普通車床主軸箱設計【額定功率為：5.5kW 同步轉速為：1500rmin 滿載轉速為：1440rmin nmax=1800rmin nmin=40rmin Z=12 φ=1.41】【說明書+CAD+SOLIDWORKS+仿真】,額定功率為：5.5kW 同步轉速為：1500rmin 滿載轉速為：1440rmin nmax=1800rmin nmin=40rmin Z=12 φ=1.41,說明書+CAD+SOLIDWORKS+仿真,普通車床主軸箱設計【額定功率為：5.5kW,普通
編 號：
審定成績：
重慶郵電大學
畢業(yè)設計（論文）
設計（論文）題目：
普通床主軸變速箱設計
學 院 名 稱 ：
自動化
學 生 姓 名 ：
李俊頡
專 業(yè) ：
機械設計制造及其自動化
班 級 ：
0841001
學 號 ：
2010213201
指 導 教 師 ：
趙雙
答辯組 負責人 ：
填表時間： 年 月
重慶郵電大學教務處制
摘 要
車床設計以及制造的發(fā)展速度是非?？斓摹拈_始的只為了滿足加工成形而要求刀具與工件之間的一些相對運動關系以及零件要達到一定的強度和剛度，發(fā)展到現(xiàn)在的高科技成果綜合應用的現(xiàn)代車床設計，還包含計算機輔助設計（CAD）的應用。但目前車床主軸變速箱的設計仍然是以類比或者經驗為基礎的傳統(tǒng)設計方法。因此，探索科學理論的應用，科學地分析處理經驗、數(shù)據和資料，既能提高車床設計和制造水平，還可以使得設計方法更加現(xiàn)代化。
車床主軸變速箱設計是在學完基礎課、技術基礎課及相關專業(yè)課的基礎上，結合車床傳動部件設計所進行的綜合訓練。在本設計中要完成擬定參數(shù)，運動設計，動力計算，設計結構草圖，軸和軸承的驗算，主軸變速箱裝配設計，編寫設計計算說明書等內容。
車床主軸變速箱的結構設計包括傳動件（軸承，傳動軸，帶輪，離合器及制動器等），操縱機構，主軸部件，潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)接件的結構設計與布置，用一張展開圖和若干張截面圖來表示。
【關鍵詞】車床 主軸 變速箱
Abstract
Development of design and manufacturing of lathe speed is very fast. From the start in order to meet the requirements of forming some relationships and relative motion between tools and workpieces parts to achieve a certain degree of strength and stiffness, and development to the present design of comprehensive application of high-tech achievements of modern lathes, as well as computer-aided design (CAD) applications. But currently lathe spindle gearbox design is still based on analogy or experiences of traditional design methods. Therefore, exploring the application of scientific theory, scientific analysis and treatment experience, data and information, both to raise the level of design and manufacturing of lathe, and made the design more modern.
Lathe spindle gearbox design is based on the completion of courses, technical courses and specialized courses integrated training combination lathe designed transmission parts. To complete the development parameters in the design, motion design, calculation, design sketches, shaft and bearing calculation, spindle gearbox assembly design, write design specification, and so on.
Structure design of lathe spindle transmission, including the layout and structure design of transmission parts (bearings, shaft, pulley, clutch and brake, etc), control mechanism, spindle Assembly, lubrication and sealing system and casing design and their joints, using a map and a number of sections to represent.
【Key words】 lathe spindle gearbox
目 錄
_Toc387442515
1 緒 論 4
1.1課題研究背景以及選題的意義 4
1.1.1課題研究背景 4
1.1.2選題的意義 4
1.1.3選題的目的 5
1.2研究的主要內容 5
1.2.1擬定主運動參數(shù) 5
1.2.2運動設計 5
1.2.3動力計算和結構草圖設計 5
1.2.4傳動件驗算 6
1.2.5裝配設計 6
1.2.6編寫設計說明書 6
2.車床主要參數(shù)的確定 6
2.1 確定動力參數(shù)——主電機功率 7
2.2運動參數(shù)的確定 8
2.2.1 主軸最低和最高轉速的確定 8
2.2.2 主軸轉速數(shù)列的確定 8
3 傳動系統(tǒng)設計 10
3.1 擬定主傳動方案 10
3.2 選定傳動結構擬定式 10
3.2.1 確定傳動組和各傳動組中傳動副的數(shù)目 10
3.2.2 分配總降速比 11
3.3 確定皮帶輪直徑和齒輪齒數(shù)并擬定轉速圖 12
3.3.1擬定轉速圖： 12
3.3.2確定皮帶輪直徑 13
3.3.3 確定齒輪齒數(shù) 13
3.3.4 主軸轉速系列的驗算 14
3.3.5 傳動系統(tǒng)圖的擬定 16
3.4 確定各傳動軸和齒輪的計算轉速 16
3.4.1計算主軸轉速 16
3.4.2計算各傳動軸轉速 16
3.4.3計算傳動組各軸上最小齒輪轉速 17
4 估算和驗算傳動件 17
4.1計算齒輪模數(shù) 17
4.1.1 計算各傳動軸功率 17
4.1.2計算齒輪模數(shù) 18
4.1.3 計算各軸之間的中心距 19
4.2 計算三角帶傳動 19
4.2.1確定三角帶速度 20
4.2.2確定中心距A 20
4.2.3確定三角帶的計算長度L0及內周長LN 20
(4)確定實際中心距A 20
(5)驗算小帶輪包角α1 20
(6)確定三角帶根數(shù)Z 21
4.3 估算傳動軸和計算齒輪尺寸 21
4.3.1計算確定各軸的直徑 21
4.3.2 計算各齒輪的尺寸 22
5 主軸部件的驗算 25
5.1驗算主軸軸端位移ya 25
5.1.1主軸的支承簡化 25
5.1.2主軸的受力分析 25
5.1.3確定切削力和傳動力的作用類 26
5.1.4確定切削力P的大小 26
5.1.5確定a力的大小 27
5.2 驗算前軸承的轉角及壽命 27
5.2.1 驗算前軸承處的轉角θβ 27
5.2.2 驗算前支承壽命 28
6設計主傳動系統(tǒng)的結構 29
6.1 設計皮帶輪及齒輪塊 29
6.2 軸承的選擇 29
6.2.1選擇各軸承 29
6.2.2 設計主軸 30
6.3設計箱體 30
6.4操縱機構的設計 30
6.5密封結構和潤滑 30
總 結 32
致 謝 33
參考文獻 34
1 緒 論
1.1課題研究背景以及選題的意義
1.1.1課題研究背景
車床是機床的一種，使用車床的工人稱為“車工”，在機械加工行業(yè)中車床被認為是所有設備的工作“母機”。車床主要用于加工軸、盤、套和其他具有回轉表面的工件，以圓柱體為主,是機械制造和修配工廠中使用最廣的一類機床。
機床變速箱是機床中重要的傳動裝置，機床運行性能的好壞很大程度上決定于機床變速箱的傳動性能。其主要作用是改變主軸轉速，從而實現(xiàn)加工要求的目的。但是，其作用不僅僅是改變轉速這么簡單，這主要是由電機的物理性質決定的。換擋變速箱是目前在機床上應用最廣泛的一種。它采用齒輪傳動，具有若干個定值傳動比。這種變速箱主要由傳動軸、滑移齒輪、離合器、變速機構以及其它傳動件組成。換擋變速箱是通過滑移齒輪、交換齒輪、離合器等變速傳動副使執(zhí)行件實現(xiàn)速度的改變。其通過傳動齒輪實現(xiàn)定比傳動，因此其傳動比變換是跳躍式的，存在速度損失，但是其轉動扭矩大，效率高且制造成本低，所以換擋變速箱廣泛應用于傳統(tǒng)加工機床中。車床變速箱是用來改變車床主運動速度（如主軸轉速、工作臺每分鐘往復行程數(shù)等）的機構。它可以單獨地裝在一個箱體內構成機床的一個部件，也可以與其他機構共同裝在一個箱體內，例如與主軸部件裝在一起時就稱為主軸變速箱。
目前車床主軸變速箱的設計還是以類比或者經驗為基礎的經驗（傳統(tǒng)）設計方法。因此，探索科學理論的應用，科學地分析處理經驗，數(shù)據和資料，既能提高車床設計制造水平，還可以使設計方法更加現(xiàn)代化。
1.1.2選題的意義
隨著社會生產的進步和科學技術的不斷發(fā)展，機電產品的質量和生產率的要求越來越高。研究本課題對提高機電產品生產率，保證產品質量，改善勞動強度和降低生產成本等都非常重要。
車床產業(yè)發(fā)展到現(xiàn)在，技術已相經當成熟。高效率、高精度、多樣化、自動化已成為當今社會車床發(fā)展的特征。機床的特點就是多樣化發(fā)展，技術的飛速發(fā)展和產品的更新使車床必須多樣化，目前車床主要是多品種小批生產，因此現(xiàn)代機床不但要保障加工精度和高度自動化，而且必須有一定的鋼度和柔性，這樣才能更加適應加工。
1.1.3選題的目的
機床主軸變速箱設計是在學完基礎課、技術基礎課及有關專業(yè)課的基礎上進行的綜合訓練。通過這次畢業(yè)設計，我可以掌握機床主軸變速箱設計過程和方法，包括參數(shù)擬定、傳動設計、零件計算、結構設計等，鍛煉了結構分析和設計能力；綜合應用過去所學的理論知識，提高聯(lián)系實際和綜合分析能力；訓練和提高設計的基本技能，如計算、制圖、應用設計資料、標準和規(guī)范、編寫技術文件等。
1.2研究的主要內容
車床主軸變速箱設計是在學完基礎課，技術基礎課及相關專業(yè)課的基礎上進行的綜合訓練。主要內容如下：
1.2.1擬定主運動參數(shù)
根據車床的類型、規(guī)格等特點，查知典型工藝的切削用量，結合實際條件及情況，并與同類型車床比較分析后確定：極限轉速，，公比（或級數(shù) Z ），和主傳動電機功率N。
1.2.2運動設計
根據擬定的參數(shù)，完成結構網和轉速圖并對其分析，確定傳動結構方案和傳動系統(tǒng)圖，計算各傳動副的傳動比和齒輪的齒數(shù)，并驗算主軸的轉速誤差。
1.2.3動力計算和結構草圖設計
估算軸徑d以及齒輸模數(shù)m，選擇和計算反向離合器，制動器。
將各傳動件和其它零件在展開圖和剖面圖上做簡單的安排，布置和設計。
1.2.4傳動件驗算
根據以上結構草圖，對一根傳動軸的剛度和強度，以及該軸系的軸承的壽命進行驗算。
1.2.5裝配設計
車床主軸變速箱的裝配圖是以結構草圖為“底稿”，進行設計和繪制的。設計主軸變速箱的結構包括傳動件（傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動器等）、主軸組件、操縱機構、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)接件的結果設計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。圖上各零部件要表達清楚，并標注尺寸和配合。
1.2.6編寫設計說明書
應包括車床的用途、特點及主要技術參數(shù)，同類型車床的方案及結構的分析對比，參數(shù)擬定，運動設計，動力計算和結構草圖設計，傳動件驗算，裝配圖設計等，此外，還應對重要結構的選擇和分析做必要的說明。
2.車床主要參數(shù)的確定
參數(shù)擬定是車床主軸變速箱設計中的重要環(huán)節(jié),他們是傳動設計和結構設計的依據，而且關乎產品能否滿足所需功能要求。因此,在車床設計的開始，首先需要確定有關參數(shù)。
車床參數(shù)有主參數(shù)和基本參數(shù)。
主參數(shù)是車床參數(shù)中最主要的，它直接體現(xiàn)了車床的加工能力和特性，并決定和影響其它基本參數(shù)的值，如車床的最大加工直徑D和銑床的工作臺寬度B。
基本參數(shù)是一些與加工工件尺寸、車床結構、運動和動力特性有關的參數(shù)，可以歸納為：尺寸參數(shù)、運動參數(shù)和動力參數(shù)。
專用車床的加工對象一般比較具體，工藝要求較明確，所以設計專用車床的時候一般只要針對加工對象的具體工藝要求，再結合相關資料和分析計算就能擬出參數(shù)。
但是通用車床加工對象復雜多樣，形狀、尺寸和材料都不一樣，工藝范圍非常寬：有粗加工，還有精加工；有硬質合金刀，還有高速鋼刀等。因此，必須對所設計的車床的工藝范圍及使用情況作出全面的調研和統(tǒng)計，再根據某些典型工藝、加工對象并適當兼顧其它的工藝加工的要求，擬定車床參數(shù)。在擬定參數(shù)時，還要考慮車床的發(fā)展趨勢，國內外同類型車床的比較等。這樣才能使擬定的參數(shù)在能滿足車床經濟合理的原則下，最大限度地適應各種不同的工藝要求。
2.1 確定動力參數(shù)——主電機功率
正確合理地選擇確定電機功率N，既可以使車床充分發(fā)揮其使用性能，還能滿足生產需要，而且又不致使電機經常輕載而降低功率因素。
目前，確定車床電機功率的方法一般有：
1）類比法：對相同類型的車床實際使用時的功率情況進行調查，進行分析和比較。
2）估算法：按照車床典型加工條件（加工材料、工藝種類、刀具、切削用量）進行估算。
3）試驗測定法：根據典型的、起決定作用的加工條件，才同類型車床上實施切削試驗，直接測定出電機功率。
功率估算和實驗中的決定性加工條件分析，即重切削的典型工藝條件分析以及用量值的確定，內容非常繁復，所以本次設計采用推薦的數(shù)據以估算法來確定主電機功率N。
1.確定電機功率和轉速
刀具材料：YT15 工件材料：45號鋼 切削方式：車削外
切削深度aP：3.5mm 進給量f：0.35mm/r 切削速度v：90m/min
（1） 主切削力 Fz=1900aPf0.75N （2-1）
=19003.50.350.75
=3026.06N
（2） 切削功率 N切= （2-2）
=kW=4.45kW
（3） 估算主電機功率 N= （2-3）
=
（2-3）式中：
N值為5.56kW，按我國生產的電機在Y系列的額定功率選取，計有：2.2、3、4、5.5、7.5、10（11）kW等。故選取
額定功率為：5.5kW
同步轉速為：1500r/min
滿載轉速為：1440r/min
2.2運動參數(shù)的確定
2.2.1 主軸最低和最高轉速的確定
計算車床主軸極限轉速時的加工直徑，按經驗分別取（0.1～0.2）D和（0.45～0.5）D。在nmin中考慮車螺紋和鉸孔時，其最大加工直徑應該根據實際加工情況選擇0.1D和50mm左右。在最后確定時，還應與同類型車床對比。
則主軸極限轉速為：
nmax=r/min=1800r/min
nmin=r/min=40r/min
2.2.2 主軸轉速數(shù)列的確定
1.確定轉速范圍Rn定公比確定主軸轉速數(shù)例.
轉速范圍 R==45 （2-4）
考慮到所設計的結構要求復雜程度適中，所以采用常規(guī)的擴大傳動，并選級數(shù)Z=12。,今以 =1.41和代入R= z-1式，求得的R值在 =1.41時與45更接近，所以取 =1.41更為適合。標準數(shù)列表給出了以 =1.06的從1～10000的數(shù)值，因 =1.41=1.060，從表中找到nmax=1800，得：1800,1250,900,630,450,315,224,160,112,80,56,40,共12級轉速。
標準數(shù)列表
1.00
1.06
1.12
1.18
1.25
1.32
1.4
1.5
1.6
1.7
1.8
1.9
2.0
2.12
2.24
2.36
2.5
2.65
2.8
3.0
3.15
3.35
3.55
3.75
4.0
4.25
4.5
4.75
5.0
5.3
5.6
6.0
6.3
6.7
7.1
7.5
8.0
8.5
9.0
9.5
10
10.6
11.2
11.8
12.5
13.2
14
15
16
17
18
19
20
21.2
22.4
23.6
25
26.5
28
30
31.5
33.5
35.5
37.5
40
42.5
45
47.5
50
53
56
60
63
67
71
75
80
85
90
95
100
106
112
118
125
132
140
150
160
170
180
190
200
212
224
236
250
265
280
300
315
335
355
375
400
425
450
475
500
530
560
600
630
670
710
750
800
850
900
950
1000
1060
1120
1180
1250
1320
1400
1500
1600
1700
1800
1900
2000
2120
2240
2360
2500
2650
2800
3000
3150
3350
3550
3750
4000
4250
4500
4750
5000
5300
5600
6000
6300
6700
7100
7500
8000
8500
9000
9500
10000
3 傳動系統(tǒng)設計
3.1 擬定主傳動方案
擬定傳動方案，包括傳動型式的選擇以及開停、換向、制動、操縱等整個傳動系統(tǒng)的確定。傳動型式則指傳動和變速的元件，機構以及其組成，安排不同特點的傳動形式，變速類型。
傳動方案和型式與結構的復雜程密切相關，而且和工作的性能也相關。因此，確定傳動方案和型式，要從工藝、結構、性能以及經濟性等多方面來統(tǒng)一考慮。
傳動方案有許多種，傳動型式更是樣式多樣，比如：傳動型式上包括集中傳動的主軸變速箱，還有分離傳動的主軸箱與變速箱；擴大變速范圍既能用增加傳動組數(shù)，也可以用背輪結構，分支傳動等型式；變速型式上可以用多速電機，也能用交換齒輪，滑移齒輪，公用齒輪等。
3.2 選定傳動結構擬定式
傳動結構式和結構網對于選擇和分析比較簡單的串聯(lián)式的傳動確實為有用的辦法，但是對于復雜的傳動并且想要進而導出實際的方案，那么就并不是很有效了?？紤]到設計題目的車床級數(shù)和變速范圍應該不會太大、太多，所以一般用串聯(lián)式傳動就可以得到連續(xù)不重復的轉速數(shù)列。
3.2.1 確定傳動組和各傳動組中傳動副的數(shù)目
傳動副的數(shù)目分別為2、3、2的三個傳動組方案，12級轉速傳動系統(tǒng)的傳動組可以安排為2 3 2或者3 2 2或者2 2 3。從電動機到主軸通常為降速傳動，所以轉速比較高，轉矩較小，尺寸也較小，這樣就使小尺寸零件比較多一些，大尺寸零件比較少一些，節(jié)省材料，這就是前多后少的原則。
主軸對表面粗糙度和加工精度的影響最大，因此主軸上的齒輪盡量少一些比較好，最后一個傳動組的傳動副數(shù)目通常為2。從以上角度考慮，最后選用3 2 2。
其本組和擴大組的確定。
椐據前松后緊原則，根據以上基礎確定結構式。
主軸轉速級數(shù)Z和公比
已知： （3-1）
Z=2a×3b
式中a,b為正數(shù)，即Z應該可以分解為2和3的因子，以便于用2，3聯(lián)滑移齒輪來實現(xiàn)變速。如果用4或者5的因子，則需采用2個相互連鎖的滑動齒輪，以保證只有一對齒輪嚙合，這種傳動因為結構比較復雜，所以很少采用。普通型和輕型車床系列車床的結構比較簡單，所以選取轉速級數(shù)Z=8～18級為優(yōu)。
因為Z為2和3的因子積，而又為標準數(shù)列數(shù)列，所以當按照串聯(lián)傳動設計時，在定后，Rn值已定，則應該適當?shù)刈儎踊?，以符合的關系。
這樣，就確定了車床主軸變速箱的運動參數(shù), ,Z, 。并與同類型車床進行類比分析。
3.2.2 分配總降速比
在分配總降速比的時候，值得注意的是傳動比的取值范圍，齒輪傳動的最大傳動比umax2過大，就非常容易引起振動以及噪音；最小傳動比umin 過小，導致主動齒輪與被動齒輪的直徑相差太大，將會使得結構龐大。
1. 確定皮帶傳動的傳動比范圍
i =1～2.5，取i=1.8
由主電機額定轉速1440r/min
可知第Ⅰ軸的轉速n1=1440 0.5=710r/min
2.確定最末一級傳動的總的轉動比
為 i總= （3-2）
i總=i被iaminibminicmin
最小傳動比 icmin=
12=3[1] 2[3] 2[6]
3.3 確定皮帶輪直徑和齒輪齒數(shù)并擬定轉速圖
3.3.1擬定轉速圖：
3.3.2確定皮帶輪直徑
(1)選擇三角帶的型號
Ni=KwNd
K—工作情況系數(shù)
Nd—電機額定功率
因為是車床，工作載比較穩(wěn)定，所以取Nd=1.1
則 Nj=5.5 1.1=6.05kw
查表3-1選擇型號得出B型
表3-1三角帶型號
型號
b
bp
h
13
17
14
10.5
40o
(2)確定帶輪直徑D1D2
計算小帶輪直徑D1
小帶輪直徑D1不宜過小，要求大于許用值
Dmin=140， D1Dmin D1由表得取220mm
計算大帶輪直徑D2
按照要求的傳動比u和滑動率ε確定，當帶傳動為降速時：
D大=D小 （3-3）
或 D大= （3-4）
（3-3）（3-4）式中：n1—小帶輪轉速r/min
n2—大帶輪轉速r/min
ε—帶的滑動系數(shù)，一般取0.02
取D2=220mm 三角膠帶的滑動率=2%
3.3.3 確定齒輪齒數(shù)
確定齒輪齒數(shù)的時候要注意下面幾個要求：
（1）齒輪的齒數(shù)不能過大，避免加大中心距導致車床結構龐大，通常選擇齒輪數(shù)和SZ為60～100。
（2）小齒輪不產生根切，通常取18～20。
（3）三聯(lián)滑移齒輪的相鄰兩個齒輪的齒數(shù)差應該大于4。避免齒輪左右移動時齒輪相碰，使能順利通過。
由已知的傳動比和常用傳動比的適用齒數(shù)表
ia1=1 Sz=60,62,64,66,68,70,72,74,76,78.
ia2= Sz=60,63,65,67,68,70,72,73,75,77.
ia3= Sz=60,63,66,69,72,75,78.
由已知可選用Sz=72，從齒數(shù)表中查出小齒輪的齒數(shù)為36，30，24，大齒輪的齒數(shù)則為36，42，48。
ib1=1 Sz=60,62,64,66,68,70,72,74,76,78,80.
ib2= Sz=61,65,68,69,72,73,76,77
可選用Sz=84，從齒數(shù)表中查出小齒論的齒數(shù)為42，22，大齒輪的齒數(shù)則為42，62。
ic1=2=1.99 Sz=63,66,69,72,75,78,81,84,90….
ic2= Sz=80,84,85,89,90…..
可選用Sz=90 ，從齒數(shù)表中查出小齒輪的齒數(shù)30，18 ，大齒輪的齒數(shù)則為60，72。
3.3.4 主軸轉速系列的驗算
由確定已知的齒輪齒數(shù)所得的實際轉速跟傳動設計的理論值很難可以完全相符，因此，需要驗算主軸各段的轉速，所允許的最大誤差不得超過±10（-1）%，即
(3-5)
N n實際=N i皮 ia ib ic
=
=10(-1)%=0.041
第一級：1400×140/220×24/48×22/62×18/72=40
40-40/40〈4.1% （滿足）
第二級：1400×140/220×30/42×22/62×18/62=57
57-56/56〈4.1% （滿足）
第三級：1400×140/220×36/36×22/62×18/72=81
81-80/80〈4.1% （滿足）
第四級：1440×140/220×24/48×42/42×18/72=115
115-112/112〈4.1% （滿足）
第五級：1440×140/220×30/42×42/42×18/72=163
163-160/160〈4.1% （滿足）
第六級：1440×140/220×36/36×42/42×18/72=230
230-224/224〈4.1% （滿足）
第七級：1440×140/220×24/48×22/62×60/30=322
322-315/315〈4.1% （滿足）
第八級：1440×140/220×30/42×22/62×60/30=458
458-450/450〈4.1% （滿足）
第九級：1440×140/220×36/36×22/62×60/30=645
645-630/630〈4.1% （滿足）
第十級：1440×140/220×24/48×42/42×60/30=921
921-900/900〈4.1% （滿足）
第十一級：1440×140/220×30/42×42/42×60/30=1308
1308-1250/1250〉4.1%（不滿足）
第十二級：1440×140/220×36/36×42/42×60/30=1842
1842-1800/1800〈4.1%（滿足）
3.3.5 傳動系統(tǒng)圖的擬定
3.4 確定各傳動軸和齒輪的計算轉速
3.4.1計算主軸轉速
由 nj=nmin (3-6)
nⅣ=112r/min
3.4.2計算各傳動軸轉速
Ⅲ軸nⅢ=160r/min
Ⅱ軸nⅡ=450r/min
Ⅰ軸nⅠ=900r/min
3.4.3計算傳動組各軸上最小齒輪轉速
a組Z=24時 nj=900r/min
b組Z=22時 nj=900r/min
c組Z=18時 nj=160r/min
4 估算和驗算傳動件
定下傳動方案后，就要開始進行方案的結構化，計算確定各零件的實際尺寸以及相關布置。因此，通常要對傳動件進行估算，比如說傳動軸的直徑，齒輪模數(shù)，離合器，帶輪的根數(shù)和型號等。在確定了以上尺寸的基礎上，才能夠畫出草圖，進而得到初步結構化的有關布置與尺寸。然后根據結構的尺寸完成重要零件的驗算，最后才可以畫正式的裝配圖。
通常經驗豐富的設計師會省略畫草圖這個中間步驟而直接設計結構和驗算。但是對于經驗貧乏的學生，先繪制草圖可以不用進行較大的反復，更加有利于開展設計。
4.1計算齒輪模數(shù)
4.1.1 計算各傳動軸功率
由公式N=NdK (4-1)
N——傳動軸的輸入功率
Nd——電機額定功率
k——工作情況系統(tǒng)
車床的起動載荷頸，工作載荷穩(wěn)定，二班制工作時，取KW=1.1。
NⅠ=Nd n=n帶 軸=0.96
=5.5 0.96
=5.28KW
向心球軸承和向心短圓柱滾子0.995，斜齒圓柱齒輪=0.97
NⅡ=NⅡ =5.28×0.97×0.995=5.095kw
NⅢ= NⅡ =5.095×0.96×0.99=4.8kw
NⅣ=NⅢ=4.8×0.96×0.99=5.06kw
4.1.2計算齒輪模數(shù)
定下結構以后，齒輪的工作條件，空間安排，材料和精度等級等都已經確定，才能夠檢驗齒輪的接觸疲勞和彎曲疲勞強度值是否滿足要求。
根據接觸疲勞計算齒輪模數(shù)公式為：
mj=16300 （4-2）
根據彎曲疲勞計算齒輪模數(shù)公式為：
mω=275 （4-3）
（4-2），（4-3）式中：
N——計算齒輪轉動遞的額定功率N=?·Ndk?
nj——計算齒輪（小齒輪）的計算轉速r/min
——齒寬系數(shù),
Z1——計算齒輪的齒數(shù)，一般取轉動中最小齒輪的齒數(shù)：
i——大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比，i=；（+）用于外嚙合，（-）號用于內嚙合；
KS——KS=KTKNKnKq命系數(shù);
KT—工作期限系數(shù)
基本組的接觸疲勞齒輪模數(shù): mj=16300mm=2.3
彎曲疲勞齒輪模數(shù): mω=275mm=1.8
所以標注模數(shù)m=2.5
第一擴大組:i=2.82 nⅡ=900r/min
mj=16300mm=2.18
mω=275mm=2.4
所以標注模數(shù)m=3
第二擴大組: i=4 nⅡ=160r/min
mj=16300mm=2.78
mω=275mm=3.5
所以標注模數(shù)m=3.5
4.1.3 計算各軸之間的中心距
根據中心距公式a=(z1+z2) （4-4）
(1)Ⅰ～Ⅱ軸a=(36+36)=90mm
(2)Ⅱ～Ⅲ軸a=(42+42)=126mm
(3)Ⅲ～Ⅳ軸a=(18+72)=157.5mm
4.2 計算三角帶傳動
三角帶傳動中，中心距A可以比較大。因為是摩擦傳遞，三角帶與輪槽間會有打滑現(xiàn)象，也可因而緩和沖擊和隔離震動，使傳動平穩(wěn)。帶傳動結構比較簡單，可是尺寸比較大，車床中一般用于電機輸出軸的定比傳動。
4.2.1確定三角帶速度
已知選用三角形B型帶輪
則三角帶的速度為
=m/s==10.5m/s （4-5）
4.2.2確定中心距A
帶輪的中心距A，根據車床的總體布局可以初步選定，通常在下述范圍內選取
A0=（0.6～2）（D1+D2）mm
如果中心距過小，會使三角帶的壽命減短；當中心距過大時，則會引起三角帶振動。
4.2.3確定三角帶的計算長度L0及內周長LN
三角帶的計算長度是通過三角帶截面重心的長度。
L0=2A0+(D1+D2)+ mm =1432.9mm （4-6）
將計算得到的L0數(shù)值圓整到標準的計算長度L，再從表中查出對應的內周長度LN（通過截面中心的計算長度L=LN+Y，Y是修正值），用作訂購和標記。
(4)確定實際中心距A
實際中心距A的精確值為
A=A0+mm=432mm
(5)驗算小帶輪包角α1
α1=180°-57.3°≥120°
180-220=140/432×57.3o≥120°
如果α1過小，應加大中心距或加張緊裝置。
(6)確定三角帶根數(shù)Z
Z= （4-7）
（4-7）式中：N0——單根三角帶在α=180°、特定長度、平穩(wěn)工作情況下傳遞的功率值
C1——包角系數(shù)
Z==2.1
所以取三角帶根數(shù)Z=3根
4.3 估算傳動軸和計算齒輪尺寸
傳動軸不但要滿足強度條件，還必須滿足剛度條件。強度條件保證軸在反復的載荷及扭載荷作用下不至于發(fā)生疲勞破壞。車床主傳動系統(tǒng)精度要求很高，不能有太大的變形。因此，疲勞強度通常不是最主要的矛盾。除非載荷很大，否則可以不用檢驗軸的強度。剛度條件保證軸在載荷下（扭轉、軸向、彎曲）不致于發(fā)生較大的變形（轉角、失穩(wěn)、彎曲）。要是剛度不夠，軸上面的零件比如齒輪、軸承等就會因為軸的變形太大而不能正常工作，或者產生振動和噪音、發(fā)熱、過早磨損而失效。因此，一定要保證傳動軸擁有一定的剛度。一般，首先按照扭轉剛度估算軸的直徑，在繪制完成草圖后，在結合受力情況、結構布置以及相關尺寸，檢驗彎曲剛度。
4.3.1計算確定各軸的直徑
公式mm （4-8）
(1)計算傳動軸的直徑
（4-8）式中： N=Ndη kW
Nd——電機額定功率；
η——從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積
n1——該傳動軸的計算轉速r/min
[]——每米長度上的轉角（deg/m），可根據傳動軸的要求選取
計算轉速nJ是傳動件能傳遞全部功率的最低轉速，各傳動件的計算轉速可以從轉速圖上，按主軸得計算轉速和相應的傳動關系而確定，而中型車，銑床主軸的計算轉速為：
N=5.50.90=5.28Nn
mm=91=25.18mm
根據標準選取d=30mm
[] 通過查表得知為1.4
(2)計算Ⅱ軸的直徑
mm=24.96mm
根據標準選取d=35mm
(3)計算Ⅲ軸的直徑
mm=37.87mm
根據標準選取d=40mm
(4)主軸的直徑根據書中范圍選取為75mm
4.3.2 計算各齒輪的尺寸
齒輪分度圓直徑公式d=mz
ha=ha*m hf=(ha*+c*)m
齒頂圓直徑 da=d+zha
齒根圓直徑 df=d-2hf
(1)Ⅰ～Ⅱ軸間的齒輪尺寸
m=2.5 a=90mm z1=z2=36
① 齒頂高 ha=ha*m =2.5m 齒根高度 hf=(ha*+c*)m=3.1
經常齒制ha*=1 c*=0.25
d1=d2=90mm
b=20mm
齒頂圓直徑 dd1=95=da2
齒根圓直徑 df1=84=df2
② z1=24 z2=48 i=時
d1 =60mm d2 =120mm
b=20mm
da1=65mm da2=125mm
df1=54mm df2=114mm
③ z1=30 z2=42
d1 =75mm d2 =105mm
b=20mm
da1=80mm da2=110mm
df1=69mm df2=99mm
(2)Ⅱ～Ⅲ軸間的齒輪尺寸
m=3 a=126mm ha=3 hf=3.75
① z3=42 z4=42
d1=d2=mz=3 42=126mm
b=20mm
da1=da2=126+7=132mm
df1=df2=126-8.8=118.5
② z3=22 z4=62
d1=22 3=66mm d2=62 3=186mm
b=20mm
da1=72mm da2=192mm
df1=58.5mm df2=178.5mm
(3)Ⅲ～Ⅳ軸間的齒輪尺寸
m=3.5 a=157.5mm
① z5=60 z6=30 ha=3.5 hf=4.4 h=8
d1=210mm d2=105mm b=25mm
da1=217mm da2=112mm
df1=202mm df2=97mm
② z5=18 z6=72
d1=mz1=63mm d2=mz2=252mm
齒頂高ha=35mm 齒根高hf=45mm
全齒高h=8
齒頂圓直徑 da1=d1+2ha=70mm da2=259mm
齒根圓直徑 df1=d1-2hf=54mm df2=250mm b=25mm
5 主軸部件的驗算
設計驗算主軸部件的時候，希望主軸的跨距是合理跨距，但是由于結構的限制，主軸的實際跨距通常與合理跨距有差別，所以要對主軸部件進行驗算，對于一般的車床，所有的軸都要進行剛度驗算。一般情況下，要是能夠滿足剛度條件也就能滿足強度條件。
5.1驗算主軸軸端位移ya
5.1.1主軸的支承簡化
L=e++L+=13+652+20=685mm
5.1.2主軸的受力分析
主軸主要受到切削力和傳動力的作用。切削力是一個空間力,有Px,Py,Pz等分力，設總的切削力為P1。傳動力也是空間力，有ax，ay，az等分力。主軸上連著一個齒輪，主要作用是把主軸運動傳遞給進給箱，齒輪主要是傳遞運動而不是傳遞動力，所以可以忽略不計。由上述各力作用分析，主要受彎矩和扭矩的作用。此外還受到拉力和壓力作用，但是比起彎矩和扭矩要小的多，小到可以忽略不計，所以一般考慮到以上受力情況，可以簡化為以下的受力圖。
Q為傳動力
P為總切削力
M是力矩曲PX引起
為了便于計算，通常認為Q和P在同一個平面內
x=13+491.5+17.5=522mm
5.1.3確定切削力和傳動力的作用類
a為前支承到主軸端部的距離，切削力的作用點與前支承之間的距離
S=a+0.4H
H為普通車床的中心高 a=100mm
從上面的受力圖可以看出，主軸端部的變形由三部分組成：
第一部分： Px=引起的變形
第二部分： Q力引起的變形
第三部分： M力引起的變形
將三部分結合起來，可以得到齒輪A點總的位移yA為
yA= （5-1）
5.1.4確定切削力P的大小
——主軸計算傳遞
N——主軸傳遞的功率
P=
最大切削力估算直徑D為320mm
P==3356N
5.1.5確定a力的大小
a=1.12圓周
a圓周= M扭=
d分度=252mm
a圓周==4261N
a=1.12a圓周=4687N
E:主軸材料的彈性模量，一般用鋼
E=20.6 104N/mm2
J：主軸載面慣性
J==4344037
M=（0.3～0.35）Pa=0.3 3356 100=100680
yA=
==0.0058
要求[yA,ymax]
ymax=0.0002L=0.0002*685=0.137yA<[ymax]符合要求
5.2 驗算前軸承的轉角及壽命
5.2.1 驗算前軸承處的轉角θβ
θβ= （5-2）
==
要求aB
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