目录前言 01．设计任务和目的 (1)2．运动设计 (1)1）运动参数的确定 (1)2）拟定结构式 (3)3)确定是否需要增加降速的定比传动副 (4)4)分配个变速组的最小传动比，拟定转速图 (4)5）齿数的确定 (4)6)选择最佳转速 (5)7)皮带轮直径的确定 (5)3．动力计算 (7)1)计算各轴的功率和扭矩 (7)2)确定个传动件的计算转速 (7)3）主轴及各轴直径的估算 (8)4）齿轮模数估算和几何尺寸计算 (8)5)主轴及各传动组件的结构分析与选择 (9)4.主轴组件的设计计算 (10)5．参考资料……………………………………5．结束语……………………………………机床主传动系统设计摘要：本课题为机床主传动系统的设计，经过全面的分析比较确定一种比较合理的方案使该系统能完成18级变速，基本满足通用型普通车床的加工要求和技术要求。
本系统的设计过程中运用了分析比较，逆推等方法来完成了各种不同方案的优化选择，从而确定了一套比较合理的方案。
关键词：优化设计、逆推法、公比、基本组、扩大组1.设计任务和目的：该机床主传动系统可提供各种车削工作所需转速，使车床完成各种公制、英制、模数螺纹的车削任务。
主轴三支撑均采用滚动轴承；该系统具有刚性好、功率大、操作方便等特点。
2.运动设计：1）运动参数的确定：已知：主轴的最高转速Nmax=1440rpm，最低转速：Nmin=30rpm，求主轴的转速级数Z及公比Ф。
a.公比Ф的确定：依据资料要求，对于中型通用机床，万能性较大，因而要求转速级数Z要多一些，但结构又不能过于复杂。
因此，公比Ф常推荐优先选择1.25或1.41。
b.转速级数Z的确定及分析比较：由Rn =Nmax／Nmin=1400／30=46.667，Z=1+ LgRn／LgФ当Ф=1.26时，经计算Z=1+Lg 46.667／Lg1.26≈18级；当Ф=1.41时，经计算Z=1+ Lg 46.667／Lg1.41≈12级。
分析比较：当Ф=1.26时，计算得Z=18级转速，级数较大，机床主传动系统结构较复杂，所需传动件相对较多，但适用范围更广，有利于机床主传动系统功能的充分发挥。
在选择车削速度时，更有利于优化选择，与同类级数较少的机床相比较，更能发挥其性能。
同时速度损失相对较小；当Ф=1.41时，计算得Z=12级转速，级数较小，机床主传动系统结构相对简单，但通用性不强。
综上所述：本系统选择Ф=1.26，Z=18级转速方案。
按标准转速数列为：30、37.5、47.5、60、75、95、118、150、190、235、300 、375、475、600、750、950、1180、1500（rpm）。
2）拟定结构式：a．确定变速组的数目和各变速组中的传动副的数目。
该主传动系统的变速范围较大，级数较多，需经过较长的传动链才能将其速度降到主轴的所需转速，通常采用P=2或3，18=3³3³2，共需三个变速组。
b．确定不同传动副数的各变速组的排列次序：18级的传动系统，按传动顺序可得：18=3³3³2 18=3³2³3 18=2³3³3 三种方案。
依据传动副数的“前多后少”原则，即当Z=Pa ﹡Pb ﹡Pc ﹡…﹡Pm 时，令Pa ＞Pb ＞Pc ＞…＞Pm 。
因为机床的电动机转速往往比主轴变速范围的大多数转速高。
因此，变速系统以降速居多。
根据公式：T=9550*P （KW ）／N （rpm ），当P 一定时，转速N 较高时，轴传递的转矩较小，其对传动轴的尺寸要求就较小。
因此，常把传动副数较多的的变速组安排在高速轴上，可节省材料，减少机构尺寸，减小系统的传动惯量，故应选择结构式18=3³3³2方案。
c.确定变速组的扩大顺序：依据传动副的“前紧后松”原则，变速组的扩大顺序应尽可能与传动顺序一致。
即当Z=P0*P1*P2*…*Pj 时，要求X0＜X1＜X2＜…＜Xj ，即在传动顺序中按基本组在前，然后依次排第一扩大组，第二扩大组，…第j 扩大组，称为“前紧后松”原则。
这样有利于前面各轴变速范围较小，相当于提高该轴的最低转速和减低它的最高转速，前者可以减小传动件尺寸，后者可以降低噪音和减小振动。
因此，对于18=3³3³2的变速系统有六种方案，其结构式为：18=31³33³29 18=33³31³29 18=36³32³21 18=32³36³21 18=36³31³23 18=31³36³23经比较，方案18=31³33³29是扩大顺序与传动顺序一致，它的中间轴的变速范围是比较小的，当中间轴最高转速一定时，其最低转速能处于较高位置，传递的转矩就较小。
其结构图如图0-1所示：d.验算变速组的变速范围：机床的传动系统中，最后扩大组的变速范围必定最大。
因此，一般只要验算最后扩大组的变速范围不超过限制范围，则其余的变速组也不会超过。
因此，当Z ＝18，Ф＝1.26时，对于方案： 图0-1 结构图18=3 1³3 3³29，其最后扩大组的变速范围ｒ＝ Ф（P j -1）*Xj =8，合格。
ｒ＝8～10（标准）。
3)确定是否需要增加降速的定比传动副：已知该主传动系统的总降速比为30／1400＝１／46.667，三个变速组的最小降速比为1／4，则总的降速比为1／64，这样是无需增加降速的定比传动副，为了使中间两个变速组降速缓慢，以减少结构的径向尺寸。
因此，在电动机轴与Ⅰ轴之间采用带传动，是整个传动系统的转速一起提高与降低，有利于变型机床的设计。
4)分配个变速组的最小传动比，拟定转速图：所选用结构式为18=31³33³29，共有三个传动组。
因此，变速机构共需四根轴,加上电动机轴共五轴，故转速图共有五条竖线。
1.决定轴Ⅳ-Ⅴ的最小降速传动比，希望主轴上的齿轮能大一些，起到飞轮的作用，故选传动比的极限值1／4，公比￠=1.26，1.266=4，故从轴E 点向上六格，在轴Ⅳ找到D 点，连接DE 线即为最小传动比。
2.同理，以此确定其余各组的最小传动比，依据“前缓后急”原则，从Ⅲ到Ⅳ间的变速组取umin =1／￠4，即从D 点往上数四格，在Ⅲ轴上取C 点；依次找到B ，A 各点。
一次连线，结果如图0-2所示：3.画出各级变速组的传动比连线，按基本 图0-2 确定最小传动比组的级比指数X0=1，第一扩大组的级比指数X1=3, 第二扩大组的级比指数X2=9，画出全部传动比连线如图0-3所示：5）齿数的确定：用查表法确定各齿轮副的齿数，原则及步骤：a.确定同一变速组中的各变速比ｕ１ｕ２ｕ３…；b.依据同一变速组中的齿数和相等，并使所选的齿数和在S ≤100～120；c.为了结构和制造的方便，防止根切，所选的齿数Zmin ≥22； 图0-3 转速图ｄ.为了减小结构尺寸，一般选的齿轮齿数尽可能的小；e ．选定后，校验转速，使其理论转速与实际转速的转速差控制在±2.6%间。
依据以上原则查表2-15，选定的齿数如表0-1所示：组别公比齿数和SzZZ6)选择最佳转速(经带轮降速后): 采用逆推法,求最佳转速,其具体操作步骤如下: 用各级理论转速除以各自的总传动比Ф，分别获得各自的最佳转速，其转差率应该为零。
最后将求平均转速，即为系统所要求最佳转速，常常会有少量的误差或某些转速的转差率不符合要求，可作适当的调整。
表0-1 齿数的确定经计算，该系统的最佳转速为752.6rpm 。
校验各级转速并求其转差率，其结果如表0-2所示：7)皮带轮直径的确定：已知：P e =7.5kw ，n 1=1440rpm ，从动带轮转速n 2=752rpm ，传动比要求严格。
因而，i=n 1／n 2=d 2／d 1（1-￡），￡≤0.02，常常省略不予考虑。
故i=n 1／n 2=d 2／d1，∴d 2=id 1。
其设计步骤如下：○1.确定计算功率:P c =K a ³P e (kw) 表0-2 校核各级转速由表11-5查得, K a =1.4,则P c =7.5³1.4=10.5kw.○2.选择带的型号:依据P c =10.5kw,n 1=1440rpm,由图11-11可以看出B,C 带均符合要求,分别计算,择优选用.○3.确定带轮节圆直径d 1,d 2:由表11-6按B,C 型带分别选择d 1=160mm,200mm.再计算d 2：B 型带：d 2=（n 1／n 2）³d 1=306.38（不得圆整）；C 型带：d 2=（n 1／n 2）³d 1=382.98（不得圆整）. 表0-2 校验各级转速○4.校核带速V,依据公式:V=лdn ／6³104,计算得:B 型带速：V=л³160³1440／6³104=12.05m ／s ； C 型带速：V=л³200³1440／6³104 =15.07．带速均小于25m ／s,所以二者均合适.○5.初选中心距a 0:由0.7(d 1+d 2)<a 0<2(d 1+d 2),故B,C 型带的型号分别选取 基本组 1／1.58 78 30 48 1／2 26 52 1／2.52 22 56第一扩大组 1.58 77 47 30 1／1.26 34 431／2.52 22 55第二扩大组 2 108 72 361／4 22 86序号 理论转速（rpm ） 实际转速 转差率 校验结论1 30 30.239 -0.790% 合格2 37.5 38.474 -2.598% 合格3 47.5 48.093 -1.248% 合格4 60 59.757 0.400% 合格5 75 76.054 -1.400% 合格6 95 95.068 -0.070% 合格7 118 118.400 -0.339% 合格 8 150 150.691 -0.460% 合格9 190 188.364 0.860% 合格 10 235 236.343 -0.570% 合格 11 300 300.800 -0.260% 合格 12 375 376.000 -0.260% 合格 13 475 467.189 1.640% 合格 14 600 594.605 0.890% 合格 15 750 743.256 0.890% 合格 16 950 925.676 2.560% 合格 17 1180 1178.136 0.157% 合格 18 1500 1472.667 1.822% 合格a0=550mm,650mm.○6.确定胶带节线长度L p和公称长度L i:由式11-21:(L0=2a0+л(d1+d2)／2+(d2-d1)2 ／4a0 )对B,C型带分别初算L0值：B型带:L0=2³550+446³л／2+1462 ／4³550=1841.309mm；C型带:L0=2³650+583³л／2+1832 ／4³650=2228.190mm.由表11-2按B，C型带分别选取：B型带:L i=1800mm，L p=1840mm；C型带:L i=2240mm，L p=2295mm.○7.确定中心距a：由公式（11-22）:a=a0+(L p-L i)／2对B，C型带分别计算a值：B型带:a=550+20=570mm；C型带:a=650+27.5=677.5mm.○8.校核小带轮包角ā：由式（11-23）:ā=180-57.3°³(d2-d1)／a对B，C型带分别计算a1值：B型带:ā=180-57.3°³(d2-d1)／a=165.3°；C型带:ā=180-57.3°³(d2-d1)／a=164.5°.包角均大于120°，故均合理。