普通车床的主轴箱部件设计最大加工直径250mm最高1440最低90公比1.41

目录
一．设计目的 (2)
二、设计步骤 (2)
1.运动设计 (2)
1.1已知条件 (2)
1.2结构分析式 (2)
1.3 绘制转速图 (3)
1.4 绘制传动系统图 (5)
2.动力设计 (6)
2.1 确定各轴转速 (6)
2.2 带传动设计 (7)
2.3 各传动组齿轮模数的确定和校核 (9)
3. 齿轮强度校核 (10)
3.1校核a传动组齿轮 (11)
3.2 校核b传动组齿轮 (12)
3.3校核c传动组齿轮 (13)
4. 主轴挠度的校核 (14)
4.1 确定各轴最小直径 (14)
4.2轴的校核 (15)
5. 主轴最佳跨距的确定 (15)
5.1 选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距 (15)
5.2 求轴承刚度 (16)
6. 各传动轴支承处轴承的选择 (17)
7. 主轴刚度的校核 (17)
7.1 主轴图: (17)
7.2 计算跨距 (17)
三、总结 (18)
四、参考文献 (19)
一．设计目的
通过机床主运动机械变速传动系统得结构设计，在拟定传动和变速的结构方案过程中，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，并具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。

二、设计步骤
1.运动设计
1.1已知条件
[1]确定转速范围：主轴最小转速nnim（r/min）=90r/min、nmax（r/min）=2000r/min
主电动机转速（r/min)=1440、P（kw）=4kw
[2]最大加工直径φ=250mm
[3]确定公比：41
ϕ
=
.1
[4]转速级数：10
z
=
1.2结构分析式
因为我们的级数是10级，为了实现10级，本次设计中，我打算按12级的主轴箱来计算，让里面其中两组数据一样，最终达到10级
⑴2
3
= [3] 2
2
⨯
=
⨯
12⨯
2
3
2
12⨯
12⨯
⨯
2
=⑵3
从电动机到主轴主要为降速传动，若使传动副较多的传动组放在较接近电动机处可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，节省材料，也就是满足传动副
前多后少的原则，因此取22312x x =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4
1min ≥i ；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2max ≤i 。

在主传动链任一传动组的最大变速范围()10~8min max max ≤=i i R 。

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。

从而确定结构网如下：
检查传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组：
()1222-⨯⨯=P X R ϕ 其中26.1=ϕ，62=X ，22=P
所以 10~856.71626.12≤=⨯⨯=R ，合适。

1.3 绘制转速图
⑴选择电动机
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，根据原则
条件选择Y-132M-4型Y 系列笼式三相异步电动机。

⑵分配总降速传动比
总降速传动比 0625.01440/90/min ===d n n i
又电动机转速m in /1440r n d =符合转速数列标准，因而不增加一定比传动副。

[3]确定传动轴轴数
传动轴轴数 = 变速组数 + 定比传动副数 + 1 = 3 + 0 + 1 = 4。

⑷确定各级转速并绘制转速图
由m in /90r n mim = 41.1=ϕ z = 10确定各级转速：
2000,1400,1000,710,500,355,250,180,125,90r/min 。

在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按传动顺序依次设为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ。

Ⅰ与Ⅱ、Ⅱ与Ⅲ、Ⅲ与Ⅳ轴之间的传动组分别设为a 、b 、c 。

现由Ⅳ（主轴）开始，确定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速：
① 先来确定Ⅲ轴的转速
传动组c 的变速范围为]10,8[9.741.1max 66∈===R ϕ，结合结构式，
Ⅲ轴的转速只有一和可能：
180、250、355、500、710，1000r/min 。

② 确定轴Ⅱ的转速
传动组b 的级比指数为2，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致传动比太小，可取
988.1/12/11==ϕi b ，41.1/12=i b
轴Ⅱ的转速确定为：355、500、710r/min 。

③确定轴Ⅰ的转速
对于轴Ⅰ，其级比指数为1,可取
2/1/121==ϕi a ，41.1/1/12==ϕi a ，1/13=i a
确定轴Ⅰ转速为710r/min 。

由此也可确定加在电动机与主轴之间的定传动比71/144710/1440==i 。

[5]确定各变速组传动副齿数
①传动组a:
查表8-1, 2/1/121==ϕi a ，26.1/1/12==ϕi a ，1/13=i a
2/1/121==ϕi a 时：=z S ……57、60、63、66、69、72、75、78……
41.1/1/12==ϕi a 时：=z S ……58、60、63、65、67、68、70、72、73、77…… 1/13=i a 时：=z S ……58、60、62、64、66、68、70、72、74、76……
可取=z S 72,于是可得轴Ⅰ齿轮齿数分别为：24、30、36。

于是48/241=a i ，42/302=a i ，36/363=a i
可得轴Ⅱ上的三联齿轮齿数分别为：48、42、36。

② 动组b:
同理可得轴Ⅱ上两联齿轮的齿数分别为：24、42。

，得轴Ⅲ上两齿轮的齿数分别为：48、30。

③ 动组c:
同理可得轴Ⅲ两联动齿轮的齿数分别为40，80；
得轴Ⅳ两齿轮齿数分别80，40。

1.4 绘制传动系统图
根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图：
2.动力设计
2.1 确定各轴转速
⑴确定主轴计算转速：主轴的计算转速为
min /355r n n 13z min ==-ϕIV
⑵各传动轴的计算转速：
轴Ⅲ可从主轴按80/40的传动副找上去，轴Ⅲ的计算转速180r/min
；轴Ⅱ的计算转速为355r/min ；轴Ⅰ的计算转速为710r/min 。

[3]各齿轮的计算转速
传动组c 中，40/80只需计算z = 40的齿轮，计算转速为710r/min ；传动组b 计算z = 42的齿轮，计算转速为355r/min ；传动组a 应计算z = 24的齿轮，计算转速为710r/min 。

[4]核算主轴转速误差
m in /198840/8030/4236/36144/711440r n =⨯⨯⨯⨯=ϕϕ实
m in /2000r n =标
%5%6.0%100)
(<=⨯-标标实n n n
所以合适。

2.2 带传动设计
电动机转速n=1450r/min,传递功率P=4KW,传动比i=2.03，两班制， 一天运转16.1小时，工作年数10年。

⑴确定计算功率 取=A K 1.1，则 4.4KW 41.1P K P A ca =⨯==
⑵选取V 带型
根据小带轮的转速和计算功率，选b 型带。

⑶确定带轮直径和验算带速
查表小带轮基准直径mm d 26=,mm x d 542262261==⨯=
验算带速成1000601
1⨯=n d v π
其中 1n -小带轮转速，r/min ；
1d -小带轮直径，mm ； ]25,5[/42.9100060144012514.3∈=⨯⨯⨯=s m v ，合适。

[4]确定带传动的中心距和带的基准长度
设中心距为0a ,则
0．55（21d d +）≤a ≤2（21d d +）
于是 208.45≤a ≤758,初取中心距为=0a 400mm 。

带长02
1221004)()(22a d d d d a L -+++=π
mm 1399=
查表取相近的基准长度d L ，mm L d 1400=。

带传动实际中心距mm L L a a d 5.4002
00=-+=
[5]验算小带轮的包角
一般小带轮的包角不应小于 120。

1201.1623.57180121=⨯--
≈a d d α。

合适。

[6]确定带的根数
L ca
k k p p p Z α)(00∆+= 其中： 0p ∆-1≠i 时传递功率的增量；
αk -按小轮包角α，查得的包角系数；
L k -长度系数；
为避免V 型带工作时各根带受力严重不均匀，限制根数不大于10。

290
.095.0)46.019.2(4.4=⨯⨯+=Z [7]计算带的张紧力0F
2
0)5.2(500qv k k vZ p F ca +-=αα 其中： ca p -带的传动功率,KW ；
v-带速,m/s ；
q-每米带的质量，kg/m ；取q=0.17kg/m 。

v = 1440r/min = 9.42m/s 。

N F 7.19342.917.0)95
.09.05.2(442.94.450020=⨯+-⨯⨯⨯= [8]计算作用在轴上的压轴力 N ZF F Q 153024.161sin 7.193422sin 21
0=⨯⨯⨯≈≈
α
2.3 各传动组齿轮模数的确定和校核
⑴模数的确定：
a 传动组：分别计算各齿轮模数
先计算24齿齿轮的模数：
3221][)1(16338j m d
n z N m σμϕμ+=
其中: μ-公比 ； μ = 2；
d N -电动机功率；d N = 4KW ；
m ϕ-齿宽系数；
][σ-齿轮传动许允应力;
j n -计算齿轮计算转速。

S K N lim
][σσ= ， 取lim σ= 600MPa,安全系数S = 1。

由应力循环次数选取9.0=N K
MPa 54016009.0][=⨯=σ 90.0=N K ，取S=1，[]MPa MPa S K H N 540160090.01
lim =⨯==σσ。

mm m 5.224=
取m = 2.5mm 。

按齿数30的计算，mm m 5.230=，可取m = 2.5mm ； 按齿数36的计算，mm m 5.236=, 可取m = 2.5mm 。

于是传动组a 的齿轮模数取m = 2.5mm ，b = 32mm 。

轴Ⅰ上齿轮的直径：
mm d mm d mm d a a a 60245.275305.290365.2321=⨯==⨯==⨯=；；。

轴Ⅱ上三联齿轮的直径分别为：
mm d mm d mm d a a a 120485.2105425.290365.2'3'2'1=⨯==⨯==⨯=；； b 传动组：
确定轴Ⅱ上另两联齿轮的模数。

322][)1(16338j m d
n z N m σμϕμ+=
按22齿数的齿轮计算：
min /3558.2r n j ==，μ
可得m = 4mm ；。

按42齿数的齿轮计算：
可得m = 4mm ；
于是轴Ⅱ两联齿轮的模数统一取为m = 4mm 。

于是轴Ⅱ两联齿轮的直径分别为：
mm d mm d b b 1684249624421=⨯==⨯=；
轴Ⅲ上与轴Ⅱ两联齿轮啮合的两齿轮直径分别为： mm d mm d b b 120304196484'2'1=⨯==⨯=；
c 传动组：
取m = 2.5mm 。

轴Ⅲ上两联动齿轮的直径分别为：
mm d mm d c c 200805.2100405.221=⨯==⨯=；
轴四上两齿轮的直径分别为：。

；mm d mm d c c 200805.2100405.2'2'1=⨯==⨯=
3. 齿轮强度校核：
计算公式bm Y Y KT Sa
Fa F 12=σ
3.1校核a 传动组齿轮
校核齿数为24的即可，确定各项参数
⑴ P=4.4KW,n=710r/min,
mm N n P T ⋅⨯=⨯⨯=⨯⨯=566101.1710/25.81055.9/1055.9 ⑵确定动载系数：s m dn
v /57.3100060710
96100060=⨯⨯⨯=⨯=ππ
齿轮精度为7级，由《机械设计》查得使用系数05.1=v K
⑶mm m b m 3248=⨯=⨯=ϕ
⑷确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数1=d ϕ
非对称()2231.120.1810.60.2310H d d K b βφφ-=+++⨯
42.1321023.0)6.01(18.012.13=⨯⨯+++=- 4)24/(32/=⨯=h b ,查《机械设计》得27.1=βF K
⑸确定齿间载荷分配系数: N d T F t 229096101.1225
=⨯⨯==
m N b F K t A /10056.713222900.1 =⨯=由《机械设计》查得
1.2H F K K βα==
⑹确定动载系数: 6.127.12.105.10.1=⨯⨯⨯==ααH F v A K K K K K
⑺查表 10-5
65.2=Fa Y 58.1=Sa F
⑻计算弯曲疲劳许用应力
由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限a FE Mp 540=σ。

图10-18查得 9.0=N K ,S = 1.3
a F Mp 3743.15409.0][=⨯=σ
3.8958.165.2374][=⨯=Sa Fa F Y Y σ，
3.896.2843222906.1<=⨯⨯=bm KF t 故合适。

3.2 校核b 传动组齿轮
校核齿数为22的即可，确定各项参数
⑴ P=8.25KW,n=355r/min,
mm N n P T ⋅⨯=⨯⨯=⨯⨯=5661022.2355/25.81055.9/1055.9 ⑵确定动载系数：s m dn
v /04.2100060355
110100060=⨯⨯⨯=⨯=ππ
齿轮精度为7级，由《机械设计》查得使用系数0.1=v K
⑶mm m b m 4058=⨯=⨯=ϕ
⑷确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数1=d ϕ
非对称()2231.120.1810.60.2310H d d K b βφφ-=+++⨯
42.1401023.0)6.01(18.012.13=⨯⨯+++=- 9.2)8.25/(40/=⨯=h b ,查《机械设计》得27.1=βF K
⑸确定齿间载荷分配系数: N d T F t 40401101022.2225
=⨯⨯==
m N b F K t A /1001014040400.1 =⨯=由《机械设计》查得
1.1==ααH F K K
⑹确定动载系数: 397.127.11.10.10.1=⨯⨯⨯==ααH F v A K K K K K
⑺查表 10-5
72.2=Fa Y 57.1=Sa F
⑻计算弯曲疲劳许用应力
由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限a FE Mp 540=σ。

图10-18查得 9.0=N K ,S = 1.3
a F Mp 3743.15409.0][=⨯=σ
5.8757.172.2374][=⨯=Sa Fa F Y Y σ，
5.872.285404040397.1<=⨯⨯=bm KF t 故合适。

3.3校核c 传动组齿轮
校核齿数为18的即可，确定各项参数
⑴ P=8.25KW,n=355r/min,
mm N n P T ⋅⨯=⨯⨯=⨯⨯=5661022.2355/25.81055.9/1055.9 ⑵确定动载系数：s m dn
v /67.1100060355
90100060=⨯⨯⨯=⨯=ππ
齿轮精度为7级，由《机械设计》查得使用系数9.0=v K
⑶mm m b m 4058=⨯=⨯=ϕ
⑷确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数1=d ϕ
非对称()2231.120.1810.60.2310H d d K b βφφ-=+++⨯
42.1401023.0)6.01(18.012.13=⨯⨯+++=-
2)45/(40/=⨯=h b ,查《机械设计》得27.1=βF K
⑸确定齿间载荷分配系数: N d T F t 4930901022.2225
=⨯⨯==
m N b F K t A /1001234049300.1 =⨯=由《机械设计》查得
1.1==ααH F K K
⑹确定动载系数: 2573.127.11.19.00.1=⨯⨯⨯==ααH F v A K K K K K
⑺查表 10-5
91.2=Fa Y 53.1=Sa F
⑻计算弯曲疲劳许用应力
由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限a FE Mp 540=σ。

图10-18查得 9.0=N K ,S = 1.3
a F Mp 3743.15409.0][=⨯=σ
8453.191.2374][=⨯=Sa Fa F Y Y σ，
8499.3054049302573.1<=⨯⨯=bm KF t 故合适。

4. 主轴挠度的校核
4.1 确定各轴最小直径
[1]Ⅰ轴的直径：m in /710,96.011r n ==η
mm n d 25710
96.049149144=⨯=≥η [2]Ⅱ轴的直径：m in /355,922.099.099.098.0212r n ==⨯⨯⨯=ηη
mm n d 30355
922.049149144=⨯=≥η [3]Ⅲ轴的直径：m in /125,89.099.098.0323r n ==⨯⨯=ηη
mm n d 45125
89.049149144=⨯=≥η [4]主轴的直径：m in /5.31,85.098.098.099.0434r n ==⨯⨯⨯=ηη
mm n d 295
.3185.049149144=⨯=≥η 4.2轴的校核
Ⅰ轴的校核：通过受力分析，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对Ⅰ轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核
N
d T F m
N n P T t 2017)1096/(8.962/28.96710/96.05.71055.9/1055.9366=⨯⨯=⨯=⋅=⨯⨯⨯=⨯⨯=- ,
228,33010200,36:2852922mm b mm x Pa
E mm d N
F F F P t t ==⨯===+==已知[]mm y 12.0403.0=⨯= ()
()()()()mm l I E b x l x b F Y B 33
434
943
2222
221098.010*******
361020061033022868533022828526----⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯--⨯⨯⨯--=
⨯⨯⨯--⨯⨯-==πω
[]所以合格,y Y B <。

Ⅱ轴、Ⅲ轴的校核同上。

5. 主轴最佳跨距的确定
250mm 车床，P=4KW.
5.1 选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距
前轴颈应为75-100mm,初选1d =100mm,后轴颈12)9.07.0(d d -=取mm d 702=,前轴承为NN3020K,后轴承为NN3016K,根据结构,定悬伸长度mm a 751=
5.2 求轴承刚度
考虑机械效率 主轴最大输出转距N P T 6769085.09550=⨯=
床身上最大加工直径约为最大回转直径的60%,取50%即200mm ,故半径为0.1m .
切削力 N F C 67601.0676==
背向力 N F F C P 338067605.05.0=⨯==
故总的作用力 N F F F C P 755822=+=
次力作用于顶在顶尖间的工件上主轴尾架各承受一半,
故主轴轴端受力为 N F 37792/=
先假设 mm l a l 225753,3/=⨯==
前后支撑B A R R 分别为
N l a F R N l a l F R B A 126022575377925039225
7522537792=⨯=⨯==+⨯=+⨯=
根据
αδ9.19.08..01.0cos )(39.3iz l F d dF K a r r r v == 30,2,1,17,8.10,8.81260,5039========A A B B aB aA vB vA z i i z l mm l N
F N F
()()N K N K B A 11070cos 1728.10126039.318090cos 3028.8503939.39.19
.08.01.09.19
.08.01.0=⨯⨯⨯⨯==⨯⨯⨯⨯=
()()()658.010075.018091039.2101.21039.2046.0085.005.0852/7010063.11107
1809/636
1134
644=⨯⨯⨯⨯⨯=⨯=-⨯==+===
--a K EI m I mm d K K A e B A η
mm
l a l 225375,3/0=⨯==与原假设相符查线图。

6. 各传动轴支承处轴承的选择
主轴 前支承：NN3020K;中支承：N219E;后支承：NN3016K
Ⅰ轴 前支承：30207;后支承：30207
Ⅱ轴 前支承：30207;中支承：NN3009;后支承：30207
Ⅲ轴 前支承：30208;后支承：30208
7. 主轴刚度的校核
7.1 主轴图:
7.2 计算跨距
前支承为双列圆柱滚子轴承，后支承为双列圆柱滚子轴承
m mm l 687.06875.315.12374332==-++=
当量外径
mm d e 56.808878104351007568054722268444444=⨯+⨯+⨯+⨯+⨯=
主轴刚度：由于5.05586.056.80/45/>==e i d d
故根据式（10-8）
()()()
()m N a l a d d k A A i e s μ/3.149107588775104556.801031039212
4442444=⨯+⨯⨯-⨯⨯=+-⨯⨯=-- 对于机床的刚度要求，取阻尼比035.0=ζ
当v=50m/min,s=0.1mm/r 时, 8.68,/46.2=⋅=βμm m N k cb ,
取mm D b 87.6%5068702.002.0max lim =⨯⨯==
()m N K B μ36.848.68cos 035.01035.0287.646.2=⨯+⨯⨯⨯=
计算A K
m N l a l a a a K K mm
mm D L A B A B B A μ/5.766877516871.28114.0751.2816.036.84114.06.01.281,1.2063.022222222max =⎥⎥⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎢⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛+⎪⎭⎫ ⎝⎛++⨯=⎥⎥⎥⎥⎦⎤⎢⎢⎢⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛+⎪⎭⎫ ⎝⎛++===加上悬伸量共长
m N m N K K A s μμ/3.152/0.1275.7666.166.1<=⨯==
可以看出，该机床主轴是合格的.
三、总结
金属切削机床的课程设计任务完成了，虽然设计的过程比较繁琐，而且刚开始还有些不知所措，但是在同学们的共同努力下，再加上老师的悉心指导，我终于顺利地完成了这次设计任务。

本次设计巩固和深化了课堂理论教学的内容，锻炼和培养了我综合运用所学过的知识和理论的能力，是我独立分析、解
决问题的能力得到了强化.
四、参考文献
［1］工程学院机械制造教研室主编.金属切削机床指导书.
［2］濮良贵纪名刚主编.机械设计(第七版).北京:高等教育出版社,2001年6月
[3］毛谦德李振清主编.《袖珍机械设计师手册》第二版.机械工业出版社,2002年5月
［4］《减速器实用技术手册》编辑委员会编.减速器实用技术手册.北京:机械工业出版社,1992年
［5］戴曙主编.金属切削机床.北京:机械工业出版社,2005年1月
[6]《机床设计手册》编写组主编.机床设计手册.北京:机械工业出版社,1980年8月
［7］华东纺织工学院哈尔滨工业大学天津大学主编.机床设计图册.上海:上海科学技术出版社,1979年6月。