设
计
说
明
书
系别名称：
机械工程系
专
业：
机械制造与自动化
学
号：
200803620117
姓
名：
何照良
指导老师：
覃学东
桂林航天工业高等专科学校
机械工程系
一、机床设计的题目,,,,,,,,,,,2
二、机床的主参数与要求,,,,,,,,3
三、主传动系统的拟定,,,,,,,,,,5
四、齿轮传动设计,,,,,,,,,,,,,9
五、带传动设计,,,,,,,,,,,,,,12
六、轴的设计,,,,,,,,,,,,,,,,14
七、轴承的选择,,,,,,,,,,,,,,15
八、箱体的结构设计,,,,,,,,,,,16
九、润滑与密封,,,,,,,,,,,,,,17
一、机床设计的题目
1、设计题目：
设计一台加工直径最大范围是©320mm的普通车床的主传动
系统。
主要技术参数
1、转速范围：
N=40——1800r/pm
2、转速级数：
Z=12
3、电动机功率：
P=4KW
被加工零件的材料：
钢、铸铁
刀具材料：
高速钢、硬质合金
2、车床用途：
CA6132型卧式车床万能性大，适用于加工各种轴类、套筒类、轮盘类零件上的回转表面。
可车削外圆柱面、车削端面、切槽和切断、钻中心孔、钻孔、镗孔、铰孔、车削各种螺纹、车削内外圆锥面、车削特型面、滚花和盘绕弹簧等。
加工范围广、结构复杂、自动化程度不高，所以一般用于单件、小批生产。
二、机床的主参数和其他主要技术要求
1、主参数和基本参数
1）主参数
机床主参数系列通常是等比数列。
普通车床和升降台铣床的主参数均采用公比为1.41的数列，该系列符合国际ISO标准中的优先系列。
普通车床的主参数D的系列是：
250、320、400、500、630、800、1000、1250mm
2）普通车床的基本参数
a.刀架上最大工件回转直径D1（mm）
由于刀架组件刚性一般较弱，为了提高生产效率，我国作为
参数标准的D1值，基本上取D1D2,这样给设计留一定的余地，在刀架刚度允许的条件下能保证使用要求，可以取较大的D1值。
所以查参考文献【一】（表2）得D1=160mm。
b.主轴通孔直径d（mm）
普通车床主轴通孔径主要用于棒料加工。
在机床结构允许的
条件下，通孔直径尽量取大些。
参数标准规定了通孔直径d的最
小值。
所以由参考文献一（表2）d=36mm
c.主轴头号
根据机床主参数值大小采用不同号数的主轴头（4〜15号），
号值数等于法兰直径的1/25.4而取其整数值。
所以由参考文献
【一】（表2）可知主轴头号取4.5
d.装刀基面至主轴中心距离h（mm）
为了使用户，提高刀具的标准化程度，根据机械工业部成都
工具研究所的刀具杆标准，规定了h=22mm。
e.最大工件长度L（mm）
最大工件长度L是指尾座在床身处于最后位置，尾座顶尖套
退入尾座孔内时容纳的工件长度。
为了有利组织生产，采用分段
等差的长度数列。
所以由参考文献【一】（表2）得L=900mm。
2、主传动的设计
1）主轴极限的确定
由课程设计任务书中给出的条件可知：
Z.=40r/minmin
Zmax=1800r/min
2）公比的确定
主轴极限转速的确定后，根据机床的使用性能和结构要求，选择
主轴转速数列的公比值，根据极限转速，按参考文献【一】中表2—
1选出标准转速数列公比=1.41o
3）主轴转速级数的确定
按任务书要求Z=12
按标准转速数列为40、56、80、112、160、224、315、450、630、
900、1250、1800r/min
4）主传动电动机功率的确定
电动机的额定功率为：
N额=N主■（取k=1.0）
所以，N额=4kW
三、主传动系统的拟定
1、传动比
第一变速组（I—H），有三对齿轮组成，其传动比如下：
Uai=1
Ua2=1/=0.71
上3=1/2=0.5
第二变速组（n—m），有两对齿轮组成，其传动比如下：
Ub1=1
Ub2=1/3=0.36
第二变速组（皿一W），有两对齿轮组成，其传动比如下：
UC1二2=1.99
Uc2=0.25
2、转速图的拟定
1确定变速组的数目和各变速组中传动副的数目
该机床的变速范围较大，必须经过较长的传动链减速才能把电动机的转速降到主轴所需的转速，通常采用p=2或3,因此，12二322，共需三个变速组。
2确定不同传动副数的各变速组的排列顺序。
根据“前多后少”的原则，选
择12=322的方案。
3确定变速组的扩大顺序。
根据“前密后疏”原则，选择12=32326的
结构式
4验算变速组的变速范围。
最后扩大组的变速范围r=Q=1.4个二*,
在允许的变速范围内。
（最后扩大组的变速范围限制在rn-:
C.）
5机床转速图（见下图）：
电动机IIIIIIIV
1800
L250
900
630
450
315
224
160
112
80
56
40
4、分配各变速组的最小传动比
主传动系统需要4根轴，再加上电动机轴。
1决定轴m—w的最小降速传动比主轴上的齿轮希望更大些，能起到飞轮的
作用，所以最后一个变速组的最小降速比为Umin=0.25。
2其余变速组的最小传动比根据“前缓后急”的原则，轴n—m间最小变速
取Umin=1/-3=0.36,轴I-II间最小变速组取Umin=1/2=0.5。
②画出各变速组的传动比连线基本组的级比指数Xo=1，第一扩大组的级
比指数N=3，第二扩大组级比指数X3=6o
5、齿轮齿数的确定
为了便于设计和制造，主传动系统中所采用的齿轮模数的种
类尽可能少一些。
在同一变速组内一般都采用相同的模数，这是因为各齿轮副的速度变化不大，受力情况差别不大当各对齿轮模数相同时，且不采用变位齿轮的齿数和也必然相等。
参考文献【一】表2-2中横行Sz表示一对齿轮的齿数和，纵
列U表示一对齿轮的传动比，表中间的数值表示一对齿轮副的小
齿轮齿数。
当u1时，表示升速传动，所以小齿轮为从动轮。
当u”：
1时，表示降速传动，所以小齿轮为主动轮，这是要用传动比u的倒数查表。
查出小齿轮的齿数后，将齿数和Sz减去小齿轮的齿数。
表中空白格，表示没有合适的齿数
米用查表法确定齿轮齿数：
据参考文献【一】表2-2确定齿轮齿数如下:
轴
i—n轴
n--皿轴
皿--W轴
Z1=36
Z4=42
Z6=30
各
Z2=42
Z5=22
Z7=18
齿
Z3=48
轮
Z1'=36
Z4'=42
Z6'=60
齿
Z2'=30
Z5'=62
Z7'=72
数
Z3'=24
6、绘制传动系统图:
②162
0100
IV
1440f7nin
四、齿轮传动设计
1.各速组齿轮的结构尺寸:
第一变速组齿轮结构尺寸的计算：
已知：
电动机功率P电机=4kw，V带效率为滿=0.96,轴承（对）效率为口轴承=0.98传递功率p=p电机汉带汉口轴承=4汉0.96>;0.98=3.7&W主动轮转速n1=625r/min，最大传动比2,载荷平稳，单向回转，单班制工作，工作期限10年，每年按300天计，原动机为电动机。
解：
①材料、热处理方法。
可选一般齿轮材料如下：
小齿轮选用45
号钢，调制处理，HBi=450HBS;大齿轮选用45号钢，正火处理,
HB2=410HBS，硬质差40HBS,在规定的30〜50范围内
2选择精度等级。
减速器为一般齿轮传动，估计圆周速度不大于6ms，根据参考文献【二】中的表8-4，初选7级精度。
3按齿面接触疲劳强度设计齿轮，齿轮承载能力应由齿面接触疲劳强度决定。
di-ju]
牡dU【T
a）载荷系数K:
查参考文献【二】中表8-5，取K=1.2.
b）转矩T1:
3
T|=955010Rn=95501033.76加=4.06104（N*mm）
c）接触疲劳许用应力L^h1：
，-'-Hlim
HJ二=
SH
由参考文献【二】的图8-12查得：
匚Hlim1=950MPaHlim2=850MPa。
接触疲劳寿命系数Zn:
由公式N=60njLh得
Ni=60885103008=1.27109
KlN1127汉1098
N2-二=6.35108
I2
查参考文献【二】的图8-11，得Zn1=1N1N0N°=109
Zn2二1.05
按一般可靠性要求，查参考文献【二】的表8-8，取Sh=1.1,则
查参考文献【二】中的表8-10，取屮d=0.4
d1A76.57田O二1]=107.56mm
duP^F
取d1=108mm.
e）计算圆周速度V:
因v5ms，故所取的7级精度合适。
③确定主要参数，计算主要几何尺寸
1）齿数：
Z1=24，Z2=48
2）模数m:
m=d/z=3mm
3）分度圆直径：
d仁mxz=3x36=108
d2=mxz=3x36=108
4）中心距a：
a=（d1+d2）/2=108mm
5）齿根圆直径:
=m—=ha一2c
=3x（36-2-0.25x2）=100.5mm
df2=m（Z2-2h-2c）=3x（36-2-0.5）=100.5mm
7）齿宽b:
b=0.3xd1=31.6（mm）经处理后取b2=30,取bl也为30mm.
4按齿根弯曲疲劳强度校核。
由参考文献【二】的式（8-5）得出匚F，若二F乞匚F］则校核合格
（a）齿形系数Yf:
查参考文献【二】的表8-6得：
Yf1=2.60，Yf2=2.27
（b）应力修正系数Ys:
查参考文献【二】的表8-7得:
Ys1=1.60，Ys2=1.75
（C）许用弯曲应力匚f］:
8-8查得二Flim1=990（MPa），-Flim2=930（MPa）
—YN1Flim1
1990
F—
=707（MPa）
Sf
1.4
r
Yn2；・"-'Flim2
1930
［丁
F
=664（MPa）
Sf
1.4
故
二F1
2KT2疋12疋305疋105
bmZ-1YF1S3032272・60倔必儆叩盼十"…MPa
齿根弯曲疲劳强度校核合格
2、各组齿轮结构尺寸列表
由于余下的齿轮计算方法都一样，不再重复叙述了，经计算列出各齿轮结构尺寸，如下表所示：
齿轮
Z1=36
Z1'=36
Z2=30Z2'=42
Z3=24
Z3'=48
Z4=42
Z4'=42
Z5=22
Z5'=62
Z6=30
Z6'=60
Z7=18
Z7'=72
模数
3
3
3
3
3
3
3
分度圆
直径
108
90
72
126
66
90
54
108
126
144
126
186
180
216
中心距
108
108
108
126
126
135
135
齿宽
25
35
25
30
30
25
25
25
35
25
30
30
25
25
五、带传动设计
已知：
电动机功率P=4kW，转速ni=1440r/min，传动比i=2.3，每天工作16小时。
1、确定计算功率Pc和选择带V型号
（1）确定计算功率Pc
由参考文献【二】的表10-4得：
Ka=1.3
由参考文献【二】中式（10-10）得：
Pc=KaXp=1.3x4=5.2kw
（2）选择V带型号
由文献【二】的图10-9得：
选用A型V带
2、确定带轮基准直径，并验算带速
第12页共20页
（1）确定带轮基准直径
由文献【二】的图10-9得，推荐的小带轮基准直径为中表10-6，考虑带轮直径大对带的工作寿命有利，取则d2=ixd1=2.3x100=230mm
根据文献【二】的表10-6取标准值d2=250mm
（2）
验算带速V
参照文献【二】中表10-3，取Z=4
5、计算V带的预拉力和轴向压力
（1）单根V带的初拉力
由文献【二】中表10-1查得q=0.1kg/m，由式（10-16）得
由文献【二】中式（10-17）得
a170.8
FQ=2ZFosin24133sin1060.6（N）
22
六、轴的设计
在主轴箱的设计中，1、u、川轴为光轴，不作特殊要求，这里仅对主轴进行设计和校核。
（1）选择主轴的材料
由于主轴承受的扭矩较大并且是空心轴，由文献【二】中的表11-1和表
11-3所以选用35SiMn调质处理，硬度229.286HBS,p7oMPa，
-b八口MPa，-s=\HMPa。
（2）按扭矩初算轴的直径
Rii=3.4kw齿轮效率口齿轮=°.97，轴承效率口轴承=°・98，
2
P主轴=Pii轴承齿轮二3.40.980.97=3.17kw
根据文献【二】中式（11-2），并查表11-2，取C=10Q则
考虑有键槽并且是空心轴故取d=65mm.
3）轴的结构设计
I段：
d仁60mmU段：
d2=64mm
川段：
采用圆锥滚子轴承结构，d=70mm
W段：
考虑轴肩取d4=80mm
轴的总长丨=900.4mm
（4）验算轴的疲劳强度a）画出轴的受力简图（a）
已知小齿轮d^81mm，・=177.5mm，1厂403.75mmT=9550000xP'/n=757000（n•m）
求圆周力Ft，径向力Fr
Mc「Mc12Mc22=-839.622305.72=2453.8N*m
e）画转矩图（e）
T=T川=757N*m
f）画当量弯矩图（f）
转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取〉=°.6，截面C处的当量弯矩
Mec=[Mc2CT）2]1/2=[2453.82（0.6757）2]1/2=2495.48N*m
校核危险截面C的强度
:
;=Mec/（0.1df3）=2495480/（0.173.53）=62.85MPa十』=70MPa
该轴强度足够
七、轴承的选择
1.I轴：
一轴的前后端与箱体外壁配合，配合处传动轴的轴径
是30mm同时一轴也不会承受轴向力故也选用深沟球轴承，型号：
6205。
2.□轴：
轴径:
30mm,采用深沟球轴承，型号：
6205G
3.山轴：
轴径:
35mm,采用深沟球轴承，型号：
6207G
4.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。
末端轴径:
90mm从主轴末端到前端依次选择轴承为角接触球轴承，型号：
7216c;圆柱滚子轴承，型号：
NU216E圆锥滚子轴承，型号：
30212;轴径:
60mm角接触球轴承，型号：
7218c。
八、箱体的结构设计
1、箱体材料箱体多采用铸造方法获得，也有用钢板焊接而成。
铸造箱体常用材料为
HT15-33,强度要求较高的箱体用HT20-40,只有热变形要求小的情况下才采用合金铸铁，采用HT20-40。
与床身做成一体的箱体材料应根据床身或导轨的要求而定。
箱体要进行时效处理。
2、箱体结构
1、箱体结构设计要点
（1）根据齿轮传动的中心距、齿顶圆直径、齿宽等几何尺寸，确定减速器的箱体的内部大小。
由中心距确定箱体的长度，由齿顶圆直径确定箱体的高度。
由齿宽来确定箱体的宽度。
（2）依据铸造（或焊接）箱体的结构尺寸、工艺要求，确定箱体的结构尺寸，绘制箱体。
如箱盖，箱座及螺栓的尺寸。
（3）根据齿轮的转速确定轴承润滑的方法与装置，选择轴承端盖的类型。
（4）附件设计与选择。
同时，可以进行轴系的结构设计，选择轴承和联轴
箱体的尺寸
名称
符号
尺寸关系
箱座壁厚
0
25mm
箱盖壁厚
6i
i2mm
箱盖凸缘厚
bi
27
箱座凸缘厚
b
27
箱座底凸缘厚
b2
45
地脚螺钉数目
n
6
轴承旁凸台半径
Ri
C2
外箱壁至轴承端面距离
li
Ci+C2+（5"0）
铸造过渡尺寸
x、y
见“一般标准”中的“铸造过渡斜度”
齿轮顶圆与内箱壁距离
也i
>i.2d
齿轮端面与内箱壁距离
也2
>5
箱盖、箱座肋厚
mi、m2
m皿范卜mh趾o.缈
2、铸造工艺性要求
为了便于铸造以及防止铸件冷却时产生缩孔或裂纹，箱体的结构应有良好的铸造工艺性。
3、加工工艺性对结构的要求
由于生产批量和加工方法不同，对零件结构有不同要求，因此设计时要充分注意加工工艺对结构的要求。
4、装配工艺对结构的要求
为了更快更省力地装配机器，必须充分注意装配工艺对接否设计的要求。
九、润滑与密封
1、机床润滑
（1）普通机床主轴变速箱多用润滑油，其中半精加工、精加工和没有油式摩擦离合器的机床，采用油泵进行强制的箱内循环或箱外循环润滑效果好。
粗加工机床多采用结构简单的飞溅润滑点。
（2）飞溅润滑
要求贱油件的圆周速度为0.6〜8米/秒，贱油件浸油深为10〜20毫米（不大于2〜3倍轮齿高）。
速度过低或浸油深度过浅，都达不到润滑目的，速度过高或浸油深度过深，搅油功率损失过大产生热变形大，且油液容易气化，影响机床的正常工作。
油的深度要足够，以免油池底部杂质被搅上来。
（3）进油量的大小和方向
回油要保证畅通，进油方向要注意角接触轴承的泵油效应，即油必须从小端进大端出。
箱体上的回油孔的直径应尽可能的大些，一般应大于进油孔的直径。
箱体上放置油标，一边及时检查润滑系统工作情况。
（4）放油孔应在箱体适当位置上设置放油孔，放油孔应低于油池底面，以便放净油，为了便于接油最好在放油孔处接长管。
（5）防止或减少机床漏油
1箱体上外漏的最低位置的孔应高出油面。
2轴与法兰盖的间隙要适当，通常直径方向间隙1〜1.5毫米。
3主轴上常采用环形槽和间隙密封，效果要好，槽形的方向不能搞错。
4箱盖处防漏油沟应设计成沟边向箱体油沟内侧偏一定距离，大约为3〜5
毫米。
2、润滑油的选择润滑油的选择与轴承的类型、尺寸、运转条件有关，速度高选粘度低的，反
之选粘度高的。
润滑油粘度通常根据主轴前颈和主轴最高转速选。
参考文献
[2]刘孝民，黄卫萍主编.《机械设计基础》.华南理工大学出版社.2006
[3]周开勤主编.《机械零件手册》（第五版）.高等教育出版社.2001
[4]聂建武主编.《金属切削与机床》.西安电子科技大学出版社.2006
[5]金大鹰主编.《机械制图》.机械工业出版社.2001
[6]龚溎义主编.《机械设计课程设计图册》（第三版）.高等教育出版社.1987
机床主轴箱课程设计
课程设计总结
从入校至今经历了三次课程设计，打心底说，感悟一次比一次深啊！
俗话说得好啊，求天求地都没用，最后还得靠自己。
两周的课程设计有着很多话想说。
从开始的不知所措，到现在的结束。
一步步似乎走得很艰辛，可是还是学到了不少东西。
这次课程设计是对大学以来所学的专业知识的一次完整的回顾和应用。
最重要的感觉是一次理论与实践的切换，是对专业知识又一次新的认识。
说句实话，这次课程设计时间还算足够的，可是由于有其他事情干扰，我没有充分利用好。
记得开始的时候我一心想的是完全由自己做，不去走捷径。
可是两天之后我发现真的很难办到啊！
我采用了老师和以前做过同学的模版，说明书完全是修改数据。
可是装配图我还是花了不少的心事，借鉴了老师的模版再加上参考文献。
总体上完成了但是有的细节根本就没有做好啊！
这也是本次设计的遗憾所在啊！
通过本次课程设计的洗礼，我真正的体会到了用制图软件制图的乐趣所在，以及制图软件的重要性。
以后哦还真得加把劲啊！
以前的我认为我们学机械设计的以后跨入社会是不可能搞设计的，只能一直在一线上奋斗。
但是现在我明白了，我懂得了不是我们不行，而是我们缺少努力。
只要在这方面多下工夫，将来我们一定能够实现自己在这方面的梦想。
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