机械装备课程设计说明书--普通车床的主轴箱部件设计.doc

机械制造装备设计课程设计

题 目 普通车床的主轴箱部件设计
姓 名 ___陈小勇
专 业 机制本
学 号 201233467
指导教师 刘 军

车床的主传动系统设计任务书
姓名：陈小勇学号：201233467
专业：机械设计制造及其自动化 班级：12级机制本科15班
12.最大加工直径为400mm的普通车床的主轴箱部件设计
原始数据：
主要技术参数
题目
主电动机功率P/kw
4
最大转速
1600
最小转速
25
公比
1.41

工件材料：钢铁材料。
刀具材料：硬质合金。
设计内容：
1） 运动设计：根据给定的转速范围及公比确定变速级数，绘制结构网、转速图、传动系统图，计算齿轮齿数。
1） 动力计算：选择电动机型号及转速，确定各传动件的计算转速，对主要零件（如带、齿轮、主轴、传动轴、轴承等）进行计算（初算和验算）。
2） 绘制下列图纸：
① 机床主传动系统图（画在说明书上）。
② 主轴箱部件展开图及主要剖面图。
③ 主轴零件图。
3） 编写设计说明书1份。

设计指导教师：刘军
2016年 1月 8 日
目录
目录 3
第1章绪论 6
第2章车床参数的拟定 7
2.1车床主参数和基本参数 7
2.2车床的变速范围R和级数Z 7
2.3确定级数主要其他参数 7
2.3.1 拟定主轴的各级转速 7
2.3.2 主电机功率——动力参数的确定 7
2.3.3确定结构式 8
2.4 传动结构式的拟定 8
2.4.1 确定传动组及各传动组中传动副的数目 8
2.4.2 传动式的拟定 8
2.4.3 结构式的拟定 8
2.4.4确定结构网 8
2.4.5绘制转速图和传动系统图 9
2.5 确定各变速组此论传动副齿数 10
第3章传动件的计算 14
3.1 带传动设计 14
3.2选择带型 15
3.3确定带轮的基准直径并验证带速 15
3.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角 16
3.5确定带的根数z 17
3.6确定带轮的结构和尺寸 17
3.7确定带的张紧装置 17
3.8计算压轴力 17
3.9 计算转速的计算 19
3.10 齿轮模数计算及验算 20
3.11 传动轴最小轴径的初定 25
3.12 主轴合理跨距的计算 25
第4章摩擦离合器(多片式)的计算 27
第5章主要零部件的选择 30
5.1电动机的选择 30
5.2 轴承的选择 30
5.3变速操纵机构的选择 30
5.4 轴的校核 30
5.5 轴承寿命校核 33
5.6 键的选用及校核： 33
5.7轴承端盖设计 34
第6章箱体的结构设计 36
第7章润滑与密封 38
第8章主轴箱结构设计及说明 39
8.1 结构设计的内容、技术要求和方案 39
8.2 展开图及其布置 39
结束语 41
参考文献 42

摘要

本设计着重研究机床主传动系统的设计步骤和设计方法，根据已确定的运动参数以变速箱展开图的总中心距最小为目标，拟定变速系统的变速方案，以获得最优方案以及较高的设计效率。在机床主传动系统中，为减少齿轮数目，简化结构，缩短轴向尺寸，用齿轮齿数的设计方法是试算，凑算法，计算麻烦且不易找出合理的设计方案。本文通过对主传动系统特点的分析与研究，绘制零件工作图与主轴箱展开图及剖视图。

关键词:传动系统设计,传动副，结构网，结构式

40

第1章绪论

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，进行选择和改进；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，达到学习设计步骤和方法的目的。通过设计，掌握查阅相关工程设计手册、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。

第2章 车床参数的拟定
2.1车床主参数和基本参数
车床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下：
表2.1 车床主轴箱参数表
工件最大回转直径
D(mm)
正转最高转速
Nmax()
正转最低转速
nmin()
电机功率
N（kw）
公比
400
1600
25
4
1.41

2.2车床的变速范围R和级数Z

由公式R=，其中=1.41，R=64，可以计算z=13
2.3确定级数主要其他参数
2.3.1 拟定主轴的各级转速
因为=1.41=1.06，根据【1】表3-6标准数列。首先找到最小极限转速50，再每跳过5个数（1.26～1.06）取一个转速，即可得到公比为1.41的数列： 25,35.5,50，71，100，140，200，280，400，560，800，1120,1600
2.3.2 主电机功率——动力参数的确定
合理地确定电机功率N，使机床既能充分发挥其性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。
此车床根据任务书上提供的条件，电动机的功率为4KW,选择电动机的型号为Y112M-4，电动机具体数据如下表所示：
表2.2 电动机参数表
电动机信号
额定功率
满载转速
级数
同步转速
Y112M-4
4KW
1440r/min
4级
1500r/min
2.3.3确定结构式

2.4 传动结构式的拟定
2.4.1 确定传动组及各传动组中传动副的数目
级数为Z的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有、、……个传动副。即……
传动副中由于结构的限制以2或4为合适，即变速级数Z应为2和4的因子：，可以有三种方案：,,
2.4.2 传动式的拟定
Z=13按照Z=16级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，要考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。其中有3个级出现重复现象。
主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴上齿轮少些为好。最后一个传动组的传动副常选用2。除此之外，虽然16=4×2×2、16=4×4两种方案的传动轴比较少，但是，这两种传动组内有四个变速传动副，增大了传动轴的轴向尺寸，这两种方案不宜采用。
综上所述，传动式为。
2.4.3 结构式的拟定
对于传动式16=2×2×2×2，有24种结构式和对应的结构网。分别为：

根据传动比指数分配“前疏后密”的原则应采用第一种方案。即：的方案。
2.4.4确定结构网
传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围：在降速传动时，为防止被动齿轮的直径过大而使进径向尺寸过大，常限制最小传动比，1/4，升速传动时，为防止产生过大的振动和噪音，常限制最大传动比，斜齿轮比较平稳，可取，故变速组的最大变速范围为/≤8～10。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。
检查传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组：

其中，， ；
最后一个扩大组转速符合要求，则其他变速组的变速范围肯定也符合要求。
2.4.5绘制转速图和传动系统图
（1）选择电动机：采用Y112M-4电动机。
（2）绘制转速图：
图2.1 转速图

（3）画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数，画主传动系统图如图2.2：
1-2轴最小中心距：
轴最小齿数和:
图2.2主传动系统图

2.5 确定各变速组此论传动副齿数
确定齿轮齿数的原则和要求：
①齿轮的齿数和不应过大；齿轮的齿数和过大会加大两轴之间的中心距，使机床结构庞大，一般推荐≤100～200.
②最小齿轮的齿数要尽可能少；但同时要考虑：
最小齿轮不产生根切，机床变速箱中标准直圆柱齿轮，一般最小齿数≥18；
受结构限制的最小齿轮最小齿数应大于18～20；
※齿轮齿数应符合转速图上传动比的要求：实际传动比（齿数之比）与理论传动比（转速图上要求的传动比）之间又误差，但不能过大，确定齿轮数所造成的转速误差，一般不应超过10%（-1）%，
即：
-要求的主轴转速；
-齿轮传动实现的主轴转速；
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。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《机械制造装备设计》表3-9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。
根据表3-4（《机械制造装备设计》主编赵雪松、任小中、于华）查得
①传动组a:
由，，
时：
……57、60、63、66、69、72、75、78……
时：
……63、65、67、68、70、72、73、77……
时：
……58、60、62、64、66、68、70、72、74、76……
可取94,于是可得轴Ⅰ齿轮齿数分别为：47、24。
于是，；
表2.3Ⅰ，Ⅱ轴间齿轮
齿轮

I轴齿数
47
39
94
Ⅱ轴齿数
47
55
②传动组b：
由，，
时：
……57、60、63、66、69、72、75、78……
时：
……63、65、67、68、70、72、73、77……
时：
……58、60、62、64、66、68、70、72、74、76……
可取 84，于是可得轴Ⅱ上三联齿轮的齿数分别为：42、35、28。
于是 ，，得轴Ⅲ上两齿轮的齿数分别为：42、49、59。
表2.4Ⅱ，Ⅲ轴间齿轮
齿轮

Ⅱ轴齿数
42
28
84
Ⅲ轴齿数
42
56
③传动组c:
查表8-1,,
时：……84、85、89、90、94、95……
时： ……72、75、78、81、84、87、、89、90……
取 90.为降速传动，取轴Ⅲ齿轮齿数为30；为升速传动，于是得,；齿轮数据如下表所示：
表2.5Ⅲ，IV轴间齿轮
齿轮

Ⅲ轴齿数
60
30
90
齿轮

IV轴齿数
23
67
90

第3章 传动件的计算
3.1 带传动设计
输出功率P=4kW,转速n1=1440r/min,n2=800r/min
3.1.1计算设计功率Pd

表3.1 工作情况系数
工作机
原动机
ⅰ类
ⅱ类
一天工作时间/h

10~16

10~16

载荷
平稳
液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（）；离心式压缩机；轻型运输机
1.0
1.1
1.2
1.1
1.2
1.3
载荷
变动小
带式运输机（运送砂石、谷物），通风机（）；发电机；旋转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛
1.1
1.2
1.3
1.2
1.3
1.4
载荷
变动较大
螺旋式运输机；斗式上料机；往复式水泵和压缩机；锻锤；磨粉机；锯木机和木工机械；纺织机械
1.2
1.3
1.4
1.4
1.5
1.6
载荷
变动很大
破碎机（旋转式、颚式等）；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机
1.3
1.4
1.5
1.5
1.6
1.8

根据V带的载荷平稳，两班工作制（16小时），查《机械设计》P296表4， 取KA＝1.1。即。
3.2选择带型
普通V带的带型根据传动的设计功率Pd和小带轮的转速n1按《机械设计》P297图3.1选取。

图3.1 V带轮计算功率表
根据算出的Pd＝4.4kW及小带轮转速n1＝1440r/min ，查图得：dd=80～100可知应选取A型V带。
3.3确定带轮的基准直径并验证带速
由《机械设计》P298表13－7查得，小带轮基准直径为80～100mm
则取dd1=95mm> ddmin.=75 mm（dd1根据P295表13-4查得）
表3.2 V带带轮最小基准直径
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E

20
50
75
125
200
355
500

由《机械设计》P295表13-4查“V带轮的基准直径”，得=160mm
① 误差验算传动比： （为弹性滑动率）
误差 符合要求
② 带速
满足5m/s<v<25~30m/s的要求，故验算带速合适。
3.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角
由式
可得
即196560，选取=400mm
所以有：

由《机械设计》P293表13－2查得Ld＝1400mm
实际中心距

符合要求。
表3.3 包角修正系数
包角
220
210
200
190
180
170
160
150
140
130
120
110
100
90

1.20
1.15
1.10
1.05
1.00
0.92
0.98
0.95
0.89
0.86
0.82
0.78
0.73
0.68

表3.4 弯曲影响系数
带型

Z

A

B

C

D

E

3.5确定带的根数z
查机械设计手册，取P1=0.35KW，△P1=0.03KW
由《机械设计》P299表13－8查得，取Ka=0.95
由《机械设计》P293表13－2查得，KL＝1.16
则带的根数
所以z取整数为3根。
3.6确定带轮的结构和尺寸
根据V带轮结构的选择条件，电机的主轴直径为d=28mm；
由《机械设计》P293 ，“V带轮的结构”判断：当3d＜dd1(90mm)＜300mm，可采用H型孔板式或者P型辐板式带轮，这次选择H型孔板式作为小带轮。
由于dd2>300mm，所以宜选用E型轮辐式带轮。
总之，小带轮选H型孔板式结构，大带轮选择E型轮辐式结构。
带轮的材料：选用灰铸铁，HT200。
3.7确定带的张紧装置
选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。
3.8计算压轴力
由《机械设计》P303表13－12查得，A型带的初拉力F0＝123.75N，上面已得到=171.2o，z=4，则
对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小, 带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通V带两侧面间的夹角是40°，为了适应V带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通V带轮槽角为32°、34°、36°、38°（按带的型号及带轮直径确定），轮槽尺寸见表7-3。装在轴上的筒形部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板），用来联接轮缘与轮毂成一整体。
表3.5 普通V带轮的轮槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）

项目

符号
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
基准宽度
b p
5.3
8.5
11.0
14.0
19.0
27.0
32.0
基准线上槽深
h amin
1.6
2.0
2.75
3.5
4.8
8.1
9.6
基准线下槽深
h fmin
4.7
7.0
8.7
10.8
14.3
19.9
23.4
槽间距
e
8 ± 0.3
12 ± 0.3
15 ± 0.3
19 ± 0.4
25.5 ± 0.5
37 ± 0.6
44.5 ± 0.7
第一槽对称面至端面的距离
f min
6
7
9
11.5
16
23
28
最小轮缘厚

5
5.5
6
7.5
10
12
15
带轮宽
B
B =( z -1) e + 2 f   z —轮槽数
外径
d a

轮 槽 角
32°
对应的基准直径 d d
≤ 60
-
-
-
-
-
-
34°
-
≤ 80
≤ 118
≤ 190
≤ 315
-
-
36°
60
-
-
-
-
≤ 475
≤ 600
38°
-
＞ 80
＞ 118
＞ 190
＞ 315
＞ 475
＞ 600
极限偏差
± 1
± 0.5
V带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式：
（1）实心带轮：用于尺寸较小的带轮(dd≤(2.5～3)d时)，如图3.2a。
（2）腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd≤ 300mm 时)，如图3.2b。
（3）孔板带轮：用于尺寸较大的带轮((dd－d)＞ 100 mm 时)，如图3.2c 。
（4）椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd＞ 500mm 时)，如图3.2d。

（a） （b） （c） （d）
图3.2 带轮结构类型
根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图（a）,大带轮选择腹板带轮如图（b）
3.9 计算转速的计算
（1）.主轴的计算转速
由《机械系统设计》表3-2中的公式
＝25＝112r/min
取计算转速为112r/min
(2). 传动轴的计算转速
在转速图上，轴Ⅲ在最低转速450r/min时经过传动组传动副。这个转速高于主轴计算转速，在恒功率区间内，因此轴Ⅲ的最低转速为该轴的计算转速即nⅢj=450/min,轴Ⅰ计算转速为=900 r/min
（2）确定各传动轴的计算转速
由机械设计知识可知，一对啮合齿轮只需要校核危险的小齿轮，因此只需求出危险小齿轮的计算转速这转速都在恒功率区间内，即都要求传递最大功率所以齿轮Z3的计算转速为这3转速的最小值即=900r/min
各计算转速入表3.6。
表3.6各轴计算转速
轴号
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
计算转速 r/min
900
900
450

（3）确定齿轮副的计算转速。齿轮Z装在主轴上并具有级转速，其中只有160r/min传递全功率，故Zj=160 r/min。依次可以得出其余齿轮的计算转速，如表3.7。
表3.7齿轮副计算转速
序号
Z
Z
Z
Z
Z
n
900
900
450
450
112
3.10 齿轮模数计算及验算
模数计算，一般同一变速组内的齿轮取同一模数，选取负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算，即mj=16338可得各组的模数，如表2.9所示。
45号钢整体淬火，
按接触疲劳计算齿轮模数m
1-2轴由公式mj=16338可得mj=2.65，m=3mm
2-3轴由公式mj=16338可得mj=2.75，取m=3mm
3-4主轴由公式mj=16338可得mj=2.45，取m=3mm
4-5主轴由公式mj=16338可得mj=3.25，取m=4mm
表3.8模数
组号
基本组
第1扩大组
第2扩大组
第3扩大组
模数 mm
3
3
3
4

（2）基本组齿轮计算。
基本组齿轮几何尺寸见下表3.9
表3.9 基本组齿轮几何尺寸表
齿轮
Z1
Z1`
Z2
Z2`
齿数
47
47
39
55
分度圆直径
141
141
117
165
齿顶圆直径
147
147
123
171
齿根圆直径
133.5
133.5
109.5
157.5
齿宽
24
24
24
24
按基本组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。计算如下：
① 齿面接触疲劳强度计算：
接触应力验算公式为

弯曲应力验算公式为：

式中 N----传递的额定功率（kW），这里取N为电动机功率，N=5kW;
-----计算转速（r/min）.
m-----初算的齿轮模数（mm）
B----齿宽（mm）;
z----小齿轮齿数；
u----小齿轮齿数与大齿轮齿数之比
-----寿命系数；
=
----工作期限系数；

T------齿轮工作期限，这里取T=15000h.;
-----齿轮的最低转速（r/min）
----基准循环次数，接触载荷取=，弯曲载荷取=
m----疲劳曲线指数，接触载荷取m=3；弯曲载荷取m=6;
----转速变化系数，查【5】2上，取=0.60
----功率利用系数，查【5】2上，取=0.78
-----材料强化系数，查【5】2上，=0.60
-----工作状况系数，取=1.1
-----动载荷系数，查【5】2上，取=1
------齿向载荷分布系数，查【5】2上，=1
Y------齿形系数，查【5】2上，Y=0.386；
----许用接触应力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；
---许用弯曲应力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；
根据上述公式，可求得及查取值可求得：

（3）扩大组齿轮计算。
第一扩大组
齿轮几何尺寸见下表
基本组齿轮几何尺寸见下表3.10
表3.10基本组齿轮几何尺寸
齿轮
Z3
Z3`
Z4
Z4`

齿数
42
42
28
56

分度圆直径
126
126
84
168

齿顶圆直径
12
12
90
174

齿根圆直径
118.5
118.5
76.5
160.5

齿宽
24
24
24
24

第二扩大组齿轮几何尺寸见下表3.11
表3.11第二扩大组齿轮几何尺寸
齿轮
Z5
Z5`
Z6
Z6`
齿数
45
45
28
56
分度圆直径
135
135
84
168
齿顶圆直径
141
141
90
174
齿根圆直径
127.5
127.5
76.5
160.5
齿宽
24
24
24
24

第3扩大组齿轮几何尺寸见下表3.12
表3.12第3扩大组齿轮几何尺寸
齿轮
Z6
Z6`
Z7
Z7`
齿数
60
30
23
67
分度圆直径
240
120
69
201
齿顶圆直径
248
128
75
207
齿根圆直径
230
110
61.5
193.5
齿宽
32
32
32
32
按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。
同理根据基本组的计算，
查文献【6】，可得=0.62，=0.77，=0.60，=1.1，
=1，=1，m=3.5，=355；
可求得：
=619 Mpa
=135Mpa
3.11 传动轴最小轴径的初定
由【5】式6，传动轴直径按扭转刚度用下式计算：
d=（mm）
或 d=（mm）
式中 d---传动轴直径（mm）
Tn---该轴传递的额定扭矩（N*mm） T=；
N----该轴传递的功率（KW）
----该轴的计算转速
---该轴每米长度的允许扭转角，==。
各轴最小轴径如表3.13。
表3.13最小轴径
轴号
Ⅰ轴
Ⅱ轴
最小轴径mm
35
40

3.12 主轴合理跨距的计算
由于电动机功率P=4kw，根据【1】表3.20，前轴径应为60~90mm。初步选取d1=80mm。后轴径的d2=（0.7~0.9）d1，取d2=60mm。根据设计方案，前轴承为NN3016K型，后轴承为圆锥滚子轴承。定悬伸量a=120mm，主轴孔径为30mm。
轴承刚度，主轴最大输出转矩T==9550×=424.44N.m
设该机床为车床的最大加工直径为400mm。床身上最常用的最大加工直径，即加工直径约为最大回转直径的50%，这里取45%，即180mm，故半径为0.09m；
切削力（沿y轴） Fc==4716N
背向力（沿x轴） Fp=0.5 Fc=2358N
总作用力 F==5272.65N
此力作用于工件上，主轴端受力为F=5272.65N。
先假设l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分别为
RA===7908.97N
RB===2636.325N
根据文献【1】式3.7 得：Kr=3.39得前支承的刚度：KA= 1689.69 N/ ；KB= 785.57 N/；==2.15
主轴的当量外径，故惯性矩为
I==113.8×10-8m4
η===0.14
查【1】图3-38 得=2.0，与原假设接近，所以最佳跨距=120×2.0=240mm
合理跨距为（0.75-1.5），取合理跨距l=360mm。
根据结构的需要，主轴的实际跨距大于合理跨距，因此需要采取措施
增加主轴的刚度，增大轴径：前轴径D=100mm，后轴径d=80mm。前轴承
采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用背对背安装的角接触球轴承

4 摩擦离合器(多片式)的计算
设计多片式摩擦离合器时，首先根据机床结构确定离合器的尺寸，如为轴装式时，外摩擦片的内径d应比花键轴大2～6mm，内摩擦片的外径D的确定，直接影响离合器的径向和轴向尺寸，甚至影响主轴箱内部结构布局，故应合理选择。
摩擦片对数可按下式计算
Z≥2MnK/fb[p]
式中 Mn——摩擦离合器所传递的扭矩（N·mm）；

Nd——电动机的额定功率（kW）；
——安装离合器的传动轴的计算转速（r/min）；
η——从电动机到离合器轴的传动效率；
K——安全系数，一般取1.3～1.5；
f——摩擦片间的摩擦系数，由于磨擦片为淬火钢，查《机床设计指导》表2-15，取f=0.08；
——摩擦片的平均直径（mm）;
=（D+d）/2＝67mm;
b——内外摩擦片的接触宽度（mm）；
b=（D-d）/2=23mm；
——摩擦片的许用压强（N/）；
＝
——基本许用压强（MPa），查《机床设计指导》表2-15，取1.1；
——速度修正系数
＝n/6×=2.5（m/s）
根据平均圆周速度查《机床设计指导》表2-16，取1.00；
——接合次数修正系数，查《机床设计指导》表2-17，取1.00；
——摩擦结合面数修正系数，查《机床设计指导》表2-18，取0.76。
所以 Z≥2MnK/fb[p]＝2×1.28××1.4/（3.14×0.08××23×0.836=11 卧式车床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗确定，一般取
＝0.4＝0.4×11＝4.4
最后确定摩擦离合器的轴向压紧力Q，可按下式计算：

式中各符号意义同前述。
摩擦片的厚度一般取1、1.5、1.75、2（mm），内外层分离时的最大间隙为0.2～0.4（mm）,摩擦片的材料应具有较高的耐磨性、摩擦系数大、耐高温、抗胶合性好等特点，常用10或15钢，表面渗碳0.3～0.5（mm）,淬火硬度达HRC52～62。

图4.1 多片式摩擦离合器

5 主要零部件的选择
5.1电动机的选择
转速n＝1420r/min，功率P＝4kW
选用Y112M-4电动机
5.2 轴承的选择
主轴：与带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号46208 ，另一安装深沟球轴承305，
中间安装角接触球轴承代号36205
I轴：对称布置圆锥滚子轴承30206
II和III轴：对称布置圆锥滚子轴承32206
IV轴：与带轮靠近段安装双列圆锥滚子轴承代号32212
后端安装圆锥孔双列圆柱滚子轴承
5.3变速操纵机构的选择
选用左右摆动的操纵杆使其通过杆的推力来控制II轴上的三联滑移齿轮和二联滑移齿轮。
5.4 轴的校核
（1）主轴刚度符合要求的条件如下：
a主轴的前端部挠度
b主轴在前轴承处的倾角
c在安装齿轮处的倾角
(2)计算如下：
前支撑为双列角接触球轴承，后支撑为深沟球轴承跨距L=450mm.
当量外径
主轴刚度：
因为di/de=25/285=0.088<0.7,所以孔对刚度的影响可忽略；
ks==2kN/mm
刚度要求：主轴的刚度可根据机床的稳定性和精度要求来评定
（a） 主轴的前端部挠度
（b） 主轴在前轴承处的倾角
（c） 在安装齿轮处的倾角

E取为，

，
由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算

将其分解为垂直分力和水平分力
由公式
可得

主轴载荷图如下

图5.1 主轴载荷图
由上图可知如下数据：a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm
计算（在垂直平面）
,,

，，

，，

计算（在水平面）
,,

，，

，，

合成：

5.5 轴承寿命校核
由П轴最小轴径可取轴承为圆锥滚子轴承32206,ε=3；P=XFr+YFaX=1，Y=0。
对Ⅱ轴受力分析

图5.2 Ⅱ轴受力分析图
得：前支承的径向力Fr=2642.32N。
由轴承寿命的计算公式：预期的使用寿命 [L10h]=15000h
L10h=×=×=h≥[L10h]=15000h
轴承寿命满足要求。
5.6 键的选用及校核：
<1>Ⅲ轴上的键的选用和强度校核：
Ⅲ轴与齿轮的联接采用普通平键联接，轴径d=48mm；齿轮快厚度L=78.5mm；传递扭矩；选用A型平键，初选键型号为，。查《机械设计》表7-9得。由《机械设计》式（7-14）和式（7-15）得

由上式计算可知挤压强度满足。

由上式计算可知抗剪切强度满足。
<2>主轴上的键的选用和强度校核
主轴与齿轮的联接采用普通平键联接，轴径d=80mm；齿轮快厚度L=95mm；传递扭矩；选用A型平键，由于主轴空心所以选择键，。查《机械设计》表7-9得。由《机械设计》式（7-14）和式（7-15）得

由上式计算可知挤压强度满足。

由上式计算可知抗剪切强度满足。
5.7轴承端盖设计

参照《机械设计及机械制造基础课程设计》减速器端盖设计方案来设计主轴箱端盖，材料采用HT150，依据轴承外径确定各端盖的结构尺寸，如图所示：
(依据该参数设计各轴承端盖，详见装配图纸图案)

图5-3轴承端盖

6 箱体的结构设计
1 、箱体材料
箱体多采用铸造方法获得，也有用钢板焊接而成。铸造箱体常用材料为HT15-33,强度要求较高的箱体用HT20-40，只有热变形要求小的情况下才采用合金铸铁，采用HT20-40。与床身做成一体的箱体材料应根据床身或导轨的要求而定。箱体要进行时效处理。因此本次箱体采用HT250
2 、箱体结构
1、箱体结构设计要点
（1） 根据齿轮传动的中心距、齿顶圆直径、齿宽 等几何尺寸，确定减速器的箱体的内部大小。由中心距确定箱体的长度，由齿顶圆直径确定箱体的高度。由齿宽来确定箱体的宽度。
（2） 依据铸造（或焊接）箱体的结构尺寸、工艺要求，确定箱体的结构尺寸，绘制箱体。如箱盖，箱座及螺栓的尺寸。
（3） 根据齿轮的转速确定轴承润滑的方法与装置，选择轴承端盖的类型。
（4） 附件设计与选择。同时，可以进行轴系的结构设计，选择轴承。
表6.1 箱体的尺寸
名称
符号
尺寸关系
箱座壁厚

15
主轴左侧凸缘厚

73
箱座凸缘厚

32
主轴右侧凸缘厚

37
外箱壁至轴承端面距离

齿轮顶圆与内箱壁距离

18
齿轮端面与内箱壁距离

10
2、铸造工艺性要求
为了便于铸造以及防止铸件冷却时产生缩孔或裂纹，箱体的结构应有良好的铸造工艺性。
3、加工工艺性对结构的要求
由于生产批量和加工方法不同，对零件结构有不同要求，因此设计时要充分注意加工工艺对结构的要求。
4、装配工艺对结构的要求
为了更快更省力地装配机器，必须充分注意装配工艺对接否设计的要求。

7 润滑与密封
1、润滑设计
（1） 普通机床主轴变速箱多用润滑油，其中半精加工、精加工和没有油式摩擦离合器的机床，采用油泵进行强制的箱内循环或箱外循环润滑效果好。粗加工机床多采用结构简单的飞溅润滑点。
（2） 飞溅润滑
要求贱油件的圆周速度为0.6～8米/秒，贱油件浸油深为10～20毫米（不大于2～3倍轮齿高）。速度过低或浸油深度过浅，都达不到润滑目的，速度过高或浸油深度过深，搅油功率损失过大产生热变形大，且油液容易气化，影响机床的正常工作。油的深度要足够，以免油池底部杂质被搅上来。
（3） 进油量的大小和方向
回油要保证畅通，进油方向要注意角接触轴承的泵油效应，即油必须从小端进大端出。
箱体上的回油孔的直径应尽可能的大些，一般应大于进油孔的直径。箱体上放置油标，一边及时检查润滑系统工作情况。
（4） 放油孔
应在箱体适当位置上设置放油孔，放油孔应低于油池底面，以便放净油，为了便于接油最好在放油孔处接长管。
（5） 防止或减少机床漏油
① 箱体上外漏的最低位置的孔应高出油面。
② 轴与法兰盖的间隙要适当，通常直径方向间隙1～1.5毫米。
③ 主轴上常采用环形槽和间隙密封，效果要好，槽形的方向不能搞错。
④ 箱盖处防漏油沟应设计成沟边向箱体油沟内侧偏一定距离，大约为3～5