一、前言1.设计目的机床设计是学生在学完基础课，技术基础课及专业课的基础上，结合机床主传动部件（主轴变速箱）设计计算进行集合训练。

（1）.掌握机床主传动部件设计过程和方法，包括参数拟定，传动设计，零件计算，结构设计等，培养结构分析和设计的能力。

（2）.综合应用过去所学的理论知识，提高联系实际和综合分析的能力。

（3）.训练和提高设计的基本技能。

如计算，制图，应用设计资料，标准和规范，编写技术文件等。

2.完成的内容机床设计是学生在学完基础课，技术基础课及有关专业课的基础上，结合机床传动部件（主轴变速箱）设计进行的综合训练最大工件回转直径是 350 mm普通车床主轴变速箱设计一、运动设计1．确定各运动参数2．确定结构式3．绘制转速图4．确定齿轮齿数5．绘制传动系统图(转速图与传动系统图绘在同一张图纸)二、动力设计1．确定主电动机功率2．确定各轴的直径3．确定各齿轮的模数三、结构设计1．设计主轴组件2．主轴组件的验算3．绘制主轴组件装配图 (1号图纸)四、编写设计说明书(不少于20页)五、答辩。

二、运动设计1.确定各运动参数（1）确定极限切削速度max V 和min V 。

根据典型的和可能的工艺选取极限切削速度要求考虑：工序种类、工艺要求、取max V =200 m/min ，min V =5 m/min 。

（2）确定主轴的转速、公比及变速范围。

1）主轴的最大极限转速 max n =minmaxd V 1000⨯π式中，查《机床设计指导 》有，min d 按经验公式（0.1-0.2）D 取0.125D=0.125⨯350=43.75mm ；求得，主轴的最大极限转速max n =1455 m/min 。

2）主轴的最小极限转速min n =maxmind V 1000⨯π式中，查《机床设计指导 》有，max d 考虑车螺纹和铰孔时，其加工最大直径应根据实际加工情况选取0.1D 和50mm 左右；取max d =50mm ； 求得，主轴的最小转速min n =31.8 m/min 。

3）车床的变速范围R R=minmaxn n =45.7 4）确定公比ϕ。

取机床的变速级数为Z=12级，由公式R=1Z -ϕ，得ϕ=1.4155，取标准值ϕ=1.41.5）主轴的各级转速各级转速可直接从《机床设计指导 》的标准转速列表中查出，标准数列表给出了以ϕ=1—10000的数值，因为ϕ=1.41=606.1，从表中找到max n =1500r/min ，就可以每隔5个数值取出一个数，从而得出十二级转速分别为：1500 r/min 、1060 r/min 、750 r/min 、 530 r/min 、375 r/min 、265 r/min 、190 r/min 、132 r/min 、95 r/min 、67 r/min 、 47.5 r/min 、33.5 r/min 。

2. 确定结构式（1）确定传动顺序1）此次设计的c6135车床为12级，故有以下几种传动方案： []43121⨯= []34122⨯=[]223123⨯⨯= []232124⨯⨯= []322125⨯⨯=2）对方案进行比较第[]1、第[]2种有四联滑移齿轮，如果采用四联滑移齿轮的话，话大大增大了主轴箱的轴向尺寸，故不采用第[]1、第[]2种方案；也是从结构方面考虑，第[]5种的轴向尺寸都会比第[]3第[]4种的大；下面就第[]3第[]4种方案进行比较，从而选取最终方案。

对于第[]3种方案，严格遵循了“前多后少”的设计原则，把尽可能多的传动副置于前面，让尽可能多传动副处于较高速的状态，这样就可以尽量减轻它们的受力情况，从而可以减小其尺寸，从而减少整体尺寸；对于第[]4种方案，没有遵循了“前多后少”的设计原则，但是由于采用第[]3种方案的话，会增大轴I 的轴向尺寸；为了使轴I 的轴向尺寸不至于太长，把二联滑移齿轮放在轴I ，三联滑移齿轮放在轴∏；这样的话可以使轴I 的尺寸不太大，又可以使较多的传动副放在相对高速的位置。

对于第[]3第[]4种方案都是相对其他几种比较好的方案，基于不同方面的考虑，可以选择其中一种；在本次设计中，选择第[]4种方案进行计算。

3）最终确定的传动方案为[]232124⨯⨯=。

（2）确定扩大顺序传动方案的扩大顺序与传动顺序可以一致也可以不一致；本设计扩大方案设计为61323212⨯⨯=。

因为轴I 上有离合器，为避免离合器干涉齿轮啮合，必须使其中一个齿轮的齿根圆直径大于离合器的最大直径。

故采用此扩大顺序61323212⨯⨯=（3）此次设计的车床的结构式为61323212⨯⨯=。

（4）绘制结构图3. 确定转速图（1）电动机转速的确定根据本设计车床的12级转速，max n =1500r/min ；要使电动机的转速与主轴的最高转速相近，以避免过大的升速或降速；根据电动机的转速标准，取电动机的额定转速m n =1440 r/min ；（2）确定I 轴的转速查《机床设计指导 》有，车床的I 轴的转速一般取700--1000 r/min 左右比较合适，故在本设计车床中，取I 轴的转速I n =750 r/min ；（3）分配传动比1）分配降速比时，应注意传动比的取值范围：齿轮传动副中最大传动比max u ≤2， 最小传动比min u 41≥传动比过大 ，引起振动和噪音，传动比过小，使动齿轮与传动齿轮的直径相差太大，将导致结构庞大。

I 轴的750 r/min 转速传到主轴的33.5 r/min ，相差9格，相当于级比指数为9；总共有3个变速组；9÷3=3；由“前缓后急”原则分配三格给中间变速组，分配两格给第一变速组，分配四格给第三变速组；然后，对于其他传动线，结合结构图可相应得出；4.确定齿轮齿数（1）确定齿轮齿数应该注意以下几类：1）齿轮的齿数和应过大，以免加大中心距使机床结构庞大一般推荐齿轮数和S Z 为60～100；2）不产生根切最小齿轮≥min Z 18～20；3）保证强度和防止热处理变形过大齿轮齿根园到键槽的壁厚≥δ2mm 一般取≥δ5mm 则 mTZ 25.6min +≥；4）三联滑移齿轮的相领两轮的齿数差应大于4；避免齿轮右左移动时齿轮右相碰，能顺利通过。

（2）在一个变速组中，主动齿轮的齿数用j Z 表示，从动齿轮的齿数用j Z ‘表示，j Z +j Z ‘=zj S ，则传动比j i 为 j i =jjZ Z ‘=jj b a式中，j j b a 、为互质数，设 oj j j S b a =+ ojzj jj S S a Z = ojzj jj S S b Z =‘由于j Z 是整数，zj S 必定能被oj S 所整除；如果各传动副的的齿数和皆为z S ，则z S 能被o1S 、o2S 、o3S所整除，换言之，z S 是o1S 、o2S 、o3S 的公倍数。

所以确定齿轮的齿数时，应在允许的误差范围内，确定合理的j j b a 、，进而求得o1S 、o2S 、o3S ，并尽量使o1S 、o2S 、o3S 的最小公倍数为最小，最小公倍数用o S 表示，则z S 必定为o S 的整数倍。

设z S =k o S ，k 为整数系数。

然后根据最小传动比或最大传动比中的小齿轮确定k 值，确定各齿轮的齿数。

（3）第一变速组已知21i a1=、57i a2=，则有两对齿轮的齿数和分别为a1S =3、a2S =12；最小公倍数a S =12；则齿数和为z S =12k 。

最小齿数发生在a1i 中，则5k 17k 4k 1231Z a1≥≥=⨯=，；取k=6，得z S =72，第一对齿轮的齿数24Z a1=、48Z a1=‘，第二对齿轮的齿数42S 127Z z a2=⨯=、30Z a2=‘。

（4）第二变速组已知5319i b1=、21i b2=，75i b3=则有三对齿轮的齿数和分别为b1S =72、b2S =3、b3S =12；最小公倍数b S =72；则齿数和为z S =72k 。

最小齿数发生在b1i 中，则1k 17k 19k 727219Z b1≥≥=⨯=，；取k=1，得z S =72，第一对齿轮的齿数19Z b1=、53Z b1=‘，第二对齿轮的齿数24S 31Z z b2=⨯=、48Z b2=‘、30S 125Z z b3=⨯=、42Z b3=‘。

（5）第三变速组已知41i c1=、12i c2=，则有两对齿轮的齿数和分别为c1S =5、c2S =3；最小公倍数c S =15；则齿数和为z S =15k 。

最小齿数发生在c1i 中，则7.5k 17k 3k 1551Z c1≥≥=⨯=，；取k=7，得z S =105，第一对齿轮的齿数21Z c1=、84Z c1=‘，第二对齿轮的齿数70S 32Z z c2=⨯=、35Z c2=‘。

5.带传动的设计（V 型）已知：电机额定功率kw 5.7P m =，额定转速r/m 1440n m =，I 轴的转速r /m i n 750n =I ，两班制工作。

（1）确定计算功率ca P 公式 m A ca P K P =查《机械设计》教程表8-7，得A K =1.2，则m A ca P K P ==9kw ； （2）选择V 带带型查《机械设计》教程图8-11，选取B 型 （3）选择小带轮的基准直径1d根据V 带的带型，参考《机械设计》教程表8-6和表8-8确定小带轮的基准直径1d =132mm ；（4）确定大带轮的基准直径2d 公式 ）（ε-=1d i d 102 0i —电机到I 轴的传动比；1d —小带轮的基准直径；ε—根据《机械设计》教程，取0.02；计算结果为）（ε-=1d i d 102=248mm ；查《机械设计》教程表8-8，取2d =250mm 。

（5）验算带速V V 带的速度V=100060n d m1⨯π=9.9527m/s ；由此得25m/s V 5≤≤；验算合格； （6）确定V 带的基准长度d L 1）初定两带轮的中心距0a查《机械设计》教程，得0a =（0.7-2）（1d +2d ），取0a =500mm 。

2）计算初定中心距0a 相应的带长ca L212210ca a 4d -d d d 2a 2L ）（）（+++=π=1607mm ； 查《机械设计》教程表8-2，取d L =1600mm 。

（7）确定两带轮的中心距a 由公式a=2L -L a cad 0+计算出实际中心距a=496.5mm 。

（8）验算小带轮上的包角1α 由公式ad -d 3.57180121⨯︒-︒=α计算出︒︒=1201661 α； 验算合格。

（9）计算V 带的根数Z公式LK K P P α）（00caP Z ∆+=式中，0P —单根V 带的基本额定功率，查《机械设计》教程表8-4a 取0P =2.5kw ； 0P ∆—单根V 带额定功率的增量，查《机械设计》教程表8-4b 取0P ∆=0.4；αK —包角修正系数，查《机械设计》教程表8-5取αK =0.96； L K —带长度系数，查《机械设计》教程表8-2取L K =0.92；计算结果Z=3.57；取整Z=4；V 带的根数为4根。