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含10张CAD图纸、说明书 自动攻丝机的设计【 张CAD图纸】 张CAD图纸】【 自动攻丝机设计 10张CAD图纸 CADCAD 自动攻丝机设计【 自动攻丝机的设计 张CAD图】 机设计CAD图纸

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毕业设计(论文)题 目： 自动攻丝机设计 摘 要本文主要进行的是自动攻丝机设计，该自动攻丝机在普通的小台式钻床机床上进行设计，设计机床得主传动变速系统时首先利用传动系统设计方法求出理想解和多个合理解。根据数控机床主传动系统及主轴功率与转矩特性要求，分析了机电关联分级调速主传动系统的设计原理和方法。从主传动系统结构网入手，确定最佳机床主轴功率与转矩特性匹配方案，计算和校核相关运动参数和动力参数。本说明书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中三联滑移齿轮传动特点的分析与研究，绘制零件工作图与主轴箱展开图及剖视图。关键词：分级变速;传动系统设计;传动副;结构网;结构式;齿轮模数;传动比29AbstractFirst, in order to obtain the ideal and more understanding of the design method of transmission system design of machine tool transmission system when the winner. According to the requirements of the main drive system of CNC machine tool and spindle power and torque characteristics, analysis of the design principle and method of mechanical and electrical connection and speed of main transmission system. Starting from the main drive system structure network, determine the optimum matching scheme of machine tool spindle power and torque characteristics, the calculation and verification of relevant motion parameters and dynamic parameters. Design steps and design method of this specification focuses on the main drive system of machine tool, according to the motion parameters have been determined by transmission center distance of expansion graph of the minimum as the goal, formulate transmission scheme transmission system, in order to obtain the optimal scheme and high design efficiency. In the main drive system of machine tool, in order to reduce the number of gears, simplify the structure, reduce the axial size, design method of the number of gear teeth is trial, join algorithm, design calculation of trouble and is not easy to find a reasonable. Through the research and analysis of the main drive system of triple slide gear characteristics, draw the part drawing and the spindle box expansion plan and section view.Key Words: classification of transmission; the transmission system; design; transmission; network structure; structure type; the module of gear; transmission ratio目 录摘 要IIAbstractIII1 绪论11.1 钻床简介11.2 钻床的发展及趋势11.3 自动攻丝机介绍21.4 本课题设计内容及要求32 自动攻丝机总体方案设计42.1 自动攻丝机的动力选择42.2 自动攻丝机的驱动方式42.3 自动攻丝机的动力性能比较52.4 自动攻丝机动力的计算与选择63 自动攻丝机设计83.1 运动参数及转速图的确定83.1.1转速范围83.1.2转速数列83.1.3确定结构式93.1.4确定结构网93.1.5绘制转速图和传动系统图103.2 确定各变速组此论传动副齿数104 自动攻丝机动力计算124.1 带传动设计124.2 计算转速的计算134.3 齿轮模数计算及验算144.4 常用材料及热处理144.5 传动轴最小轴径的初定194.6 主轴合理跨距的计算205 主要零部件的选择225.1 轴承的选择225.2 键的规格225.3 变速操纵机构的选择226 校核236.1 刚度校核236.2 轴承寿命校核247 结构设计及说明267.1 结构设计的内容、技术要求和方案267.2 展开图及其布置26结 论27参考文献28致 谢29 1 绪论1.1 钻床简介目前将机床分为12大类：车床、钻床、镗床、磨床、齿轮加工机床、螺纹加工机床、铣床、刨插床、拉床、特种加工机床、锯床及其他机床。在每一类机床中，又可以按照工艺范围、步型型式和结构等等，可以分为若干组，每一组又可以分为若干系列。如钻床又包括：坐标镗钻床、深孔钻床、摇臂钻床、台式钻床、立式钻床、卧式钻床、中心孔钻床及其他钻床。在上述的基本分类方法的基础上，还可以根据机床的其他特征进一步进行分类。同类型机床按照应用范围（通用性程度），可以分为通用机床（或者称万能机床）、专门化机床和专用机床三大类。其中通用机床是可以加工多种工件，完成多种多样工序的加工范围较广的机床，如卧式车床、摇臂钻床等等。摇臂钻床主要由立柱，摇臂，主轴箱，和底座等部分组成。主轴箱装在摇臂上，可沿立柱上下移动，以适应加工不同高度工件的要求。此外，摇臂还可以随外立柱在360范围回转，因此主轴很容易调整到所需要的加工位置。为了使主轴在加工时保持确定的位置，摇臂钻床还具有内立柱，摇臂及主轴箱的夹紧机构，当主轴的位置调整确定后，可以快速将它们夹紧。 摇臂钻床的其他变形如万向摇臂钻床摇臂和主轴箱可以回转或倾斜，使主轴可在空间任意方向都可以进行钻削，适用于重型机器，机车车辆，船舶和锅炉等制造业中加工大型工件。车式摇臂钻床的底座有车轮，可以在轨道上移动，适用于桥梁和机床等行业窄长形工件的孔加工。1.2 钻床的发展及趋势进入市场经济后，国内机床行业竞争日趋激烈，与中捷摇臂钻厂生产相同型号产品的企业有40多家，中捷摇臂钻厂产品领先优势受到挑战。为了应对挑战，中捷摇臂钻厂在产品卖得正火的时候，提出了进行跨越产品结构调整。第一，用先进技术改造传统产品。如普通摇臂钻床实现了五轴联动，价格由几万元上升到几十万元，达到中国摇臂钻床最高水平。第二，向国际先进水平靠拢，不断扩大产品领先优势。ZK系列、桥式和动桥系列产品，十几项技术居国内领先地位。ZK3050获得自主知识产权，并成为国家重点新产品；Z3580A万向摇臂钻，在任何空间、任意方向、任意位置上实现钻削功能，不仅填补了国内空白，在国外也不多见。在国际著名的芝加哥机床展览会上，中捷摇臂钻厂参展产品被一位美籍华商相中并当场拉走。德国、意大利、西腊、瑞典、伊朗等国家和地区纷纷提出做中捷牌摇臂钻的代理经销商。在上海国际机床展览会上，沈阳机床股份有限公司参展的数控钻铣床，同时被国内三家企业看好。摇臂钻床和大多数机床一样，将向数控自动化、机电一体化和智能化方向发展。摇臂钻床未来的发展趋势是：应用电子计算机技术，简化机械结构，提高和扩大自动化工作的功能，使机床适应于纳入柔性制造系统工作；提高功率主运动和进给运动的速度，相应提高结构的动、静刚度以适应采用新型刀具的需要，提高切削效率；提高加工精度并发展超精密加工机床，以适应电子机械、航天等新兴工业的需要。1.3 自动攻丝机介绍加工定制：否类型：工业台钻品牌：双龙型号：XX主电机功率：0.37（kw） 轴数量：单轴钻孔直径范围：1-13（mm） 主轴转速范围：480-4100（rpm） 主轴孔锥度：B16控制形式：人工适用行业：通用布局形式：立式适用范围：通用作用对象材质：金属产品类型：全新项目Z512-2最大钻孔直径12.7mm最大主轴行程100mm主轴端锥度B16主轴中心至立柱表面距离193mm工作台面尺寸165*265mm底座台面尺寸250*300mm主轴端至工作台面距离0330mm主轴端至底座面距离188556mm工作台升降行程主轴箱升降行程工作台在垂直平面内回转角度45主轴转速480,800,1400,2400,4100r/min电机*370或550外形尺寸(长宽高)688*380*1037mm净重97Kg1.4 本课题设计内容及要求1.完成自动攻丝机的结构设计，要求结构精小简单，外形尺寸控制在8050100（mm）内，2.轴数量:单轴；3.钻孔直径范围:13（mm）；4.主轴转速范围:4804100（rpm）5.控制形式:人工；6.适用行业:通用，7.布局形式:立式。2 自动攻丝机总体方案设计机械系统通常是由原动机、传动装置、工作机和控制操纵部件及其它辅助部件组成。工作机是机械系统中的执行部分，原动机是机械系统的中的驱动部分，传动装置则是把原动机和工作机有机地联系起来，实现能量传递和运动形式转换不可缺少的部分，而其中原动机在机械系统中所起的作用是：（1）把自然界的能源变成机械能；（2）把发电机等变能机所产生的各种形态的能量转换为机械能。2.1 自动攻丝机的动力选择常用原动机有以下三种运动形式，具体见表2-1：表2-1 原动机运动形式运动形式实例连续运动电动机、液压马达、气压马达、柴油机、汽油机往复运动直线电动机、汽缸、液压缸往复摆动摆动油缸、摆动汽缸2.2 自动攻丝机的驱动方式由一台原动机通过传动装置驱动执行机构工作，叫做单机集中驱动。而多机分别驱动自然而然是用多台原动机来驱动各执行机构工作。两种驱动方式中，单机集中驱动传动装置复杂，操作麻烦，功率大，但价格便宜。而多机分别驱动传动装置简单，电动机功率小，但成本比较高。1）必须考虑到工作机对原动机所提出的起动、过载、运转平稳性等方面的要求；2）必须考虑到其经济效益及其成本，这也是非常重要的一项。3）必须考虑到现场能源的供应情况及工作环境因素；4）必须考虑原动机的机械特性与工作机的匹配情况；5）必须考虑到维修是否方便，操作是否简单，工作是否可靠；2.3 自动攻丝机的动力性能比较表2-2 原动机性能比较类别电动机气缸马达液压马达柴油机尺寸较大较小较小较大功率及取范围功率大；0.31000KW，范围广功率比电动机大；一般在2.2KW以下，尤其适用于0.75KW以下的高速传动功率最大；受实际油压和马达尺寸的限制功率大；538000KW重量大比电动机大最大大输出刚度硬软较硬较硬运行温度控制温度应低于许应值排气时空气膨胀，噪声较大，排气处应安装消声器对油箱进行风冷或水冷调整方法和性能直流电动机用改变电枢电阻、电压或改变磁通的方法；交流电动机用变频、变极或变转差率的方法用气阀控制，简单，迅速，但不够精确通过阀或泵控制改变流量，调速范围大较难噪声小较大较大较大维护要求较少少较多较多初始成本低较高高高运转费用最低最高高高应用很广，需要动力电源小功率高速场合较广很广，如各种车辆，船舶、农用机械、工程机械和压缩机等等2.4 自动攻丝机动力的计算与选择钻床切削力的计算包括钻床主轴转矩计算和主轴轴向切削力的计算。由于加工材料为Q235钢，其属于碳素结构钢，钻头为高速钢麻花钻，加工方式为钻孔，所以查机床夹具设计手册得：钻床转矩计算公式如下： 式中， 切削力矩（NM） 钻头直径（mm） 每转进给量（mm） 修正系数轴向切削力的计算公式如下：式中， 轴向切削力（N） 钻头直径（mm） 每转进给量(mm) 修正系数已知被加工材料为Q235结构钢，结构钢和铸钢取=736MPa，D=13mm，=0.2mm，所以可分别计算出切削转矩和轴向切削为：=13.5 NM=2595 N由金属切削原理可知，主轴切削功率的计算公式为： 式中： 轴向切削力（N） 每转进给量(mm)n主轴固定转速（r/min） 切削力矩（NM）将以上数值代入公式中可计算出功率=0.25KW考虑到轴承传动效率（查得为0.99）和键传动效率（查得为0.98），所以可计算出钻床主轴要传递的功率P为：P=/(0.990.990.98)=0.37KW考虑到自动攻丝机的现场工作环境及工作需求，自动攻丝机的起动力矩和调速范围等要求，我选择电动机作为其原动机。由于生产机械装置及工作机所处的工作环境各不相同，电动机的 工作环境也自然而然就各不一样。在绝大多数情况下，电动机工作的周围大气中有不同分量的灰尘和水分，有的处于潮湿之处甚至水下工作，有的周围含有腐蚀性气体甚至爆炸物，为了保证电动机能在不同的工作环境中顺利地安全运行，电动机的外壳也就有多种型式，其型式有：开启式、防护式、封闭式、防爆式。由于自动攻丝机工作常处于灰尘较多的场合，其外壳选用封闭式，电动机型号为Y系列，Y801-4，额定功率0.55KW，满载转速1390r/min，额定转矩2.2Nm，质量17Kg。3 自动攻丝机设计3.1 运动参数及转速图的确定3.1.1转速范围拟定立式钻床的主传动系统的转速图，由总体设计方按可知：主轴的转速范围为4804100 r/min，选定公比中型通用机床，常用的公比为1.26或1.41，考虑到适当减小本钻床的相对速度损失，当按照=1.41计算时， 按标准转速数列为：475，670，950，1320，1900，2650，3750 r/min由于标准序列中没有480r/min,选择最接近的475 r/min，没有最高转速4100 r/min，选择最接近的4250 r/min考虑速度损失，取值4750 r/min。3.1.2转速数列当按照=1.26计算时，当按照=1.26计算时，重新计算 475，600，750，950，1180，1500，1900，2360，3000，3750，4750对于Z=11，可按照Z=12来计算。3.1.3确定结构式对于Z=11即Z=12=43，或Z=12=322-4,或Z=12=322。为了结构紧凑和主轴箱不过分的大，故选取Z=12=322-4.可分解为：Z=212224。3.1.4确定结构网根据“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,结构紧凑的原则,选取传动方案 Z=212224,易知第二扩大组的变速范围r=(P3-1)x=1.415=5.578 满足要求，其结构网如图2-1。已知该题设选用电机为二级调速电机，其分摊了0-1级的2个级别的变速。图2-1结构网 Z=2122243.1.5绘制转速图和传动系统图（1）选择电动机：采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。（2）绘制转速图 图2-2 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2-3：1-2轴最小中心距：A1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)轴最小齿数和:Szmin(Zmax+2+D/m)3.2 确定各变速组此论传动副齿数(1)Sz100-120,中型机床Sz=70-100(2)直齿圆柱齿轮Zmin18-20 图2-3 主传动系统图（7）齿轮齿数的确定。据设计要求Zmin1820,齿数和Sz100120，由表4.1，根据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数。4 自动攻丝机动力计算4.1 带传动设计输出功率P=0.55kw,转速n1=1390r/min,n2=1900r/min（1）确定计算功率: 按最大的数据计算P=0.55kw ,K为工作情况系数，查1表3.5. 取K=1.1 pd=kAP=0.55X1.1=0.65kw（2）选择V带的型号: 根据pd,n1=1390r/min参考1图表3.16及表3.3选小带轮直径，查表选择A型V带 d1=125mm（3）确定带轮直径d1,d2小带轮直径d1=125mm验算带速v=d1n1/(60X1000)=X1250X1420/(60X1000)=6.9m/s从动轮直径d2=n1d1/n2=1900X125/1420=90mm取d2=90mm查1表3.3计算实际传动比i=d2/d1=125/90=2.222（4）定中心矩a和基准带长Ld1初定中心距a00.7(d1+d2)a02(d1+d2)203a0580取ao=300mm2带的计算基准长度 Ld02a0+/2(d1+d2)+(d2-d1)2/4a02x300+/2(90+200)+(200-90)2/4X300650mm查1表3.2取Ld0=630mm3计算实际中心距 aa0+(Ld-Ld0)/2=300+(630-650)=290mm 4确定中心距调整范围 amax=a+0.03Ld=290+0.03X630=308.9mm amin=a-0.015Ld=290-0.015X630=280.55mm（5）验算包角:1=1800-（d2-d1）/aX57.30=1800-(180-90)/290X57.30=17201200（6）确定V带根数：确定额定功率：P0由查表并用线性插值得P0=0.15kw查1表37得功率增量P0=0.13kw查1表38得包角系数K=0.99查1表3得长度系数Kl=0.81确定带根数：Z=P/（P+P）KK=0.66/(1.05+0.13)X0.99X0.81=0.87取Z=14.2 计算转速的计算（1）主轴的计算转速nj，由公式n=n得，主轴的计算转速nj=70.9r/min，取80 r/min。(2). 传动轴的计算转速 轴2=224 r/min，轴1=315r/min。（2）确定各传动轴的计算转速。轴共有4级转速：160r/min、224 r/min、315 r/min、450 r/min。若经传动副Z/ Z传动主轴，则只有450r/min传递全功率；若经传动副Z4/ Z4传动主轴，全部传递全功率，其中160r/min是传递全功率的最低转速， 故其计算转速nj=160 r/min； 轴有1级转速，且都传递全功率，所以其计算转速nj=630 r/min。各计算转速入表3-1。表3-1 各轴计算转速轴 号 轴 轴 轴计算转速 r/min 63016080（3） 确定齿轮副的计算转速。齿轮Z装在主轴上共4级转速，其中只有80r/min传递全功率，故Zj=80 r/min。 齿轮Z装在轴上，共4级转速，但经齿轮副Z/Z传动主轴，则只有160r/min传递全功率，故Zj=160r/min。依次可以得出其余齿轮的计算转速，如表3-2。4.3 齿轮模数计算及验算从对齿轮的失效分析可知，为了使齿轮能够正常工作，应对齿轮的材料提出如下基本要求：（1）齿面应有足够的硬度和耐磨性，以防止齿面磨损、点蚀、胶合以及塑性变形等失效。（2）轮齿心部应有足够的强度和较好的韧性，以防止齿根折断忽然抵抗冲击载荷。（3）应有良好的加工工艺性能及热处理性能，以便加工和提高力学性能。4.4 常用材料及热处理适合制造齿轮的材料有很多，最常用的是钢、铸铁，有些场合也采用非金属材料。1、钢钢具有强度高、韧性好、便于制造和热处理等优点。大多数齿轮毛坯都采用优质碳素钢和合金钢通过锻造而成，并通过热处理改善和提高力学性能。按热处理后齿面硬度的不同，钢制齿轮分为软齿面齿轮和硬齿面齿轮两种。软齿面齿轮的齿面硬度小于或等于350HBS，通常适用于一般用途、中小功率以及精度要求不高的场合，例如一般用途的减速器。由于齿面硬度不高，这种齿轮的毛坯在进行调质或正火的热处理之后再进行精加工，一般采用插齿或滚齿等方法。对于一对软齿面的齿轮来说，在传动的过程中，小齿轮的轮齿啮合次数比大齿轮的多，同时小齿轮的齿根较薄，使得小齿轮的轮齿弯曲强度较弱。因此，通常使小齿轮的齿面硬度要比大齿轮的齿面硬度高3050HBS或更多，以保证大、小齿轮的使用寿命相接近。在一般情况下，通常选用不同的材料或不同的热处理可以实现这个要求。硬齿面齿轮的齿面硬度大于350HBS，常用于高速重载及受有冲击载荷的或要求结构紧凑的重要机械传动中，例如机床、汽车变速箱等。这种齿轮的毛坯在进行调质或正火后，进行精切齿，然后再进行表面淬火处理，使得齿轮的耐磨性提高，承载能力增大。硬齿面齿轮与软齿面齿轮比较，其综合承载能力可提高23倍。或者说，在相同的承载能力下，硬齿面的齿轮传动要比软齿面的结构尺寸小得多。所以，除非受到工艺或生产等条件的限制，一般情况下应尽可能采用硬齿面齿轮。2、铸钢对于齿轮的直径尺寸较大（大于400600mm），或结构复杂不易锻造的齿轮毛坯，可用铸钢来制造。例如低速、重载的矿山机械中的大齿轮。3、铸铁灰铸铁具有较好的减磨性和加工性能，而且价格低廉，但它的强度较低，抗冲击性能差，因此，常用于开式、低速轻载、功率不大及冲击振动的齿轮的传动中。球墨铸铁的力学性能和抗冲击能力较灰铸铁高，可代替灰铸铁、铸钢和调质钢铸造大直径齿轮。4、非金属材料非金属材料的弹性好，耐磨性好，可注塑成型，成本低，但承载能力小，适用高速轻载以及精度要求不高场合。例如食品机械、家电产品以及办公设备等。常用齿轮的材料见下表5-3：表5-3 常用齿轮的材料及其力学性能材料牌号热处理方法齿面硬度强度极限屈服极限主要应用优质碳素钢45正火160217HBS580290低速轻载调质217255HBS650360低速中载表面淬火4855HRC750450高速中载或低速重载50正火180220HBS620320冲击很小合金钢40Cr调质表面淬火240260HBS4855HRC700900550650中速中载高速中载无剧烈冲击42SiMn调质表面淬火217269HBS4555HRC750470高速中载无剧烈冲击20Cr渗碳淬火5662HRC650400高速中载承受冲击20CrMnTi渗碳淬火5662HRC1100850铸钢ZG310570正活表面淬火160210HBS4050HRC570320中速、中载、大直径ZG340640正火调质170230HBS240270HBS650700350380球墨铸铁QT600-2QT500-5正火220280HBS147241HBS600500低中速轻载有小的冲击灰铸铁HT250HT300人工时效170240HBS187235HBS200300低速轻载冲击很小 根据上述齿轮材料的介绍，我设计改进后新增的齿轮中，齿轮材料选用40Cr，直齿轮的材料选用20CrMnTi，双联齿轮选用20CrMnTi。（1）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，式中 mj按接触疲劳强度计算的齿轮模数（mm）；驱动电动机功率（kW）；被计算齿轮的计算转速（r/min）； 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，外啮合取“+”，内啮合取“-”； 小齿轮的齿数（齿）； 齿宽系数，（B为齿宽，m为模数），；=8 材料的许用接触应力（）。取=650 Mpa（2）基本组的齿轮参数计算mj=16338=16338=1.6774结合齿轮的模数标准，取标准值m=3（3）扩大组的齿轮参数计算mj=16338=16338=1.84结合齿轮的模数标准，取标准值m=5如表3-3所示。表3-3 模数组号基本组扩大组模数 mm 22（2）基本组齿轮计算。 按基本组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB286HB，平均取240HB。计算如下： 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=3.5kW; -计算转速（r/min）. =630（r/min）; m-初算的齿轮模数（mm）, m=3（mm）; B-齿宽（mm）;B=25（mm）; z-小齿轮齿数；z=19; u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=2.78; -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：=635 Mpa =78 Mpa（3）扩大组齿轮计算。 按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB286HB，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 4.5 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=1.64（mm） 或 d=91（mm）式中 d-传动轴直径（mm） Tn-该轴传递的额定扭矩（N*mm） T=9550000； 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3-3。 表3-3 最小轴径轴 号 轴 轴III 轴最小轴径mm 253045 4.6 主轴合理跨距的计算由于电动机功率根据【1】表3.20，前轴径应为6090mm。初步选取d1=80mm。后轴径的d2=（0.70.9）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=9550=424.44N.m假设设该机床为车床的最大加工直径为300mm。床身上最常用的最大加工直径，即经济加工直径约为最大回转直径的50%，这里取60%，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=F=5272.65=7908.97NRB=F=5272.65=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de=(80+60)/2=70mm，故惯性矩为 I=113.810-8m4 =0.14查【1】图3-38 得 =2.0，与原假设接近，所以最佳跨距=1202.0=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。5 主要零部件的选择 5.1 轴承的选择I轴：与带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号7007C 另一安装深沟球轴承6012II轴：对称布置深沟球轴承6009III轴：后端安装双列角接触球轴承代号7015C 另一安装端角接触球轴承代号7010C中间布置角接触球轴承代号7012C5.2 键的规格 I轴安装带轮处选择普通平键规格：BXL=10X56 II轴选择花键规格：N dDB =8X36X40X7 III轴选择键规格：BXL=14X90 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。6 校核6.1 刚度校核（1）轴挠度校核单一载荷下，轴中心处的挠度采用文献【5】中的公式计算：: L-两支承的跨距；D-轴的平均直径；X=/L；-齿轮工作位置处距较近支承点的距离；N-轴传递的全功率； 校核合成挠度 -输入扭距齿轮挠度； -输出扭距齿轮挠度 ； -被演算轴与前后轴连心线夹角；=144 啮合角=20，齿面摩擦角=5.72。代入数据计算得：=0.026；=0.084；=0.160； =0.205；=0.088；=0.025。 合成挠度 =0.238 查文献【6】，带齿轮轴的许用挠度=5/10000*L即=0.268。 因合成挠度小于许用挠度，故轴的挠度满足要求。（2）轴扭转角的校核传动轴在支承点A，B处的倾角可按下式近似计算： 将上式计算的结果代入得： 由文献【6】，查得支承处的=0.001因0.001，故轴的转角也满足要求。6.2 轴承寿命校核、轴轴承的校核轴选用的是深沟球轴承6206，其基本额定负荷为19.5KN, 由于该轴的转速是定值，所以齿轮越小越靠近轴承，对轴承的要求越高。根据设计要求，应该对轴未端的滚子轴承进行校核。齿轮的直径 轴传递的转矩 齿轮受力 根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为:在水平面：在水平面： 因轴承在运转中有中等冲击载荷，又由于不受轴向力，濮良贵主编机械设计( 第八版)表13-6查得载荷系数，取，则有： 轴承的寿命计算:所以按轴承的受力大小计算寿命 故该轴承6206能满足要求。、其他轴的轴承校核同上，均符合要求。由轴最小轴径可取轴承为7008c角接触球轴承,=3；P=XFr+YFaX=1，Y=0。对轴受力分析得：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=15000hL10h=hL10h=15000h 轴承寿命满足要求。7 结构设计及说明7.1 结构设计的内容、技术要求和方案设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、齿轮、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结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。毕业设计由于时间的限制，一0般只画展开图。主轴变速箱是机床的重要部件。设计时除考虑一般机械传动的有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题。精度方面的要求，刚度和抗震性的要求，传动效率要求，主轴前轴承处温度和温升的控制，结构工艺性，操作方便、安全、可靠原则，遵循标准化和通用化的原则。主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点，由于结构复杂，设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在正式画图前应该先画草图。目的是：1 布置传动件及选择结构方案。2 检验传动设计的结果中有无干涉、碰撞或其他不合理的情况，以便及时改正。3 确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置，以确定各轴的受力点和受力方向，为轴和轴承的验算提供必要的数据。7.2 展开图及其布置展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序，假想将各轴沿其轴线剖开并将这些剖切面平整展开在同一个平面上。轴上装的摩擦离合器和变速齿轮。有两种布置方案，一是将两级变速齿轮和离合器做成一体。齿轮的直径受到离合器内径的约束，齿根圆的直径必须大于离合器的外径，负责齿轮无法加工。这样轴的间距加大。另一种布置方案是离合器的左右部分分别装在同轴线的轴上，左边部分接通，得到一级反向转动，右边接通得到三级反向转动。