车床的主传动系统设计-课程设计

太原科技大学机械电子工程
课程设计说明书
设计题目车床的主传动系统设计
院系：机械工程学院
专业：机械电子工程
班级：
学号：
姓名：
指导老师：
日期： 2017年 3月 21日
车床的主传动系统设计任务书
姓名张宇辰学号 201312010234
专业机械电子工程班级 2班
最大加工直径为460mm的普通车床的主轴箱部件设计原始数据：
主要技术参数题目
主电动机功率P/kw 4.3
最大转速480
最小转速9.6
公比 1.26
工件材料：钢铁材料。

刀具材料：硬质合金。

设计内容：
1）运动设计：根据给定的转速范围及公比确定变速级数，绘制结构网、转速图、传动系统图，计算齿轮齿数。

2）动力计算：选择电动机型号及转速，确定各传动件的计算转速，对主要零件（如带、齿轮、主轴、传动轴、轴承等）进行计算（初算和验算）。

3）绘制下列图纸：
①机床主传动系统图（画在说明书上）。

②主轴箱部件展开图及主要剖面图。

③主轴零件图。

4）编写设计说明书1份。

目录
一、绪论 (5)
二、普通车床主动传动系统参数的拟定 (6)
2.1电动机的选择 (6)
2.2确定转速级数 (6)
三、传动设计 (7)
3.1拟定传动方案 (7)
3.2 确定结构式 (7)
3.3设计结构网 (7)
3.4绘制转速图 (8)
3.5各传动组传动副齿轮齿数 (11)
3.6绘制传动系统图 (12)
四、传动机构设计 (12)
4.1齿轮传动设计 (12)
4.3轴的设计计算 (19)
4.4轴承的选用 (23)
4.5 键的选用 (24)
4.6 圆盘摩擦离合器的选择和计算 (25)
4.7轴承端盖设计 (26)
五、动力计算 (26)
5.1齿轮的强度校核 (26)
5.2各传动轴轴承的校核 (29)
5.3主轴的校核 (30)
5.4键的校核 (32)
六、润滑设计及润滑油选择 (33)
6.1润滑设计 (33)
6.2润滑油的选择 (34)
七、总结 (35)
八、参考文献 (36)
一、绪论
机械制造装备课程设计是在学习完《机械设计》、《机械制造技术基础》、《机械工程材料》、《简明材料力学》、《机械原理》、《机械制图》、《互换性与测量技术》、《Auto CAD》、《计算机基础与应用》等大学大部分课程后进行的实践性教学环节，是对我们大学几年所学知识的一次深入地综合性地考核，也是一次理论联系实际的训练。

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，培养学生具有初步的结构分析，结构设计和计算能力。

机床主传动系统因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同，应满足的要求也不一样。

设计机床主传动系统时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。

在设计时应结合具体机床进行具体分析，一般应满足的基本要求有：满足机床使用性能要求。

首先应满足机床的运动特性，如机床主轴应有足够的转速范围和转速级数；满足机床传递动力的要求。

本次课程设计的为普通车床的传动系统，根据不同的加工条件,对传动系统的要求也不尽相同，依据某些典型工艺和加工对象，兼顾其他的可能工艺加工的要求，拟定机床技术参数，拟定参数时要考虑机床发展趋势，和同国内外同类机床的对比，从而获得最优的参数，使机床主传动系统的设计最为合理。

毫无疑问，这次课程设计在我们大学生活中占有重要地位。

就我个人而言，希望通过这次课程设计，可以对未来将要从事的工作有很大的帮助，加强与他人沟通、与他人的合作能力，从中锻炼自己分析问题，解决问题的能力，为将来的工作发展打下一个良好的基础。

二、普通车床主动传动系统参数的拟定
2.1电动机的选择
根据任务书提供的电动机转速min /r 1450，选择电动机的型号为Y160M,电动机具体参数如下表所示：
表2-1 电动机参数表
电动机型号 额定功率
满载转速 级数 同步转速 Y132S
5.5
1440r/min
4级
1500r/min
2.2确定转速级数
已知条件:
主轴min 480max r n =，min 6.9min r n =，电动机P=4.3KW ，最大加工直径460mm ，公比26.1=ϕ。

由公式1min max -==
Z n n n R ϕ，1lg lg +=ϕ
n
R Z ,则转速范围506.9480==n R 综上可知Z=18，故机床主轴为18级变速。

因为706.126.1==ϕ根据《机械制造装备设计》查表2-4标准公比和表2-5标准数列,首先找到最大极限转速1000，再每跳过7个数取一个转速，即可得到公比为1.26的等比数列:480r/min 、380r/min 、300r/min 、240r/min 、190r/min 、150r/min 、120r/min 、95r/min 、76r/min 、60r/min 、46r/min 、36r/min 、30r/min 、24r/min 、19r/min 、15r/min 、12r/min 、9.6r/min 。

三、传动设计
3.1拟定传动方案
拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个传动系统的确定。

传动型式则指传动和变速的元件、机构以及其组成、安排不同特点的传动型式、变速类型。

传动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，确定传动方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济性等多方面统一考虑。

3.2 确定结构式
因为我的级数是18级，为了实现18级，本次设计中， 18=2×3×（2×2-1）×1
主变速传动系从电动机到主轴，通常为降速传动，接近电动机的传动转速较高，传动的转矩较小，尺寸小一些，反之，靠近主轴的传动件转速较低，传递的转矩较大，尺寸就较大。

因此在拟定主变速传动系时，应尽可能将传动副较多的变速组安排在前面，传动副数少的变速组放在后面，使主变速传动系中更多的传动件在高速范围内工作，尺寸小一些，以节省变速箱的造价，减小变速箱的外形尺寸；也就是满足传动副前多后少的原则，因此确定传动方案为： 18=2×3×（2×2-1）×1
3.3设计结构网
传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围：在降速传动时，为防止被动齿轮的直径过大而使进径向尺寸过大，常限制最小传动比，41min ≥主u ，升速传动时，为防止产生过大的振动和噪音，常限制最大传动比2max ≤主u ，斜齿轮比较
平稳，可取5.2m a x
≤主u ，故变速组的最大变速范围10~825.0/)2.2~2(u /u min max n =≤=主主R 。

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。

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：
j 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。

最后扩大组的变速范围是 8441.1)12(42<==-R 符合要求。

3.4绘制转速图
1.选择Y132S 型Y 系列笼式三相异步电动机 分配总降速变速比：
总降速变速比 02.0480/6.9/min ===d n n i 。

又电动机转速min /1430r n d =符合转速数列标准，因而不增加一定比变速副。

2.确定各级转速
由前面计算已知：480，380，300，240，190，150，120,95,76,60,46,36,30,24,19,15,12,9.6r/min 。

3.绘制转速图
四根轴按变速顺序依次设为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ（主轴）。

（1）先来确定Ⅰ轴的转速
电动机转速为1430r/min 传动比=1 Ⅰ轴的转速n 1=1430×1=1430 r/min （2）确定轴Ⅱ的转速
从Ⅰ轴传到轴Ⅱ有两对齿轮所以有两对传动比i 1=54/36 i 2=41/49 所以轴Ⅱ的转速n 2=n 1/i 1=953.3 r/min n 2=n 1/i 2=1196.5 r/min
（3）确定轴Ⅲ的转速
从轴Ⅱ传到轴Ⅲ有两对齿轮所以有三对传动比i1= 52/20 i2=44/28 i3=36/36
所以轴Ⅲ的转速n'3=n2’/i1= 366.7r/min n''3=n2’/i2=478.6r/min
n'''3=n2’’/i1= 606.6r/min n''''3=n2’’/i2=761.4r/min
n'''3=n2’’/i1= 953.3r/min n'''3=n2’’/i1= 1196.5r/min （4）确定Ⅳ轴的转速
从轴Ⅲ传到Ⅳ轴有两对齿轮所以有两对传动比i1=80/20 i2=50/50 所以轴Ⅳ的转速n'4=n'3/i1=91.7r/min n''4=n'3/i2=366.7r/min
n'''4=n''3/i1=119.7r/min n''''4=n''3/i2=478.6r/min
n'''''4=n'''3/i1= 151.7r/min n''''''4=n'''3/i2=606.6r/min
n'''''''4=n''''3/i1=190.35 r/min n''''''''4=n''''3/i2=761.4r/min
n''''''''4=n''''3/i2=238.3r/min n''''''''4=n''''3/i2=953.3r/min
n''''''''4=n''''3/i2=299.1r/min n''''''''4=n''''3/i2=1196.5r/min （5）确定Ⅴ轴的转速
从Ⅳ轴传到Ⅴ轴有两对齿轮所以有两对传动比i1=80/20 i2=50/50
所以轴Ⅳ的转速：n'4=n'3/i1=22.9r/min n''4=n'3/i2=91.7r/min
n'''4=n''3/i1=84.2r/min n''''4=n''3/i2=366.7r/min
n'''''4=n'''3/i1= 29.9r/min n''''''4=n'''3/i2=119.7r/min
n'''''''4=n''''3/i1=119.65r/min n''''''''4=n''''3/i2=478.6r/min
n''''''''4=n''''3/i2=37.9r/min n''''''''4=n''''3/i2=151.7r/min
n''''''''4=n''''3/i2=151.7r/min n''''''''4=n''''3/i2=606.6r/min
n''''''''4=n''''3/i2=47.6r/min n''''''''4=n''''3/i2=190.35r/min
n''''''''4=n''''3/i2=190.35r/min n''''''''4=n''''3/i2=761.4r/min
n''''''''4=n''''3/i2=59.6r/min n''''''''4=n''''3/i2=238.3r/min
n''''''''4=n''''3/i2=238.3r/min n''''''''4=n''''3/i2=953.3r/min
n''''''''4=n''''3/i2=74.8r/min n''''''''4=n''''3/i2=299.1r/min
n''''''''4=n''''3/i2=299.1r/min n''''''''4=n''''3/i2=1196.5r/min （6）确定Ⅵ主轴的转速
从Ⅴ轴传到Ⅵ轴有一对齿轮所以有传动比i1=75/30
n'4=n'3/i1=480r/min n''4=n'3/i2=380r/min
n'''4=n''3/i1=300r/min n''''4=n''3/i2=240r/min
n'''''4=n'''3/i1= 190r/min n''''''4=n'''3/i2=150r/min
n'''''''4=n''''3/i1=120r/min n''''''''4=n''''3/i2=95r/min
n''''''''4=n''''3/i2=76r/min n''''''''4=n''''3/i2=60r/min
n''''''''4=n''''3/i2=46r/min n''''''''4=n''''3/i2=36r/min
n''''''''4=n''''3/i2=30r/min n''''''''4=n''''3/i2=24r/min
n''''''''4=n''''3/i2=19r/min n''''''''4=n''''3/i2=15r/min
n''''''''4=n''''3/i2=12r/min n''''''''4=n''''3/i2=9.6r/min
下面画出转速图：
图3-2 转速图
3.5各传动组传动副齿轮齿数
1.确定齿轮齿数的原则和要求
(1)齿轮的齿数和Z S 不应过大；齿轮的齿数和Z S 过大会加大两轴之间的中心距，使机床结构庞大，一般推荐200~100≤Z S 。

(2)最小齿轮的齿数要尽可能少；但同时要考虑：
最小齿轮不产生根切，机床变速箱中标准直圆柱齿轮，一般最小齿数
20~18min ≥Z ；
(3)受结构限制的最小齿轮最小齿数应大于18～20；
(4)齿轮齿数应符合转速图上传动比的要求：实际传动比（齿数之比）与理论 传动比（转速图上要求的传动比）之间有误差，但不能过大，确定齿轮数所造成的转速误差，一般不应超过)%1(10-±ϕ， 即:
%1-10-）（理
理
实ϕ±≤n n n
2.齿轮齿数的确定
由查的资料得Ⅰ轴上齿轮的齿数为41 、36.Ⅱ轴上齿轮的齿数为49、54、28、 20、36.Ⅲ轴上的齿轮齿数为44、52、36、20、50。

Ⅳ轴上的齿轮齿数为80、50、
20、50.Ⅴ轴上齿轮齿数为50、80、30.Ⅵ轴上的齿轮齿数为75.
3.6绘制传动系统图
根据前边计算数据绘制传动系统图：
图3-3 变速传动系统图
四、传动机构设计
4.1齿轮传动设计
直齿圆柱齿轮材料选择40Cr 调质后表面淬火。

硬度范围48-55HRC 平均52HRC 。

斜齿圆柱齿轮小齿轮材料选择40Cr 调质，硬度274-286HBW ，平均280HBW ；大齿轮材料选择45钢调质，硬度225-255HBW ，平均240HBW ，相差40HBW 。

1.确定模数：
（1）确定1-2轴齿轮模数： 1）按齿根弯曲疲劳强度设计 试选载荷系数25.2t =K
2）计算小齿轮传递的转矩=T 19.55x 106
P/n 1=28717N ·mm 3） 选齿宽系数9.0d =φ（非对称布置） 4）查得齿形系数34.246.221==Y Y Fa Fa ，
查得应力修正系数72.165.121a ==Y Y Sa S ， 5）由式
=ε
α
{1.88-3.2（1/Z1+1/Z2）}=cos β 1.732
=Y ε0.25+0.75/
=ε
α
0.683
6）按齿面硬度查得齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa F F 6002lim 1
lim ==σσ
7）计算应力循环次数
=N 160n 1j L h =1.716x 109
=
N 2N 1/i=1.144x 109
8)查得弯曲疲劳寿命系数88.0,85.021==K K FN FN 9）计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数3.1=S F
[
σF
]1=K FN 1
σ1
lim F /S F =392.31MPa [σ
F
]2=K FN 2
σ
2
lim F /S F =406.15MPa
10)计算大小齿轮的]
[F Sa
Fa Y Y σ，并进行比较，则
0103464
.01][11=F Sa Fa Y Y σ，2
][22F Sa Fa Y
Y σ=0.0099096 小齿轮的大，应以小齿轮的计算 11）计算模数t m ==3
211
111
][2F d Sa Fa t t Z Y Y Y T K m σφε 1.25
取为标准值2
同理求得该轴的其他齿轮模数也都为2 12).确定齿轮参数（36/54）：
标准齿轮参数： οα20=,1=*
a
h ，25.0=*c 模数m=2mm ，齿数z1=36 z2=54 , i=1.5 分度圆直径d1=mz1=72mm ，d2=mz2=108mm 中心距a=（d1+d2）/2=90mm 齿宽b==1d d φ65mm 13).确定齿轮参数（41/49）：
标准齿轮参数： οα20=,1=*
a
h ，25.0=*c 模数m=2mm ，齿数z1=41 z2=49 , i=1.2 分度圆直径d1=mz1=82mm ，d2=mz2=98mm 中心距a=（d1+d2）/2=90mm 齿宽b==1d d φ57mm
（2）确定2-3轴齿轮模数： 1）按齿根弯曲疲劳强度设计 试选载荷系数25.2t =K
2）计算小齿轮传递的转矩=T 19.55x 106
P/n 1=43090N ·mm 3） 选齿宽系数1d
=φ（非对称布置）
4）查得齿形系数35.277.221==Y Y Fa Fa ， 查得应力修正系数72.156.121a ==Y Y Sa S ， 5）由式
=ε
α
{1.88-3.2（1/Z1+1/Z2）}=cos β 1.658
=Y ε0.25+0.75/
=ε
α
0.7024
6）按齿面硬度查得齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa F F 6002lim 1
lim ==σσ
7）计算应力循环次数 =N 160n 1j L h =1.1436x 109
=
N 2N 1/i=4.398x 108
8)查得弯曲疲劳寿命系数88.0,85.021==K K FN FN 9）计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数3.1=S F
[
σ
F
]1=K FN 1
σ1
lim F /S F =392.31MPa [σ
F
]2=K FN 2
σ
2
lim F /S F =406.15MPa
10)计算大小齿轮的]
[F Sa
Fa Y Y σ，并进行比较，则
011015.01][11=F Sa Fa Y Y σ，2
][22F Sa Fa Y
Y σ=0.0099519
小齿轮的大，应以小齿轮的计算 11）计算模数t m ==3
2
11
111
][2F d Sa Fa t t Z Y Y Y T K m σφε 1.7 取为标准值2
同理求得该轴的其他齿轮模数也都为2 12).确定齿轮参数（20/52）：
标准齿轮参数： οα20=,1=*
a
h ，25.0=*c 模数m=2mm ，齿数z1=20 z2=52 , i=2.6 分度圆直径d1=mz1=40mm ，d2=mz2=104mm 中心距a=（d1+d2）/2=72mm 齿宽b==1d d φ40mm
13).确定齿轮参数（28/44）：
标准齿轮参数： οα20=,1=*
a
h ，25.0=*c 模数m=2mm ，齿数z1=28 z2=44 , i=1.57 分度圆直径d1=mz1=56mm ，d2=mz2=88mm 中心距a=（d1+d2）/2=72mm 齿宽b==1d d φ56mm
14).确定齿轮参数（36/36）：
标准齿轮参数： οα20=,1=*
a
h ，25.0=*c 模数m=2mm ，齿数z1=36 z2=36 , i=1 分度圆直径d1=mz1=72mm ，d2=mz2=72mm 中心距a=（d1+d2）/2=72mm 齿宽b==1d d φ72mm （3）确定3-4轴齿轮模数： 1）按齿根弯曲疲劳强度设计 试选载荷系数25.2t =K
2）计算小齿轮传递的转矩=T 19.55x 106
P/n 1=111985N ·mm
3） 选齿宽系数1d
=φ（非对称布置）
4）查得齿形系数24.278.221==Y Y Fa Fa ， 查得应力修正系数77.156.121a ==Y Y Sa S ， 5）由式
=ε
α
{1.88-3.2（1/Z1+1/Z2）}=cos β 1.68
=Y ε0.25+0.75/
=ε
α
0.696
6）按齿面硬度查得齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa F F 6002lim 1
lim ==σσ
7）计算应力循环次数 =N 160n 1j L h =4.4x 108
=
N 2N 1/i=1.1x 108
8)查得弯曲疲劳寿命系数88.0,85.021==K K FN FN 9）计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数3.1=S F
[
σF
]1=K FN 1
σ1
lim F /S F =392.31MPa [σ
F
]2=K FN 2
σ
2
lim F /S F =406.15MPa
10)计算大小齿轮的]
[F Sa
Fa Y Y σ，并进行比较，则
0110545
.01][11=F Sa Fa Y Y σ，2
][22F Sa Fa Y
Y σ=0.0097619 小齿轮的大，应以小齿轮的计算 11）计算模数t m ==3
2
11
111
][2F d Sa Fa t t Z Y Y Y T K m σφε 2.132 取为标准值2.5
同理求得该轴的其他齿轮模数也都为2.5 12).确定齿轮参数（20/80）：
标准齿轮参数： οα20=,1=*
a
h ，25.0=*c 模数m=2.5mm ，齿数z1=20 z2=80 , i=4 分度圆直径d1=mz1=50mm ，d2=mz2=200mm
中心距a=（d1+d2）/2=125mm 齿宽b==1d d φ50mm
13).确定齿轮参数（50/50）：
标准齿轮参数： οα20=,1=*
a
h ，25.0=*c 模数m=2.5mm ，齿数z1=50 z2=50 , i=1 分度圆直径d1=mz1=125mm ，d2=mz2=125mm 中心距a=（d1+d2）/2=125mm 齿宽b==1d d φ125mm （4）确定4-5轴齿轮模数： 1）按齿根弯曲疲劳强度设计 试选载荷系数25.2t =K
2）计算小齿轮传递的转矩=T 19.55x 106
P/n 1=447819N ·mm 3） 选齿宽系数8.0d
=φ（非对称布置）
4）查得齿形系数24.278.221==Y Y Fa Fa ， 查得应力修正系数77.156.121a ==Y Y Sa S ， 5）由式
=ε
α
{1.88-3.2（1/Z1+1/Z2）}=cos β 1.68
=Y ε0.25+0.75/
=ε
α
0.696
6）按齿面硬度查得齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa F F 6002lim 1
lim ==σσ
7）计算应力循环次数 =N 160n 1j L h =4.4x 108
=
N 2N 1/i=1.1x 108
8)查得弯曲疲劳寿命系数88.0,85.021==K K FN FN 9）计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数3.1=S F
[
σ
F
]1=K FN 1
σ1
lim F /S F =392.31MPa [σ
F
]2=K FN 2
σ
2
lim F /S F =406.15MPa
10)计算大小齿轮的
]
[F Sa
Fa Y Y σ，并进行比较，则
0110545
.01][11=F Sa Fa Y Y σ，2
][22F Sa Fa Y
Y σ=0.0097619 小齿轮的大，应以小齿轮的计算 ==3
2
11
111
][2F d Sa Fa t t Z Y Y Y T K m σφε 3.645 取为标准值4
同理求得该轴的其他齿轮模数也都为4 12).确定齿轮参数（20/80）：
标准齿轮参数： οα20=,1=*
a
h ，25.0=*c 模数m=4mm ，齿数z1=20 z2=80 , i=4 分度圆直径d1=mz1=80mm ，d2=mz2=320mm 中心距a=（d1+d2）/2=200mm 齿宽b==1d d φ64mm
13).确定齿轮参数（50/50）：
标准齿轮参数： οα20=,1=*
a
h ，25.0=*c 模数m=4mm ，齿数z1=50 z2=50 , i=1 分度圆直径d1=mz1=200mm ，d2=mz2=200mm 中心距a=（d1+d2）/2=200mm 齿宽b==1d d φ160mm
（5）确定5-6轴齿轮模数（斜齿）： 1）按齿根弯曲疲劳强度设计
试选载荷系数125.3t =K ，初选螺旋角 15=β
2）计算小齿轮传递的转矩=T 19.55x 106
P/n 1=1785435N ·mm 3）选齿宽系数7.0d =φ（非对称布置）
4）材料弹性影响系数MPa Z E 9.189=，节点区域系数42.2=H Z 5）由式
=ε
α
{1.88-3.2（1/Z1+1/Z2）}=cos β 1.672
n m b πβεβ/sin ==1.789＞1，取1
6）773.01
-13-4==+=
α
αββαεεεεεε）（Z 98.0cos ==ββZ 7)查得
MPa MPa F F 530,6502lim 1
lim ==σσ
8）计算应力循环次数 =N 160n 1j L h =2.76x 107
=
N 2N 1/i=1.104x 107
8)查得接触疲劳寿命系数97.0,97.021==K K H N H N 9）计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数1=S H
[
σ
F
]1=K FN 1
σ1
lim F /S F =630.5MPa [σ
F
]2=K FN 2
σ
2
lim F /S F =514.1MPa
10)计算小齿轮分度圆t d 1，带入[σ
F
]的小者
mm Z Z Z Z u u KT d H H E d t 217)]
[(123
2
11=±=
σφβε
11）确定模数==11/cos Z d m t n β 6.99 取为标准值7 12)中心距381cos 2)
(21=+=
β
Z Z m a n mm
13)螺旋角 298.152)
(arccos
21=+=a
Z Z m n β
14）分度圆直径7.217cos /11==βZ m d n mm 3.544cos /22==βZ m d n mm 15）齿宽mm d b d 1531==φ 4.3
轴的设计计算
1).确定主轴的计算转速：
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《机械制造装备设计》表2-9，主轴的计算转速为
13
z min n n -=ϕ
j
由转速图可知即：
表4-3各轴转速
轴 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ 计算转速r/min
1430
953
366
91
23
9.6
3).各轴的功率：
取各传动件效率如下：
轴承传动效率:99.02=η 齿轮传动效率:97.03=η 则有各传动轴传递功率计算如下：
kw 09.499.096.03.421
1=⨯⨯==ηηd P P kw 92.397.099.096.03.4232
212=⨯⨯⨯==ηηηd P P kw 77.397.099.096.03.4232
33
21
3=⨯⨯⨯==ηηηd P P kw 62.397.099.096.03.4343
34214=⨯⨯⨯==ηηηd P P kw 48.397.099.096.03.4454
35215=⨯⨯⨯==ηηηd P P kw 34.397.099.096.03.4565
36216=⨯⨯⨯==ηηηd P P 4).计算各轴的输入转矩：
由机械原理可知转矩计算公式为：：n
P
T 10
6
55.9⨯= )
m (2871755.91
216
10m N n P T ⋅=⨯
⨯=I ηη
)
(4309055.92
3
2
16
210mm N n P T ⋅=⨯
⨯=II ηηη
)(11198555.93
2316
3
210mm N n P T ⋅=⨯
⨯=III ηηη
)(44781955.93416
IV 3
210mm N n P T m
d ⋅=⨯⨯=ηηη
)(178543555.93416
3
210mm N n P T m
d V ⋅=⨯
⨯=ηηη
)(427760455.934163
210mm N n P T m
d VI ⋅=⨯
⨯
=ηηη
5).传动轴的直径估算： Ⅰ轴的设计计算: (1)选择轴的材料 选用45号钢，调质处理。

(2)按扭矩初算轴径
根据机《机械设计》式（15-2）30n
P
A d ≥，并查得A 0=113，则 mm n P A d 181430
3.4113330==≥
Ⅱ轴的设计计算: (1)选择轴的材料 选用45号钢，调质处理。

(2)按扭矩初算轴径
根据机《机械设计》式（15-2）30n
P
A d ≥，并查得A=113，则 mm n P A d 67.18953
3.4113330==≥ Ⅲ轴的设计计算: (1)选择轴的材料
选用45号钢，调质处理 (2)按扭矩初算轴径
根据机《机械设计》式（15-2）3
0n
P
A d ≥，并查得A=113，则 mm n P A d 67.257
.3663.411333
0==≥ Ⅳ轴的设计计算: (1)选择轴的材料 选用45号钢，调质处理 (2)按扭矩初算轴径
根据机《机械设计》式（15-2）3
0n
P
A d ≥，并查得A=113，则 mm n P A d 407
.913.411333
0==≥ Ⅴ轴的设计计算: (1)选择轴的材料 选用45号钢，调质处理 (2)按扭矩初算轴径
根据机《机械设计》式（15-2）3
0n
P
A d ≥，并查得A=113，则 mm n P A d 6.6423
3.411333
0==≥
根据以上计算各轴的直径取值如下表示：
表4-4各轴直径尺寸
轴 I 轴
II 轴
III 轴
Ⅳ轴 Ⅴ轴 最小轴径值
18
19
25
40
65
主轴的设计计算 (1)选择轴的材料 选用45号钢，调质处理
(2)按扭矩初算轴径
根据机《机械设计》式（15-2）3
0n
P
A d ≥，并查得A=113，则 mm n P A d 856
.93.411033
0==≥ 估算主轴直径为85mm
(1)主轴前后轴颈直径的选择
主轴前轴颈直径1D 选取，一般按照机床类型、主轴传递的功率或最大加工直径选取。

最大回转直径460mm 车床，P=4.3KW ，前轴颈应100~851=D ,初选
mm D 1001=,后轴颈12)85.0~7.0(D D =取mm D 852=。

(2)主轴内孔直径的确定
很多机床的主轴是空心的，为了不过多的削主轴刚度，一般应保证
7.0/<D d ，卧式车床的主轴孔径d 通常不小于主轴平均直径的%60~%55。

mm D D D 5.922
100
85221=+=+=
经计算选取内孔直径d=60mm 。

4.4轴承的选用
机床传动轴常采用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。

在温升、空载功率和噪
声等方面，球轴承都比滚锥轴承优越。

而且滚锥轴承对轴的刚度、支撑孔的加工精度要求都比较高。

因此球轴承用的更多。

但是滚锥轴承内外圈可以分开，装配方便，间隙容易调整。

所以有时在没有轴向力时，也常采用这种轴承。

选择轴承的型号和尺寸，首先取决于承载能力，但也要考虑其他结构条件。

根据《机械设计课程设计》表15-3、表15-6、表15-7可查的各传动轴轴承选取的型号如下：
1).各传动轴轴承选取的型号： (1) 主轴
前支承：30220型圆锥孔双列圆柱滚子轴承: 37180100⨯⨯=⨯⨯B D d ； 后支撑：30217型圆锥滚子轴承:5.3015085⨯⨯=⨯⨯B D d ；
(2) Ⅰ轴
齿轮:6205深沟球轴承：155225⨯⨯=⨯⨯B D d ； (3) Ⅱ轴
前、后支承:6205深沟球轴承:155225⨯⨯=⨯⨯B D d ； (4) Ⅲ轴
前、后支承:6205深沟球轴承:155225⨯⨯=⨯⨯B D d ； (5) Ⅳ轴
前、后支承:6208深沟球轴承:188040⨯⨯=⨯⨯B D d ； (6) Ⅴ轴
前、后支承:7213C 角接触球轴承:2312065⨯⨯=⨯⨯B D d ；
4.5 键的选用
主轴上有键槽并且为空心轴，Ⅱ和Ⅲ为花键轴。

I 轴采用光轴，II 轴和III 轴因为要安装滑移齿轮所以都采用花键轴。

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《机械设计课程设计》表14-2的矩形花键的基本尺寸系列：
II 轴花键轴的规格630266⨯⨯⨯=⨯⨯⨯B D d N ；III 轴花键轴的规格
630266⨯⨯⨯=⨯⨯⨯B D d N 。

Ⅳ轴花键轴规格844408⨯⨯⨯=⨯⨯⨯B D d N 。

Ⅴ轴
花键轴规格1271658⨯⨯⨯=⨯⨯⨯B D d N
查《机械设计课程设计》表14-1选择主轴上齿轮处的键，根据轴的直径
mm 50~44d ≥，齿轮宽95mm ，选用A 型平键，键的尺寸选择
1422⨯⨯取键高键宽h b ，键的长度L 取80mm ；III 轴上齿轮处的键，根据轴的直
径选取键的尺寸为键宽b ⨯键高h 为812⨯，键的长度为100mm 。

4.6 圆盘摩擦离合器的选择和计算
1).摩擦面的径向尺寸
摩擦面的内径可取：)6~2(1+=d D
d 为轴段的直径，所以mm D 31~271=，取mm D 301= 摩擦面的外径：12)2~25.1(D D =
mm D 60~5.372=，取mm D 561=
2).摩擦片数目
由公式Z
c
K R R p u T Z )]([233
132-=
π m
v c K K KT
T =
式中：K 为工作系数
Z K --摩擦面对数修正系数。

v K 滑动速度系数 m K 离合器合频系数
p --摩擦工作面的平均压强。

1R 2R --摩擦面的内外半径。

T --离合器的计算转矩。

u --摩擦系数。

选用摩擦副材料匹配为淬火钢-淬火钢，查的1=P ，
1.0=u ,3.1=K ,1=Z K ,1=v K ,84.0=m K 。

由上式求的3.4=z ，取5=z
故摩擦片总数为61=+Z 片，内摩擦片为8片。

4.7轴承端盖设计
图4-1 轴承端盖示意图
参照《机械设计课程设计》减速器端盖设计方案来设计主轴箱端盖，材料采用HT150，依据轴承外径确定各端盖的结构尺寸，详见装配图纸尺寸。

五、动力计算
5.1齿轮的强度校核
在验算变速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大、齿数最小的齿轮进行接触应力和弯曲应力的校核计算。

计算公式2
1
312z m Y Y KT d Sa
Fa F φσ=
1).校核第一传动组齿轮
校核齿数为36/54，确定各项参数： (1)KW P 3.4Ι=，min /1430Ιr n =，mm 2871714303.495509550⋅=⨯=⨯=I N n P T Ⅰ
Ⅰ
(2)确定动载系数：s m dn
v /694.21000
601430
721000
60=⨯⨯⨯=
⨯=
ππ
齿轮精度为8级，由《机械设计》表10-2查使用系数2.1=A K ，图10-8查动载系数08.1=v K
为螺钉直径；为轴承外径；由结构确定；；；；；；；；36430533023030)4~2()15~10(32.15.25.21d D m D D D D d D D d e d D D d D D d d -=-=-==+=+=+=
(3)mm d b d 65=⨯=φ
(4)确定齿向载荷分配系数：取齿宽系数9.0=d ϕ 查《机械设计》表10-4得417.1=βH K 由
2.46
.524==h b ，查《机械设计》图10-13得75.1=βF K (5)确定齿间载荷分配系数：N d T F t 7.79772
2871722=⨯==
由
mm N b F K t A /34.1565
7
.79725.1=⨯=，查《机械设计》表10-3得 464.1324.1==ααF H K K ，
(6)确定动载系数：32.37.1324.118.125.1=⨯⨯⨯=⨯⨯⨯=βαF H v A K K K K K (7)查《机械设计》表10-5，取齿形系数52.2=Fa Y ，应力校正系数625.1=Sa Y (8)许用接触应力，失效率1%，安全系数1=H S
MPa
S K MPa S K H H HN H H H HN H 1034/][979/][2lim 221lim 11====σσσσ
代入][H σ中的小者
1211][53.7301
2H H E H u u bd KT Z Z Z σσε
≤=+=
强度足够
2).校核第二传动组齿轮
校核齿数为24的即可，确定各项参数： (1)KW P 65.3ΙΙ=，min /450ΙΙr n =，m N n P T ⋅=⨯=⨯=II 17.26450
65.395509550ⅡⅡ
(2)确定动载系数：s m dn
v /396.41000
60450
301000
60=⨯⨯⨯=
⨯=
ππ
齿轮精度为7级，由《机械设计》表10-2查使用系数25.1=A K ，图10-8查动载系数15.1=v K (3)mm m b m 2438=⨯=⨯=ϕ
(4)确定齿向载荷分配系数：取齿宽系数1=d ϕ 查《机械设计》表10-4得4134.1=βH K
由
6.375
.624==h b ，查《机械设计》图10-13得24.1=βF K (5)确定齿间载荷分配系数：N d T F t 4.8841090
8.39223=⨯⨯==
由
mm N b F K t A /06.4624
4
.88425.1=⨯=，查《机械设计》表10-3得 4.1==ααF H K K
(6)确定动载系数：5.224.14.115.125.1=⨯⨯⨯=⨯⨯⨯=βαF H v A K K K K K (7)查《机械设计》表10-5，取齿形系数55.2=Fa Y ，应力校正系数61.1=Sa Y (8)计算弯曲疲劳许用应力
查《机械设计》图10-20c 得小齿轮的弯曲疲劳强度极限Mp FE 420=σ，图10-18得9.0=N K ，4.1=S ，则：[]Mp S K FE N F 2704
.1420
9.0=⨯==
σσ，[]
77.6561
.155.2270
=⨯=
Sa
Fa F Y Y σ，77.6571.303244.8845.2<=⨯⨯=
bm KF t ,故合适。

3).校核第三传动组齿轮
校核齿数为40的即可，确定各项参数： (1)KW P 51.3ΙΙΙ=，min /224ΙΙΙr n =，m N n P T ⋅=⨯=⨯=I 8.39224
51
.395509550ΙΙΙΙΙΙΙΙ (2)确定动载系数：s m dn
v /22.41000
60224
301000
60=⨯⨯⨯=
⨯=
ππ
齿轮精度为7级，由《机械设计》表10-2查使用系数25.1=A K ，图10-8查动载系数15.1=v K (3)mm m b m 3248=⨯=⨯=ϕ
(4)确定齿向载荷分配系数：取齿宽系数1=d ϕ 查《机械设计》表10-4得4134.1=βH K 由
56.39
32
==h b ，查《机械设计》图10-13得24.1=βF K (5)确定齿间载荷分配系数：N d T F t 9.62110128
8.39223=⨯⨯==
由
mm N b F K t A /29.2432
9
.62125.1=⨯=，查《机械设计》表10-3得
4.1==ααF H K K
(6)确定动载系数：5.224.14.115.125.1=⨯⨯⨯=⨯⨯⨯=βαF H v A K K K K K (7)查《机械设计》表10-5，取齿形系数5.2=Fa Y ，应力校正系数63.1=Sa Y (8)计算弯曲疲劳许用应力
查《机械设计》图10-20c 得小齿轮的弯曲疲劳强度极限Mp FE 420=σ，图10-18得9.0=N K ，4.1=S ，则：[]Mp S K FE N F 2704
.1420
9.0=⨯==
σσ，[]
26.6663
.15.2270
=⨯=
Sa
Fa F Y Y σ，26.6615.124329.6215.2<=⨯⨯=
bm KF t ,故合适。

5.2各传动轴轴承的校核
假定：按两班制工作，工作期限10年，每年按300天计，T=48000h ， 依据《机械设计》轴承校核公式如下：
；寿命系数，；轴承的计算转速；速度系数，；
，对滚子轴承寿命指数，对球轴承；
，一般取滚动轴承的许用寿命；额定动载荷；额定寿命；或ε
εεεεε500
min /3100
310315000~10000)()(
500h 00h
h h n n h HO F HP A HO f HP A n
h j h n h L f f r n n f f h h T N C h L P K K K K P N C P K K K K f f
C T p Cf L =--=-==----=≤=≥=
径向、轴向系数；
、）；轴向负荷（）；径向负荷（；
），当量动载荷（齿轮轮换工作系数；
转化变化系数；
功率利用系数；使用系数；---+=----Y X N F N F YF XF P N P K K K K a r HO HP A a r 00f -
1). Ⅰ轴轴承校核
已知选用轴承为：深沟球轴承 6305 GB276-89:176225⨯⨯=⨯⨯B D d ； 基本额定动载荷KN C r 2.17=；由于该轴的转速为定值min /900r ； 最小齿轮直径mm d 60=；
Ⅰ轴传递转矩m N n P T ⋅=⨯=⨯=I 54.2190084.395509550Ⅰ
Ⅰ
齿轮受到的切向力KN d T F t 67.47860
100054.2122Ι=⨯⨯==
齿轮受到的轴向力KN F F t a 0067.478tan =⨯==β 齿轮受到的径向力KN F F t
r 24.17420tan 67.478cos tan =︒⨯==β
α
因此轴承当量动载荷KN F YF XF P r a r 24.1740==+=
(查《机械设计》得︒=20α，︒=0β，查《机械设计》表13-5得X=1，Y=0）
3.0900
3100
31003=⨯==z
n n f ； 25
.1=A K ；96.0=HO K ；8.0=HP K ；8.0=f K ；
h
T h P f C L h z
n r h 480001630010706.2866763424.17496.08.08.025.13.010002.175005003
=⨯⨯=≥=⎪
⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⎪⎭
⎫ ⎝⎛= 因此该轴承符合要求，选取合适。

同理可校核其他传动轴轴承，经校核各轴轴承选取均合适。

5.3主轴的校核
主轴刚度校验：
机床在切削加工过程中，主轴的负荷较重，而允许的变形量很小，因此决定主轴结构尺寸的主要因素是它的变形大小。

对于普通机床的主轴，一般只进行刚度验算。

通常能满足刚度要求的主轴，也能满足强度要求。

只有重载荷的机床的主轴才进行强度验算。

对于高速主轴，还要进行临界转速的验算，以免发生共振。

以弯曲变形为主的机床主轴(如车床、铣床)，需要进行弯曲刚度验算，以扭转变形为主的机床（如钻床），需要进行扭转刚度验算。

当前主轴组件刚度验算方法较多，没能统一，还属近似计算，刚度的允许值也未做规定。

考虑动态因素的计算方法，如根据部产生切削颤动条件来确定主轴组件刚度，计算较为复杂。

现在仍多用静态计算法，计算简单，也较适用。

主轴弯曲刚度的验算；验算内容有两项：其一，验算主轴前支撑处的变形转角θ，是否满足轴承正常工作的要求；其二，验算主轴悬伸端处的变形位移y ，是否满足加工精度的要求。

对于粗加工机床需要验算θ、y 值；对于精加工或半精加工机床值需验算y 值；对于可进行粗加工由能进行半精的机床（如卧式车床），需要验算θ值，同时还需要按不同加工条件验算y 值。

支撑主轴组件的刚度验算，可按两支撑结构近似计算。

如前后支撑为紧支撑、中间支撑位松支撑，可舍弃中间支撑不计（因轴承间隙较大，主要起阻尼作用，对刚度影响较小）；若前中支撑位紧支撑、后支撑为松支撑时，可将前中支距1L 当做两支撑的之距计算，中后支撑段主轴不计。

机床粗加工时，主轴的变形最大，主轴前支撑处的转角有可能超过允许值，故应验算此处的转角。

因主轴后支撑的变形一般较小，故可不必计算。

主轴在某一平面内的受力情况如图：
在近似计算中可不计轴承变形的影响，
则该平面内主轴前支撑处的转角用下 式计算：
⎥⎦⎤⎢⎣⎡-++--=⎥⎦⎤⎢⎣⎡+-+-=
)1()1(5.0)1(31)1(5.031εεθML L c Qbc FaL EI ML L M L c Qbc FaL EI A
图5-1 主轴受力图
切削力'F 的作用点到主轴前支承支承的距离S=a+W ，对于普通车床，W=0.4H ，（H 是车床中心高，设H=200mm)。

则：1200.4200200S mm =+⨯= 当量切削力的计算：N F a W a F 3.3352.20110580105'=⨯+=+=
主轴惯性矩)(05.044d d I e -=
式中：
主轴孔径。

；
）；主轴支撑段的惯性矩（）；
主轴当量外径（；
），钢主轴材料的弹性模量（）；
主轴有关尺寸（、、）；
主轴悬伸量（支撑反力系数；
主轴前支撑反向力矩；
可忽略不计；
（如车床、磨床），），若轴向切削力较小矩（轴向切削力引起的力偶）；
（作用于主轴上的传动力主轴传递全部功率时，）；
切削力（作用于主轴端部的当量主轴传递全部功率时，--=
--⨯=-----∙---d )(64cm cm 101.2a cm c a cm a 4447d D I L D MPa E MP E L M M cm N M N Q N F A πε ∴⎥⎦⎤⎢⎣⎡-++--=)1()1(5.0)1(31εεθML L c Qbc FaL EI rad
4671067.5)08.3268.261(8.274.57.37365.048.181053.3351063.2101.231-⨯=⎥⎦⎤⎢⎣⎡+⨯⨯⨯⨯-⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
因为[]rad 001
.0=<θθ；所以可知主轴前支撑转角满足要求。

5.4键的校核
主轴上键的强度校核：·
主轴与齿轮的联接采用普通平键联接，轴径d=70mm ；齿轮宽度L=95mm ；传
递扭；选用A 型平键，由于主轴空心所以选择键尺寸:801422⨯⨯，mm l 80=。

需传递的转矩为：
m N n P T ⋅=⨯=⨯=I 2.38315
37.395509550V ⅣⅣ 查《机械设计》表6-2得MPa p 110][=σ。

由《机械设计》式（6-1）可得 MPa MPa l T P P 110][41.2)80707/(10002012d k /10002=<=⨯⨯⨯⨯=⨯=σσ
由上式计算可知挤压强度满足。

同理可校核其他键，经校核各键选取均合适。

六、润滑设计及润滑油选择
6.1润滑设计
1).主轴转速高，必须保证充分润滑，一般常用单独的油管将油引到轴承处。

2).主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要且困难。

防漏的措施有两种：
(1)堵——加密封装置防止油外流。

主轴转速高，多采用非接触式的密封装置，形式很多，一种轴与轴承盖之间留0.1～0.3mm 的间隙（间隙越小，密封效果越好，但工艺困难）。

还有一种是在轴承盖的孔内开一个或几个并列的沟槽（圆弧形或v 形），效果比上一种好些。

在轴上增开了沟槽（矩形或锯齿形），效果又比前两种好。

在有大量切屑、灰尘和冷却液的环境中工作时，可采用曲路密封，曲路可做成轴向或径向。

径向式的轴承盖要做成剖分式，较为复杂。

(2)疏导——在适当的地方做出回油路，使油能顺利地流回到油箱。

3).其他问题：主轴上齿轮应尽可能靠近前轴承，大齿轮更应靠前，这样可以减小主轴的扭转变形。

主轴的直径主要取决于主轴需要的刚度、结构等。

各种牌号钢材的弹性模量基本一样，对刚度影响不大。

主轴一般选优质中碳钢即可。

精度较高的机床主轴考虑到热处理变形的影响，可以选用Cr 40或其他合金钢。

主轴头部需要淬火，硬度为HRC 50～55。

其他部分处理后，调整硬度为HBS 220～250。