￠400车床主传动系统毕业设计

摘要本文主要进行400车床主传动系统设计，车床广泛应用于机械加工行业中，本设计主要针对车床的主轴箱主传动系统进行设计，设计的内容主要有机床主要参数的确定，主传动系统的拟定，传动方案，转速图和传动系统图的拟定，齿轮传动的设计，轴的设计，带传动的设计。对主要零件进行了计算和验算，利用CAD画图软件进行了零件的设计和处理。关键词车床；主轴箱；传动ABSTRACTINTHISPAPER,400LATHEMAINDRIVESYSTEMDESIGN,LATHEWIDELYUSEDINTHEMACHININGINDUSTRY,THEDESIGNOFLATHESPINDLEBOXMAINDRIVESYSTEMDESIGN,DESIGNOFTHEMAINMACHINEPARAMETERSTODETERMINETHEFORMULATIONOFTHEMAINTRANSMISSIONSCHEME,THESPEEDCHARTANDTRANSMISSIONMAPFORMULATIONOFTHEGEARDRIVEDESIGN,THEDESIGNOFTHESHAFT,BELTDRIVEDESIGNTHEMAINPARTSWERECALCULATEDANDCHECKINGCADDRAWINGSOFTWAREDESIGNANDHANDLINGOFPARTSKEYWORDSLATHESPINDLEBOXTRANSMISSION目录摘要ABSTRACT第1章绪论111用途112性能113结构114设计目的115国内外发展216研究目的和意义2第2章机床的主参数和其他主要技术要求321主参数和基本参数3211主参数3212基本参数3213普通车床的基本参数322主传动的设计4221主轴极限的确定4222公比的确定4223主轴转速级数的确定5224主传动电动机功率的确定5第3章主传动系统的拟定631传动比632变速的基本规律633转速图的拟定634分配各变速组的最小传动比735确定齿轮齿数736同一变速组内模数的齿轮齿数的确定8第4章齿轮传动设计1241第一变速组齿轮的结构尺寸1242第二变速组齿轮结构尺寸的设计1543第三变速组齿轮设计19第5章带传动设计23第6章轴的设计2661轴的设计计算2662轴的设计计算2863轴的设计计算3064主轴的设计33第7章箱体的结构设计3671箱体材料3672箱体结构37第8章润滑与密封3881润滑与密封的设计3882润滑油的选择38总结39致谢40参考文献41CONTENTSABSTRACTCHAPTER1INTRODUCTION111APPLICATION112PERFORMANCE113STRUCTURE114THEPURPOSEOFDESIGN115THEDEVELOPMENTOFATHOMEANDABROAD216MEANINGANDPURPOSEOFRESEARCH2CHAPTER2THEMAINPARAMETERSOFTHEMACHINETOOLSANDOTHERTECHNICALREQUIREMENTS321THEMAINPARAMETERSANDTHEBASICPARAMETERS3211THEMAINREFERANCES3212THEESSENTIALREFERANCES3213THEORDINARYLATHECOMMENREFERANCES322THEDESIGNOFTHEMAINDRIVE4221THEDETERMINATIONOFTHESPINDLELIMIT4222DETERMINATIONOFCOMMONRATIO4223SERIESTODETERMINETHESPINDLESPEED5224THEMAINDRIVEMOTORPOWER5CHAPTER3THEFORMULATIONOFTHEMAINTRANSMISSIONSYSTEM631DRIVERATIO632THECOMMENLAWOFTRANCFORMSPEEDS633THEFORMULATIONOFTHESPEEDDIAGRAM634ALLOCATIONOFTHEVARIABLESPEEDGROUPMINIMUMTRANSMISSIONRATIO735DETERMINETHENUMBEROFGEARTEETH736THEDETERMINATIONOFTHEMODULUSWITHINTHEGROUPOFTHESAMEVARIABLESPEEDGEAR8CHAPTER4GEARDESIGN1241THESTRUCTUREANDSIZEOFTHEFIRSTVARIABLESPEEDGROUPGEAR1242STRUCTURALDIMENSIONSOFSECONDVARIABLESPEEDGROUPGEARDESIGN1543THIRDVARIABLESPEEDGROUPGEARDESIGN19CHAPTER5BELTDRIVEDESIGN23CHAPTER6THEDESIGNOFANLE2661THEDESIGNANDCALCULATEOFAXIS2662THEDESIGNANDCALCULATEOFAXIS2863THEDESIGNANDCALCULATEOFAXIS3064THEDESIGNOFSPINDLE33CHAPTER7SHAFTSTRUCTUREDESIGN3671THESHAFTOFMATERIAL3672THESHAFTOFSTRUCTURE37CHAPTER8LUBRICATEANDHERMETICSEALING3881THEDESIGNOFLUBRICATEANDHERMETICSEALING3882THECHOICEOFLUBRICATIONOIL38CONCLUSION39THANKS40REFERENCES41第1章绪论11用途CA6140型卧式车床万能性大，适用于加工各种轴类、套筒类、轮盘类零件上的回转表面。可车削外圆柱面、车削端面、切槽和切断、钻中心孔、钻孔、镗孔、铰孔、车削各种螺纹、车削内外圆锥面、车削特型面、滚花和盘绕弹簧等。加工范围广、结构复杂、自动化程度不高，所以一般用于单件、小批生产。12性能1生产效率高，具有高速和强力切削能力。2转速级数ZN1216，进给ZA30电机功率约为万能型的125。13结构结构复杂程度中等，操纵方便，有好的刚度和抗震性能。14设计目的金属切削机床使我们在学完基础课，技术基础课及有关专业课的基础上，结合机床主传动部件（主轴变速箱）设计进行的综合训练。其目的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础技能。如计算，制图，应用设计资料，标准和规范，编写技术文件（说明书）等。15国内外发展状况我国的机床工业是在新中国成立后建立起来的。在半封建半殖民地的旧中国，基本上没有机床制造工业。直至解放前夕，全国只有少数几个机械修配厂生产结构简单的机床。1949年机床年产量仅1500多台。解放后40多年来，我国机床工业获得了高度发展。目前我国已形成了布局比较合理，比较完整的机床工业体系。机床的产量不断上升，机床产品除满足国内建设的需要以外，而且有一部分已远销国外。我国已制定了完整的机床系列型谱。生产的机床品种也日趋齐全。现在已经具备了成套装备现代化工厂的能力。目前我国已能生产从小型仪表机床到重型机床的各种机床，也能生产出各种精密的，高度自动化的以及高效率的机床和自动线。我国机床的性能也在逐步提高，有些机床已经接近世界先进水平。在消化吸收引进技术的基础上，我国数控技术也有新的发展。目前我国已能生产100多种数控机床，并研制出六轴无联动的数控系统，可用于更加复杂型面的加工。脉冲当量为0001MM。我国生产的几种数控机床已经成功地用于日本富士通公司的无人工厂。16研究目的和意义本课题是以6140车床为研究目标，从其主轴箱及主传动系统结构入手，CA对其系统结构设计、结构组成分析、传送件的计算分析等几个方面进行研究，为优化传动系统结构和改善传动系统的精度及稳定特性提供必要的理论依据。通过本课题的研究，使机床结构更加紧凑，性能更加优越，生产加工更加精密。第2章机床的主参数和其他主要技术要求21主参数和基本参数211主参数机床主参数系列通常是等比数列。普通车床和升降台铣床的主参数均采用公比为141的数列，该系列符合国际ISO标准中的优先系列。普通车床的主参数的系列是D250、320、400、500、630、800、1000、1250MM。212基本参数除主参数外，机床的基本是指与被加工工件主要尺寸有关的及与工、夹、量具标准有关的一些参数，这些主参数列入机床的参数标准，作为设计时依据。213普通车床的基本参数普通车床的基本参数应符合普通车床参数国家标准见参考文献1中表2的规定，有下列几项数；1刀架上最大工件回转直径（MM）1D由于刀架组件刚性一般较弱，为了提高生产效率，国内外车床刀架溜板厚度有所增加，在不增加中心高时，值减少的趋势。我国作为参数标准的值，基本上取,这样给设计留一定的余地，设计时，在刀架刚度1D12允许的条件下能保证使用要求，可以取较大的值。所以查参考文献11（表2）得MM。02主轴通孔直径MMD普通车床主轴通孔径主要用于棒料加工。在机床结构允许的条件下，通孔直径尽量取大些。参数标准规定了通孔直径的最小值。所以由参考文献1D（表二）MM。30D3主轴头号普通车床采用短锥法兰式主轴头，这种形式的主轴头精度高，装卸方便。主轴端部及其结构合面得型式和基本尺寸要符合法兰式车床主轴端部尺寸部标注的规定。根据机床主参数值大小采用不同号数的主轴头（415号），号值数等于法兰直径的1/254而取其整数值。所以由参考文献1（表2）可知主轴头号取6。4装刀基面至主轴中心距离MMH为了使用户，提高刀具的标准化程度，根据机械工业部成都工具研究所的刀具杆标准，规定了MM。2H5最大工件长度（MM）L最大工件长度是指尾座在床身处于最后位置，尾座顶尖套退入尾座孔内时容纳的工件长度。为了有利组织生产，采用分段等差的长度数列。所以由参考文献1（表2）得MM。1022主传动的设计221主轴极限的确定由设计任务书中给出的条件可知MIN315R/IZAX40222公比的确定主轴极限转速的确定后，根据机床的使用性能和结构要求，选择主轴转速数列的公比值，因为中型通用机床，常用的公比为126或是141，再根据极限转速，按参考文献1中表21选出标准转速数列公比。14223主轴转速级数的确定按任务书要求12Z按标准转速数列为31545639012518025035550071010001400R/MIN。224主传动电动机功率的确定电动机的额定功率为N额主式中电动机超载系数（对连续工作机床10；对间断机床KK11125，间断时间长，取大值）。K值在电动机Y系列额定功率中选定4KWN所以取10，/4K额主W第3章主传动系统的拟定31传动比第一变速组（），有三对齿轮组成，其传动比如下136/AI2041/07123/85I第二变速组（），有两对齿轮组成，其传动比如下1B32/06I第二变速组（），有两对齿轮组成，其传动比如下1C42/5I32变速的基本规律1基本组的变速范围0R132R2第一扩大组的变速范围321313第二扩大组的变速范围R6216N33转速图的拟定结构式或结构网的选择由于几个变速组组成的变速系统，如果把不同传动副数的变速组在传动顺序上的排列加以改变，可以得到若干不同的方案。1确定变速组的数目和各变速组中传动副的数目该机床的变速范围较大，必须经过较长的传动链减速才能把电动机的转速降到主轴所需的转速，通常采用或3，因此，共需三个变2P123速组。2确定不同传动副数的各变速组的排列顺序。根据“前多后少”的原则，选择的方案。13确定变速组的扩大顺序。根据“前密后疏”原则，选择的结构式。3624验算变速组的变速范围。最后扩大组的变速范围，6148R在允许的变速范围内。（最后扩大组的变速范围限制在）810NR34分配各变速组的最小传动比主传动系统需要4根轴，再加上电动机轴。1决定轴的最小降速传动比主轴上的齿轮希望更大些，能起到飞轮的作用，所以最后一个变速组的最小降速比为。4MIN1/0252其余变速组的最小传动比根据“前缓后急”的原则，轴间最小变速取,轴III间最小变速组取。3MIN1/06I3画出各变速组的传动比连线基本组的级比指数，第一扩大组的级0X比指数，第二扩大组级比指数。1X36X35确定齿轮齿数机床转速图确定后，则各变速组的传动比也确定了，即可进一步确定各变速组中传动副的齿轮数，皮带轮的直径等。齿轮数可通过用计算法、图解法或从表查法确定，必须注意以下几点1齿轮的齿数和不能太大，以免齿轮尺寸过大而引起机床结构增大。ZS一般推荐齿数和，常选在100之内。Z1022同一变速组中的各对齿轮，其中心距必须保证相等。3最小齿轮的齿数应保证不产生根切现象。对于标准齿轮，其最小齿数（变位齿轮除外）。受结构限制的最小齿数的各齿轮（尤其是最小齿MINZ17轮），必须能可靠地装到轴上或进行套装。4齿轮齿根圆到键槽的壁厚。（为模数）一般MM，以保2AM5A证足够强度，防止破裂和热处理变形过大。5放有操纵机构滑块的滑移齿轮的最小齿轮的确定，不宜过小，要保证与小齿轮侧面有较好的接触。6确定齿轮齿数时，要考虑选用标准模数大小。同一变速组尽可能选用同一模数。7两轮间中心距应取得适当不应过小，否则将导致两轴轴承间孔壁过薄或镗穿，以及其他结构之间距离过近或相碰。36同一变速组内模数的齿轮齿数的确定为了便于设计和制造，主传动系统中所采用的齿轮模数的种类尽可能少一些。在同一变速组内一般都采用相同的模数，这是因为各齿轮副的速度变化不大，受力情况差别不大当各对齿轮模数相同时，且不采用变位齿轮的齿数和也必然相等，采用查表法确定齿轮齿数参考文献1表22中横行表示一对齿轮的齿数和，纵列表示一对齿ZSI轮的传动比，表中间的数值表示一对齿轮副的小齿轮齿数。当时，表示升速传动，所以小齿轮为从动轮。当时，表示降速传动，所以小齿轮为主1I动轮，这是要用传动比的倒数查表。查出小齿轮的齿数后，将齿数和减去IZS小齿轮的齿数。表中空白格，表示没有合适的齿数。1确定第一变速组（）的三对齿轮齿数已知；1AI2/071AI23/05AI1）首先在、中找到出现最小齿数的传动比05033AI2）为了避免根切现象和结构设计的需要，取MINZ3）从参考文献1表22中找出与050的倒数2这一行找到3A时，查到最小齿数和MIN4ZMIN72ZS4）找到可能采用的齿数和各种数值。这些数值必须同时满足个传动比Z要求的齿轮数，从向右查表，同时存在满足两个传动比要求MIN的齿数和共有72、75、77、81Z5）确定合理的齿数和，并根据它决定各齿轮的齿数。72由1的这一行中找出，1AI136则；1ZS由141的这一行中找出，2AI230Z则；27304ZS由的这一行中找出，3AZ则；38ZZS所以第一组变速组的三对齿轮齿数分别是36/36、30/42、24/48。2确定第二变速组（）齿轮的齿数已知；。1BI32/06BI1）小齿数的传动比036。2B2）根切现象和结构设计的需要，取。MINZ3）从参考文献1表22中找出的倒数2777比较接近的1036B282这一行找到时，查到最小齿数和。MINZI84ZS4）找到可能采用的齿数和各种数值。这些数值必须同时满足个传动Z比要求的齿轮数，从向右查表，同时存在满足三个传动比要求的齿I84ZS数和共有、87、88、91、92Z5）确定合理的齿数和，并根据它决定各齿轮的齿数84ZS由的这一行中找出，10BI12则；1842ZS由的这一行中找出，2B2Z则；26Z所以第二变速组齿轮的齿轮数分别是42/42、22/62。3确定第三变速组（）齿轮的齿数已知，。21CI421/05CI1首先在、中找到出现最小齿数的传动比025。2CI2为了避免根切现象和结构设计的需要，取。MNZ3从参考文献1表22中找出025的倒数4这一行找到时，查到最小齿数和。MIN18ZMIN90ZS4找到可能采用的齿数和各种数值。这些数值必须同时满足个传动比要求的齿轮数，从向右查表，同时存在满足两个传动比要求的齿INZ数和共有90、91、94、95、96Z5确定合理的齿数和，并根据它决定各齿轮的齿数ZS90ZS由的这一行中找出，14CI130Z则；1906ZS由于这两组的传动比是互为倒数关系所以第三组变速组的齿轮的齿数分别是60/30、18/72。绘制传动系统图和转速图如图31和图32所示图31传动系统图315R/MIN6349012580253501074140（R/MIN）电动机95图3212级传动系统的转速图第4章齿轮传动设计41第一变速组齿轮的结构尺寸已知电动机功率，V带效率为,轴承对效率为4P电机KWV096带传递功率，主动轮098轴承V4837P带电机轴承KW转速，最大传动比，载荷平稳，单向回转，单班制工17MINR2IU作，工作期限10年，每年按300天计，原动机为电动机。1材料、热处理方法。可选一般齿轮材料如下小齿轮选用45号钢，调制处理，；大齿轮选用45号钢，正火处理，130HBS，硬质差40,在规定的3050范围内。27HB2选择精度等级。减速器为一般齿轮传动，估计圆周速度不大于，根据参考文献2中的表84，初选8级精度。6M/S3按齿面接触疲劳强度设计齿轮，齿轮承载能力应由齿面接触疲劳强度决定。I311DKTI1载荷系数查参考文献2中表85，取12。K2转矩1T334II950950176501NMPN3接触疲劳许用应力HNHLIMS由参考文献2的图812查得，。LI1A80MPLI2A750P接触疲劳寿命系数由公式得NZ6HNJ9107398120510NI查参考文献2的图811，得，91ZN2105NZ按一般可靠性要求，查参考文献2的表88，取,则HS1LIM80MPANHHS2LI5751Z1计算小齿轮分度圆直径1D查参考文献2中的表810，取03I34321250617659M78DKTI取10MD2计算圆周速度V13410623/S60ND因，故所取的八级精度合适。5/SV4确定主要参数，计算主要几何尺寸。第一对齿轮齿数24/48主要几何尺寸1模数M16025M4DZ2分度圆直径1460228123中心距A1D4齿根圆直径1H2MFADMC2H2MFADMC5齿顶圆直径1Z524165AA26齿宽B10368MD经整理后取，则212B第二对齿轮齿数30/42的主要几何尺寸1分度圆直径115307DZ2242齿根圆直径1ZHMFADMC2512059873齿顶圆直径123AAZ24DH4）齿宽B1075M经处理后取，则25M230B第三对齿轮（36/36）的主要几何尺寸1分度圆直径11569DZ22302齿根圆直径1215837MFAMHC256DZ3齿顶圆直径139AA22215H4齿宽B1097MD经处理取，则230MB1230MB5按齿根弯曲疲劳强度校核。由参考文献2中的式（85）得出，若则校核合格。FF1齿形系数查参考文献2中的表86得FY1247,35Y2应力修正系数查参考文献2中的表87得S617SSY3许用弯曲应力由参考文献2中的图88查得，1730MPAFLIMLIM20PAF由参考文献2中的表86查得4S由参考文献2中的图89查得12NY由式可得NFLIM1FYSFLIM1730514PASN2LIF68MF故14122250171567MPA4PFFSAKTYBMZ22135672154AFSF所以齿轮疲劳强度校核合格。42第二变速组齿轮结构尺寸的设计已知，齿轮效率，轴承效率传递功率376KWP097齿轮098轴承，主传动轮最低转，09835K轴承齿轮35R/MIN传动比，载荷平稳，但想回转，单班制工作，工作期限10年，每年按28I300天计，原动机为电动机。1小齿轮选用45号钢，调质处理，；大齿轮选用45号钢130HBS正火处理，硬质差，在规定的3050范围内。270HBS40S2选择精度等级。估计圆周速度不大于，根据参考文献2中的表6M/S84，初选八级精度。3按齿面接触疲劳强度设计齿轮，齿轮承载能力应由齿面解除疲劳强度决定。I113765DKTIDA）载荷系数参考文献2中的表85，取。K2KB）转矩IT33II59019501856NMPNC）接触疲劳许用应力HLIHZS由参考文献2中的图812查得，LIM180MPALIM2750PA接触疲劳寿命系数由公式得NZ6NJLH8103551822I查参考文献2中的图811得，。10N24NZ按一般可靠性要求查参考文献2中的表88，取，则1HSLIMH86MPASLI214750D）计算小齿轮分度圆直径1D由参考文献2中的表810，取35331211209676576588MDHKTID（）取1E计算圆周速度V13457139M/S6060ND因，故所取的八级精度合适。5/SV4确定主要参数，计算主要几何尺寸。1）齿数，12Z21286ZI2）模数M184MD3）分度圆直径12Z2684）齿根圆直径11A4120578MFDMHC223Z5）齿顶圆直径1196AA2246215DH6）中心距188M7）齿宽B03264D经整理后取，则2M15B5第二对齿轮（42/42）的主要几何尺寸1）分度圆直径114268MDMZ2齿根圆直径12102518FFADHC3齿顶圆直径121476MAADMZ4齿宽B103685DB经整理后取，则2526按齿根弯曲疲劳强度校核由参考文献2的式（85）得出,若则校核合格。FF1齿形系数查参考文献2的表86得FY，1265F275FY2应力修正系数查参考文献2的表87得S，19S21S3许用弯曲应力F由参考文献2中的图88查得，FLIM1730MPAFLIM2670PA由参考文献2中的表88查得4S由参考文献2中的图89查得12NY由参考文献2的式（85）可得FLIMF730514PASN2LIF68M故5IF11222096173586MPAPAFSKTYBMZF2S211751862949AMAY齿根弯曲强度校核合格。43第三变速组的齿轮设计已知，齿轮效率，轴承效率，传递358KWP097齿轮098轴承功率，主传动最小转速，传动比4轴承齿轮MIN125R/I，载荷平稳，单向回转，单班制工作，工作期限10年，每年按3004IU天计原动机为电动机。1小齿轮选用45号钢，高频淬火，大齿轮选用45号钢，1HRCB高频淬火，硬质差，在规定的3050的范围内。25HRCB30S2选择精度等级。估计圆周速度不大于，根据参考文献2中的表6/S84，初选八级精度。3按齿面接触疲劳强度设计齿轮，齿轮承载能力应由齿面接触疲劳强度决定。I117653DKTID1载荷系数查参考文献2中的表85取。K22转矩1T33IIMIN590195014/526NP3接触疲劳许用应力LIMHS由参考文献2的图812查得，LIM1250MPALIM210PA接触疲劳寿命系数由公式得NZ6HNJL8132871045I查参考文献2中的图811，得，NZ21N按一般可靠性要求，查参考文献2表88，取，则HSLIM1H8MPASLI20124计算小齿轮分度圆直径1D查参考文献2中的表810，取。3I3125327650137M4DKTI所以取18MD5）计算圆周速度V1315803/S606ND4确定主要参数，计算主要几何尺寸。1）齿数，则18Z218472ZI2）模数M15MD3分度圆直径481Z2245732MDMZ4齿根圆直径1HCFAD2F5齿顶圆直径1AAM2HMD6中心距128342067齿宽B10D经整理后取，则25M25B第二对齿轮（60/30）的主要几何尺寸1分度圆直径114607MDZ225312齿根圆直径12587FADMZHC22403F3齿顶圆直径15619MAA22324DZH4齿宽B014经整理后取，则245M20B5按齿根弯曲疲劳强度校核。由参考文献2的式（85）得出，若则校核合格。FF1齿形系数查参考文献2的表86得FY，126027Y2应力修正系数查参考文献2的表87得S，15S3许用弯曲应力F由参考文献2的图88查得，FLIM190MPAFLIM2930PA由参考文献2的表88查得4S由参考文献2的图89查得,2NY由参考文献2的式85可得1FLIMF907PA4SN2LIF36故5I1122F10603458MPAPASFKTYBMZ2211F7860146MS齿根弯曲疲劳强度校核合格。第5章带传动设计已知电动机功率，转速，传动比，单向4KWP140R/MINN168I回转，单班制工作。1确定计算功率和选择带型号CV1确定计算功率由参考文献2的表104得12AK由参考文献2中式（1010）得48KWCAP2选择带型号V由文献2的图109得选用型带2确定带轮基准直径，并验算带速1确定带轮基准直径由文献2的图109得，推荐的小带轮基准直径为80100，并按文献2中表106，考虑带轮直径大对带的工作寿命有利，取95。1DM则21689516MDDI根据文献2的表106取标准值20D2验算带速V13495176/S606DN在范围内，合适。5M/S3确定带长和中心距1）初定中心距根据文献2中公式（1011）得1201207DDA956956得01785MA取0A2）确定带的基准长度V由文献2中公式（1012）得210120243469559546MDDDLAA根据文献2的表102取1MD3确定实际中心距根据文献2中公式（1013）得0040126254789DALMIN178695MDAX034031420694验算小带轮包角由文献2中式（1014）得，故合适。211805730812DA4确定带的根数V由文献2中表107查取，；从文献2中表1KWP105KP105查取，查表102取；由文献2中式（1015）得9AK93LK1483829CAZ参照文献2中表103，取。4Z5、计算带的预拉力和轴向压力V1单根带的初拉力由文献2中表101查得，由式（1016）得01KG/MQ20225148017693NCAPFQUKZ2计算带作用在轴上的压力VQF由文献2中式（1017）得017082SIN243SIN6N2QFZ第6章轴的设计61轴的设计计算1选择轴的材料由文献2中的表111和表113选用45号钢，调质处理，硬度，。2175HBSMPAPABMPAS2按扭矩初算轴径根据文献2中式（112），并查表112，取115，则C33761520MDCN考虑有键槽和轴承，轴加大5，取25MM。1DD3轴的结构设计段与圆锥滚子轴承30205配合取直径,；14L段考虑轴肩取直径，齿轮与轴的固定选用230304L键；A8725段考虑轴肩取直径，齿轮与轴的固定选用5MD96键；10IV段考虑轴肩取直径，齿轮与轴的固定选用40428L键；285V段与圆锥滚子轴承30205配合取直径，；5MD540LVI段与摩擦离合器配合，并起过度作用的轴段，62；6MLVII段过度作用取直径，；740D7L段与深沟球轴承6007配合取直径，；835D840L段与带轮配合取，；带轮与轴的固定选用键,83M6A轴的总长。56L4验算轴的疲劳强度1画出轴的受力简图（A）已知小齿轮，10DA1376L136MBL3349501/950176/06NMIITPN求圆周力，径向力TFRI12/6/KNTDRAN9TAN202画水平面的弯矩图（C）轴承支反力，04KBYAYF水平面弯矩C13761MAYML3画垂直平面弯矩图（D）轴承支反力，2NAZF2KBZ垂直面弯矩C05NAZL4画合成弯矩图（E）222CC1C37613965画转矩图（F）I50MT6画当量弯矩图（G）转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取，截面处的当量弯矩6C221/221/39649NMECM校核危险截面的强度C33A1A/040/875P5MPECFD该轴强度足够。图61轴的弯矩、转矩简图62轴的设计计算1选择轴的材料由文献2中的表111和表113选用45号钢，调质处理，硬度，。2175HBSMPAPABMPAS2按扭矩初算轴径根据文献2中式（112），并查表112，取115，则C3358124MDCN考虑有花键轴加大7，取240763轴的结构设计段与圆锥滚子轴承30206配合取直径，；13D130L段与滑移齿轮配合，故采用花键,，2D24542ML段与双列圆柱滚子轴承配合取直径，N308/W340MD；321ML段与滑移齿轮配合，故采用花键轴，40D459段与圆锥滚子轴承30206配合直径，；轴的总53D53L长。72L4验算轴的疲劳强度1画出轴的受力简图（A）已知小齿轮，18MD281AL143MBL335II9509505096NTPN求圆周力，径向力TFRI12/6/821KTTDRANTAN0792画水平面的弯矩图（B）轴承支反力，04KNBYAY5F水平面弯矩C12816831NMAML3画垂直平面弯矩图（C）轴承支反力，AZ79FBZK垂直面弯矩C2795042AZL4画合成弯矩图（D）222CC1C831536NM5画转矩图（E）I96NT6画当量弯矩图（F）转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取，截面处的当量弯矩0C221/221/535397NMECM校核危险截面的强度C33A1A/0970/6MPPECFD故该轴强度足够。图62轴的弯矩、转矩简图63轴的设计1选择轴的材料由文献2中的表111和表113选用45号钢，调质处理，硬度，。2175HBSMPAPABMPAS2按扭矩初算轴的直径根据文献2中式（112），并查表112，取109，则CI33761099MN25DC考虑有键槽，取5M3轴的结构设计段与圆锥滚子轴承6207配合取直径，；13D130L段与滑移齿轮配合并作轴肩，故采用花键轴，24D，；236MD3452L段与圆锥滚子轴承6207配合取直径，；轴的总435MD430L长。50L4验算轴的疲劳强度1）画出轴的受力简图（A）已知小齿轮，18D984ALB328L35IIMIN9505014601NTP求圆周力，径向力TFRI12/26/8KTTDRA4TA0342）画水平面的弯矩图（B）轴承支反力，BY06KN9AYF水平面弯矩18158NMCAYML3）画垂直平面弯矩图（C）轴承支反力，52AZF76KBZ垂直面弯矩942CAL4画合成弯矩图（D）22CC1C8516854N5画转矩图（E）I60NMT6画当量弯矩图（F）转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取，截面处的当量弯矩6C221/221/54053NMECM校核危险截面的强度C33A1A/06/746MPPECFD该轴强度足够。图63轴的弯矩、转矩简图64主轴的设计1选择轴的材料由于主轴承受的扭矩较大并且是空心轴，由文献2中的表111和表113所以选用号调质处理，硬度，45205HBS，。MPAPABMPAS2按扭矩初算轴的直径，齿轮效率，轴承效率，I3KW97齿轮098轴承。240831KW主轴轴承齿轮根据文献2中式（112），并查表112，取103，则C33P749MN15DC主轴考虑有键槽并且是空心轴故取。D3轴的结构设计段考虑到段要切螺纹并且在轴承以外故取，D；12ML段M596段采用双轴承结构，圆锥孔双列圆柱滚子轴承承受周向力N3017K和轴向力，；3D34ML段考虑轴肩取，；2410L段与圆锥滚子轴承轴承配合取直径，0776MD745L段考虑到轴肩取，；15D295LVII段考虑到轴肩取，83VIII段用于连接安装主轴轴承的轴段，故应稍大于前一级轴肩直径并且与圆锥滚子轴承配合，取，；302786LVIII段与卡盘相连接，故需小于卡盘的直径，取，97D；轴的总长。918ML1ML4验算轴的疲劳强度1）画出轴的受力简图（A）已知小齿轮，135D267AL1768MBL35MIN90950910NTP主轴主轴求圆周力，径向力TFRI12/6/142KTTDRA4TA05T2）画水平面的弯矩图（B）轴承支反力，27KNBYF473KAYF水平面弯矩C161269MAYML3）画垂直平面弯矩图（C）轴承支反力，29KAZF57KBZF垂直面弯矩C2613468NZL4）画合成弯矩图（D）222CC1C69348691NMM5）画转矩图（E）I1T6）画当量弯矩图（F）转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取，截面处的当量弯矩06C221/221/39183NMECM校核危险截面的强度C33A1A/080/17556P7MPECFD故该轴强度足够。图64主轴的弯矩、转矩简图第7章箱体的结构设计71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,强度要求较高的箱体用，只有热变形要求小的情况下才HT153HT204采用合金铸铁，采用。与床身做成一体的箱体材料应根据床身或导204轨的要求而定。箱体要进行时效处理。72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其主要参数如表71所示。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，选择轴承和联轴器。表71箱体的尺寸名称符号尺寸关系箱座壁厚20箱盖壁厚110箱盖凸缘厚1B20箱座底凸缘厚230地脚螺钉数目N6轴承旁凸台半径1R2C外箱壁至轴承端面距离1L1250铸造过渡尺寸XY、见“一般标准”中的“铸造过渡斜度”齿轮顶圆与内箱壁距离1齿轮端面与内箱壁距离2箱盖、箱座肋厚1M、12M、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是否符合设计的要求。第8章润滑与密封81润滑与密封的设计1普通机床主轴变速箱多用润滑油，其中半精加工、精加工和摩擦式离合器的机床，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和点润滑。2飞溅润滑要求溅油件的圆周速度为068米/秒，溅油件浸油深为1020毫米（不大于23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