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。

目录

绪论

1．概述

1.1机床主轴箱课程设计的目的

1.2设计任务和主要技术要求

1.3 操作性能要求

2.技术参数确定与方案设计

2.1原始数据

2.2开展CM6132功能原理设计

3．运动设计

3.1确定转速极速

3.1.1计算主轴最高转速

3.1.2计算主轴最低转速

3.1.3确定主轴标准转速数列

3.2 主电动机的选择

3.3变速结构的设计

3.3.1 主变速方案拟定

3.3.2 拟定变速结构式

3.3.3拟定变速结构网

3.3.4 验算变速结构式

3.4绘制转速图

3.5 齿轮齿数的估算

3.6 主轴转速误差

4.动力设计

4.1电机功率的确定

4.2确定各轴计算转速

4.3 带轮的设计

4.4传动轴直径的估算

4.5齿轮模数的确定

4.6主轴轴颈的直径

4.6.1主轴悬伸量a

4.6.2主轴最佳跨距的确定和轴承的选择

4.6.3主轴组件刚度验算

5. 结构设计

5.1齿轮的轴向布置

5.2传动轴及其上传动元件的布置

5.2.1  I轴的设计

5.2.2 II轴的设计

5.2.3  III轴的设计

5.2.4  带轮轴的设计

5.2.5  Ⅳ轴的设计

5.2.6主轴的设计

5.2.7  主轴组件设计

5.3齿轮布置的注意问题

5.4主轴与齿轮的连接

5.5  润滑与密封

5.6  其他问题

6.总结

7.致谢

8.参考资料

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。

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：Dmax=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。

                           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：

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：

  

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Dmax=ø320mm

的精密卧式车床设计，取K=0.5、 =0.25。

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 =110~250m/min。按经验，并考虑切削用量资料，取 =140.6m/min。

则r/min

根据标准公比的标准数列表，取=1120r/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

则

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,取

则

综合同类型机床，取=25r/min。

3.1.3确定主轴标准转速数列

主轴变速范围

Z=12

ψ=1.31＝1.413

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=1.41。

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。可看出19级转速即达到最高转速=1120r/min。

故综合同类型机床对其转速进行调整，使其满足=1120r/min，=25r/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=3.2mm。采用车刀具，可转位外圆车刀，刀杆尺寸：16mm25mm。刀具几何参数：=15，=6，=75，=15，=0，=-10，b=0.3mm，r=1mm。

现以确定粗车是的切削用量为设计：

确定背吃刀量和进给量f， 取3mm，f取0.2。

确定切削速度，取V=1.7。

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=9.81 

=9.8127030.920.95

=1038（N）

切削功率的计算

==10381.7=1.8（kW）

依照一般情况，取机床变速效率=0.8.

==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：

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 ；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。斜齿圆柱齿轮传动较平稳，可取。因此在主变速链任一变速组的最大变速范围。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。                                             图3 18=31×23×29结构网

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：

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

==

=

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。

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数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和及小齿轮的齿数可以从手册中选取。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：

时：……57、59、60、62、65、67、70、72、75、77、78……

=时：……56、59、61、63、65、66、68、70、72、74、75、77……

==时，……56、60、63、66、67、70、71、73、74、77、78……

可挑出70，但是齿数过大，径向尺寸大，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。综合同类型机床，选取58，于是可得各对传动副中小齿轮的齿数分别为：22、26和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:

∵， ==， =

时：……57、59、60、62、65、67、70、72、75、77、78……

=时：……56、59、61、63、65、66、68、70、72、74、75、77……

=时：……57、60、63、66、69、72、75、78……

可取 72，但是变速组a选取的齿数和是58，相差很大，结构不紧凑，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，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。于是取 68，于是可得各对传动副中小齿轮的齿数分别为：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

皮带轮轴到Ⅳ轴的公比为==，可取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(-1)％,即

  

对于精密车床CM6132的18级转速图知：Nmax=2000r/min

有，

则有

因此满足要求。以同样的方法来计算其它各转速

同上计算各级转速误差，以表形式列出，如下图：

各级转速误差

	2000	1580	1000	785	610	500	390	305	250
误差	%
	200	150	125	100	76	62	50	38	19
误差

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

⑵各变速轴的计算转速：  

①轴Ⅳ的计算转速为62r/min；

②Ⅲ的计算转速为175r/min；

③轴Ⅱ的计算转速为350r/min；

④Ⅰ的计算转速为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，工作情况系数查的共况系数=1.2。故根据公式

=1.2×3=3.6KW

式中：P--电动机额定功率；

--工作情况系数。   

因此根据、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，

带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径不宜过小，即。查手册上的表格取主动小带轮基准直径=90。

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

=   

∵，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,初步确定中心距，即

0.7×（150+90）≤≤2×（150+90）

168≤≤480

为使结构紧凑，取=300mm。

(5)三角带的计算基准长度

由公式,计算带轮的基准长度

         

查表得，圆整到标准的计算长度    

则实际中心距为：

(6)验算小带轮包角

根据公式

故主动轮上包角合适。

(7)确定三角带根数

根据公式

查表由=90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= 0.14KW,

查表=0.97；长度系数=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

式中：   -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。

(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   =90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   =150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，，并查得到取1.

①Ⅰ轴的直径：取

取d=30mm.

②Ⅱ轴的直径：取

取d=32mm

③Ⅲ轴的直径：取

 

取d=35mm

④Ⅳ轴的直径：取

取d=40mm

其中：P-电动机额定功率（kW）；

-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；

-该传动轴的计算转速（）；

-传动轴允许的扭转角（），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 ；轴花键轴的规格；轴花键轴的规格；轴花键轴的规格。

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。

（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和，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

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。

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。选定后，其他部位的外径可随之而定。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,初选,后轴颈取。

因为主轴为空心轴，其内孔直径d/0.7,取主轴当量直径

；则d44.45，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/=0.6~1.5=43.2~108mm，定悬伸长度。

4.6.2主轴最佳跨距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。

后端作为辅助支承，选用一对深沟球轴承6011（GB/T 276-94）。

为了提高刚度，应尽量缩短主轴的外伸长度。选择适当的支撑跨距，一般推荐取： =3～5，跨距小时，轴承变形对轴端变形的影响大。所以，轴承刚度小时，应选大值，轴刚度差时，则取小值。

跨距的大小，很大程度上受其他结构的限制，常常不能满足以上要求。安排结构时力求接近上述要求。

根据资料及设计经验可知,主轴跨距=(3~5)a=315~525mm,初选=329mm。

4.6.3主轴组件刚度验算

（1）主轴弯曲刚度的验算

由于CM6132车床主轴为空心，则其弯曲刚度为

、——主轴轴承之间的当量外径和主轴内孔直径。

那么，对于精密机床，要求，那么主轴的弯曲刚度满足要求。

(2)主轴扭转刚度的验算

式中：——扭矩N·cm；

G——剪切弹性模量N/cm2  ，取；

——截面极惯性矩，实心轴；

D、L——轴的直径和工作长度，D=63.5mm=6.35cm，L=329mm=32.9cm；

N——主轴传递功率，N=3KW；

——主轴计算转速，=。

则 

按要求，主轴扭转角不超过,而=，则满足要求。

5.结构设计

结构设计包括主轴箱、变速箱的结构、传动件（传动轴，轴承，齿轮，带轮，离合器，卸荷装置等）、主轴组件、箱体以及连接件、操纵机构和润滑装置的结构设计和布置等等。

主轴变速箱是机床的重要部件。设计时除考虑一般机械传动的有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题。

精度方面的要求，刚度和抗震性的要求，传动效率要求，主轴前轴承处温度和温升的控制，结构工艺性，操作方便、安全、可靠原则，遵循标准化和通用化的原则。

主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点，由于结构复杂，设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在正式画图前应该先画草图。目的是：

布置传动件及选择结构方案。

检验传动设计的结果中有无干涉、碰撞或其他不合理的情况，以便及时改正。

确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置，以确定各轴的受力点和受力方向，为轴和轴承的验算提供必要的数据。

5.1齿轮的轴向布置

本次设计中有多处使用了滑移齿轮，而滑移齿轮必须保证当一对齿轮完全脱离后，令一对齿轮才能进入啮合，否则会产生干涉或变速困难。所以与之配合的固定齿轮间的距离应保证留有足够的空间，至少不少于齿宽的两倍，并留有Δ=1~2mm的间隙。

齿轮齿宽一般取b1=（6~12）m，对变速箱内齿轮传动副模数m=2.5mm，我设计的齿轮宽度b=6m=15mm 。而对于主轴箱内m=3mm，b2=20mm，故变速箱内相邻固定齿轮间距离B应不小于32mm。

图7 齿轮的轴向布置

5.2传动轴及其上传动元件的布置

机床传动轴，广泛采用滚动轴承作支撑。轴上要安装齿轮、离合器和制动器等。传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作。

首先传动轴应有足够的强度、刚度。如挠度和倾角过大，将使齿轮啮合不良，轴承工作条件恶化，使振动、噪声、空载功率、磨损和发热增大；两轴中心距误差和轴芯线间的平行度等装配及加工误差也会引起上述问题。

传动轴可以是光轴也可以是花键轴。成批生产中，有专门加工花键的铣床和磨床，工艺上并无困难。所以装滑移齿轮的轴都采用花键轴，不装滑移齿轮的轴也常采用花键轴。

花键轴承载能力高，加工和装配也比带单键的光轴方便。

轴的部分长度上的花键，在终端有一段不是全高，不能和花键空配合。这是加工时的过滤部分。一般尺寸花键的滚刀直径为65～85。

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。

同一轴心线的箱体支撑直径安排要充分考虑镗孔工艺。成批生产中，广泛采用定径镗刀和可调镗刀头。在箱外调整好镗刀尺寸，可以提高生产率和加工精度。还常采用同一镗刀杆安装多刀同时加工几个同心孔的工艺。下面分析几种镗孔方式：对于支撑跨距长的箱体孔，要从两边同时进行加工；支撑跨距比较短的，可以从一边（丛大孔方面进刀）伸进镗杆，同时加工各孔；对中间孔径比两端大的箱体，镗中间孔必须在箱内调刀，设计时应尽可能避免。

既要满足承载能力的要求，又要符合孔加工工艺，可以用轻、中或重系列轴承来达到支撑孔直径的安排要求。

两孔间的最小壁厚，不得小于5～10，以免加工时孔变形。

花键轴两端装轴承的轴颈尺寸至少有一个应小于花键的内径。

一般传动轴上轴承选用级精度。

传动轴必须在箱体内保持准确位置，才能保证装在轴上各传动件的位置正确性，不论轴是否转动，是否受轴向力，都必须有轴向定位。对受轴向力的轴，其轴向定位就更重要。

回转的轴向定位（包括轴承在轴上定位和在箱体孔中定位）在选择定位方式时应注意：

1）轴的长度。长轴要考虑热伸长的问题，宜由一端定位。

2）轴承的间隙是否需要调整。

3）整个轴的轴向位置是否需要调整。

4）在有轴向载荷的情况下不宜采用弹簧卡圈。

5）加工和装配的工艺性等。

5.2. I轴的设计

I轴上为三联滑移齿轮，相应的花键轴段尺寸为6-32×28×7。左右端均选取深沟球轴承，其型号分别为6205，6206。右端为5齿皮带轮，与I轴平键连接，电机工头右端V带轮将动力传至I轴，又通过滑移齿轮传动力至II轴。

5.2.2 II轴的设计

II轴上为4个固连齿轮， 3个为与I轴配合的齿轮， 3各与III轴配合。有两个公用齿轮，相应花键轴段尺寸为6-32×28×7，左，右端均为型号为6205的深沟球轴承。动力从I轴传至II轴，并通过右边两齿轮传动力至III轴。

5.2.3  III轴的设计

III轴上有3联滑移齿轮，与II轴的3个固定齿轮啮合。与之配合的相应花键轴段尺寸为6-35×30×10。左，右均为型号为6206的深沟球轴承。左端为2齿皮带轮，动力从II轴传至III轴，再通过左边的V带轮传动力至IV轴。

5.2.4  带轮轴的设计

带齿轮轴套在主轴左端的套筒内。两个型号为6214的深沟球轴承支撑套筒增加其刚度。左端为2齿皮带轮，左边螺母可调整其轴向位置。动力从III轴径皮带轮传至带轮轴，再通过右边齿轮将动力传出。

5.2.5  Ⅳ轴的设计

Ⅳ轴实际上是背轮机构，其上2个滑移齿轮，与控制主轴内齿离合器滑动的拨叉盘用螺栓固连在一起，进而达到变速目的。与之配合的花键轴尺寸参数为6-40×35×10。左右均为型号为6206的深沟球轴承。当拨动滑移齿轮，使左端齿轮与IV轴齿轮啮合时，主轴将得到低9级转速。若拨动滑移齿轮，使与之固联的拨叉主轴上齿轮直接与带轮轴齿轮啮合时，主轴将得到高9级转速。

5.2.6主轴的设计

主轴上装有受Ⅳ轴（背轮机构）上拨叉盘控制的内齿离合器，以及固连在主轴上的与V轴右端小齿轮的齿轮。当IV轴齿轮直接与内齿离合器啮合时，主轴将得到高9级转速。当脱开时，固联齿轮与背轮机构恰好接通，通过两个降速1：2.5和1：3.12，主轴将得到低9级转速。

5.2.7 主轴组件设计

主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件（车床）或者刀具（铣床、钻床等）的主轴参予切削成形运动，因此它的精度和性能直接影响加工质量（加工精度和表面粗糙度），设计时主要围绕着保证精度、刚度和抗振性，减少温升和热变形等几个方面考虑。

由于主轴比较长，为提高其刚度，本设计采用三支撑方式，其结构要求箱上的3个支撑孔应有高的同轴度，否则温升和空载功率增大。但3孔同轴加工难度大，一般选中或后支撑为辅助支撑，只有载荷较大，轴产生弯曲变形时，辅助支撑才起作用。

本设计，前支撑作为主要支撑点，选择内圆外锥式滑动轴承，它承载能力大，摩擦系数小，温升低，极限转速高，能很好的满足设计要求，但不能承受轴向力。中支撑处选择两列51214型推力球轴承，在作辅助支撑的同时，配合前支撑承受轴向力。后支撑采用内圆外锥式滑动轴承，一方面，它能满足高速，高精度，重载，以及同时承受较大轴，径向力的要求；另一方面，它能将主轴由前向后的轴向力，充分的传至机身上，保证主轴良好的运转精度和动力性能。各滚动轴承均有螺母调整其轴向间隙，内圆外锥式滑动轴承可通过双向背帽调整其径向间隙。

前锥孔用来装顶尖或其他工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。

5.3齿轮布置的注意问题

滑移齿轮进出啮合的一端要圆齿，有规定的形状和尺寸。圆齿和倒角性质不同，加工方法和画法也不一样，应予注意。

选择齿轮块的结构要考虑毛坯形式（棒料、自由锻或模锻）和机械加工时的安装和定位基面。尽可能做到省工、省料又易于保证精度。

齿轮磨齿时，要求有较大的空刀（砂轮）距离，因此多联齿轮不便于做成整体的，一般都做成组合的齿轮块。有时为了缩短轴向尺寸，也有用组合齿轮的。

要保证正确啮合，齿轮在轴上的位置应该可靠。滑移齿轮在轴向位置由操纵机构中的定位槽、定位孔或其他方式保证，一般在装配时最后调整确定

5.4主轴与齿轮的连接

齿轮与主轴的连接可以用花键或者平键；轴做成圆柱体，或者锥面（锥度一般取1：15左右）。锥面配合对中性好，但加工较难。平键一般用一个或者两个（相隔180度布置），两国特键不但平衡较好，而且平键高度较低，避免因齿轮键槽太深导致小齿轮轮毂厚度不够的问题。

5.5 润滑与密封

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。

主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要而困难。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0.1～0.3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。

5.6 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。

当后支承采用推力轴承时，推力轴承承受着前向后的轴向力，推力轴承紧靠在孔的内端面，所以，内端面需要加工，端面和孔有较高的垂直度要求，否则将影响主轴的回转精度。支承孔如果直接开在箱体上，内端面加工有一定难度。为此，可以加一个杯形套孔解决，套孔单独在车床上加工，保证高的端面与孔德垂直度。

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，可以选用或其他合金钢。主轴头部需要淬火，硬度为50～55。其他部分处理后，调整硬度为220～250。

6.总结

经过紧张而又辛苦的两周课程设计，当我快要完成老师下达给我们的任务的时候，我仿佛经过一次翻山越岭，登上了高山之巅，顿感心旷神怡，眼前豁然开朗。

通过课程设计，使我深深体会到，干任何事都必须要有耐心，细致。课程设计的过程中，许多计算有时不免令我感到心烦意乱；有几次因为不小心计算出错，只能毫不情愿的重来。但想到汪老师的耐心指导，想到今后自己应担当的社会责任，想到世界上因为某些小失误而出现的令世人无比震惊的事故时，我不禁时刻提醒自己，一定要养成一种高度负责，认真对待的良好习惯。此次课程设计使我在工作作风上得到了一次难得的磨练。短短的两周课程设计使我发现了自己所掌握的知识是如此缺乏，自己综合应用所学的专业知识的能力是如此欠缺。今后我定将努力学习专业知识，并多与实践相结合，提升自己的专业技能。

8.参考资料

1.机械系统设计课程设计指导书，机械制造及其自动化系主编

2.机床设计图册，上海纺织工学院等主编

3.金属切削机床设计简明手册，范云涨主编

4.实用机床设计手册，李洪主编

5.金属切削机床设计指导，翁世修主编

6.机械工程自动化简明设计手册，叶伟昌主编

7.切削用量手册，艾星主编

8.《金属切削机床概论》教材

9.《金属切削机床设计》教材

10.《机械设计》教材

11.《机械系统设计》教材

12.彭文生等主编. 机械设计. 第1版. 北京：高等教育出版社，2002

13.李余庆等主编. 机械制造装备设计. 第2版. 北京：机械工业出版社，2008

14.唐增宝等主编. 机械设计课程设计. 第1版. 武汉：华中科技大学出版社，2006

4.吴宗泽 主编. 机械零件设计设计受册[M]. 第1版. 北京：机械工业出版社，2004