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1、目 录
１、 参数的拟定
２、 运动的设计
３、 传动件的估算和验算
４、 展开图的设计
５、 总结
一、参数拟定
１、确定公比φ
已知Ｚ＝12级（采用集中传动）
nmax =1800 nmin=40
Rn =φz-1
所以算得φ≈1.41
2、确定电机功率N
根据Ф320和Ф400车床设计的有关参数，用插补法：
已知最大回转直径为Ф360。
切深ap(t)为3.75mm,进给量 f (s)为0.375mm/r,切削速度v为95m/min。
计算：
主（垂直）切削力：FZ=
2、1900ap f0.75 N
=1900 X 3.75 X 0.3750.75 N
≈3414.4 N
切削功率: N切= FZV/61200 KW = 5.3 KW
估算主电机功率: N= N切/η总
= N切/0.8 KW
=5.3/0.8 KW
=6.6 KW
因为N值必须按我国生产的电机在Y系列的额定功率选取,所以选7.5 KW。
二、运动的设计
3、
1、列出结构式
12=2[3] 3[1] 2[6]
因为：在I轴上如果安置换向摩擦离合器时，为减小轴向尺寸，第一传动组的传动副数不能多，以2为宜。在机床设计中，因要求的R较大，最后扩大组应取2更为合适。由于I轴装有摩擦离合器，在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合器的直径。
2、绘出结构网
3、拟定转速图
1）主电机的选定
电动机功率N：7.5 KW
电机转速nd:
因为nmax =1800r/min ，根据N=7.5 KW，由于要使电机转速nd与主轴最高转速相近或相宜，以免采用过大的升速或过小的降速传动。所以初步定电机为：Y1
4、32m-4，电机转速1440r/min。
2）定比传动
在变速传动系统中采用定比传动，主要考虑传动、结构和性能等方面要求，以及满足不同用户的使用要求。为使中间两个变速组做到降速缓慢，以利于减少变速箱的径向尺寸，故在Ⅰ-Ⅱ轴间增加一对降速传动齿轮。
3）分配降速比
① 12级降速为：40 56 80 12 112 160 224 315 450
630 900 1250 1800 （r/min）
② 决定Ⅳ-Ⅴ间的最小降速传动比：
由于齿轮极限传动比限制imax=1/4，为了提高主轴的平稳性，取最后一个变速组的降速
5、传动比为1/4，按公比φ=1.41，查表可知：1.414=4。决定其余变速组的最小传动比，根据降速前慢后快的原则，Ⅲ-Ⅳ轴间变速组取U=1/43Ⅱ-Ⅲ轴间取U=1/43
③ 画出转速图
12=2[3]3[1]2[6]
结构大体示意图:
4、计算各传动副的传动比
见下述步骤
5、计算齿轮齿数
见下述步骤
6、带轮直径和齿轮齿数的确定
1）选择三角带型号
根据电机转速1440 r/min和功率n=7.5 查图可确定三角带型号为B型。
7、确定带轮的最小直径Dmin
查表得Dmin=140
8、计算大
6、带轮直径D大
根据要求的传动比ｕ和滑动率ξ确定
D大＝D小
＝140
＝219.52≈220
9、确定齿轮齿数
1）第一变速组内有两对齿轮，其传动比为
U1==1.41
U2==
初步定出最小齿轮齿数Zmin和Smin：
根据结构条件，由表得Zmin=2.24,在u=2一行中找到Zmin=22时，同时满足两个传动比的要求，确定=72
=72-24=48
Z1=30 =72-30=40
2)第二变速组有三对传动副
确定最小齿轮的齿数Zmin和Smin
Smin=80
7、
3)第三变速组有两对齿轮
＝3.15％<4.1% 合格
＝1.7%<4.1% 合格
＝3.2%<4.1% 合格
＝1.4%<4.1% 合格
＝1.7%<4.1% 合格
＝2%<4.1% 合格
＝0.4%<4.1% 合格
＝0.6%<4
8、.1% 合格
＝0.02%<4.1% 合格
＝1.17%<4.1% 合格
＝1.34%<4.1% 合格
齿数
30
42
24
48
33
47
27
54
21
59
35
69
21
83
摸数
3
分度圆直径
90
126
72
144
99
141
81
162
63
177
105
207
63
249
齿根高
9、
()m=1.253=3.75
齿顶高
m=13=3
齿高
6.75
齿顶圆直径
96
132
78
150
105
147
87
168
69
183
111
213
69
255
齿根圆直径
82.5
118.5
64.5
136.5
91.5
133.5
73.5
154.5
55.5
169.5
97.5
99.5
55.5
241.5
中心距
108
120
156
齿宽
24
11片式摩擦离合器的选择和计算
1）外摩擦片的内径d 因为II轴直径为23.4mm
d=23.4+4=27.4
10、mm=
2)摩擦片的尺寸
3）摩擦面对Z
查表得Z=17
静扭距
取
d=30mm D=98mm =90mm
B=30mm b=10mm
三．传动件的估算和验算
1．三角带传动的计算
1）选择三角带的型号
根据计算功率
小带轮的转速1441r/min
选择带的型号为B型
2）确定带轮的计算直径
由前面计算结果得
=140mm
=220mm
3)确定三角带速度V
4）初定中心距
取=500mm
5)确定三角带的计算长度及内周长
L=1633mm
=1600mm
6)验算三角带的扰曲次数u
11、
7)确定实际中心距A
8）验算小带轮的包角
9）确定三角带根数Z
取Z=3
2．齿轮模数的估算和计算
1）各轴计算转速
2）各齿轮计算转速
900
1250
900
450
450
315
450
224
450
160
160
315
450
112
r/min
3)估算
第三变速组，按齿轮弯曲疲劳的估算
按齿面点蚀的估算
4）计算（验算）
根据接触疲劳齿轮模数
根据弯曲疲劳计算齿轮模数
3、传动轴的估算和验算
1）传动轴
12、直径的估算
mm
V轴：
IV轴：
III轴
II轴：
2）传动轴强度的验算
选第II轴进行验算
四 展开图设计
1． 反向机构
利用机械传动实现主轴反转需要一个惰轮，将惰轮装在有两个支承的传动轴上，轴的刚性较好，有利于降低噪音。
2输入轴
1） 带轮装在轴端。
2） 卸荷装置
将带轮装在轴承上，轴承装在套筒上，传给轴的只是扭矩，径向力由固定在箱体上的套筒承受。本设计采用将带轮支在轴承外圈上，扭矩从端头传入。
3） 空套齿轮结构
2． 齿轮块设计
1） 选用7级精
13、度
2） 采用焊接连接，工艺简单，连接后齿轮能 达到一定的定心精度。
4冲动轴设计
1） I轴：深沟球轴承
II轴：深沟球轴承
III轴：深沟球轴承，圆锥滚子轴承
IV轴：双列圆柱滚子轴承，圆锥滚子轴承
2）采用轴肩，轴承盖等定位
5．主轴组件的设计
1）内孔直径43mm
2）轴颈直径47.3mm
3）前锥孔采用莫氏锥孔，选莫氏锥度号为6号。
4）支承跨距L和外伸长度a L/a=3
5)头部尺寸：选B型5号
6）轴承的配置
双列矩圆柱滚子轴承：种轴承承载能力大，内孔有1/12锥度，摩擦系数小，温升低，但不能承受轴向力，必须和能承受轴向力的轴承配合使用。
圆锥滚
14、子轴承：载能力大，可同时承受径向力和轴向力，结构比较简单，但允许的极限转速低一点。
配置轴承时，应注意：每个支承点都要能承受径向力，两个方向的轴向力应分别有相应的轴承承受。径向力和两个方向的轴向力都应传递到箱体上，即负荷都有机床支承承受，主轴采用两个支承，机构简单，制造方便。
主轴刚度的验算：
五 总 结
这次课程设计用了三个星期，回想起来，花在画图的时间不多，主要还是在设计计算上。能过本次课程设计，我不但巩固了旧的知识，如：机械设、金属切削机床等。利用绘图软件绘图，而且学到了怎样设计变速箱，如何设计每一个细节。
课程设计是一次知识综合的考验，要考虑的问题很多，一个人的能力三周时间是不够的，我们通过讨论更加深一层俯了设计的过程。而且老师的指导也是不可或缺的。
车床主轴箱课程设计机床主轴箱(有)
