等方面，得到综合性的基本训练；
（d ）熟悉有关标准、手册和参考资料的运用，以培养具有初步的结构分析和结构设计计算的能力。

2、主要设计参数
普通车床传动系统设计的设计参数： （a ）主轴转速级数Z=12；
（b ）主轴转速范围n=31.5~1400r/min ； （c ）公比φ=1.41； （d ）电机功率为4KW ； （e ）电机转速为1440r/min 。

二、运动设计
1传动方案设计（选择集中传动方案）。

2转速调速范围2000max 44.44
45
min
n Rn n ===。

3确定各级转速
由φ=1.41，依据《机械制造装备设计》中的标准转速表取各级转速如下： 31.5 45 63 90 125 180 250 355 500 710 1000 1400 （单位r/min ）
4、确定机床传动结构式
根据主变速传动系统设计的一般原则，取结构式：13612322=⨯⨯
5、绘制转速图：
（1）分配总降速比
1
1450114532.2
32u -⎛⎫==
≈
⎪
⎝⎭
若每一个变速组最小降速比取14
则三个变速组为164
，则需增加定比传动副，
故选用三角带传动来降低速比可以满足要求。

（2）确定传动轴数
变速轴轴数=变速组数+定比变速副数+1=3+1+1=5。

（3）绘制转速图
6、确定变速组齿轮齿数
（1）电动机与I 轴间的传动比
电动机与I 轴之间采用带传动，定比传动取小带轮直径Φ126mm ，因为所获转速为710r/min ，故大带轮直径为Φ256mm 。

传动比u=126/256=1/2=1/1.41²=710/1440 (2)轴I-II 间的传动比及齿数
依据转速图及φ=1.41，变速组a 有三个传动副，其传动比为
u a1=710/710，u a2 =500/710，u a3 =355/710,查《机械零件设计手册》得 u a1=Z 2/Z 7=36/36=1/1
u a2=Z3/Z8=30/42=1/1.41
u a3=Z1/Z4=24/48=1/2 Sz=72
(3)轴II-III间的传动比及齿轮齿数
依据转速图及φ=1.41，变速组b有两个传动副，其传动比为u b1=710/710, u b2=250/710,查《机械零件设计手册》得
u b1=Z5/Z9=42/42=1/1
u b2=Z6/Z10=22/62=1/2.82 Sz=84
(4)轴III-IV间的传动比及齿轮齿数
依据转速图及φ=1.41，变速组c有两个传动副，其传动比为u c1=1400/710,u c2=180/710, 查《机械零件设计手册》得
u c1=Z11/Z13=60/30=2/1
u c2=Z12/Z1418/72=1/4 Sz=90
（5）转速的验算过程
根据公式（n´实-n标）/n标≦10（φ-1）%，列表如下：
a 、各轴的计算中转速 主轴的计算转速由公式1
3
3min 45 1.41126/min Z n n r ϕ-==⨯=确定为90r/min
I 轴的计算转速为710r/min
II 轴的计算转速为355r/min III 轴的计算转速为125r/min b 、各齿轮的计算转速
Z 1、Z 2、Z 3的计算转速为710r/min ； Z 4、Z 5、Z 6、Z 7、Z 8的计算转速为355r/min ； Z 9、Z 10、Z 11、Z 12的计算转速为125r/min ； Z 13、Z 14的计算转速为90r/min.
7、传动系统图
8、带轮设计
（1）确定计算功率
P=4KW,K 为工作情况系数，两班制，取K=1.2 P j =4×1.2=4.8KW （2）选择三角带型号
由P j =4.8KW,n 额=1440r/min 查表选择B 型带 （3）确定带轮直径
D 1=126mm ≥Dmin=125mm
D 2=n 1/n 2×D 1=1440/710×126=255.5，取256mm （4）确定皮带速度
11
9.49/60000
D n v m s π=
=[5,25]∈
（5）初定中心距
根据《机械设计》中的经验公式
120120.55()2()
D D h A D D ++≤≤+，取h=11mm
0.55(126+256)≦A 0≦2(126+256)
221.1≦A 0≦764 取A 0=500mm
（6）计算带的长度
()()0
2
12210042
2A D D D D A L -+
++
=π
代入数据并经圆整得L=1600mm
（7）核算带的弯曲次数
U=1000mv/L=1000×2×9.49/1600=11.9
（8）计算实际中心距
=500+(1608.2-1600)/2=504.1mm
（9）核算小带轮的包角
α
1 =165.2∘>120∘
（10）确定带的根数Z
L
ca
k k p p p Z α)(00∆+=
，查《机械设计》得00 2.200.36 2.56p p +∆=+=
，
0.900.980.882a L k k =⨯=，故
Z=4.8/(2.56×0.882)=2.13，取3根。

（11）计算带的张紧力F 0作用在轴上的压轴力F Q
2
0)5.2(500
qv
k k vZ
p F ca +-=α
α
带入相关数据得F 0=240N ，F Q =952.0N
三、动力设计
1、计算各传动轴的输出功率
P 1=P ×η带
=4.8×0.9=4.608KW P 2=P 1×η轮=4.608×0.98=4.52KW P 3=P 2×η
轮
=4.52×0.98=4.43KW
P 主=P 3×η
轮
=4.43×0.98=4.34Kw 2、计算各传动轴的扭矩
T 1=9550P 1/n 1j =9550×4.608/710=61980.8N ·mm T 2=9550P 2/n j2=9550×4.52/355=121584.4N ·mm T 3=9550P 3/n j3=9550×4.43/125=338452N ·mm T 主=9550P 主/n j 主=9550×4034、90=460522N ·mm
3、轴径设计及键的选取
I 轴：P 1=4.608KW,n 1j =710r/min,取0.9φ。

【】＝，带入公式
4
91
d =d=26.5mm,圆整取d=27mm
选花键：6×26×30×6
II 轴：P 2=4.52KW,n j2=355r/min, 取0.9φ。

【】＝，带入公式
4
91
d =d=31.4mm,圆整取d=32mm
选花键:8×32×36×6
III 轴：P3=4.34KW,nj3=125r/min, 取
0.9φ。

【】＝，带入公式
4
91
d =得d=40.3mm,圆整取d=41mm
选花键:8×36×40×7
主轴：查《机械制造装备设计》中表3-1选择主轴前端直径190D mm =，
后端直径D 2=(0.7-0.85)D 1
取2D 65m m =，则平均直径77.5D m m =。

对于普通车床，主轴内孔直径(0.550.6)d D =-,故本例之中，主轴内孔直径取为45d m m =
支承形式选择两支撑，初取主轴前端的悬伸量90a m m =，支撑跨距
0(2~3.5)L a =实际取1(5~6.5)L D =取520L m m
=。

选择平键连接，2214,100b h l mm ⨯=⨯=
4、计算齿轮模数
45#整体淬火，[]1100j M P σ= a
按接触疲劳计算齿轮模数m ，查表计算可得1231.04, 1.3, 1.3k k k === I-II 轴，取8m ϕ=，124Z =，2i =，n j =710,P j =4.608KW
由公式16300
j m =m j =2.37mm,取m=3mm
II-III 轴，取10m ϕ=，122Z =， 2.82i =，n j=355,P j =4.52KW
由公式16300
j
m=m j=2.82mm,取m=3mm
III-主轴，取10，
118
Z=， 4.0
i=，n j=125，P j=4.43KW
由公式16300
j
m=m j=3.9mm，取m=4mm
选择7级精度齿轮
高速传动齿轮v=πmzn/60000=4.01<10，合格。

5、齿宽设计
由公式b=φm·m（φm=5-10）得
I轴主动轮齿宽b I=8×3=24mm
II轴主动轮齿宽b II=8×3=24mm
III轴主动轮齿宽b III=8×4=32mm
一般一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大齿轮的载荷，设计上，应使主动轮比从动轮齿宽大（5～10mm）。

所以，b1=b2=b3=24mm,b4=b5=b6=19mm,b7=b8=24mm,b9=b10=19mm
b11=b12=32mm,b13=b14=27mm
附：从《机械原理》表10-2查得一下公式：
齿顶圆直径da=(Z 1+2h a ﹡)m 齿根圆直径df=(Z-2h a ﹡-2c ﹡)m 分度圆直径d=mZ 齿顶高h a =h a ﹡m
齿根高hf=(h a ﹡+c ﹡)m ，其中标准齿轮参数α=20°，h a ﹡=1.0，c ﹡=0.25
6、齿轮校核
（1）I 轴到II 轴的小齿轮齿数为24
查《机械设计手册》得一下数据：
Z=24,u=2.0,m=3,B=8×3=24, n j =710, K 1=1.04,K 2=1.3,K 3=1.3,T=T s /P=18000/2=9000
接触应力： 3.37
K n =0.83,K N =0.58,K q =0.64,K s =K T K n K N K q
=1.04,N=4.608
)j M Pa
σ=
=789.7Mpa<1100Mpa
弯曲应力： 2.4
K n =0.83,K N =0.78,K q =0.77,K s =K T K n K N K q =1.20,Y=0.395
5
123219110()S w j
K K K K N
M Pa Zm BYn σ⨯=
=127.7Mpa<320Mpa ，合适。

（2）从II 轴到III 轴的小齿轮齿数为22
查《机械设计手册》可得一些数据：
Z=22,u=2.82,m=3,B=10×3=30, n j =355rr/min, K 1=1.04,K 2=1.3,K 3=1.3,T=T s /P=18000/2=9000
接触应力： 2.68
K n =0.85,K N =0.58,K q =0.60, K s =K T K n K N K q =0.80,N=4.52
)j M Pa σ=
=899.5Mpa<1100Mpa
弯曲应力： 2.14
K n =0.85,K N =0.78,K q =0.75, K s =K T K n K N K q =1.06 5
123219110()S w j
K K K K N
M Pa Zm BYn σ⨯=
=76.3Mpa<320Mpa ，合适。

（3）III 轴到主轴的小齿数为18
查《机械设计手册》可得一些数据：
Z=18,u=4,m=4,B=10×4=40,n j =125r/min K 1=1.04,K 2=1.3,K 3=1.3,T=T s /P=18000/2=9000
接触应力： 1.89
K n =0.95，K N =0.58，K q =0.60，K s =K T K n K N K q =0.62，
N=4.43
)j M Pa σ=
=1007.5Mpa<1100Mpa
弯曲应力： 1.80
K n =0.95，K N =0.78，K q 0.75，K s =K T K n K N K q =1.0 5
123219110()S w j
K K K K N
M Pa Zm BYn σ⨯=
=103.3Mpa<320Mpa ，合适。

7、主轴校核
（1）主轴的前端部挠度[]0.00025250.105s y y ≤=⨯= （2）主轴在前轴承处的倾角[]0.001rad θθ≤≤容许值轴承 （3）在安装齿轮处的倾角[]0.001rad θθ≤≤容许值齿
651670787550802368516090150
D 1.07
87690
D ili
m m
L ⨯+⨯+⨯+⨯+⨯+⨯==
≈∑平均总
E 取为5
2.110E MPa =⨯，4
4
4
08745(1)(1)1356904()64
64
87
d d I mm d
ππ⨯=
-
=
-
=
43
4
3
2955100.995
295510 3.370.995
1585320125
z p F N d n ⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
=
=⨯⨯主计
件（）
0.4634()y z F F N ==，0.25396()
x z F F N ==
由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算
4
4
295510295510 3.37
9535.6)318125
Q P F N m z n ⨯⨯⨯⨯⨯=
=
=⨯⨯主
计
主主（
将其分解为垂直分力和水平分力
由公式,tan tan Q y Q y n Q Q z Q y n F F F F F αα+==⋅ 可得2105(),6477()Q z Q y F N F N ==
221585160169066.7()33Z
Z M F l N m m ==⨯⨯= 件 2263416067626.7()33y
y M F l N m m ==⨯⨯= 件 1139613025740()
2
2
x
x M
F d N m m =
=
⨯⨯= 件
主轴载荷图如下所示：
由上图可知如下数据：a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm
a 、计算（在垂直平面）
1()
6QZ F abc l a y EIl
-+=
,2
2()3Z F c
y l c EIl
=
+,3(23)
6z M c y l c E I
=
+
1230.00192sz y y y y =++=
()3QZ F ab b a EIl
θ=
-齿1，(23)6Z F l c E I
θ=
+齿2，(3)3Z
M
l c E I
θ=
+齿3
5
7.6710θθθθ-=++=⨯齿Z 齿1齿2齿3
()
6Q Z F ab l a EIl
θ-+=
轴承1，3z F cl E I
θ
=
轴承2
，3Z M l E I
θ=
轴承3
5
3.210
θθθθ-=++=⨯轴承Z 轴承1轴承2轴承3
b 、计算（在水平面）
1()
6Qy F abc l a y EIl
-+=
,2
2()3y F c
y l c EIl
=
+,3()(23)6y x M M c
y l c EI
-=
+
1230.021sy y y y y =++=
()3Q y F ab b a EIl
θ=
-齿1，(23)6y F l c EI
θ=
+齿2，()
(3)3y x M M l c EI
θ-=
+齿3
5
17.3310θθθθ-=++=⨯齿y 齿1齿2齿3
()
6Qy F ab l a EIl
θ-+=
轴承1，3y F cl EI
θ
=
轴承2
，()3y x M M l
EI
θ-=
轴承3
5
4110
θθθθ-=++=⨯轴承y 轴承1轴承2轴承3
c 、合成
0.0210.105s y =
=<
0.000190.001θ=
=<齿
0.000410.001θ=
=<轴承 经校核，主轴合格
8、轴承的选取
（1）带轮：因于带轮不承受轴向力，故选用深沟球轴承，型号：210。

（2）一轴：一轴的前后端与箱体外壁配合，配合处传动轴的轴径是25mm ，同时
一轴也不会承受轴向力故也选用深沟球轴承，型号：205。

（3）二轴：二轴与一轴相似，但是由于工作过程之中传动可能右误差，二轴会
承受轴向力，因此二轴与外壁配合处采用圆锥滚子轴承，型号：7206E。

（4）三轴：三轴与外壁配合处采用圆锥滚子轴承，型号：7207E。

（5）主轴：主轴是传动系统之中最为关键的部分，因此应该合理的选择轴承。

从主轴末端到前端依次选择轴承为圆锥滚子轴承，型号：7214E;推力球轴承，型号：38215；圆柱滚子轴承，型号：3182113
四、本设计的优缺点分析及改进意见
由于时间有限，故设计中存在许多不合理之处，但设计方法和计算步骤、公式均合乎要求。

本设计有点在于级数少，便于计算和绘图，缺点是与实际应用中设计数据有部分出入。

我们会在设计中不断完善和改进，让设计数据更接近实际应用数据。

五、参考资料
1、《机械制造装备设计》（第3版）·机械工业出版社
2、《金属切削机床设计》·机械工业出版社
3、《机床设计图册》·上海科学技术出版社
4、《机械设计》·高等教育出版社
5、《机械零件设计手册》·机械工业出版社
6、《机械原理》·高等教育出版社。