机械毕业设计（论文）-C620普通车床的主轴变速箱设计【全套图纸】

0 目录目录 1 绪 论.2 1.1 课题研究背景及选题的意义 2 1.1.1 课题的背景 2 1.1.2 研究的意义 2 1.1.3 课题的目的 2 1.2 完成的内容 3 2 机床主要参数的确定.4 2.1 动力参数的确定4 2.2 运动参数的确定 5 2.2.1 主轴最低和最高转速的确定5 2.2.2 主轴转速数列的确定5 3 主传动系统的设计6 3.1 主传动方案拟定6 3.2 传动结构拟定式的选择6 3.2.1 确定传动组及各传动组中传动副的数目6 3.2.2 分配总降速比7 3.3 皮带轮直径和齿轮齿数的确定及转速图拟定8 3.3.1 确定皮带轮动直径 8 3.3.2 确定齿轮齿数8 3.3.3 转速图拟定：.10 3.3.4 主轴转速系列的验算.10 3.3.5 传动系统图的拟定.12 3.4 确定各传动轴和齿轮的计算转速.12 4 传动件的估算和验算.13 4.1 齿轮模数的计算 .13 4.1.1 各传动轴功率的计算.13 4.1.2 齿轮模数的计算 .14 4.1.3 计算各轴之间的中心距.15 4.2 三角带传动的计算.15 4.2.1 计算皮带尺寸 .15 4.3 传动轴的估算和齿轮尺寸的计算.17 4.3.1 确定各轴的直径 .17 4.3.2 计算各齿轮的尺寸.18 5 主轴部件的验算.20 5.1 验算主轴轴端的位移 ya.20 5.2 前轴承的转角及寿命的验算.22 5.2.1 验算前轴承处的转角 .22 5.2.2 验算前支系寿命.22 6 主传动系统的结构设计 .24 6.1 皮带轮及齿轮块设计.24 6.2 轴承的选择.24 6.2.1 各轴承的选择 .24 1 6.2.2 主轴设计.24 6.3 箱体设计 .24 6.4 操纵机构的设计 .25 6.5 密封结构及油滑 .25 总 结26 致 谢27 参考文献.28 全套图纸，加 153893706 摘 要 机床设计和制造的发展速度是很快的。由原先的只为满足加工成形而要求 刀具与工件间的某些相对运动关系和零件的一定强度和刚度，发展至今日的高 度科学技术成果综合应用的现代机床的设计，也包括计算机辅助设计（CAD）的 应用。但目前机床主轴变速箱的设计还是以经验或类比为基础的传统（经验） 设计方法。因此，探索科学理论的应用，科学地分析的处理经验，数据和资料， 既能提高机床设计和制造水平，也将促进设计方法的现代。 机床设计是学生在学完基础课，技术基础课及有关专业课的基础上，结合 机床传动部件（主轴变速箱）设计进行的综合训练。我们毕业设计题目是 320 普通车床的主轴变速箱设计及主轴箱电气控制线路设计。 在本设计中首先进行参数拟定，运动设计，动力计算和结构草图设计，轴 和轴承的验算，主轴变速箱装配设计，设计计算说明书等内容。 设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴，轴承，带轮，离合器和制动 器等） ，主轴组件，操纵机构，润滑密封系统和箱体及其联接件的结构设计与布 置，用一张展开图和若干张横截面图表示。课程设计限于时间，一般只画展开 图及一或两个截面图。 关键词：普通车床；变速箱 2 AbstractAbstract Machine design and manufacturing growth rate is fast. Instead of only to meet the processing requirements of forming tool and the workpiece with some relative movement between the parts and a certain intensity and just , to the development of todays highly scientific and technical achievements and integrated application of modern machine design, also including computer-aided design (CAD) applications. However, the machine tool spindle gearbox design is analogous to the experience or the basis of the traditional (experience) design method. Therefore, to explore the application of scientific theory, scientific analysis of the treatment experience, data and information, can improve the design and manufacture of machine tools, but also will promote modern methods of design. Machine design is the completion of students in basic subjects, the technical basis of the Specialty Group and on the basis of Drive with machine parts for the design of integrated training. We graduated a design is 320 ordinary lathe spindle axis gearbox design and boxes of electrical control circuit design. In the first design parameters for the formulation, design movement, dynamic calculation of the draft structure and design, shaft and bearing checking, Spindle assembly gearbox design, brochures, and other design elements. Spindle gearbox design the structure of pieces, including transmission (transmission shaft, bearings, pulley, clutch and brake, etc.), spindle components, manipulated bodies, lubrication system and the box sealed and connected pieces of the 3 structure design and layout, start with a map and a number of cross-section map. Curriculum design time to the general plan and started painting one or two cross- section map. Keywords : lathe；georbox 1 1 绪绪 论论 1.1 课题研究背景及选题的意义课题研究背景及选题的意义 1.1.1 课题的背景课题的背景 金属切削机床是制造机器的机器，称为“工作母机” ，习惯上称为机床。金 属切削机床是用切削方法将金属毛胚加工成机器零件的机器。 机械的水平随着机床的精密程度，机床的属性决定了它在国民经济中的重 要地位，机床的技术水平直接影响机械制造工业产品的质量和劳动生产效率， 机床直接标志着一个国家的工业生产的能力和科学技术水平。由原先的只为满 足加工成形而要求刀具与工件间的某些相对运动关系和零件的一定强度和刚度， 发展至今日的高度科学技术成果综合应用的现代机床的设计，也包括计算机辅 助设计（CAD）的应用。但目前机床主轴变速箱的设计还是以经验或类比为基础 的传统（经验）设计方法。因此，探索科学理论的应用，科学地分析的处理经 验，数据和资料，既能提高机床设计和制造水平，也将促进设计方法的现代化。 同时，在设计中处处实际出发，分析和处理问题是至关重要的。从大处讲， 联系实际是指在进行机床工艺可能性的分析。参数拟定和方案确定中，既要了 解当今的先进生产水平和可能趋势。更应了解我国实际生产水平，使设计的机 床，机器在四化建设中发挥最佳的小盖。从小处讲，指对设计的机床零部件的 制造，装配和维修要进行认真的，切实的考虑和分析，综合思考的设计方法。 1.1.2 研究的意义研究的意义 随着科学技术和社会生产的不断发展，对机电产品的质量和生产率提出了 越来越高的要求。它对提高生产率，保证产品质量，改善劳动强度和降低生产 4 成本，都是非常重的。 机床工业发展到今天，技术已成熟，自动化、高精度、高效率、多样化已 成为当今时代机床发展的特征。多样化的发展已经是机床的特点，技术的发展 速度的更新和产品的加速使机床必须多品种，现代的机床主要面对多品种中小 批生产，因此现代机床不仅要保障加工精度和高度自动化，还必须有一定的钢 度和柔性，使之能方便的适应加工。 1.1.3 课题的目的课题的目的 机床设计是学生在学完基础课，技术基础课及专业课的基础上，结合机床 主传动（主轴变速箱）设计计算进行集合训练。 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本技能。如计算，制图，应用设计资料，标准和规 范，编写技术文件等。 1.2 完成的内容完成的内容 机床设计是学生在学完基础课，技术基础课及有关专业课的基础上，结合 机床传动部件（主轴变速箱）设计进行的综合训练。 1.参数拟定 根据机床类型，规格和其他特点，了解典型工艺的切削用量，结合世界条 件和情况，并与同类机床对比分析后确定：极限转速和，公比（或级 max n min n 数 Z ） ，主传动电机功率 N。 2.动设计 根据拟定的参数，通过结构网和转速图的分析，确定转动结构方案和转动 系统图，计算各转动副的传动比及齿轮的齿数，并验算主轴的转速误差。 3.动力计算和结构草图设计 估算齿输模数 m 和轴径 d，选择和计算反向离合器，制动器。 将各传动件及其它零件在展开图和剖面图上做初步的安排，布置和设计。 4.轴和轴承的验算 在结构草图的基础上，对一根传动轴的刚度（学时充裕时，也可以对该轴 的强度进行验算）和该轴系的轴承的寿命进行验算。 5 5.主轴变速箱装配设计 主轴变速箱装配图是以结构草图为“底稿” ，进行设计和会制的。图上各零 件要表达清楚，并标注尺寸和配合。 6.设计计算说明书 应包括参数，运动设计的分析和拟定，轴和轴承的验算等，此外，还应对 重要结构的选择和分析做必要的说明。 2.2.机床主要参数的确定机床主要参数的确定 机床（机器）设计的初始，首先需要确定有关参数，他们是传动设计和机 构设计的依据，影响到产品是否能满足所需要的功能要求。因此，参数拟定是 机床设计中的重要环节。 2.1 动力参数的确定动力参数的确定 根据估算法来确定主电机功率 已知给出 C620 普通车床由推存数据 主轴转速 n=40 转/分，n=1800 转/分。 主轴转速级数 Z=12 功率估算法的计算公式1。 1.确定电动机的功率和转速 刀具材料：YT15 工件材料：45 号钢 切削方式：车削外圆 切削深度：3.5mm 进给量：0.35 切削深度：90 （1） 主切削力 Fz=1900aPf0.75N （2- 1） =1900 3.5 0.350.75 =3026.06N （2） 切削功率 N切= （2-kW FZ 61200 2） =4.45kW 61200 9006.3026 6 （3） 估算重电机功率 N= （2-w N 8 . 0 切 总 切 3） =w56 . 5 8 . 0 45 . 4 （2-3）式中： N 值为 5.56kW 按我国生产的电机在 Y 系列的额定功率选取如下； 同步转速 1500r/min 额定功率 5.5kW 满载转速 1440r/min 2.2 运动参数的确定运动参数的确定 2.2.1 主轴最低和最高转速的确定主轴最低和最高转速的确定 计算车床主轴极限转速是加工直径，按经验分别取（0.10.2）D 和 （0.450.5）D12。 主轴极限转速应为： nmax=r/min=1800r/min D )2 . 01 . 0( 1000 max nmin=r/min=40r/min D 5 . 045 . 0 1000 min 2.2.2 主轴转速数列的确定主轴转速数列的确定 1.确定转速范围 Rn定公比确定主轴转速数例. 转速范围 R=45 （2- 32 1440 max min n n 4） = （2-41 . 1 1121 RR Z 5） 考虑到设计的结构复杂程度要适中，故采用常规的扩大转动，并选级数 Z=12。,今以 =1.41 和代入 R= z-1式，得 R=12,因此取 =1.41 更为适合。 标准数列表给出以 =1.06 的从 110000 的数值，因 =1.41=1.066，从表中 7 找到 nmax=1800，得：1800,1250,900,630,450,315,224,160,112,80,56,40,共 12 级转速。 3 3 主传动系统的设计主传动系统的设计 3.1 主传动方案拟定主传动方案拟定 拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停，换向，制动，操纵等整个 传动系统的确定。传动型式则指传动和变速的元件，机构以及其组成，安排不 同特点的传动形式，变速类型。 传动方案和型式与结构的复杂程密切相关，和工作性能也有关。因此，确 定传动方案和型式，要从结构，工艺，性能及经济性等多方面统一考虑。 传动方案有多种，传动型式更是式样众多，比如：传动型式上有集中传动 的主轴变速箱，分离传动的主轴箱与变速箱；扩大变速范围可以用增加传动组 数，也可用背轮结构，分支传动等型式；变速型式上既可用多速电机，也可用 交换齿轮，滑移齿轮，公用齿轮等23456。 3.2 传动结构拟定式的选择传动结构拟定式的选择 3.2.1 确定传动组及各传动组中传动副的数目确定传动组及各传动组中传动副的数目 传动副数分别及 2，3，2 的三个传动组方案 12 级转速传动高统传动组安排 有 2 3 2 或 3 2 2 或 2 2 3。从电动机到主轴一般为降速传动，转速 较高，转矩小，尺寸也小，将使小尺寸零件多些，大尺寸零件小些，节省材料 这是前多后小的段则。 主轴对加工精度，表面粗糙度的影响大，因此主轴上的齿轮小为好，最后 一 各传动组传动副也选用从以上角度考虑，最后选用 3 2 2 其本组和扩大组的确定。 椐据前松后紧之后原则确定有了以上基础小确定结构式。 8 1.主轴转速级数 Z 和公比 已知： （3- n R n n min max 1） 1 z n R Z=2a3b a,b 为正数，即 Z 应可分解为 2 和 3 的因子，以便用 2，3 联滑移齿轮实现 变速。如取 4 或 5 的因子，则要用 2 个相互连锁的滑动齿轮，以确保只有一对 齿轮联合，这种传动由于结构复杂，很小采用。 普通型和轻型车床系列，结构较简单，转速级数 Z=818 级为于。 由于 Z 为 2 和 3 的因子积，而又为标准数列数列，因此，如果按串联传 动设计时，在定后，Rn值已定，应适当地变动 nmax或 nmin，以符合 的关系。 min max1 n n Rn z 这样，就确定了主传动部件（主轴变速箱）的运动参数 nmax,nmin,Z,。并 与同类型车床进行类比分析236。 3.2.2 分配总降速比分配总降速比 分配降速比时，应注意，传动比的取值范围步轮传动副中最大传动比 umax2 过大，容易一起振动和响音。最小传动比 umin 。过小，是主动齿轮与 4 1 被动齿轮的直径相差太大，将导致结构矿大。 1.过大引起振动和噪音过小使齿轮也传动齿轮的直径相差大，结构庞大。 确定皮带转动的转动比范围 i =12.5。取 i=1.8 由于主电机额定转速 1440r/min 可知第轴的转速 n1=1440 0.5=710r/min 2.确定最末一级传动比的 总的转动比为 i总= （3- 5 . 3640/1400 min n N 9 2） i总=i被iaminibminicmin 最小传动比 icmin= 4 1 4 1 12=31 23 26 3.3 皮带轮直径和齿轮齿数的确定及转速图拟定皮带轮直径和齿轮齿数的确定及转速图拟定 3.3.1 确定皮带轮动直径确定皮带轮动直径 (1)选择三角带的型号 Ni=KwNd K工作情况系数 Nd电机额定功率 由于是车床，工作载稳定，取 Nd=1.1 Nj=5.5 1.1=6.05kw 查表 3-1 选择型号得出 B 型 表 3-1 三角带型号 型号 bbph 13171410.540 (2)带轮直径 D1D2 小带轮计算直径 D1，小带轮直径 D1不直过小，要求大于许用值 Dmin=140， D1Dmin D1由表得取 220mm 大带轮计算直径 D2 根据要求的传动比 u 和滑动率 确定 D 大。当带传动为降速时： D大=D小 （3-3） 1 1 或 D大= （3-)1 ( 1 )1 ( 2 1 D i D n n 4） （3-3） （3-4）式中：n1小带轮转速 r/min n2大带轮转速 r/min 带的滑动系数，一般取 0.02 取 D2=220mm 三角胶带的滑动率=2% 10 3.3.2 确定齿轮齿数确定齿轮齿数 确定齿轮齿数应该注意以下几类： （1）齿轮的齿数和应过大，以免加大中心距机床结构庞大 一般推荐齿轮数和 SZ为 60100。 （2）最小齿轮不产生极切1820。 min Z （3）三联滑移齿轮的最大运动轮和次大齿轮的齿数差大于等于 4。 避免齿轮右左移动时齿轮右相碰，能顺利通过。 由传动比已知，传动比的适用齿数表。 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. 41 . 1 1 ia3= Sz=60,63,66,69,72,75,78. 1 由于可知选用 Sz=72，从表查出小齿轮的齿数为 36，30，24，大齿轮的齿 数则为 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 8 . 2 11 3 可选用 Sz=84 从表中查出小齿论的齿数 42，22，大齿轮的齿数则为 42，62。 ic1=2=1.99 Sz=63,66,69,72,75,78,81,84,90. 2 ic2= Sz=80,84,85,89,90 4 11 4 可选用 Sz=90 从表中查出小齿轮的齿数 30，18 大齿轮的齿数则为 60，72。 11 3.3.3 转速图拟定：转速图拟定： 3.3.4 主轴转速系列的验算主轴转速系列的验算 由确定的齿轮所得的实际转速与传动设计理论值难以完全相符，需要验算 主轴个级转速，最大误差不得超过 电动机 图 3-1转速图 12 (3-5) N n实际=N i皮 ia ib ic =,) 1(10 0 0 =10(-1)%=0.041 第一级：1400140/22024/4822/6218/72=40 40-40/404.1% （满足） 第二级：1400140/22030/4222/6218/62=57 57-56/564.1% （满足） 第三级：1400140/22036/3622/6218/72=81 81-80/804.1% （满足） 第四级：1440140/22024/4842/4218/72=115 115-112/1124.1% （满足） 第五级：1440140/22030/4242/4218/72=163 163-160/1604.1% （满足） 第六级：1440140/22036/3642/4218/72=230 230-224/2244.1% （满足） 第七级：1440140/22024/4822/6260/30=322 322-315/3154.1% （满足） 第八级：1440140/22030/4222/6260/30=458 458-450/4504.1% （满足） 第九级：1440140/22036/3622/6260/30=645 645-630/6304.1% （满足） 第十级：1440140/22024/4842/4260/30=921 921-900/9004.1% （满足） 第十一级：1440140/22030/4242/4260/30=1308 00 10(1) nn n n 理论实际 理论 13 1308-1250/12504.1%（不满足） 第十二级：1440140/22036/3642/4260/30=1842 1842-1800/18004.1%（满足） 3.3.5 传动系统图的拟定传动系统图的拟定 3.4 确定各传动轴和齿轮的计算转速确定各传动轴和齿轮的计算转速 (1)确定主轴计算转速由 nj=nmin (3-6) 1 3 275 140 图 3-2 传动系统图 14 n=112r/min (2)各传动轴计算转速 轴 n=160r/min 轴 n=450r/min 轴 n=900r/min (3)传动组各轴上最小齿轮的转速 a 组 Z=24 时 nj=900r/min b 组 Z=22 时 nj=900r/min c 组 Z=18 时 nj=160r/min 4 4 传动件的估算和验算传动件的估算和验算 传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度要求。因此必须保证传动轴有 足够的刚度。 传动方案确定后，要进行方案的结构化，确定各零件的实际尺寸和有关布 置。为此，常对传动件的先进行估算，如传动轴的直径，齿轮模数，离合器， 带轮的根数和型号等。在这些尺寸的基础上，画出草图，得出初步结构化的有 关布置与尺寸；然后按结构尺寸进行主要零件的验算，最后才能画正式装配图。 有经验的设计师可以省略画草图这一中间步骤直接进行结构设计和验算。 但对缺少设计经验的学生，先画草图可以避免大的反复，有利于设计的进行6 78。 4.1 齿轮模数的计算齿轮模数的计算 4.1.1 各传动轴功率的计算各传动轴功率的计算 由公式 N=NdK (4-1) N传动轴的输入功率 Nd电机额定功率 k工作情况系统 车床的起动载荷颈，工作载荷稳定，二班制工作时，取 KW=1.1。 N=Nd n=n带 轴=0.96 15 =5.5 0.96 =5.28KW 向心球轴承和向心短圆柱滚子 0.995，斜齿圆柱齿轮 =0.97 N=N =5.280.970.995=5.095kw N= N =5.0950.960.99=4.8kw N=N =4.80.960.99=5.06kw 4.1.2 齿轮模数的计算齿轮模数的计算 结构确定以后，齿轮的工作条件，空间安排，材料和精度等级等都已确定， 才可能核心齿轮的接触的疲劳弯皮带强度值是否满走要求。 根据接触疲劳计算齿轮模数公式： mj=16300 （4- 3 2 1 2 1 321 1 Jm s niZ KKKK 2） 根据弯句疲劳计算齿轮模数公式为： m=275 （4- 3 1 321 wcM s n NKKKK 3） （4-2） ， （4-3）式中： N计算齿轮转动递的额定功率 N=Ndk nj_计算齿轮（小齿轮）的计算转速 r/min 齿宽系数, m mb m /8m Z1计算齿轮的齿数，一般取转动中最小齿轮的齿数： i大齿轮与小齿轮的齿数比，i=；（+）用于1 1 2 Z Z 外齿合， （-）号用于内啮合； 16 KSKS=KTKNKnKq命系数; KT工作期限系数 基本组的接触疲劳齿轮模数: mj=16300mm=2.3 3 2 1 2 1 321 1 Jm s niZ KKKK 弯曲疲劳齿轮模数: m=275mm=1.8 3 1 321 wcM s n NKKKK 所以标注模数 m=2.5 第一扩大组:i=2.82 n=900r/min mj=16300mm=2.18 3 2 1 2 1 321 1 Jm s niZ KKKK m=275mm=2.4 3 1 321 wcM s n NKKKK 所以标注模数 m=3 第二扩大组: i=4 n=160r/min mj=16300mm=2.78 3 2 1 2 1 321 1 Jm s niZ KKKK m=275mm=3.5 3 1 321 wcM s n NKKKK 所以标注模数 m=3.5 4.1.3 计算各轴之间的中心距计算各轴之间的中心距 根据中心距公式 a=(z1+z2) （4- 2 m 4） (1)轴 a=(36+36)=90mm 2 5 . 2 (2)轴 a=(42+42)=126mm 2 5 . 3 (3)轴 a=(18+72)=157.5mm 2 4 17 4.24.2 三角带传动的计算三角带传动的计算 (1)确定三角带速度 已知选用三角形 B 型带轮 确定带的速度 =m/s=10.5m/s （4- 100060 11 nD 100060 144014014 . 3 5） (2)初定中心距 A0 带论的中心距，通过根据机床总体布局初步选定，一般可以在下列范围内 选取； A0=（0.62） （D1+D2）mm 中心距过小，将降低带的寿命；中心距过大时，会引起带振动。 (3) 确定三角带的计算长度 L0只内周长 LN 三角带的计算长度是通过三角带截面重心的长度。 L0=2A0+(D1+D2)+ mm =1432.9mm （4- 2 0 2 12 4A DD 6） 将算出的 L0数值圆整到表准的计算长度 L，并从表中查中相应的内周长度 LN（通过截面中心的计算长度 L=LN+Y，Y 是修正值） ，作为订购和标记时用 (4)确定实际中心距 A A 的精确值为 A=A0+mm=432mm 2 0 LL (5)验算小带轮包角 1 1=180-57.3120 A DD 12 180-220=140/43257.3o120 18 如果 1过小，应加大中心距或加张紧装置。 (6)确定三角带根书 Z Z= （4- 10 1 CN N 7） （4-7）式中：N0单根三角带在 =180，特定长度，平稳工作情况下 传递的功率值 C1包角系数 Z=2.1 98 . 0 71 . 2 5 . 5 所以取根数 Z=3 4.3 传动轴的估算和齿轮尺寸的计算传动轴的估算和齿轮尺寸的计算 4.3.1 确定各轴的直径确定各轴的直径 公式mm （4- 491 J n d 8） (1)转动轴的直径 （4-8）式中： N=Nd kW Nd_电机额定功率； 从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积 n1该传动轴的计算转速 r/min 计算转速 nJ是传动件能传递全部功率的最低转速，各传动件的计算转速可 以从转速图上，按主轴得计算转速和相应的传动关系而确定，而中型车，铣床 主轴的计算转速为； 每米长度上的转角（deg/m） ，可根据传动轴的要求选取。 N=5.5 0.90=5.28Nn mm=91=25.18mm 491 J n d 4 4 . 1710 28 . 5 19 根据标准选 d=30mm 由表可知道 1.4 (2)轴的直径 mm=24.96mm 491 J n d 选 d=35mm (3)轴的直径 mm=37.87mm 491 J n d 选 d=40mm (4)主轴的直径根据书中范围选择 75mm 4.3.2 计算各齿轮的尺寸计算各齿轮的尺寸 齿轮分度圆直径公式 d=mz ha=ha*m hf=(ha*+c*)m 齿顶圆直径 da=d+zha 齿根圆直径 df=d-2hf (1)轴间的齿轮尺寸 a m=2.5 a=90mm z1=z2=36 齿顶高 ha=ha*m =2.5m 齿根高度 hf=(ha*+c*)m=3.1 经常齿制 ha*=1 c*=0.25 d1=d2=90mm b=20mm 齿顶圆直径 dd1=95=da2 齿根圆直径 df1=84=df2 b z1=24 z2=48 i=时 2 1 d1 =60mm d2 =120mm b=20mm da1=65mm da2=125mm df1=54mm df2=114mm c z1=30 z2=42 d1 =75mm d2 =105mm 20 b=20mm da1=80mm da2=110mm df1=69mm df2=99mm (2)轴间的齿轮尺寸 m=3 a=126mm ha=3 hf=3.75 a z3=42 z4=42 d1=d2=mz=3 42=126mm b=20mm da1=da2=126+7=132mm df1=df2=126-8.8=118.5 b 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)轴间的齿轮尺寸 am=3.5 a=157.5mm az5=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 b z5=18 z6=72 d1=mz1=63mm d2=mz2=252mm 齿顶高 ha=35mm 齿根高 hf=45mm 全齿高 h=8 齿顶圆直径 da1=d1+2ha=70mm da2=259mm 齿根圆直径 df1=d1-2hf=54mm df2=250mm b=25mm 21 5 5 主轴部件的验算主轴部件的验算 在设计主轴组件时，主轴的跨距希望是合理跨距，但由于结构，限制，主 轴的实际跨距往往不等于合理跨距，为此要对主轴组件进行验算，对一般的机 床全部轴主要进行刚度验算，通常如果能满足刚度要求也就能满足强度要求6 11。 5.15.1 验算主轴轴端的位移验算主轴轴端的位移 y ya a a 主轴的支承简化 L=e+L+ 2 max F =13+652+20=685mm 2 B b 主轴的受力分析 主轴受到切削力，传动力的作用。 切削力是一个空间力,有 Px,Py,Pz等分力，设总的切削力为 P1传动力也定空间力 有 ax，ay，az，主轴上连有一个齿轮，主要把主轴运动传给进给箱， 这齿轮主要是传递运动而不是传递动力，因此可以忽略不计。 由上述各力的作用，主要受弯矩和扭矩的作用。此外运受拉力和压力作用， L 图 5-1 主轴受力分析图 22 但此起弯矩和扭矩要小的多，忽略不计，因此通常靠路考虑到以上受力情况， 可以简化，以下的受力图 Q 为传动力 P 为总切削力 M 是力矩曲 PX引起 为了计算方便，认为 Q 和 P 车同一个平面 x=13+491.5+17.5=522mm C 确定切削力和传动力的作用类 a 前支承到主轴端部的距离，切削力的作用点，与前支承之间的距离 S=a+0.4H H 为普通车床的中心高 a=100mm 从以上受力图以看出主轴端部的弯形由三部分组成。 第一部分 Px=引起的变形 第二部分 Q 力引起的变形 第三部分 M 力引起的变形 由三部分增加起来，以得出齿轮 A 点总的度 yA为 yA= （5- MLL L ax aLPa EJ 222 52 . 0 3 1 1） a)确定 P 的大小 J 4 max 10955 主轴计算传递 J N 主轴传递的功率 536922 90 06 . 5 10955 4 max P= D max 2 M a P Q X L 图 5-2 主轴受力分析图 23 D 最大切削力估算直径为 320mm P=3356N 320 5369232 e 确定 a 力 a=1.12 圆周 a 圆周= M 扭= 分度 扭 d 2 j 4 10955 d 分度=252mm a 圆周=4261N 252 5369222 a=1.12 圆周=4687N E:主轴材料的弹性模是，一般用钢 E=20.6 104N/mm2 J：主轴载面惯性 J=434403724010000112550881 64 14 . 3 64 44 dD M=（0.30.35）Pa=0.3 3356 100=100680 yA= MLL L ax aLPa EJ 222 52 . 0 3 1 =0.0058689658000053513498430 0002684614866 02634460000 要求yA,ymax ymax=0.0002L=0.0002*685=0.137yAymax符合要求 5.25.2 前轴承的转角及寿命的验算前轴承的转角及寿命的验算 5.2.1 验算前轴承处的转角验算前轴承处的转角 = （5-15 . 0 3 1 2 LL L aLL EJ P 2） = =68965800351349843 0002684614866 229886000 00007 . 0 24 要求 aBaBmax aBmax=0.001red aBamax符合要求 5.2.2 验算前支系寿命验算前支系寿命 由轴承寿命计算式 C= （5-1 106 60 n T F L n f Ff 3） 前支承是双双向心端圆柱磙子轴承，只承受径向力，因此 F 前轴承的径向力。 进行受力分式 0 B RL MC=7270 L MLP 685 100680)100685(56.335224687 温度系数在 100C 温度内工作 =1 T f T f 载荷系数如 =1 F f F f 为寿命系数，磙子轴承 = 3 10 C=.=7270 =86786Nf1 106 60 n T F L n f Ff 10 3 6 6012000 10 9060 C=86786Nf=8856mgf 前轴承的额定功率负荷 C 为 9420kgf,CC符合要求 M a P Q X L 图 5-3 径向力受力分析图 25 6 6 主传动系统的结构设计主传动系统的结构设计 设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴，轴承，带轮，离合器和制动 器等） ，主轴组件，操纵机构，润滑密封系统和箱体及其联接件的结构设计与布 置，用一张展开图和若干张横截面图表示。课程设计限于时间，一般只画展开 图及一或两个截面图。 6.1 皮带轮及齿轮块设计皮带轮及齿轮块设计 (1)皮带选用 B 型号三角带传动共有根，设计长度为 2044mm (2)带轮将动力传动轴上有两种类形一种是不卸载的轴端结构，另一种是 卸载的轴端结构，即带轮装在轴承上轴承装在滚筒上，传给轴的只是扭矩，径 向力中固定在箱体上的滚筒承受避免了第一轴产生弯曲变形，选用卸载的带轮 传动。 6.2 轴承的选择轴承的选择 6.2.1 各轴承的选择各轴承的选择 轴和轴主要承受径向载荷，所以选用向心球轴承。 轴固有斜齿齿轮主要承受径向载荷和轴向载荷所以选用单列圆锥滚子轴 承轴是主轴，刚度和精度要求比较高主要承受轴向载荷和径向载荷，所以 26 车主轴前端选择了双到向心短圆柱滚子轴承，