最大加工直径为250mm的普通车床的主轴箱部件设计【2000 45 1.41】（新）（全套含CAD图纸）
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购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 车床的主传动系统设计任务书 1. 最大加工直径为 250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/ 最大转速 2000 最小转速 45 公比 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。 2） 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）。 3） 绘制下列图纸： 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 机床主传动系统图（画在说明书上）。 主轴箱部件展开图及主要剖面图。 主轴零件图。 4） 编写设计说明书 1 份。 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 绪论 主传动系统的设计是机床设计中非常重要的组成部分，本次设计购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 主要从机床的级数入手，与结构式，结构网拟定，再到齿轮和轴的设计，再选择主传动配合件对轴和齿轮及配合件进行校核，将主传动方案“结构化”，设计主轴变速箱装配图及零件图，侧重进行传动轴组件、主轴组件、变速机构、箱体、润滑、与密封、传动轴及滑移齿轮零件的设计，完成设计任务 。 本次突出了机构设计的要求，在保证机床的基本要求下，根据机床设计的原则拟定结构式和结构网，对机床的机构进行精简，力求降低生产成本；主轴和齿轮设计在满足强度要求的同时材料的选择也应采用折中的原则，不选择过高强度的材料从而造成浪费。 一设计目的 通过机床主运动机械变速传动系统得结构设计，在拟定传动和变速的结构方案过程中，得到设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。 二 普通车床主动传动系统参数的拟定 最大加工直径为 D= 250轴最高转速 =2000r/ 最低转速 =45r/动机的功率为 4 此经济型数控车床根据任务书上提供的条件，电动机的功率为4择电动机的型号为 动机具体数据如下表所示： 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 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 440r/4 级 1500r/ 根据任务书提供的条件，可知传动 公比 = 根据机械制造装备设计由公式： 1 则有： Z= 转速范围 52000 =上述综合可得 此可知机床主轴共有 12级。 因为 =根据机械制造装备设计查表标准数列。首先找到最小极限转速 45，再每跳过 5 个数（ 取一个转速，即可得到公比为 数列： 45、 63、 90、 125、 180、 250、 355、500、 710、 1000、 1400、 2000 r/ 根据以上的计算和设计任务书可得到本次设计车床的基本参数： 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数表 最大加工直径 最高转速( 最低转速( 电机功率P（ 公比 转速级数Z 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 250 2000 45 4 2 三运动设计 1. 拟定传动方案： 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型式、变速类型。传动方案和型式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。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。 2. 确定结构式： 由 Z=12 可得： 12=3 2 2 12=2 3 2 12=2 2 3 主变速传动系从电动机到主轴，通常为降速传动，接近电动机的传动转速较高，传动的转矩较小，尺寸 小一些，反之，靠近主轴的传动件转速较低，传递的转矩较大，尺寸就较大。因此在拟定主变速传动系时，应尽可能将传动副较多的变速组安排在前面，传动副数少的变速组放在后面，使主变速传动系中更多的传动件在高速范围内工作，尺寸小一些，以节省变速箱的造价，减小变速箱的外形尺寸；也就是满足传动副前多后少的原则，因此确定传动方案为： 12=3 2 2； 由 12=3 2 2 传动式可得 6 种结构式和对应的结构网。分别为： 361631 22312 22312 124214 22312 22312 612162 22312 22312 依据传动顺序与扩大顺序相一致的原则选择方案为：631 22312 ； 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 3. 设计结构网： 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。 依据中间轴变速范围小的原则设计设计结构网如下所示：检查传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组： 82 / 0 . 2 5/m i a a 1012(6)1(2 22 其中 ， 62 X ，购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 22 P ； 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。 4. 确定各轴转速： 1总降速变速比 i=45/1440=电动机转速 440 不符合转速数列标准，因而增加一定比变速副。 2变速轴轴数 = 变速组数 + 定比变速副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。 3在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按变速顺序依次设为、（主轴）。与、与、与轴之间的变速组分别设为 a、 b、 c。现由（主轴）开始，确定、轴的转速。 已知各级转速如下： 2000、 1400、 1000、 710、 500、 355、 250、 180、 125、 90、 63、 45、r/ 先来确定轴的转速 变速组 c 的变速范围为 10,8841.1 m a R ，故两个传动副的传动比必然是两个极限值： 41 141 112 22 合结构式，轴的转速只有一种可能： 180、 250、 355、 500、 710、 1000。 确定轴的转速 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 变速组 b 的级比指数为 3，希望中 间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致变速比太小，可取 12的转速确定为： 500、 710、 1000。 定轴的转速 对于轴，其级比指数为 1,可取： 1 21 =21 21 = 11 确定轴转速为 1000； 电动机与轴的定变传动比 440 i ； 6. 确定各变速组传动副齿轮齿数： 确定齿轮齿数的原则和要求： 齿轮的齿数和 应过大；齿轮的齿数和 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. 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 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%（ %， 即： ）（理 实理 110 n% 理n 实n 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 小齿轮的齿数可以从机械制造装备设计表 3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机械制造装备设计主编赵雪松、任小中、于华）查得 传动组 a: 由 2/1/1 21 1/13 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 2/1/1 21 ： 66、 69、 72、 75、 78、 81、 84、 86、 87 ： 72、 73、 75、 77、 79、 80、 82、 84、 85、 87、 1/13 ： 70、 72、 74、 76、 78、 80、 82、 84、 86、 88、 可取 4,于是可得轴齿轮齿数分别为： 28、 35、 42。 于是 56/241 49/352 42/423 齿轮 123I 轴齿数 28 35 42 84 轴齿数 56 49 42 传动组 b： 由 1/12 ： 69、 72、 73、 76、 77、 80、 81、 84、87 1/12 ： 70、 72、 74、 76、 78、 80、 82、 84、 86 可取 4，于是可得轴上双联齿轮的齿数分别为： 22、 42。 于是 62/221 42/422 得轴上两齿轮的齿数分别为： 62、42。 齿轮 12轴齿数 22 42 84 轴齿数 62 42 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 传动组 c: 查表 84/11 22 4/11 ： 80、 81、 84、 85、 89、 90、 94、 95 22 ： 72、 75、 78、 81、 84、 86、 87、 89、 90 取 4. 4/11 降速传动，取轴齿轮齿数为 17； 22 升速传动，取轴齿轮齿数为 28。于是得 67/171 28/562 齿轮数据如下表所示： 齿轮 12轴齿数 17 56 84 轴齿数 67 28 7. 绘制传动系统图： 四动力设计 1. 带传动设计： V 带传动中，轴间距 A 可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 间会有打滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定比传动。电动机转速n=1440r/递功率 P=4动比 i=班制，一天运转 16小时，工作年数 10 年。 (1)确定计算功率： 由机械设计 156P 表 8作情况系数 得 由机械设计公式（ 8： )( 因此根据 1n 由机械设计 157P 图 8通 V 带轮选型图选用 (2)确定带轮的基准直径 D ， D 带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径 D 不宜过小，即 =75机械设计 157P 表 8 8 15P 表 8主动小带轮基准直径 D =125 由机械设计 150P 公式 (8式： 11212 式中： n n 般取 故 由机械设计 157P 表 8圆整为 180 (3)验算带速度 V， 按机械设计 150P 式（ 8算带的速度 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 V= 0060 1 4 0060 11 所以 05 ，故带速合适。 (4)初定中心距 0A 带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选 取：根据机械设计经验公式（ 8 )(2)(1021 125+180） 0A 2（ 125+180） 即： 0A 610；取 0A =600(5) V 带的计算基准长度 L 由机械设计公式（ 8算带轮的基准长度： 02122100 422 A 代入数据为： 2600+(125+180)+=机械设计表 8整到标准的基准长度 取整为 17506)确定实际中心距 按机械设计 158P 公式（ 8算实际中心距 = 0A + 2 0 =600+=7)验算小带轮包角 1 根据机械设计 158P 公式 （ 8 = 故主动轮上包角合适 . 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 (8)确定三角带根数 Z 根据机械设计 158P 式（ 8 Z= 查表机械设计 153P 表 8 i= 得 0p = 表机械设计表 8 =表机械设计表 8度系数 Z 取整即带数 Z=3 根； (9)计算预紧力 查机械设计表 8q=m 由机械设计式（ 8 20 ) 0 0 其中： 带的变速功率 , m/s； kg/m；取 q=m。 v = 1440r/ s。 00 20 （ 10）计算作用在轴上的压轴力 根据机械设计式（ 8 p 403220 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 （ 11）带轮结构设计： V 带轮的结构形式与基准直径有关，因为100且300250 1 所以采用腹板式结构，查 3机械设计机械设计基础课程设计表 9得出大带轮结构尺寸如下： 齿轮传动设计： （ 1） -轴： 按齿轮弯曲疲劳计算： 332jw 其中： 大齿轮的计算转速； Z 为大齿轮齿数； 由以上计算可知： ； 332jw = 按齿面点蚀计算： 3 取 A=73； 由中心距 A 及齿数计算模数： 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 32221 m j 圆整为 2模数 m 取 较大值。 结合实际作图第一组齿轮模数取 m=3； (2) - 轴： 按齿轮弯曲疲劳计算： 332jw 其中： 大齿轮的计算转速； Z 为大齿轮齿数； 332jw = 按齿面点蚀计算： 3 取 A=101； 由中心距 A 及齿数计算模数： 012221 m j 圆整为0.3 模数 m 取 较大值。故第一变数组齿轮模数因取 m= (3) -轴： 按齿轮弯曲疲劳计算： 332jw 其中： 大齿轮的计算转速； Z 为大齿轮齿数； 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 由以上计算可知： ； 332jw = 按齿面点蚀计算： 3 取 A=109； 由中心距 A 及齿数计算模数： 092221 m j 模数 m 取 较大值。故齿轮模数因取 m=4； 变速组 -轴 -轴 -轴 模数 m 3 3 4 由公式 )( 为模数； mm 得： 第一套啮合齿轮 53105 ）（B 第二套啮合齿轮 53105 ）（B 第三套啮合齿轮 0 m 04105 ）（B 一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应使小齿轮齿宽比相齿合的另一齿轮宽一些。 标准齿轮参数： *2 0 h 1 c 0 . 2 5 度 ， ， 从机械原理表 5得以下公式 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 齿顶圆直径 2+(= *1 ； 齿根圆直径 22( 1 ； 分度圆直径 ； 齿顶高 = ； 齿根高 +(= * ； 齿轮的具体值 见下表： 3 22 20 66 72 2 20 126 132 2 15 186 192 2 15 126 132 数 齿数 齿宽 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径齿顶高 齿根高 3 28 20 84 90 5 20 105 111 2 20 126 132 6 15 168 174 9 15 147 153 2 15 126 132 买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 4 17 25 68 76 58 4 5 56 25 224 232 214 67 20 268 276 258 28 20 112 120 102 )(1262 168842 )( 21 ； )(12 62 6618 6 ； )(1 6 82 2 6 868 ； 3. 轴的设计与校核： （ 1）确定主轴的计算转速： 由转速图可知：主轴的计算转速是低速第一个三分之一变速范围的最高以转速，即 25 同理可得各传动轴的计算转速 ： 轴 计算转速r/000 500 180 125 （ 2）确定各齿轮的计算转速： 传动组 c 中， 17/67 只需计算 z = 17 的齿轮，计算转速为 r/ 56/28 只需计算 z = 28 的齿轮，计算转速为 250r/ 传动组 b 计算 z = 22 的齿轮，计算转速为 355r/ 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 传动组 a 应计算 z = 28 的齿轮，计算转速为 710r/ （ 3）核算主轴转速误差： 642/4242/42180/1251440实 000标 %5%001400 )100)(标标实 即主轴转速合适。 （ 4）各轴的功率： 取各传动件效率如下： 带传动效率： 轴承传动效率： 齿轮传动效率： 则有各传动轴传递功率计算如下： d d 321 2 d 3231 32 d 4341 32 （ 5）计算各轴的输入转矩： 由机械原理可知转矩计算公式为： 9550)(95509550 )(1 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 )(321 2 )(3231 32 )(4341V 32 以上计算数据总结如下： 传动轴 电机轴 传动功率 递转矩 6）传动轴的直径估算： 当轴上有键槽时， d 值应相应增大 4 5%;当轴为花键轴时，可将估算的 d 值减小 7%为花键轴的小径 ;空心轴时， d 需乘以计算系数 b，b 值见机械设计手册。 轴有键槽， 轴和 轴因为要安装滑移齿轮所以都采用花键轴 ,有键槽并且轴为空心轴 的直径取值： a.轴的设计计算 : （ 1）选择轴的材料 由文献 1中的表 11表 11用 45 号钢，调质处理，硬度2 1 7 2 2 5 ， M P a ， M P ， M P 。 （ 2）按扭矩初算轴径 根据文献 1中式（ 11并查表 11 C=115，则 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 =115=虑有键槽和轴承，轴加大 5%： d=（ 1+5%） 以取 d=20mm b. 轴的设计计算 : （ 1）选择轴的材料 由文献 1中的表 11表 11用 45 号钢，调质处理，硬度2 1 7 2 2 5 ， M P a ， M P ， M P 。 （ 2）按扭矩初算轴径 根据文献 1中式（ 11并查表 11 C=115，则 =115=虑有键槽，轴加大 5%： d=（ 1+5%） 以取最小 d=25mm c. 轴的设计计算 : （ 1）选择轴的材料 由文献 1中的表 11表 11用 45 号钢，调质处理，硬度2 1 7 2 2 5 ， M P a ， M P ， M P 。 (2）按扭矩初算轴径 根据文献 1中式（ 11并查表 11 C=115，则 =115=虑到有键槽和轴承，轴加大 5%： d=（ 1+5%） d=35根据以上计算各轴的直径取值如下表示： 轴 轴 轴 轴 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 最小轴径值 20 25 35 （ 7）轴的结构设计及校核计算： （ 1）确定轴各段直径和长度： 1L 段：安装圆锥滚子轴承， ；21；2511 2L 段：安装两个个双联齿轮块，同时利用轴肩定位轴承，由轴肩计算公式 h=（ =（ 25=以取；260；有结构确定30 22 ； 3L 段：安装圆锥滚子轴承， ；21；2533 （ 2）轴的强度校核： 轴的校核主要校核危险截面已知轴齿轮 6、齿轮 8 数据如下： ；右左 求圆周力： ；径向力 ta F ； 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 ；a a a a 轴承支反力： ； 右左 对轴的支反力： ；齿轮 8 对轴的支反力： ；垂直面的弯矩： ；：齿轮；：由以上计算可知危险截面在轴的右端齿轮 6 处，跨距 282径为 48； 轴承的支反力： ；水平面弯矩： 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 ；左 3 9 61 0 5 合成弯矩： ；3 7 22221已知转矩为： ； 转矩产生的剪力按脉动循环变化，取； 截面 C 处的当量弯矩： ;( 22c c 校核危险截面 C 的强度 ；M P 136c则有该轴强度满足要求。 同理可知，按照此方法校核其他传动 轴，经检验，传动轴设计均符合要求。转矩图 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 4. 主轴设计计算及校核 : 主轴上的结构尺寸虽然很多，但起决定作用的尺寸是：外径 D、孔径 d、悬伸量 a 和支撑跨距 L。 主轴的外径尺寸，关键是主轴前轴颈直径 1D 。一般按照机床类型、主轴传递的功率或最大加工直径，参考表 3取 1D 。最大回转直径250床， P=4机械制造装备设计 表 3轴颈应购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 105701 D ,初选 01 ,后轴颈12 ) 取 02 。 很多机床的主轴是空心的，为了不过多的削主轴刚度，一般应保证 d/D 02 70902 21 取 ) 经计算选取内孔直径 d=46 a: 减小主轴前端伸长量对提高提高主轴组件的旋转精度、刚度、和抗震性有显著效果，因此在主轴设计时，在满足结构的前提下，应最大 限 度 的 缩 短 主 轴 悬 伸 量 a 。根据结构 , 定 悬 伸 长 度490) ;取 a=100 : 最佳跨距 350200)(0 取值 000 合理跨距 050225) ；取值 00 。 机床在切削加工过程中，主轴的负荷较重，而允许的变形由很小，因此决定主轴结构尺寸的主要因素是它的变形大小。对于普通机床的主轴，一般只进行刚度验算。通常能满足刚度要求的主轴，也能满足强度要求。只有重载荷的机床的主轴才进行强度验算。对于高速主轴，还要进行临界转速的验 算，以免发生共振。 一弯曲变形为主的机床主轴 (如车床、铣床 )，需要进行弯曲刚度验算，以扭转变形为主的机床（如钻床），需要进行扭转刚度验算。当前主购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 轴组件刚度验算方法较多，没能统一，还属近似计算，刚度的允许值也未做规定。考虑动态因素的计算方法，如根据部产生切削颤动条件来确定主轴组件刚度，计算较为复杂。现在仍多用静态计算法，计算简单，也较适用。 主轴弯曲刚度的验算；验算内容有两项：其一，验算主轴前支撑处的变形转角 ，是否满足轴承正常工作的要求 ；其二，验算主轴悬伸端处的变形位移 y，是否满足加工精度的要求。对于粗加工机床需要验算 、 y 值；对于精加工或半精加工机床值需验算 y 值；对于可进行粗加工由能进行半精的机床（如卧式车床），需要验算 值，同时还需要按不同加工条件验算 y 值。 支撑主轴组件的刚度验算，可按两支撑结构近似计算。如前后支撑为紧支撑、中间支撑位松支撑，可舍弃中间支撑不计（因轴承间隙较大，主要起阻尼作用 ，对刚度影响较小）；若前中支撑位紧支撑、后支撑为松支撑时，可将前中支距 1L 当做两支撑的之距计算，中后支撑段主轴不计。 机床粗加工时，主轴的变形最大，主轴前支撑处的转角有可能超过允许值，故应验算此处的转角。因主轴中 (后 )支撑的变形一般较小，故可不必计算。 在近似计算中可不计轴承变形的影响，则该平面内主轴前支撑处的转角用下式计算； )1()1(31)1(a a 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 切削力 F 的作用点到主轴前支承支承的距离 S=a+W，对于普通车床， W= H 是车床中心高，设 H=200 则： S=100+80量切削力的计算： 0100 主轴惯性矩 )(4 e 式中： 主轴孔径；);(64;）主轴支撑段的惯性矩（,）主轴当量外径（;主轴材料的弹性模量（);主轴有关尺寸（、；)(主轴悬伸量支撑反力系数；主轴前支撑反力矩；可忽略不计；车床、磨床），若轴向切削力较小（如),(轴向切削力引起力偶矩;）（作用于主轴上的传动力主轴传递全部功率时，）；切削力（作用于主轴端部的当量主轴传递全部功率时，4447 )1()1(3 1 b cF a 因为 ；所以可知主轴前支撑转角满足要求。 5. 片式摩擦离合器的选择和计算： 片式摩擦离合器目前在机床中应用广泛，因为它可以在运转中接通或脱开，具有结合平稳、没有冲击、结构紧凑的特点，部分零件已经标准化，多用于机床主传动。 （ 1）摩擦片的径向尺寸 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 摩擦片的外径尺寸受 到轮廓空间的限制，且受制于轴径 d，而摩擦片的内外径又决定着内外摩擦片的环形接触面积的大小，直接影响离合器的结构和性能。 一般外摩擦片的外径可取： 62(1 d 为轴的直径，取 d=25， 所以 1D 25+5=30性系数 是外片内径 1D 与内片外径 取 =内摩擦片外径 012 （ 2）按扭矩选择摩擦片结合面的数目 一般应使选用和设计的离合器的额定静扭矩 额定动扭矩足工作要求，由于普通机床是在空载下启动反向的，故只需按离合器结合后的静负载扭矩 来计算。根据机械制造装备设计课程设计有公式。即： 式中 速度修正系数，由表 每小时结合数修正系数，干式取 1，式按表 取。 摩擦面对数修正系数。 044( 0 0 3 取 Z=7 故摩擦片总数为 Z+1=8 片，内摩擦片为 9 片。 用同样的方法可以算出反转摩擦片数：外摩擦片 4 片，内摩擦片购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 5 片。 （ 3）离合器的轴向拉紧力 由得： 044(2 Q 查机床零件手册，摩擦片 的型号如下： 内片： 表取： D=44d=26mm b=3= =片： 表取： D=86d=30mm b=2=20=481=42 =外片的最小间隙为： （ 1）各传动轴轴承选取的型号： 主轴 前 支承： 圆锥孔双列圆柱滚子轴承 : 0 140 37； 后支撑 ： 列圆锥滚子轴承 : 0 110 66； 轴 带轮处 ： 307 深沟球轴承 轴 5 80 21； 轴与 箱体处： 304 0 52 15； 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 齿轮： 7305C 角接触轴承 0 52 15； 轴 前、后支承： 7304E 圆锥滚子轴承 5 72 17； 轴 前 、 后 支 承 ： 7307E 圆 锥 滚 子 轴 承 5 80 21； （ 2）各传动轴轴承的校核： 假定：按两班制工作，工作 期限 10 年，每年按 300 天计， T=48000h。 依据机械设计轴承校核公式如下： ；寿命系数，；轴承的计算转速；速度系数，；，对滚子轴承寿命指数，对球轴承；，一般取滚动轴承的许用寿命；额定动载荷；额定寿命；或500m i n/310031031500010000)()(500径向、轴向系数；、）；轴向负荷（）；径向负荷（；），当量动载荷（齿轮轮换工作系数；转化变化系数；功率利用系数；使用系数；轴 轴承校核： 已知选用轴承为：深沟球轴承 304 0 52 15； 基本额定动载荷 r ；由于该轴的转速为定值 1000r/购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 据设计要求应对 轴末端轴承进行校核。 最小齿轮直径 432828 ； 轴 转矩 )(1 齿轮受到的切向力 t 齿 0 轮受到的轴向力 t 齿轮受到的径向力 因此轴承当量动载荷 r 0 0 9 5 0 4 6）00)(500；因此该轴承符合要求，选取合适。同理可校核其他传动轴轴承，经校核各轴轴承选取均合适。 （ 3）轴上的键的选用和强度校核： 轴与齿轮的联接采用普通平键联接，轴径 d=48轮厚 度L=递扭矩 267840 ；选用 A 型平键，初选键型号为 791 09 6,7014 )(70 。 查 机 械 设 计 表 7M P 0,1 0 0 。由机械设计式（ 7式（ 7 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 M P p 11001448/(2 6 7 8 4 04/4 由上式 计算可知挤压强度满足。 M P 11001448/(2 6 7 8 4 02/2 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=80轮快厚度 L=95递扭矩 357230 ；选用 A 型平键，由于主轴空心所以选择键 791096,801422 )(80 。查机械设计表7 M P 0,1 0 0 。由机械设计式（ 7式（ 7 M P P 1 1 001480/(3 5 7 2 3 04/4 由上式计算可知挤压强度满足。 M P 1 1 002280/(3 5 7 2 3 02/2 由上式计算可知抗剪切强度满足。 五轴承端盖设计 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为螺钉直径；为轴承外径；由结构确定；36430533023030)42()1510(购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 来设计主轴箱端盖，材料采用 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 ) 六箱体的结构设计 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 度要求较高的箱体用 有热变形要求小的情况下才采用合金铸铁，采用 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。 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。 名称 符号 尺寸关系 箱座壁厚 15 购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 主轴左侧凸缘厚 1b 73 箱座凸缘厚 b 32 主轴右侧凸缘厚 2b 37 外箱壁至轴承端面距离 1l 12( 5 1 0 ) 齿轮顶圆与内箱壁距离 1 18 齿轮端面与内箱 壁距离 2 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。 七润滑与密封 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 8 米 /秒，贱油件浸油深为 10 20购买后包含有 纸和说明书 ,咨询 Q 197216396 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 箱体上外漏的最低位置的孔应高出油面。 轴与法兰盖的间隙要适当，通常直径方向间隙 1 米。 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。 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 毫米。 2、润滑油的选择 润滑油的选择与轴承的类型、尺寸、运转条件有关，速度高选粘度低的， 反之选粘度高的。润滑油粘度通常根据主轴前颈和主轴最高转速购买后包含有 纸和说 车床的主传动系统设计任务书 1. 最大加工直径为 250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/ 最大转速 2000 最小转速 45 公比 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。 2） 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）。 3） 绘制下列图纸： 机床主传动系统图（画在说明书上）。 主轴箱部件展开图及主要剖面图。 主轴零件图。 4） 编写设计说明书 1 份。 绪论 主传动系统的设计是机床设计中非常重要的组成部分，本次设计主要从机床的级数入手，与结构式，结构网拟定，再到齿轮和轴的设计，再选择主传动配合件对轴和齿轮及配合件进行校核，将主传动方案“结构化”，设计主轴变速箱装配图及零件图，侧重进行传动轴组件、主轴组件、变速机构、箱体、润滑、与密封、传动轴及滑移齿轮零件的设计，完成设计任务。 本次突 出了机构设计的要求，在保证机床的基本要求下，根据机床设计的原则拟定结构式和结构网，对机床的机构进行精简，力求降低生产成本；主轴和齿轮设计在满足强度要求的同时材料的选择也应采用折中的原则，不选择过高强度的材料从而造成浪费。 一设计目的 通过机床主运动机械变速传动系统得结构设计，在拟定传动和变速的结构方案过程中，得到设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。 二普通车床主 动传动系统参数的拟定 最大加工直径为 D= 250轴最高转速 =2000r/ 最低转速 =45r/动机的功率为 4 此经济型数控车床根据任务书上提供的条件，电动机的功率为4择电动机的型号为 动机具体数据如下表所示： 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 440r/4 级 1500r/ 根据任务书提供的条件，可知传动公比 = 根据机械制造装备设计由公式： 1 则有： Z= 转速范围 52000 =上述综合可得 此可知机床主轴共有 12级。 因为 =根据机械制造装备设计查表标准数列。首先找到最小极限转速 45，再每跳过 5 个数（ 取一个转速，即可得到公比为 数列： 45、 63、 90、 125、 180、 250、 355、500、 710、 1000、 1400、 2000 r/ 根据以上的计算和设计任务书可得到本次设计车床的基本参数： 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数表 最大加工直径 最高转速( 最低转速( 电机功率P（ 公比 转速级数Z 250 2000 45 4 2 三运动设计 1. 拟定传动方案： 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型式、变速类型。传动方案和型式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。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。 2. 确定结构式： 由 Z=12 可得： 12=3 2 2 12=2 3 2 12=2 2 3 主变速传动系从电动机到主轴，通常为降速传动，接近电动机的传动转速较高，传动的转矩较小，尺寸小一些，反 之，靠近主轴的传动件转速较低，传递的转矩较大，尺寸就较大。因此在拟定主变速传动系时，应尽可能将传动副较多的变速组安排在前面，传动副数少的变速组放在后面，使主变速传动系中更多的传动件在高速范围内工作，尺寸小一些，以节省变速箱的造价，减小变速箱的外形尺寸；也就是满足传动副前多后少的原则，因此确定传动方案为： 12=3 2 2； 由 12=3 2 2 传动式可得 6 种结构式和对应的结构网。分别为： 361631 22312 22312 124214 22312 22312 612162 22312 22312 依据传动顺序与扩大顺序相一致的原则选择方案为：631 22312 ； 3. 设计结构网： 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。 依据中间轴变速范围小的原则设计设计结构网如下所示： 检查传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组： 82 / 0 . 2 5/m i a a 1012(6)1(2 22 其中 ， 62 X ，22 P ； 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。 4. 确定各轴转速： 1总降速变速比 i=45/1440=电动机转速 440 不符合转速数列标准，因而增加一定比变速副。 2变速轴轴数 = 变速组数 + 定比变速副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。 3在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按变速顺序依次设为、（主轴）。与、与、与轴之间的变速组分别设为 a、 b、 c。现由（主轴）开始，确定、轴的转速。 已知各级转速如下： 2000、 1400、 1000、 710、 500、 355、 250、 180、 125、 90、 63、 45、r/ 先来确定轴的转速 变速组 c 的变速范围为 10,8841.1 m a R ，故两个传动副的传动比必然是两个极限值： 41 141 112 22 合结构式，轴的转速只有一种可能： 180、 250、 355、 500、 710、 1000。 确定轴的转速 变速组 b 的级比指数为 3，希望中间轴转速较 小，因而为了避免升速，又不致变速比太小，可取 12的转速确定为： 500、 710、 1000。 定轴的转速 对于轴，其级比指数为 1,可取： 1 21 =21 21 = 11 确定轴转速为 1000； 电动机与轴的定变传动比 440 i ； 转速图： 6. 确定各变速组传动副齿轮齿数： 确定齿轮齿数的原则和要求： 齿轮的齿数和 应过大；齿轮的齿数和 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. 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%（ %， 即： ）（理 实理 110 n% 理n 实n 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 小齿轮的齿数可以从机械制造装备设计表 3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机械制造装备设计主编赵雪松、任小中、于华）查得 传动组 a: 由 2/1/1 21 1/13 2/1/1 21 ： 66、 69、 72、 75、 78、 81、 84、 86、 87 ： 72、 73、 75、 77、 79、 80、 82、 84、 85、 87、 1/13 ： 70、 72、 74、 76、 78、 80、 82、 84、 86、 88、 可取 4,于是可得轴齿轮齿数分别为： 28、 35、 42。 于是 56/241 49/352 42/423 齿轮 123I 轴齿数 28 35 42 84 轴齿数 56 49 42 传动组 b： 由 1/12 ： 69、 72、 73、 76、 77、 80、 81、 84、87 1/12 ： 70、 72、 74、 76、 78、 80、 82、 84、 86 可取 4，于是可得轴上双联齿轮的齿数分别为： 22、 42。 于是 62/221 42/422 得轴上两齿轮的齿数分别为： 62、42。 齿轮 12轴齿数 22 42 84 轴齿数 62 42 传动组 c: 查表 84/11 22 4/11 ： 80、 81、 84、 85、 89、 90、 94、 95 22 ： 72、 75、 78、 81、 84、 86、 87、 89、 90 取 4. 4/11 降速传动，取轴齿轮齿数为 17； 22 升速传动，取轴齿轮齿数为 28。于是得 67/171 28/562 齿轮数据如下表所示： 齿轮 12轴齿数 17 56 84 轴齿数 67 28 7. 绘制传动系统图： 四动力设计 1. 带传动设计： V 带传 动中，轴间距 A 可以加大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定比传动。电动机转速n=1440r/递功率 P=4动比 i=班制，一天运转 16小时，工作年数 10 年。 (1)确定计算功率： 由机械设计 156P 表 8作情况系数 得 由机械设计公式（ 8： )( 因此根据 1n 由机械设计 157P 图 8通 V 带轮选型图选用 (2)确定带轮的基准直径 D ， D 带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径 D 不宜过小，即 =75机械设计 157P 表 8 8 15P 表 8主动小带轮基准直径 D =125 由机械设计 150P 公式 (8式： 11212 式中： n n 般取 故 由机械设计 157P 表 8圆整为 180 (3)验算带速度 V， 按机械设计 150P 式（ 8算带的速度 V= 0060 1 4 0060 11 所以 05 ，故带速合适。 (4)初定中心距 0A 带轮的中心距，通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选 取：根据机械设计经验公式（ 8 )(2)(1021 125+180） 0A 2（ 125+180） 即： 0A 610；取 0A =600(5) V 带的计算基准长度 L 由机械设计公式（ 8算带轮的基准长度： 02122100 422 A 代入数据为： 2600+(125+180)+=机械设计表 8整到标准的基准长度 取整为 17506)确定实际中心距 按机械设计 158P 公式（ 8算实际中心距 = 0A + 2 0 =600+=7)验算小带轮包角 1 根据机械设计 158P 公式（ 8 = 故主动轮上包角合适 . (8)确定三角带根数 Z 根据机械设计 158P 式（ 8 Z= 查表机械设计 153P 表 8 i= 得 0p = 表机械设计表 8 =表机械设计表 8度系数 Z 取整即带数 Z=3 根； (9)计算预紧力 查机械设计表 8q=m 由机械设计式（ 8 20 ) 0 0 其中： 带的变速功率 , m/s； kg/m；取 q=m。 v = 1440r/ s。 00 20 （ 10）计算作用在轴上的压轴力 根据机械设计式（ 8 p 403220 （ 11）带轮结构设计： V 带轮的结 构 形 式 与 基 准 直 径 有 关 ， 因 为100且300250 1 所以采用腹板式结构，查 3机械设计机械设计基础课程设计表 9得出大带轮结构尺寸如下： 齿轮传动设计： （ 1） -轴： 按齿轮弯曲疲劳计算： 332jw 其中： 大齿轮的计算转速； Z 为大齿轮齿数； 由以上计算可知： ； 332jw = 按齿面点蚀计算： 3 取 A=73； 由中心距 A 及齿数计算模数： 32221 m j 圆整为 2模数 m 取 较大值。 结合实际作图第一组齿轮模数取 m=3； (2) -轴： 按齿 轮弯曲疲劳计算： 332jw 其中： 大齿轮的计算转速； Z 为大齿轮齿数； 332jw = 按齿面点蚀计算： 3 取 A=101； 由中心距 A 及齿数计算模数： 012221 m j 圆整为0.3 模数 m 取 较大值。故第一变数组齿轮模数因取 m= (3) -轴： 按齿轮弯曲疲劳计算： 332jw 其中： 大齿轮的计算转速； Z 为大齿轮齿数； 由以上计算可知： ； 332jw = 按齿面点蚀计算： 3 取 A=109； 由中 心距 A 及齿数计算模数： 092221 m j 模数 m 取 较大值。故齿轮模数因取 m=4； 变速组 -轴 -轴 -轴 模数 m 3 3 4 由公式 )( 为模数； mm 得： 第一套啮合齿轮 53105 ）（B 第二套啮合齿轮 53105 ）（B 第三套啮合齿轮 0 m 04105 ）（B 一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应使小齿轮齿宽比相齿合的另一齿轮宽一些。 标准齿轮参数： *2 0 h 1 c 0 . 2 5 度 ， ， 从机械原理表 5得以下公式 齿顶圆直径 2+(= *1 ； 齿根圆直径 22( 1 ； 分度圆直径 ； 齿顶高 = ； 齿根高 +(= * ； 齿轮的具体值见下表： 3 22 20 66 72 2 20 126 132 2 15 186 192 2 15 126 132 17 25 68 76 58 4 5 56 25 224 232 214 67 20 268 276 258 28 20 112 120 102 模数 齿数 齿宽 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径齿顶高 齿根高 3 28 20 84 90 5 20 105 111 2 20 126 132 6 15 168 174 9 15 147 153 2 15 126 132 )(1262 168842 )( 21 ； )(1 2 62 661 8 6 ； )(1 6 82 2 6 868 ； 3. 轴的设计与校核： （ 1）确定主轴的计算转速： 由转速图可知：主轴的计算转速是低速第一个三分之一变速范围的最高以转速，即 25 同理可得各传动轴的计算转速： 轴 计算转速r/000 500 180 125 （ 2）确定各齿轮的计算转速： 传动组 c 中， 17/67 只需计算 z = 17 的齿轮，计算转速为 r/ 56/28 只需计算 z = 28 的齿轮，计算转速为 250r/ 传动组 b 计算 z = 22 的齿轮，计算转速为 355r/ 传动组 a 应计算 z = 28 的齿轮，计算转速为 710r/ （ 3）核算主轴转速误差： 642/4242/42180/1251440实 000标 %5%001400 )100)(标标实 即主轴转速合适。 （ 4）各轴的功率： 取各传动件效率如下： 带传动效率： 轴承传动效率： 齿轮传动效率： 则有各传动轴传递功率计算如下： d d 321 2 d 3231 32 d 4341 32 （ 5）计算各轴的输入转矩： 由机械原理可知转矩计算公式为： 9550)(95509550 )(1 )(321 2 )(3231 32 )(4341V 32 以上计算数据总结如下： 传动轴 电机轴 传动功率 递转矩 6）传动轴的直径估算： 当轴上有键槽时， d 值应相应增大 4 5%;当轴为花键轴时，可将估算的 d 值减小 7%为花键轴的小径 ;空心轴时， d 需乘以计算系数 b，b 值见机械设计手册。 轴有键槽， 轴和 轴因为要安装滑移齿轮所以都采用花键轴 ,有键槽并且轴为空心轴 ： a.轴的设计计算 : （ 1）选择轴的材料 由文献 1中的表 11表 11用 45 号钢，调质处理，硬度2 1 7 2 2 5 ， M P a ， M P ， M P 。 （ 2）按扭矩初算轴径 根据文献 1中式（ 11并查表 11 C=115， 则 =115=虑有键槽和轴承，轴加大 5%： d=（ 1+5%） 以取 d=20mm b. 轴的设计计算 : （ 1）选择轴的材料 由文献 1中的表 11表 11用 45 号钢，调质处理，硬度2 1 7 2 2 5 ， M P a ， M P ， M P 。 （ 2）按扭矩初算轴径 根据文献 1中式（ 11并查表 11 C=115，则 =115=虑有键槽，轴加大 5%： d=（ 1+5%） 以取最小 d=25mm c. 轴的设计计算 : （ 1）选择轴的材料 由文献 1中的表 11表 11用 45 号钢，调质处理，硬度2 1 7 2 2 5 ， M P a ， M P ， M P 。 (2）按扭矩初算轴径 根据文献 1中式（ 11并查表 11 C=115，则 =115=虑到有键槽和轴承，轴加大 5%： d=（ 1+5%） d=35根据以上计算各轴的直径取值如下表示： 轴 轴 轴 轴 最小轴径值 20 25 35 （ 7）轴的结构设计及校核计算： （ 1）确定轴各段直径和长度： 1L 段：安装圆锥滚子轴承， ；21；2511 2L 段：安 装两个个双联齿轮块，同时利用轴肩定位轴承，由轴肩计算公式 h=（ =（ 25=以取；260；有结构确定30 22 ； 3L 段：安装圆锥滚子轴承， ；21；2533 （ 2）轴的强度校核： 轴的校核主要校核危险截面已知轴齿轮 6、齿轮 8 数据如下： ；右左 求圆周力： ；径向力 ta F ； ；a a a a 轴承支反力： ； 右左 对轴的支反力： ；齿轮 8 对轴的支反力： ；垂直面的弯矩： ；：齿轮；：由以上计算可知危险截面在轴的右端齿轮 6 处，跨距 282径为 48； 轴承的支反力： ；水平面弯矩： ；左 3 9 61 0 5 合成弯矩： ；3 7 22221已知转矩为： ； 转矩产生的剪力按脉动循环变化，取； 截面 C 处的当量弯矩： ;( 22c c 校核危险截面 C 的强度 ；M P 136c则有该轴强度满足要求。 同理可知，按照此方法校核其他传动轴，经检验 ，传动轴设计均符合要求。转矩图 4. 主轴设计计算及校核 : 主轴上的结构尺寸虽然很多，但起决定作用的尺寸是：外径 D、孔径 d、悬伸量 a 和支撑跨距 L。 主轴的外径尺寸，关键是主轴前轴颈直径 1D 。一般按照机床类型、主轴传递的功率或最大加工直径，参考表 3取 1D 。最大回转直径250床， P=4机械制造装备设计表 3前轴颈应105701 D ,初选 01 ,后轴颈12 ) 取 02 。 很多机床的主轴是空心的，为了不过多的削主轴刚度，一般应保证 d/D 02 70902 21 取 ) 经计算选取内孔直径 d=46 a: 减小主轴前端伸长量对提高提高主轴组件的旋转精度、刚度、和抗震性有显著效果，因此在主轴设计时，在满足结构的前提下，应最大 限 度 的 缩 短 主 轴 悬 伸 量 a 。根据结构 , 定 悬 伸 长 度490) ;取 a=100 : 最佳跨距 3 5 02 0 0)(0 取值 000 合理跨距 050225) ；取值 00 。 机床在切削加工过程中，主轴的负荷较重，而允许的变形由很小，因此决定主轴结构尺寸的主要因素是它的变形大小。对于普通机床的主轴，一般只进行刚度验算。通常能满足刚度要求的主轴，也能满足强度要求。只有重载荷的机床的主轴才进行强度验算。对于高速主轴，还要进行临界转速的验算，以免发 生共振。 一弯曲变形为主的机床主轴 (如车床、铣床 )，需要进行弯曲刚度验算，以扭转变形为主的机床（如钻床），需要进行扭转刚度验算。当前主轴组件刚度验算方法较多，没能统一，还属近似计算，刚度的允许值也未做规定。考虑动态因素的计算方法，如根据部产生切削颤动条件来确定主轴组件刚度，计算较为复杂。现在仍多用静态计算法，计算简单，也较适用。 主轴弯曲刚度的验算；验算内容有两项：其一，验算主轴前支撑处的变形转角 ，是否满足轴承正常工作的要求；其二，验 算主轴悬伸端处的变形位移 y，是否满足加工精度的要求。对于粗加工机床需要验算 、 y 值；对于精加工或半精加工机床值需验算 y 值；对于可进行粗加工由能进行半精的机床（如卧式车床），需要验算 值，同时还需要按不同加工条件验算 y 值。 支撑主轴组件的刚度验算，可按两支撑结构近似计算。如前后支撑为紧支撑、中间支撑位松支撑，可舍弃中间支撑不计（因轴承间隙较大，主要起阻尼作用，对刚度影 响较小）；若前中支撑位紧支撑、后支撑为松支撑时，可将前中支距 1L 当做两支撑的之距计算，中后支撑段主轴不计。 机床粗加工时，主轴的变形最大，主轴前支撑处的转角有可能超过允许值，故应验算此处的转角。因主轴中 (后 )支撑的变形一般较小，故可不必计算。 在近似计算中可不计轴承变形的影响，则该平面内主轴前支撑处的转角用下式计算； )1()1(31)1(a a 切削力 F 的作用点到主轴前支承支承的距离 S=a+W，对于普通车床， W= H 是车床中心高，设 H=200 则： S=100+80量切削力的计算： 0100 主轴惯性矩 )(4 e 式中： 主轴孔径；);(64;）主轴支撑段的惯性矩（,）主轴当量外径（;主轴材料的弹性模量（);主轴有关尺寸（、；)(主轴悬伸量支撑反力系数；主轴前支撑反力矩；可忽略不计；车床、磨床），若轴向切削力较小（如),(轴向切削力引起力偶矩;）（作用于主轴上的传动力主轴传递全部功率时，）；切削力（作用于主轴端部的当量主轴传递全部功率时，4447 )1()1(3 1 b cF a 因为 ；所以可知主轴前支撑转角满足要求。 5. 片式摩擦离合器的选择和计算： 片式摩擦离合器目前在机床中应用广泛，因为它可以在运转中接通或脱开，具有结合平稳、没有冲击、结构紧凑的特点，部分零件已经标准化，多用于机床主传动。 （ 1）摩擦片的径向尺寸 摩擦片的外径尺寸受到轮廓空间 的限制，且受制于轴径 d，而摩擦片的内外径又决定着内外摩擦片的环形接触面积的大小，直接影响离合器的结构和性能。 一般外摩擦片的外径可取： 62(1 d 为轴的直径，取 d=25， 所以 1D 25+5=30性系数 是外片内径 1D 与内片外径 取 =内摩擦片外径 012 （ 2）按扭矩选择摩擦片结合面的数目 一般应使选用和设计的离合器的额定静扭矩 额定动扭矩足工作要求，由于普通机床是在空载下启动反向的，故只需按离合器结合后的静负载扭矩来计算。根 据机械制造装备设计课程设计有公式。即： 式中 速度修正系数，由表 每小时结合数修正系数，干式取 1，式按表 取。 摩擦面对数修正系数。 044( 0 0 3 取 Z=7 故摩擦片总数为 Z+1=8 片，内摩擦片为 9 片。 用同样的方法可以算出反转摩擦片数：外摩擦片 4 片，内摩擦片5 片。 （ 3）离合器的轴向拉紧力 由得： 044(2 Q 查机床零件手册，摩擦片的型号如下 ： 内片： 表取： D=44d=26mm b=3= =片： 表取： D=86d=30mm b=2=20=481=42 =外片的最小间隙为： （ 1）各传动轴轴承选取的型号： 主轴 前支承： 圆锥孔双列圆柱滚子轴承 : 0 140 37； 后支撑 ： 列圆锥滚子轴承 : 0 110 66； 轴 带轮处 ： 307 深沟球轴承 轴 5 80 21； 轴与 箱体处： 304 0 52 15； 齿轮： 7305C 角接触轴承 0 52 15； 轴 前、后支承： 7304E 圆锥滚子轴承 5 72 17； 轴 前 、 后 支 承 ： 7307E 圆 锥 滚 子 轴 承 5 80 21； （ 2）各传动轴轴承的校核： 假定：按两班制工作，工作期限 10 年 ，每年按 300 天计， T=48000h。 依据机械设计轴承校核公式如下： ；寿命系数，；轴承的计算转速；速度系数，；，对滚子轴承寿命指数，对球轴承；，一般取滚动轴承的许用寿命；额定动载荷；额定寿命；或500m i n/310031031500010000)()(500径向、轴向系数；、）；轴向负荷（）；径向负荷（；），当量动载荷（齿轮轮换工作系数；转化变化系数；功率利用系数；使
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