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1、目录一、机床总体设计21、机床布局22、绘制转速图43、防止各种碰撞和干涉54、确定带轮直径55、验算主轴转速误差56、绘制传动系统图6二、估算传动件参数确定其结构尺寸71、确定传动见件计算转速72、确定主轴支承轴颈尺寸73、估算传动轴直径74、估算传动齿轮模数85、普通V带的选择和计算8三、机构设计101、带轮设计102、齿轮块设计103、轴承的选择104、主轴主件105、操纵机构106、滑系统设计107、封装置设计108、主轴箱体设计119、主轴换向与制动结构设计11四、传动件验算111、齿轮的验算112、传动轴的验算13五、设计感想17六、参考文献17一、机床总体设计1、机床布局（1）确
2、定结构方案a）主轴传动系统采用V带，齿轮传动。b）传动型采用集中传动。c）主轴换向，制动 采用双向片式摩擦离合器和带式制动器。d）变速系统采用多联划移齿轮变速。e）润 滑系统采用飞溅油润滑。（2）布局采用卧式车床常规的布局形式。机床主要由主轴箱，皮鞍，刀架，尾架，进给箱，溜 扳箱，车身等6个部件组成。（3）主传动系统运动设计1、确定变速组传动副数目实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合：a） 12=3 x 4b） 12=4x 3c） 12=3 x 2x 2d） 12=2x 3 x 212=2 x 2 x 3在上述的方案中1和2有时可以省掉一根轴。缺点是有一个传动组内有四个传动副
3、。 如果用一个四联滑移齿轮的话则会增加轴向尺寸；如果用两个滑移双联齿轮，则操纵 机构必须互梭以防止两个滑移齿轮同时啮合。所以一般少用。3, 4, 5方案可根据下面 原则比较：从电动机到主轴，一般为降速传动。接近电动机处的零件，转速较高从而 转矩较小，尺寸也较小。如使传动副较多的传动组放在接近电动机处，则可使小尺寸 的零件多些，大尺寸的零件就可少些，就省材料了。这就是“前多后少”的原则。从 这个角度考虑，以取12=3x2x2的方案为好。2，确定各级转速：已知机床的最低转速嚣商=31.5rpm，公比为中=1.414，级数Z=12，查表可得主轴转 速12级分别为100 140 200 280 400
4、 560 800 1120 1600 2240 3150 4500则最大相对转速损失率：A = 1.41 1 x 100% = 29%max 1. 41选用5.0kw的电动机 型号为Y100L2-4转速为1440r/min（4）结构网或结构式各种方案的选择在12=2x 2x 3中，又因基本组和扩大组排列顺序的不同而有不同的方案。可能的六种 方案，其结构网和结构式见下面的图。在这些方案中可根据下列原则选择最佳方案。1）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径向尺寸太大，常限制最小传动比匕 1/4。在升速时，为防止产生过大的震动和噪声，常限制最大传动比/
5、 2。因此主传动链任一传动组的最大变速范围一般为R = 8 -10。方案a b c d是可行的。方案d f是不可行的。max Umin2）基本组和扩大组的排列顺序a 12=3x2326d 12=3 x26 x 23b 12=3 2 x2 x 26e 12=3 4 x2 x 22c 12=3 2 x26 x 2f 12=3 4x22 x 2在可行的四种方案ab c d中，还要进行比较以选择最佳的方案。原则是中间传动轴变速范围最小的方案。因为如果各方案同号传动轴的最高转速相同，则变速范 围小的，最低转速较高，转矩较小，传动件的尺寸也就可以小些。比较图中的方案a b c e，方案a的中间轴变速范围最
6、小故方案a最佳。如果没有别的要求则计量使扩大顺序和传动顺序一致3）最后扩大传动组的选择最后扩大组的传动副数目十2时的转速范围远比Z3=3时要大，凡=2时，r 竿；凡=3 22 4时，R穿。因此，在机床的设计中，因要求的R较大，最后扩大组应取2更合适。 W同时，最后传动组与最后扩大组往往是一致的，安装在主轴与主轴前一传动轴的具有 极限或接近极限传动比的齿轮副承受最大扭矩，在结构设计上可以获得较为满意的处 理。这也就是最后传动组的传动副经常为2的另一原因。c)，b)/T-/%d)/f)2、绘制转速图图2转速图利用查表法求出各传动粗齿轮齿数表1齿轮齿数变速组第一变速组第二变速组第二变速组齿数和728
7、490齿轮Z1Z2Z 3 Z 4 Z 5 Z 6Z7 Z8 Z9 ZioZ11Z12 Z13 Z 14齿数36 36 30 42 24 4842 42 22 6260 30 18 723、防止各种碰撞和干涉(1) 三联滑移齿轮的相邻两齿轮的齿数差应大于4,如齿数差小于4,齿轮z 1在滑移 中将与齿轮Z2的齿顶圆相碰，不便于变速，这时，可以将轴向尺寸从7b增大到9b来 解决上述矛盾。(2) 避免齿轮Z4与I轴相碰，气与轴III相碰，因而要求：(Z +2) m + d ( Z + Z ) m ； ( Z +2 ) m + d ( Z + z ) m421111133324、确定带轮直径确定计算功率
8、N j = kNK-工作情况系数工作时间为二班制 查表的k=1.2N-主动带轮传动的功率计算功率为 N j = 1. 2 x 5. 0kw = 6.kw根据计算功率和小带轮的转速选用的三角带型号为O查表的小带轮直径推荐植为70大带轮直径D = 土 x D = 1440 x D = 140mm2 n2171015、验算主轴转速误差主轴各级实际转速值用下列公式计算：dn = n x x (1 -e ) x u xu x uE da b cd 2式中u u u分别为第一，第二第三变速组齿轮传动比. a b c转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示：主轴转nnnnnnnnnnnn1234
9、56789101112速标准转速 r/min45003150224016001120800560400280200140100实际转速 r/min45203154224016031129801.19555.9406.7288200.2144.98101.9转速误差1.431.400.761.370.761.391.361.440.00.040.0137n =标准 1齿宽系数wm传递功率载 荷 系数系数系数许用接触应力HP许用齿根应力FP计算转速n系数FS模数m模数m选 取 模数m按齿轮接触疲劳强度第变速组Z 5272.112161111005187104.51.61.42” I1 KP （u
10、土 1）H 2 7 H 3 w nz 2b 2 u L m c 1 HP按齿轮弯曲疲劳强度/ 1 kpy m = 267Jfsm c 1 FP第变速组Z 92.8292.1161111005183554.61.91.72设计功率 P = K P (kw)Pd = 1. 2 x 5. 0 = 6kw皮带选择的型号为O型两带轮的中心距A。= (0.6 - 2)( D1 + D2) mm范围内选择。中心距过小时，胶带短因而增 加胶带的单位时间弯曲次数降低胶带寿命；反之，中心距过大，在带速较高时易引起 震动。A = 126.6 - 422计算带的基准长度:L = 2A + (d + d ) +- = 1134.6mmdoo 2 did 24 Ao按上式计算所得的值查表选取计算长度L及作为标记的三角带的内圆长度Ln = 1120标准的计算长度为L = Ln + Y = 1139 mm实际中心距 A= A +舛2 一8(D2-D1)28a = 2 L 冗(D + D = 2 x 1139 冗(70 +141) = 1615.12A 1615.12 +.1615.1228x 712A= 402.2为了张紧和装拆胶带的需要，中心距的最小调整范围为A +0.02L-(h+0.01L)0.02L是为了张紧调节量为22.78 (h+0.01L)是为装拆调节量为胶带厚度.定小带轮包角a01以0 = 18
