数控车床主轴系统和刀架的可靠性分析（改）

摘 要全面阐述了数控车床的结构原理，设计特点，详细介绍了数控车床的结构设计及校核，并进行了分析。另外汇总了有关技术参数。1.数控车床主轴箱设计，主要包括三方面的设计，即：根据设计题目所给定的机床用途、规格、主轴极限转速、转速数列公比或级数，确定其他有关运动参数，选定主轴各级转速值；通过分析比较，选择传动方案；拟定结构式或结构网，拟定转速图；确定齿轮齿数及带轮直径；绘制传动系统图。其次，根据机床类型和电动机功率，确定主轴及各传动件的计算转速，初定传动轴直径、齿轮模数，确定传动带型号及根数，摩擦片尺寸及数目；装配草图完成后要验算传动件（传动轴、主轴、齿轮、滚动轴承）的刚度、强度或寿命。最后，完成运动设计和动力设计后，要将主传动方案“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。2. 回转刀架设计，主要包括确定切削用量及选择刀具。关键词：车床；主轴箱；变速系统；回转刀架；刀具； Abstract Abstract The structure principle and design features of the numerical control lathe are described in detail. The structure design and check of the numerical control lathe are introduced in detail. In addition to the summary of the relevant technical parameters.NC lathe headstock design，including the design of three aspects，namely: according to the design problem for a given machine usage，specifications，spindle speed limit speed ratio or series determined other related movement parameters，the value of a selected spindle speed at all levels； through the analysis of the ratio，transmission scheme selection； structural elaboration or net structure，develop speed diagram； to determine the number of gear teeth and belt wheel diameter；drawing drive system diagram. Secondly，according to the type of machine tools and motor power，to determine the main shaft and transmission parts of the calculation speed，initial drive shaft diameter， gear modulus to determine transmission belt type and root number，friction plate size and number. After the completion of the assembly of the draft to check transmission parts (transmission shaft，a main shaft，gears and bearings) stiffness，strength and life. Finally，after the completion of the kinematic design and dynamic design，will main drive system of structured，designed for the spindle gearbox assembly drawings and part drawings，focusing on the transmission shaft assembly，a main shaft assembly，transmission mechanism，a box body，a sealing and lubrication，transmission shaft and the slip gear parts design.rotary turret design，including the determination of the amount of cutting and selection of cutting tool.Keywords: Lathe；spindle box；variable speed system； 目 录（宋体、三号、加粗、居中）摘要 （中文） I （英文） II第一章 概述 1 1.1 数控车床设计背景 1 1.2 数控车床设计目的 1第二章 数控车床总体方案分析 2 2.1 总体方案比较 2 2.2 数控车床方案确定 2第三章 数控车床主轴箱设计 3 3.1 主轴参数拟定 4 3.2 变速结构的拟定 5 3.3 带轮的设计 7 3.4 传动轴的直径估算 9 3.5 传动轴的校核 11 3.6 各变速组齿轮模数的确定和校核 12 3.7 带轮结构设计 17 3.8 齿轮校核 18 3.9 轴承的选用与校核 21 3.10 主轴组件设计 22 3.11 主轴基本尺寸确定 22 3.12 主轴刚度验算 26第四章 自动回转刀架原理 30第五章 回转刀架主要传动部件设计 31 5.1 蜗杆副的设计计算及电机选择 31 5.2 螺杆的设计计算 33 5.3 锁紧定位机构的设计 32结束语 39参考文献 4042第一章 概述1.1 数控车床设计背景机床产业是机械制造业的关键产业，为机械制造业提供装备支撑。从经济角度来讲，机床产业对于发展国民经济、增强国家的综合国力和发展高新技术产业有着重要的作用。机床产品的发展是高精度、高效率、柔性化、智能化和自动化。我国的机床产业在总体设计制造水平与工业发达的国家相比，还有很大的差距。主要是表现在设计方法的落后、设计标准难于与国际发达国家的技术指标接轨。在机械加工工业中，由于加工复杂工件的需要，一般机床已不能满足要求，因此出现了自动控制机床及数字控制机床，用以加工复杂曲面和形状的工件。斜床身数控机床因其独特的优点，成为数控车床中比较优秀的床种，是数控机床的主要品种之一，它在数控机床中占有非常重要的位置，几十年来一直受到世界各国的普遍重视并得到了迅速的发展。但我国的机床制造业由于起步晚，发展慢，经验少而造成与发达国家的距离较大的局面，在这类机床上 的成就也是平平淡淡，都是一些低端产品。从现在国内的情况来看，大部分厂家都在制造数控车床，数控机床成本较高，不够专业化，没有突出的优点和特长，设备的故障率过高，一旦有小故障发生，整个机床就处于瘫痪状态。这种状态使我国数控车床在国际市场上很难占有很大市场，跟发达国家的差距就更大了。因此，有必要在充分借鉴和吸收国外先进技术的基础上，进一步鼓励创新技术，从我国现阶段斜床身数控车床的弱势与缺点分析，全力提升我国生产企业，把低档次数控车床做出高质量来，打造出特色产品，去占领发展中国家这块大市场。1.2 数控车床设计目的毕业设计是在学生学完大学课程之后，在大学的最后阶段进行的实习性创新设计环节，是大学生的必修环节。本次设计的目的在于通过机床运动机械变速传动系统的结构设计，使在拟定传动和变速结构的结构方案过程中，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，并配以学生具有初步的结构分析，结构设计和计算能力。第二章 数控车床总体方案分析2.1 总体方案比较总体方案应考虑车床数控系统的运动方式、进给伺服系统的类型、数控系统CPU的选择，以及进给传动方式和执行机构的选择等。数控车床后应具有单坐标定位，两坐标直线插补、圆弧插补以及螺纹插补的功能。因此，数控系统应设计成连续控制型。属于经济型数控机床，在保证一定加工精度的前提下，应结构简化，降低成本。因此，进给伺服系统采用步进电动机的开环控制系统。比较项目方案一方案二确定后的方案具体原因主轴箱分级变速采用调速电机+齿轮传动采用三相异步电机+减速器方案一变速级数比较多满足多种加工需要，也符合任务书要求进给机构滚珠丝杠+步进电机滚珠丝杠+伺服电机方案一脉冲当量步进电机控制的准确刀架四工位回转刀架六工位回转刀架都可以各有各的好处尾座液压尾座手动普通尾座液压尾座可通过数控系统调整方便数控系统8位单片机16位单片机方案一基本需求可以满足2.2 数控车床方案确定(1) 主传动系统设计为了保证主轴在运动时有准确的定位，安装主传动的定位检测装置。采用电气式主轴准停装置，利用磁力传感器检测定位。只要数控系统发出指令信号，主轴就可以准确的定位。这种磁力传感器的工作原理是，在主轴上装上永磁铁和主轴一起旋转，在距离磁铁l-2mm的旋转轨迹外，固定一个磁传感器，当传感器发出信号后经过放大，由定向电路使电动机准确的停止在规定的周向位置上。将主传动采用变频交流电动机无级调速。低档转速为270-1500r/min，高档转速为1500-4500r/min，在各档内可以实现无级调速。与原立式车床的机械结构相比比较简单，这是因为变速功能全部或大部分由主轴电动机的无级调速来承担，省去了复杂的齿轮变速机构，主传动系统是一个开环控制的交流变频调速系统，通过软件来实现它的调速。(2) 进给传动系统设计进给采用滚珠丝杠，并由齿轮箱与滚珠丝杠连接，使机床的机械传动部分具有高静态、动态刚度；运动副之间的摩擦因数小，传动无间隙；功率大；便于操作和维修。，其定位精度为0.01mm，重复定位精度为0.005mm。 (3) 数控系统的设计采用AT89C58单片机控制系统。采用模块化设计方案，从总体上分为人机界面模块、坐标进给模块、变频调速控制模块、串行通信模块、液压系统、冷却系统、润滑系统及基于89C58单片机的主控模块。利用变频调速的原理，设计主轴的无级变频调速系统；通过插补算法，实现步进电机的准确定位以便达到工件的精确度；通过键盘和显示模块，实现程序的编辑和显示；通过其他辅助系统的设计，实现机床功能的完善化。第三章 数控车床主轴箱设计3.1 主轴参数拟定因为已知 ， Z=+1=1.4129根据标准公比。这里我们取标准公比系列=1.41.因为=1.41=1.06，根据标准数列。首先找到最小极限转速20，再每跳过5个数（1.261.06）取一个转速，即可得到公比为1.41的数列：20，35.5，50，71，100，140，200，280，400，560，800合理的确定电机功率P，使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。现在以常见的中碳钢为工件材料，取45号钢，正火处理，车削外圆，表面粗糙度=3.2mm。采用车刀具，可转位外圆车刀，刀杆尺寸：16mm25mm。刀具几何参数：=15，=6，=75，=15，=0，=-10，b=0.3mm，r=1mm。现以确定粗车是的切削用量为设计： 确定背吃刀量和进给量f，根据【2】表8-50，取4mm，f取0.6。 确定切削速度，参【2】表8-57，取V=1.7。 机床功率的计算，主切削力的计算 根据【2】-表8-59和表8-60，主切削力的计算公式及有关参数：F=9.81 =9.8127040.920.95 =3242（N）切削功率的计算 =32421.7=5.5（kW）依照一般情况，取机床变速效率=0.8.=6.86(kW)根据【3】表12-1 Y系列（IP44）电动机的技术数据，Y系列（IP44）电动机为一般用途全封闭自扇冷式笼型异步电动机，具有防尘埃、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点，B级绝缘，工业环境温度不超过+40，相对湿度不超过95%，海拔高度不超过1000m，额定电压380V，频率50Hz。适用于无特殊要求的机械上，如机床，泵，风机，搅拌机，运输机，农业机械等。根据以上要求，我们选取Y132M-4型可调速电动机，额定功率7.5kW，满载转速1440，额定转矩2.2，质量81kg。3.2 变速结构的设计3.2.1 主变速方案拟定拟定变速方案，包括变速型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个变速系统的确定。变速型式则指变速和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的变速型式、变速类型。变速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，确定变速方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。变速方案有多种，变速型式更是众多，比如：变速型式上有集中变速，分离变速；扩大变速范围可用增加变速组数，也可采用背轮结构、分支变速等型式；变速箱上既可用多速电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。显然，可能的方案有很多，优化的方案也因条件而异。此次设计中，我们采用集中变速型式的主轴变速箱。3.2.2 变速结构式、结构网的选择结构式、结构网对于分析和选择简单的串联式的变速不失为有用的方法，但对于分析复杂的变速并想由此导出实际的方案，就并非十分有效。数为Z的变速系统由若干个顺序的变速组组成，各变速组分别有、个变速副。即 变速副中由于结构的限制以2或3为合适，即变速级数Z应为2和3的因子： ，可以有三种方案： 12级转速变速系统的变速组，选择变速组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。在轴如果安置换向摩擦离合器时，为减少轴向尺寸，第一变速组的变速副数不能多，以2为宜。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。最后一个变速组的变速副数常选用2。综上所述，变速式为12=232。对于12=232传动式，有6种结构式和对应的结构网。分别为：， ， ， 由于本次设计的机床I轴装有摩擦离合器，在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合器的直径。初选的方案。从电动机到主轴主要为降速变速，若使变速副较多的变速组放在较接近电动机处可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，节省材料，也就是满足变速副前多后少的原则，因此取12=232方案为好。设计车床主变速传动系时，为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，在降速变速中，一般限制限制最小变速比 ；为避免扩大传动误差，减少震动噪声，在升速时一般限制最大转速比。斜齿圆柱齿轮传动较平稳，可取。因此在主变速链任一变速组的最大变速范围。在设计时必须保证中间变速轴的变速范围最小。根据中间变速轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下：主轴的变速范围应等于住变速传动系中各个变速组变速范围的乘积，即：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。 其中， ，符合要求。绘制转速图、选择Y132M-4型Y系列笼式三相异步电动机。、分配总降速变速比 总降速变速比 电动机转速不符合转速数列标准，因而增加一定比变速副。、确定变速轴轴数 变速轴轴数 = 变速组数 + 定比变速副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。、确定各级转速由、z = 12确定各级转速： 800、560、400、280、200、140、100、71、50、35.5、20r/min。、绘制转速图在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按变速顺序依次设为I、II、III、IV（主轴）。I与II、II与III、III与IV轴之间的变速组分别设为a、b、c。现由（主轴）开始，确定I、II、III轴的转速： 先来确定III轴的转速变速组c 的变速范围为，结合结构式，III轴的转速只有一种可能：100、140、200、280、400、560r/min。 确定轴II的转速变速组b的级比指数为2，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 ，轴II的转速确定为：400、560r/min。确定轴I的转速对于轴I，其级比指数为1，可取 ， 确定轴I转速为800r/min。由此也可确定加在电动机与主轴之间的定变速比。下面画出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）。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【1】表3-9中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于1820。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【1】，查表3-9各种常用变速比的使用齿数。、变速组a:，； 时：57、60、63、66、69、72、75、78时：58、60、63、65、67、68、70、72、73、77可取84，于是可得轴齿轮齿数分别为：28、35。于是， 可得轴上的三联齿轮齿数分别为：56、49。、变速组b:根据【1】，查表3-9各种常用变速比的使用齿数， ，时：87、89、90、91、92时：87、89、90、91时：86、88、90、91可取 90，于是可得轴上两联齿轮的齿数分别为：18、30、45。于是 ，得轴上两齿轮的齿数分别为：72，60、45。、变速组c:根据【1】，查表3-9各种常用变速比的使用齿数，时：、85、89、90、94、95、108时： 84、87、89、90、108可取 108.为降速变速，取轴齿轮齿数为22；为升速变速，取轴齿轮齿数为36。于是得，得轴III两联动齿轮的齿数分别为22，72；得轴IV两齿轮齿数分别为86，36。3.3带轮的设计三角带传动中，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/min，传递功率P=7.5kW，传动比i=1.8，两班制，一天运转16小时，工作年数10年。(1)、选择三角带的型号由【4】表8-7工作情况系数查的共况系数=1.2。故根据【4】公式（8-21） 式中P-电动机额定功率， -工作情况系数 因此根据、由【4】 图8-11普通V带轮型图选用A型。(2)、确定带轮的基准直径，带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径不宜过小，即。查【4】表8-8、图8-11和表8-6取主动小带轮基准直径=125。由【4】公式(8-15a) 式中：-小带轮转速，-大带轮转速，-带的滑动系数，一般取0.02。，由【4】表8-8取圆整为224mm。(3)、验算带速度V，按【4】式（8-13）验算带的速度 ，故带速合适。(4)、初定中心距带轮的中心距，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【4】经验公式（8-20）取，取=600mm.(5)、三角带的计算基准长度由【4】公式（8-22）计算带轮的基准长度 由【4】表8-2，圆整到标准的计算长度 (6)、验算三角带的挠曲次数 ，符合要求。 (7)、确定实际中心距按【4】公式（8-23）计算实际中心距(8)、验算小带轮包角根据【4】公式（8-25），故主动轮上包角合适。(9)、确定三角带根数根据【4】式（8-26）得查表【4】表8-4d由 i=1.8和得= 0.15KW，查表【4】表8-5，=0.98；查表【4】表8-2，长度系数=1.01 取 根(10)、计算预紧力查【4】表8-3，q=0.1kg/m由【4】式（8-27）其中： -带的变速功率，KW； v-带速，m/s； q-每米带的质量，kg/m；取q=0.1kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。 、计算作用在轴上的压轴力 传动比查表【4】表8-4a由和得= 1.92KW 3.4 传动轴的直径估算传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度的要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，不允许有较大变形。因此疲劳强度一般不失是主要矛盾，除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不至发生过大的变形。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。3.4.1 确定各轴转速 、确定主轴计算转速：计算转速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，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。根据【1】表3-10，主轴的计算转速为、各变速轴的计算转速： 轴III的计算转速可从主轴71r/min按72/18的变速副找上去，轴III的计算转速为100r/min；轴II的计算转速为400r/min；轴I的计算转速为800r/min。、各齿轮的计算转速各变速组内一般只计算组内最小齿轮，也是最薄弱的齿轮，故也只需确定最小齿轮的计算转速。 变速组c中，22/86只需计算z = 22 的齿轮，计算转速为280r/min； 变速组b计算z = 18的齿轮，计算转速为400r/min； 变速组a应计算z = 28的齿轮，计算转速为800r/min。、核算主轴转速误差 所以合适。3.4.2传动轴直径的估算：确定各轴最小直径根据【5】公式（7-1），并查【5】表7-13得到取1.轴的直径：取轴的直径：取轴的直径：取 其中：P-电动机额定功率（kW）；-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；-该传动轴的计算转速（）； -传动轴允许的扭转角（）。当轴上有键槽时，d值应相应增大45%；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【5】表7-12。I和IV为由键槽并且轴IV为空心轴，II和III为花键轴。根据以上原则各轴的直径取值：，和在后文给定，轴采用光轴，轴和轴因为要安装滑移齿轮所以都采用花键轴。因为矩形花键定心精度高，定心稳定性好，能用磨削的方法消除热处理变形，定心直径尺寸公差和位置公差都能获得较高的精度，故我采用矩形花键连接。按规定，矩形花键的定心方式为小径定心。查【15】表5-3-30的矩形花键的基本尺寸系列，轴花键轴的规格；轴花键轴的规格。各轴间的中心距的确定：；3.4.3 键的选择查【4】表6-1选择轴上的键，根据轴的直径，键的尺寸选择，键的长度L取22。主轴处键的选择同上，键的尺寸为，键的长度L取100。3.5传动轴的校核需要验算传动轴薄弱环节处的倾角荷挠度。验算倾角时，若支撑类型相同则只需验算支反力最大支撑处倾角；当此倾角小于安装齿轮处规定的许用值时，则齿轮处倾角不必验算。验算挠度时，要求验算受力最大的齿轮处，但通常可验算传动轴中点处挠度（误差%3）.当轴的各段直径相差不大，计算精度要求不高时，可看做等直径，采用平均直径进行计算，计算花键轴传动轴一般只验算弯曲刚度，花键轴还应进行键侧挤压验算。弯曲刚度验算；的刚度时可采用平均直径或当量直径。一般将轴化为集中载荷下的简支梁，其挠度和倾角计算公式见【5】表7-15.分别求出各载荷作用下所产生的挠度和倾角，然后叠加，注意方向符号，在同一平面上进行代数叠加，不在同一平面上进行向量叠加。3.5.1 传动轴的校核I轴的校核：通过受力分析，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对I轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核最大挠度：查【1】表3-12许用挠度； 。II轴、III轴的校核同上。3.5.2 键的校核键和轴的材料都是钢，由【4】表6-2查的许用挤压应力，取其中间值，。键的工作长度，键与轮榖键槽的接触高度。由【4】式（6-1）可得可见连接的挤压强度足够了，键的标记为：3.6 各变速组齿轮模数的确定和校核3.6.1 齿轮模数的确定齿轮模数的估算。通常同一变速组内的齿轮取相同的模数，如齿轮材料相同时，选择负荷最重的小齿轮，根据齿面接触疲劳强度和齿轮弯曲疲劳强度条件按【5】表7-17进行估算模数和，并按其中较大者选取相近的标准模数，为简化工艺变速传动系统内各变速组的齿轮模数最好一样，通常不超过23种模数。先计算最小齿数齿轮的模数，齿轮选用直齿圆柱齿轮及斜齿轮传动，查【4】表10-8齿轮精度选用7级精度，再由【4】表10-1选择小齿轮材料为40C(调质)，硬度为280HBS：根据【5】表7-17；有公式：齿面接触疲劳强度：齿轮弯曲疲劳强度：、a变速组：分别计算各齿轮模数，先计算最小齿数28的齿轮。齿面接触疲劳强度：其中: -公比 ； = 2； P-齿轮传递的名义功率；P = 0.967.5=7.2KW； -齿宽系数=； -齿轮许允接触应力，由【5】图7-6按MQ线查取； -计算齿轮计算转速；K-载荷系数取1.2。=650MPa， 根据【6】表10-4将齿轮模数圆整为4mm 。 齿轮弯曲疲劳强度：其中: P-齿轮传递的名义功率；P = 0.967.5=7.2KW； -齿宽系数=； -齿轮许允齿根应力，由【5】图7-11按MQ线查取；-计算齿轮计算转速； K-载荷系数取1.2。，根据【6】表10-4将齿轮模数圆整为2.5mm 。所以于是变速组a的齿轮模数取m = 4mm，b = 32mm。轴I上主动轮齿轮的直径： 。轴II上三联从动轮齿轮的直径分别为： 、b变速组：确定轴II上另两联齿轮的模数，先计算最小齿数18的齿轮。 齿面接触疲劳强度：其中: -公比 ； =4； P-齿轮传递的名义功率；P = 0.9227.5=6.915KW； -齿宽系数=； -齿轮许允接触应力，由【5】图7-6按MQ线查取； -计算齿轮计算转速；K-载荷系数取1.2。=650MPa， 根据【6】表10-4将齿轮模数圆整为5mm 。 齿轮弯曲疲劳强度：其中: P-齿轮传递的名义功率；P =0.9227.5=6.915KW； -齿宽系数=； -齿轮许允齿根应力，由【5】图7-11按MQ线查取；-计算齿轮计算转速； K-载荷系数取1.2。，根据【6】表10-4将齿轮模数圆整为3mm 。所以于是变速组b的齿轮模数取m = 5mm，b = 40mm。 轴II上主动轮齿轮的直径： 轴III上三联从动轮齿轮的直径分别为：、c变速组： 为了使传动平稳，所以使用斜齿轮，取，螺旋角。计算中心距a，圆整为280mm。修正螺旋角，因值改变不多，所以参数，等值不必修正。所以轴III上两联动主动轮齿轮的直径分别为： 轴上两从动轮齿轮的直径分别为： 、标准齿轮参数：从【7】表5-1查得以下公式齿顶圆直径 ； 齿根圆直径；分度圆直径 ；齿顶高 ；齿根高 ； 齿轮的具体值见表表4.1齿轮尺寸表 （单位：mm）齿轮齿数z模数分度圆直径d齿顶圆直径齿根圆直径齿顶高齿根高284112120102453541401481304556422423221445494196204186451859010077.556.25305150160137.556.25455225235212.556.25725360370347.556.25605200210187.556.25455225235212.556.25225114.12124.5101.165.194.68725373.44383.82360.485.194.68365184.92197.1173.765.194.68865446.06454.64433.15.194.683.6.2 齿宽的确定 由公式得：I轴主动轮齿轮；II轴主动轮齿轮；III轴主动轮齿轮；一般一对啮合齿轮，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，应主动轮比从动轮齿宽大（510mm）。所以：， ，。3.6.3 齿轮结构的设计通过齿轮传动强度的计算，只能确定出齿轮的主要尺寸，如齿数、模数、齿宽、螺旋角、分度圆直径等，而齿圈、轮辐、轮毂等的结构形式及尺寸大小，通常都由结构设计而定。当齿顶圆直径时，可以做成实心式结构的齿轮。当时，可做成腹板式结构，再考虑到加工问题，现决定把齿轮8、12和14做成腹板式结构。其余做成实心结构。根据【4】图10-39（a）齿轮10、12和13结构尺寸计算如下：齿轮8结构尺寸计算， ；，C取12cm。齿轮12结构尺寸计算；，C取12cm。齿轮14结构尺寸计算，；，C取14cm。3.7 带轮结构设计、带轮的材料常用的V带轮材料为HT150或HT200，转速较高时可以采用铸钢或钢板冲压焊接而成，小功略时采用铸铝或塑料。、带轮结构形式V带轮由轮缘、轮辐和轮毂组成，根据轮辐结构的不同可以分为实心式（【4】图8-14a）、腹板式（【4】图8-14b）、孔板式（【4】图8-14c）、椭圆轮辐式（【4】图8-14d）。V带轮的结构形式与基准直径有关，当带轮基准直径（d为安装带轮的轴的直径，mm）时。可以采用实心式，当可以采用腹板式，时可以采用孔板式，当时，可以采用轮辐式。 带轮宽度：。 分度圆直径： 。D=90mm是深沟球轴承6210轴承外径，其他尺寸见带轮零件图。、V带轮的论槽V带轮的轮槽与所选的V带型号向对应，见【4】表8-10. mm槽型与相对应得A11.02.758.79V带绕在带轮上以后发生弯曲变形，使V带工作面夹角发生变化。为了使V带的工作面与大论的轮槽工作面紧密贴合，将V带轮轮槽的工作面得夹角做成小于。V带安装到轮槽中以后，一般不应该超出带轮外圆，也不应该与轮槽底部接触。为此规定了轮槽基准直径到带轮外圆和底部的最小高度。轮槽工作表面的粗糙度为。、V带轮的技术要求铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有傻眼、裂缝、缩孔及气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面缺陷进行修补；转速高于极限转速的带轮要做静平衡，反之做动平衡。其他条件参见中的规定。3.8 齿轮校验 在验算算速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进接触应力和弯曲应力的验算。这里要验算的是齿轮1，齿轮5，齿轮11这三个齿轮。齿轮强度校核：计算公式：弯曲疲劳强度；接触疲劳强度3.8.1 校核a变速组齿轮弯曲疲劳强度；校核齿数为28的齿轮，确定各项参数、 ，n=800r/min，、确定动载系数齿轮精度为7级，由【4】图10-8查得动载系数。由【4】使用系数。、。、确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数查【4】表10-4，得非对称齿向载荷分配系数； ，查【4】图10-13得、确定齿间载荷分配系数: 由【4】表10-2查的使用，由【4】表10-3查得齿间载荷分配系数、确定载荷系数: 、 查【4】表 10-5 齿形系数及应力校正系数；、计算弯曲疲劳许用应力由【4】图10-20(c)查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 【4】图10-18查得 寿命系数，取疲劳强度安全系数S = 1.3 ， 接触疲劳强度、载荷系数K的确定：、弹性影响系数的确定；查【4】表10-6得、查【4】图10-21（d）得， 故齿轮1合适。3.8.2 校核b变速组齿轮弯曲疲劳强度；校核齿数为18的齿轮，确定各项参数、，n=400r/min，、确定动载系数：齿轮精度为7级，由【4】图10-8查得动载系数、确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数查【4】表10-4，插值法得非对称齿向载荷分配系数 ，查【4】图10-13得、确定齿间载荷分配系数: 由【4】表10-2查的使用 ；由【4】表10-3查得齿间载荷分配系数、确定动载系数: 、查【4】表 10-5齿形系数及应力校正系数、计算弯曲疲劳许用应力由【4】图10-20(c)查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 【4】图10-18查得 寿命系数，疲劳强度安全系数S = 1.3 ， 接触疲劳强度、载荷系数K的确定：、弹性影响系数的确定；查【4】表10-6得、查【4】图10-21（d）得， 故齿轮8合适。3.8.3 校核c变速组齿轮弯曲疲劳强度；校核齿数为22的齿轮，确定各项参数、，n=280r/min，、确定动载系数：齿轮精度为7级，由【4】图10-8查得动载系数、确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数查【4】表10-4，插值法得非对称齿向载荷分布系数， ，查【4】图10-13得、确定齿间载荷分配系数: 由【4】表10-3齿间载荷分布系数，、确定荷载系数: 、查表 10-5 齿形系数及应力校正系数。 、计算弯曲疲劳许用应力由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 【4】图10-18查得 寿命系数，疲劳强度安全系数S = 1.3 ， 接触疲劳强度、载荷系数K的确定：、弹性影响系数的确定；查【4】表10-6得、查【4】图10-21（d）得， 故齿轮11合适。3.9 轴承的选用与校核3.9.1 各轴轴承的选用 主轴 前支承：NN3022K；中支承：NN3020K；后支撑N219E I轴 离合器及齿轮处支承均用：6206；带轮处支承：6210 II轴 前支承：30207；中支承：NN3009；后支承：30207 III轴 前支承：30208；后支承：302083.9.2 各轴轴承的校核、I轴轴承的校核I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I轴未端的滚子轴承进行校核。齿轮的直径 I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，【4】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。3.10 主轴组件设计 主轴的结构储存应满足使用要求和结构要求，并能保证主轴组件具有较好的工作性能。主轴结构尺寸的影响因素比较复杂，目前尚难于用计算法准确定出。通常，根据使用要求和结构要求，进行同型号筒规格机床的类比分析，先初步选定尺寸，然后通过结构设计确定下来，最后在进行必要的验算或试验，如不能满足要求可重新修改尺寸，直到满意为直。 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。主轴的结构尺寸3.11 主轴的基本尺寸确定3.11.1 外径尺寸D 主轴的外径尺寸，关键是主轴前轴颈的（前支撑处）的直径。选定后，其他部位的外径可随之而定。一般是通过筒规格的机床类比分析加以确定。320mm车床，P=7.5KW查【1】表3-13，前轴颈应，初选，后轴颈取，3.11.2 主轴孔径d中型卧式车床的主轴孔径，已由d=48mm，增大到d=60-80mm，当主轴外径一定时，增大孔径受到一下条件的限制，1、结构限制；对于轴径尺寸由前向后递减的主轴，应特别注意主轴后轴颈处的壁厚不允许过薄，对于中型机床的主轴，后轴颈的直径与孔径之差不要小于，主轴尾端最薄处的直径不要小于。2、刚度限制；孔径增大会削弱主轴的刚度，由材料力学知，主轴轴端部的刚度与截面惯性矩成正比，即：式中：据上式可得出主轴孔径对偶刚度影响的 ，有图可见，当时，说明空心主轴的刚度降低较小。当时，空心主轴刚度降低了24%，因此为了避免过多削弱主轴的刚度，一般取。主轴孔径d确定后，可根据主轴的使用及加工要求选择锥孔的锥度。锥孔仅用于定心时，则锥孔应大些，若锥孔除用于定心，还要求自锁，借以传递转矩时，锥度应小些，我这里选用莫氏六号锥孔。初步设定主轴孔径d=60mm，主轴孔径与外径比为0.6。3.11.3 主轴悬伸量a主轴悬伸量的大小往往收结构限制，主要取决于主轴端部的结构形式及尺寸、刀具或夹具的安装方式、前轴承的类型及配置、润滑与密封装置的结构尺寸等。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。3.11.4 支撑跨距L支撑跨距L，当前，多数机床的主轴采用前后两个支撑，结构简单，制造、装配方便，容易保证