CM6132机械系统设计课程设计

绪论
《机械系统课程设计》课程设计是在学完本课程后，进行一次学习设计的综合性练习。

通过课程设计，使学生能够运用所学过的基础课、技术基础课和专业课的有关理论知识，及生产实习等实践技能，达到巩固。

加深和拓展所学知识的目的。

通过课程设计，分析比较机械系统中的某些典型机构，记性选择和改进；结合结构设计，进行设计计算并编写技术文件；完成系统主传动设计手册、设计标准和资料的方法，达到积累设计知识和设计技巧，提高学生设计能力的目的。

通过设计，使学生获得机械系统基本设计技能的训练，提高分析和解决工程技术问题的能力，并为进行机械系统设计创造一定的条件。

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目录
绪论 (1)
1．概述 (5)
1.1机床主轴箱课程设计的目的 (5)
1.2设计任务和主要技术要求 (5)
1.3操作性能要求 (6)
2.技术参数确定与方案设计 (6)
2.1原始数据 (6)
2.2开展CM6132功能原理设计 (6)
3．运动设计 (7)
3.1确定转速极速 (7)
3.1.1计算主轴最高转速 (9)
3.1.2计算主轴最低转速 (10)
3.1.3确定主轴标准转速数列 (11)
3.2主电动机的选择 (12)
3.3变速结构的设计 (14)
3.3.1 主变速方案拟定 (14)
3.3.2 拟定变速结构式 (14)
3.3.3拟定变速结构网 (15)
3.3.4 验算变速结构式 (16)
3.4绘制转速图 (17)
2
3.5齿轮齿数的估算 (20)
3.6主轴转速误差 (23)
4.动力设计 (24)
4.1电机功率的确定 (26)
4.2确定各轴计算转速 (26)
4.3带轮的设计 (27)
4.4传动轴直径的估算 (30)
4.5齿轮模数的确定 (33)
4.6主轴轴颈的直径 (36)
4.6.1主轴悬伸量a (36)
4.6.2主轴最佳跨距0L的确定和轴承的选择 (36)
4.6.3主轴组件刚度验算 (37)
5. 结构设计 (38)
5.1齿轮的轴向布置 (39)
5.2传动轴及其上传动元件的布置 (40)
5.2.1 I轴的设计 (42)
5.2.2 II轴的设计 (42)
5.2.3 III轴的设计 (42)
5.2.4 带轮轴的设计 (42)
5.2.5 Ⅳ轴的设计 (43)
5.2.6主轴的设计 (43)
5.2.7 主轴组件设计 (43)
5.3齿轮布置的注意问题 (44)
3
5.4主轴与齿轮的连接 (44)
5.5润滑与密封 (43)
5.6其他问题 (45)
6.总结 (44)
7.致谢 (44)
8.参考资料 (45)
4
1．概述
1.1机床主轴箱课程设计的目的
机床课程设计，是在学习过课程《机械系统设计》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。

1.2设计任务和主要技术要求
本次课程设计任务是CM6132车床主传动设计。

由于CM6132车床是精密、高精密加工车床，要求车床加工精度高，主轴运转可靠，并且受外界，振动，温度干扰要小，因此，本次设计是将车床的主轴箱传动和变速箱传动分开设计，以尽量减小变速箱，原电机振动源对主轴箱传动的影响。

本次课程设计包括CM6132车床传动设计，动力计算，结构设计以及主轴校核等内容，其中还有A0大图纸的CM6132车床主传动的装配图。

本次课程设计是毕业课程设计前一次对我们大学四年期间机械专业基础知识的考核和检验。

它囊括了理论力学，材料力学，机械原理，机械设计，机械制造装备设计等许多机械学科的专业基础知识，因此称之为专业课程设计。

它不仅仅是对我们专业知识掌握情况的考核和检验，也是一次对我们所学的知识去分析，去解决生产实践问题的运用。

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1.3 操作性能要求
1）具有皮带轮卸荷装置
2）手动操纵双向摩擦片离合器实现主轴的正反转及停止运动要求3）主轴的变速由变速手柄完成
2.技术参数确定与方案设计
2.1原始数据
(1)机床主参数：D max=ø320mm。

(2)刀具材料：高速钢或硬质合金。

(3)工件材料：钢或铸铁。

2.2开展CM6132功能原理设计
画出车削加工的运动功能图，写出车削加工的运动功能结构式。

图1 车床运动功能图和运动功能式绘出传动原理图。

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图2 车削加工的传动原理图
3．运动设计
根据机床的规格、用途和常用的切削用量，以及与同类型机床的类别分析，确定机床主运动的极限转速、主轴转速的合理分布，从而确定主运动传动系统的公比和级数。

拟定传动系统的结构方案（结构式、结构网设计），分配分变速组的传动比，确定齿轮齿数，绘制其传动系统图，并计算校核其转速误差。

3.1确定转速极速
调查和分析所设计机床上可能进行的工序，从中选择要求最高、最低转速的典型工序。

按照典型工序的切削速度和刀具直径（或工件直径）计算最高、最低转速（即极限转速）和。

计算公式如下：
=
7
8
= 式中：
——分别为主轴最高、最低转速
——分别为最高、最低切削速度； ——分别为最大、最小计算直径。

应当指出，通用机床的并不是机床上可能加工的最大和最小直径，而是指常用的经济加工的最大和最小直径。

对于通用机床，一般取：
=k ·D =
式中：D ——可能加工的最大直径（mm ）；
K ——系数，根据对现有同类型机床使用情况的调查确定（摇臂钻床，k=1.0;普通车床，K=0.5）； ——计算直径范围（=0.2～0.25）。

就本课程设计的D max =ø320mm 的精密卧式车床设计，取K=0.5、=0.25。

=k ·D=0.5×320mm=160mm;
min d =d R ×m ax d =0.25×160mm=40mm 。

3.1.1计算主轴最高转速
根据设计要求，及其刀具和工件的材料，查资料可知，用硬质合金刀具加
工易切碳钢时，主轴转速最高，一般=150~250m/min。

按经验，并考虑切削用量资料，取=250m/min。

则===1990r/min
根据标准公比的标准数列表，取=2000r/min。

3.1.2计算主轴最低转速
根据设计要求，及其刀具和工件的材料，查资料可知，用高速钢刀具加工灰铸铁时，主轴转速最低。

按经验，并考虑切削用量资料，取=13.8m/min。

则===27.5r/min
用高速钢刀具,精车合金钢材料的梯形螺纹（丝杠），加工丝杠的最大直径为ø32mm,取=1.5m/min。

则===14.9r/min
综合同类型机床，取=19r/min。

3.1.3确定主轴标准转速数列
主轴变速范围
==105
9
10
Z=18
ψ===1.31
由于我国机床专业标准GC58-60规定了ψ的七个标准公比：1.06、1.12、
1.26、1.41、1.58、1.78和2。

取ψ=1.26。

查标准数列表，按常规计算各轴转速为：19、23.6、30、37.5、47.5、60、75、95、118、150、190、236、300、375、475、600、750、950、1180、1500、1900。

可看出共有21级转速，且无法达到最高转速
=2000r/min 。

故综合同类型机床对其转速进行调整，使其满足=2000r/min ，=19r/min ，Z=18.求出各级转速为：19、38、50、62、76、100、125、200、250、305、390、500、610、785、1000、1580、2000。

3.2 主电动机的选择
合理的确定电机功率P ，使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。

现在以常见的中碳钢为工件材料，取45号钢，正火处理，车削外圆，表面粗糙度a R =3.2mm 。

采用车刀具，可转位外圆车刀，刀杆尺寸：16mm ⨯25mm 。

刀具几何参数：0γ=15o ，0α=6o ，r κ=75o ，r κ'=15o ，λ=0o ，01γ=-10o ，
b 1r =0.3mm ，r e =1mm 。

现以确定粗车是的切削用量为设计：
确定背吃刀量p a 和进给量f ， p a 取3mm ，f 取0.2r mm 。

确定切削速度，取V c =1.7s m 。

11
机床功率的计算，
主切削力的计算 ：主切削力的计算公式及有关参数：
F Z =9.81⨯Fc n 60⨯Fc C ⨯Fc Z a ⨯Fc Z f ⨯Fc Z v ⨯Fc K
=9.81⨯15.060-⨯270⨯3⨯⨯15.07.1-⨯0.92⨯0.95
=1038（N ）
切削功率的计算
c P =c F ⨯c v ⨯310-=1038⨯1.7⨯310
-=1.8（kW ） 依照一般情况，取机床变速效率η=0.8.
Z P ==2.3(kW) 根据Y 系列三相异步电动机的技术数据,Y 系列三相异步电动机为一般用途全封闭自扇冷式笼型异步电动机，具有防尘埃、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点，B 级绝缘，工业环境温度不超过+40℃，相对湿度不超过95%，海拔高度不超过1000m ，额定电压380V ，频率50Hz 。

适用于无特殊要求的机械上，如机床，泵，风机，搅拌机，运输机，农业机械等。

根据以上计算，为满足转速和功率要求，选择Y 系列三相异步电动机型号为：Y100L2-4,其技术参数见下表3-1.
表3-1 Y100L2-4型电动机技术数据 电动机型
号
额定功率/KW 满载转速/rmp 额定转矩/N.m 最大转矩/N.m Y100L2-4 3 1430 2.2 2.3
至此，可得到下表3-2中的车床参数。

表3-2 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数表
3.3变速结构的设计
3.3.1 主变速方案拟定
拟定变速方案，包括变速型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个变速系统的确定。

变速型式则指变速和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的变速型式、变速类型。

变速方案和型式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。

因此，确定变速方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。

变速方案有多种，变速型式更是众多，比如：变速型式上有集中变速，分离变速；扩大变速范围可用增加变速组数，也可采用背轮结构、分支变速等型式；变速箱上既可用多速电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。

显然，可能的方案有很多，优化的方案也因条件而异。

此次设计中，我们采用分离变速型式的主轴变速箱。

3.3.2 拟定变速结构式
由于结构上的限制，变速组中的传动副数目通常选用2或3为宜，故其结构式为：Z=2n×3m.对于18级传动，其结构式可为以下三种形式：
12
13
18=3×3×2；18=3×2×3；18=2×3×3；
在电动机功率一定的情况下，所需传递的转矩越小，传动件和传动轴的集合尺寸就越小。

因此，从传动顺序来讲，尽量使前面的传动件多以些，即前多后少原则。

故本设计采用结构式为：18=3×3×2。

从轴I 到轴II 有三队齿轮分别啮合，可得到三种不同的传动速度；从轴II 到轴III 有三对齿轮分别啮合，可得到三种不同的传动速度，故从轴I 到轴III 可得到3×3=9种不同的传动速度；同理，轴III 到轴IV 有两对齿轮分别啮合，可得到两种不同的传动速度，故从轴I 到轴IV 共可得到3×3×2=18种不同的传动转速。

设计车床主变速传动系时，为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，在降速变速中，一般限制限制最小变速比41min ≥u ；为避免扩大传动误差，减少震动噪声，在升速时一般限制最大转速比
2m ax ≤u 。

斜齿圆柱齿轮传动较平稳，可取5.2max ≤u 。

因此在主变速链任一变速组的最大变速范围
())
10~8(25.0)5.2~2(min max max ≤≤=u u R 。

在设计时必须保证中间变速轴的变速范围最小。

3.3.3拟定变速结构网
在制定机床传动方案时，常将传动链特性的相关关系画成图，以供比较选择。

该图即为结构网图。

结构网只表示各传动副传动比的相关关系，而不表示数值， 因而绘制成对称形式(图3)。

由于主轴的转速应满足级比规律（从低到高间成等比数列，公比为φ），故结构网上相邻两横线间代表一个公比φ。

为了使一根轴上变速范围不超过允许值，传动副输越多，级比指数应小一些。

考虑到传动顺序中有前多后少原则，扩大顺序应采用前小后大的原则，即
所谓的前密后疏原则。

故本设计采用的结构式为：18=31×23×29
18:级数。

3，3，2：按传动顺序的各传动组的传动副数。

1，3，9：各传动组中级比间的空格数，也反映传动比及扩大顺序。

该传动形式反映了传动顺序和扩大顺序，且表示传动方向和扩大顺序一致。

图3为该传动的结构网。

14
15
3.3.4 验算变速结构式
主轴的变速范围应等于住变速传动系中各个变速组变速范围的乘积，即： i n R R R R R 210
检查变速组的变速范围是否超过极限值时，只需检查最后一个扩大组。

因为其他变速组的变速范围都比最后扩大组的小，只要最后扩大组的变速范围不超过极限值，其他变速组就不会超过极限值。

其中，, ∴=8，符合要求。

3.4绘制转速图
（1）绘制常规的转速图时，要注意，为了结构紧凑，减小振动和噪声，通常限制：
a ：最小传动比Imin>=1/4;
b ：最小传动比Imax<=2(斜齿轮<=2.5);所以，在一个变速组中，变速范围要小于等于8，对应本次设计，转速图中，一个轴上的传动副间最大不能相差6格。

c ：前缓后急原则；即传动在前的传动组，其降速比小，而在后的传动组，其降速比大。

（2）但在绘制CM6132车床转速图时，要注意，由=2000r/min ，=19r/min ，Z=18.确定的各级转速为：19、38、50、62、76、100、125、200、250、305、390、500、610、785、1000、1580、2000，是非常规的转速数
列，故在绘制它的转速图线时，先要确定其主传动系统结构。

CM6132型精密车床采用分离式传动，即变速箱和主轴箱分离。

III，IV轴为皮带传动。

在主轴箱的传动中采用了背轮机构，解决了传动比不能过大（受极限传动比限制）的问题。

(3)绘制转速图
a.选择Y100L1-4型Y系列笼式三相异步电动机。

b.分配总降速变速比
总降速变速比
又电动机转速,不符合转速数列标准，因而增加一定比变速副。

c.确定变速轴轴数
变速轴轴数 = 变速组数 + 3（背轮机构） = 3 +3= 6
d.绘制转速图
在五根轴中，按变速顺序依次设为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ（背轮机构）、Ⅴ（主轴）。

Ⅰ与Ⅱ、Ⅱ与Ⅲ、Ⅲ与Ⅳ、Ⅳ和Ⅴ轴之间的变速组分别设为a、b、c、d. Ⅴ（主轴）开始，确定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ的转速：
①先来确定背轮机构的公比
变速组d 的变速范围为=8，构式，
采用背轮机构，则其公比为：=1
==
=
16
②确定轴Ⅲ的公比
变速组c采用皮带传动降速，可取
③确定轴Ⅱ的公比
为了扩大变速范围，变速组b是基本组，并采用混合公比，使用三联滑移齿轮，可取
==
=
④确定轴Ⅰ的转速
对于变速组a,是第一扩大组，其级比指数为3,可取
=
==
由此也可确定加在电动机与主轴之间的定变速比。

下面画出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）。

CM6132型精密车床（18级转速，混合公比）采用了背轮机构后的转速图，如图4所示。

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ⅠⅡⅢⅥⅤ
图4 传动系统的转速图
3.5 齿轮齿数的估算
齿轮齿数的确定，当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。

为了便于设计和制造，同一传动组内各齿轮的模数常取为相同。

此时，各传动副的齿轮齿数和相同。

显然，齿数和太小，则小齿轮的齿数少，将会发生根切，或造成其加工齿轮中心孔的尺寸不够（与传动轴直径有关），或造成加工键槽（传递运动需要）时切穿齿根；若齿数和太大，则齿轮结构尺寸大，造成主传动系统结构庞大。

因此，应根据传动轴直径等适当选取。

对于定比传动的齿轮齿数可依据机械设
18
计手册推荐的方法确定。

对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整
S及小齿轮的齿数可以从手册中选取。

数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和
z
一般在主传动中，最小齿数应大于18～20。

采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于4，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。

本次设计共包含I-II轴传动组，II-III轴传动组，IV传动组和IV-V (主轴)传动组四个齿轮副传动组。

根据查表法,查手册各种常用变速比的使用齿数。

变速组a:
∵，=，==
查传动比i为1.58、1.26和2.52的三行，有数字者即为可能的方案。

结果如下：
S……57、59、60、62、65、67、70、72、75、
时：=
z
77、78……
S……56、59、61、63、65、66、68、70、72、74、=时：=
z
75、77……
S……56、60、63、66、67、70、71、73、74、77、==时，=
z
78……
S70，但是齿数过大，径向尺寸大，三联滑移齿轮的最大齿轮之可挑出=
z
间的齿数差应大于或等于4，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。

综合同类型机
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S58，于是可得各对传动副中小齿轮的齿数分别为：22、26和床，选取=
z
17。

这样会使传动比产生些微变化，于是
于是，=，==，
可得轴I上的三联齿轮齿数分别为：36、26、17
轴Ⅱ上的三联齿轮齿数分别为：22、32、42。

变速组b:
∵，==，=
S……57、59、60、62、65、67、70、72、75、
时：=
z
77、78……
S……56、59、61、63、65、66、68、70、72、74、=时：=
z
75、77……
S……57、60、63、66、69、72、75、78……
=时：=
z
S72，但是变速组a选取的齿数和是58，相差很大，结构不紧可取=
z
凑，且三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于4，以保证滑移是
S68，于是可得各对传动副中小齿轮的齿数分别齿轮外圆不相碰。

于是取=
z
为：22、26和30。

这样会使传动比产生些微变化，于是，==，=
可得轴Ⅱ上的齿轮齿数分别为：42、38、22。

轴Ⅲ上三联滑移齿轮的齿数分别为：26、30、45。

背轮机构
20
21
皮带轮轴到Ⅳ轴的公比为==
，可取=z S 90，则
==,于是
皮带轮轴上的齿数为27，Ⅳ轴上的齿数为63。

Ⅳ轴到Ⅴ轴（主轴）的公比为
=
，可取=z S 75,则
=，于是Ⅳ轴上的齿数为17，Ⅴ轴上的齿数为58。

3.6 主轴转速误差
实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过±10(ϕ-1)％,即
'||10(1)%n n n
ϕ-<-实际转速标准转速标准转速
对于精密车床CM6132的18级转速图知：Nmax=2000r/min 有，max 903642178143012018.52/min 1502226200
N r =⨯⨯⨯⨯⨯= 则有
2018.522000
0.926% 2.6%2000
-=≤
因此满足要求。

以同样的方法来计算其它各转速
22
1716151413903638178143011582.78/min 1502230200902642178
143011002.25/min
1503226200902638178
14301785.89/min
1503230200903622178
14301610.9/min
15022452009017143015042n r n r n r n r n =⨯
⨯⨯⨯⨯==⨯⨯⨯⨯⨯==⨯⨯⨯⨯⨯==⨯⨯⨯⨯⨯==⨯⨯121110942178
1499.29/min
26200901738178
14301391.51/min
1504230200902622178
14301303.33/min
1503245200
9036421782717
1430253.56/min
1502226200635890363817814301502230200r n r n r n r n ⨯⨯⨯==⨯⨯⨯⨯⨯==⨯⨯⨯⨯⨯==⨯⨯⨯⨯⨯⨯==⨯⨯⨯⨯⨯87652717
198.82/min
6358901722178
14301151.11/min
1504245200
9026421782717
1430125.9/min
150322620063589026381782717
143098.72/min
150323020063589036221782714301502245200r n r n r n r n ⨯==⨯⨯⨯⨯⨯==⨯⨯⨯⨯⨯⨯==⨯⨯⨯⨯⨯⨯==⨯⨯⨯⨯⨯432117
76.74/min
63589017421782717
143062.72/min
150422620063589017381782717
143049.18/min
150423020063589026221782717
143038.10/min
150324520063589017221781430150424520r n r n r n r n ⨯==⨯⨯⨯⨯⨯⨯==⨯⨯⨯⨯⨯⨯==⨯⨯⨯⨯⨯⨯==⨯⨯⨯⨯2717
18.98/min 06358r ⨯⨯=
23
1582.781580
0.178% 2.6%
15801002.251000
0.225% 2.6%
1000785.89785
0.113% 2.6%
785610.9610
0.148% 2.6%
610
500499.29
0.142% 2.6%
500391.51390
0.387% 2.6%
390305303.33
0.548% 2.6%
305253.56250
1.424%250-=<-=<-=<-=<-=<-=<-=<-=
2.6%
200198.82
0.6% 2.6%
200151.11150
0.74% 2.6%
150125.9125
0.72% 2.6%
12510098.72
1.28%
2.6%
10076.7476
0.974% 2.6%7662.7262
1.16%
2.6%625049.18
1.64%
2.6%5038.1038
0.263% 2.6%381918.98
0.10519<-=<-=<-=<-=<-=<-=<-=<-=<-=% 2.6%<
同上计算各级转速误差，以表形式列出，如下图：
24
各级转速误差
2000
1580
1000
785
610
500
390
305
250
2018.52 1582.78
1002.25 785.89 610.9 499.29 391.51 303.33 253.56 误差
0.926% 0.178% 0.225% 0.113% 0.148% 0.142% 0.387% 0.548% 1.424% 200
150 125 100 76 62 50 38 19 198.82 151.11 125.9 98.72 76.74 62.72 49.18 38.10 18.98
误差
0.6%
0.74% 0.72% 1.28% 0.974% 1.16% 1.64% 0.263% 0.105%
各级转速误差都都小于2.6％，因此不需要修改齿数。

4.动力设计
4.1电机功率的确定
如前所述，对于国产CM6132普通车床，机床功率一般为 3.0KW.选择Y100L2-4型号异步电动机。

其额定功率为3KW.
4.2确定各轴计算转速
⑴确定主轴计算转速：计算转速j n 是传动件能传递全部功率的最低转速。

各传动件的计算转速可以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。

根据公式，主轴的计算转速为
z 18113
3
min n n 19 1.26
60.3r /min j φ
--==⨯=
⑵各变速轴的计算转速：
25
①轴Ⅳ的计算转速4j n 为62r/min ； ②Ⅲ的计算转速3j n 为175r/min ； ③轴Ⅱ的计算转速2j n 为350r/min ； ④Ⅰ的计算转速
1
j n 为858r/min 。

4.3 带轮的设计
本次设计中，存在着电动机到I 轴，III 轴到VI 的两组皮带轮传动，其传动比分别为1.67和1.12.一般机床上采用V 带，根据电动机转速和功率即可确定带型号，传动带数2~5个最佳。

根据带轮传递功率和转速，对于电动机到I 轴选择A 型带。

三角带传动中，轴间距A 可以加大。

由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。

带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定比传动。

电动机转速n=1430r/min,传递功率P=3kW,传动比i=1.67，两班制，一天运转16小时，工作年数10年。

(1)选择三角带的型号
由手册得，工作情况系数A K 查的共况系数A K =1.2。

故根据公式
=1.2×3=3.6KW
式中：P--电动机额定功率；
A K --工作情况系数。

因此根据ca P 、1n 查资料的普通V 带轮型图选用A 型V 带。

(2)确定带轮的基准直径1D ，2D
带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。

为提高带的寿命，小带轮的直径1
D
26
不宜过小，即min D D ≥1。

查手册上的表格取主动小带轮基准直径1D =90mm 。

由公式计算
=1.67×90=150.3mm
查普通V 带带轮基准直径系列，取=150mm 。

(3)验算带速度V ， 按公式验算带的速度 =
∵525m
s v m s <<，故带速合适。

(4)初定中心距
带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取： 根据经验公式)(2)(7.021021D D A D D +≤≤+,初步确定中心距，即
0.7×（150+90）≤
≤2×（150+90） 168≤
≤480
为使结构紧凑，取0A =300mm 。

(5)三角带的计算基准长度0L 由公式,计算带轮的基准长度
()()0
2
12210042
2A D D D D A L -+
++
=π
查表得，圆整到标准的计算长度
则实际中心距为：
27
(6)验算小带轮包角1α 根据公式
故主动轮上包角合适。

(7)确定三角带根数Z 根据公式
00ca
l
p z p p k k α=
+∆
查表由1D =90mm 和
及查表，由单根A 型V
带的额定功率分别是0.93KW 和1.07KW ，用线性插值法求得时
的额定功率
KW 。

查0p ∆= 0.14KW,
查表k α=0.97；长度系数l k =0.89
∴取
根
(8)计算初拉力
查表得V 带质量q=0.1kg/m ，则初拉力为
20)5.2(500
qv k k vZ p F ca +-=α
α
式中： ca p -带的变速功率,KW ； v-带速,m/s ；
q-每米带的质量，kg/m ；取q=0.1kg/m 。

v = 1440r/min = 9.42m/s 。

28
(9)计算作用在轴上的压轴力 =2×4×109.85×
=874N
(10)带轮结构
①小带轮结构 1D =90mm 采用实心式，查电动机轴颈，由表
查得
e=150.3mm , f=mm
轮毂宽：
其最终宽度结合安装带轮的轴段确定 轮缘宽：
=(4-1)×15+2×10=65mm
②大带轮结构
=150mm 采用孔板式,轮缘宽可与小带轮相同，轮毂
宽可与轴的结构设计同步。

同理及计算方法，求得III 轴到VI 轴传动皮带的结构参数，
B 型V 带 ，Z=2。

4.4传动轴直径的估算
传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。

机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大变形。

因此疲劳强度一般不失是主要矛盾，除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度。

刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变形。

因此，必须保证传动轴有足够的刚度。

根据公式，[]
mm n P d j 4
91ϕ≥，并查得到[]ϕ取1.
29
①Ⅰ轴的直径：取110.96,858/min j n r η==
[]
4
4330.96
9191
21.98581
j d mm n ηφ⨯≥==⨯
取d=30mm.
②Ⅱ轴的直径：取2120.980.990.990.922,350/min j n r ηη=⨯⨯⨯==
[]
4
4330.922
9191
27.13501
j d mm n ηφ⨯≥==⨯
取d=32mm
③Ⅲ轴的直径：取3230.980.990.89,175/min j n r ηη=⨯⨯==
[]
4
4330.89
9191
31.981751
j d mm n ηφ⨯≥==⨯
取d=35mm
④Ⅳ轴的直径：取3230.980.990.89,62/min j n r ηη=⨯⨯==
[]
4
4330.89
9191
41.45621
j d mm n ηφ⨯≥==⨯ 取d=40mm
其中：P-电动机额定功率（kW ）；
η-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积； j n -该传动轴的计算转速（min r ）
； []ϕ-传动轴允许的扭转角（deg/m ），一般传动轴
,取。

当轴上有键槽时，d 值应相应增大4～5%;当轴为花键轴时，可将估算的d
30
值减小7%为花键轴的小径;空心轴时，d 需乘以计算系数b 。

Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ和Ⅳ为花键轴，主轴为空心轴。

因为矩形花键定心精度高，定心稳定性好，能用磨削的方法消除热处理变形，定心直径尺寸公差和位置公差都能获得较高的精度，故我采用矩形花键连接。

按19871144-T GB 规定，矩形花键的定心方式为小径定心。

查矩形花键的基本尺寸系列，定Ⅰ花键轴的规格
630267N D d B -⨯⨯-⨯⨯为 ；II 轴花键轴的规格632287N D d B -⨯⨯-⨯⨯为；
I I I 轴花键轴的规格6353010N D d B -⨯⨯-⨯⨯为；Ⅳ轴花键轴的规格
6403510N D d B -⨯⨯-⨯⨯为。

这里需要说明三点：
（1）花键轴参数尺寸代表Z-D×d×b。

Z 表示花键轴齿数，D 表示花键轴大径，d
表示小径，b
表示齿宽，具体图样见下图
：
图5 矩形花键轴
（2）齿轮齿数的选取，应保证齿轮齿根与花键轴大径配合的轮毂面不得小于3~5mm 。

（2）如A0图纸绘制的CM6132车床主传动系统图所示，带轮轴做成中空轴套，起卸荷左右，这样可将带轮的张紧力引起的径向力通过轴套，滚动轴承传至机身上，保证主轴的运转不受带轮张紧力的影响。

31
（4）III 轴和IV 轴间为皮带轮1：1.12传动。

4.5齿轮模数的确定
齿轮模数的估算。

通常同一变速组内的齿轮取相同的模数，如齿轮材料相同时，选择负荷最重的小齿轮，根据齿面接触疲劳强度和齿轮弯曲疲劳强度条件进行估算模数H m 和F m ，并按其中较大者选取相近的标准模数，为简化工艺变速传动系统内各变速组的齿轮模数最好一样，通常不超过2～3种模数。

先计算最小齿数齿轮的模数，齿轮选用直齿圆柱齿轮及斜齿轮传动，查手册齿轮精度选用7级精度，选择小齿轮材料为45钢 (调质)，硬度为220HBS 和260HBS ：
a 变速组：分别计算各齿轮模数，先计算最小齿数,的齿
轮。

⑴初步计算传动的主要尺寸 根据公式：
①小齿轮传递转矩为
②因v 值未知，值不能确定，可初步选载荷系数,初选。

③非对称安装，取齿宽系数
=0.3。

④查得弹性系数。

⑤齿数比u=42/17=2.4。

⑥按齿面硬度查图，得, ⑦假设该机床工作寿命10年，每年工作300天，两班制，工作平稳，齿轮
转向不变。

则，大齿轮和小齿轮的应力循环次数分别为：
⑧查资料的,
取安全系数
取
⑵计算模数
计算载荷系数查得使用系数
因，查得动载荷系数，由表查得齿向载荷分布系数，则载荷系数为
1.2765
对进行修正因K 与有较大的差异，故需对由计算出的进行修正，即
确定模数
32
2.85
取
⑶传动尺寸
①两分度圆直径
②中心距
③齿宽,
尽可能圆整为5的倍数，取
④尺高
为了便于设计和制造，同一传动组内的齿轮的模数常取相同，此时，各传动齿轮副的齿轮齿数和相同。

则在变速箱职中，每根传动轴上各齿轮的模数均为。

而在主轴箱中，用上述方法也取得第一对传动副齿轮的模数，而在传动链中，最后一个背轮机构中，变速范围较大，各传动副对应传动的扭矩的差别也较大，为合理利用材料，常采用不同的模数，且在同一传动组内正常只限用于用两种模数。

由于传动副轴心线距离必须相等，即
、——分别为两种模数；
、——分别为、两传动副的齿数和。

则得。

33
34
4.6主轴轴颈的直径
主轴的外径尺寸，关键是主轴前轴颈的（前支撑处）的直径1D 。

1D 选定后，其他部位的外径可随之而定。

1D 一般是通过筒规格的机床类比分析加以确定。

320mm 车床，P=3KW 查手册，前轴颈应170~90D =,初选172D mm =,后轴颈12)85.0~7.0(D D =取255D mm =。

因为主轴为空心轴，其内孔直径d/D 0.7,取主轴当量直径 557263.52
D mm +==；则d 44.45，取d=35mm 。

4.6.1主轴悬伸量a
主轴悬伸量的大小往往受结构限制，主要取决于主轴端部的结构形式及尺寸、刀具或夹具的安装方式、前轴承的类型及配置、润滑与密封装置的结构尺寸等。

主轴设计时，在满足结构的前提下，应最大限度的缩短主轴悬伸量a 。

根据结构,对于精密机床a/1D =0.6~1.5=43.2~108mm ，定悬伸长度105a mm =。

4.6.2主轴最佳跨距0L 的确定和轴承的选择
支撑跨距L ，当前多数机床的主轴采用前后两个支撑，结构简单，制造、装配方便，容易保证精度，但是，由于两支撑主轴的最佳支距0L 一般较短，结构设计难于实现，故可采用三支撑结构。

但精密车床CM6132转速的变化范围大，主轴需正反转，对机床的稳定性要求高，故采用滑动轴承，选用内圆外锥式多油楔轴承。

其内表面加工出三个偏心圆弧槽（油囊），均匀分布在圆周上，深为0.2mm 。

所以主轴无论正反转都能形成三个油楔。

主轴中间装两个推力球轴承（D8112），使主轴轴向定位。