毕业设计（论文）-C6140主轴箱的设计.doc

全套图纸加扣3012250582太原理工大学阳泉学院毕 业 论 文毕业生姓名： 专业：机械设计制造及其自动化学号：指导教师：所属系（部）：机电系二一四年五月III 太原理工大学阳泉学院毕业论文评阅书题目：C6140主轴箱的设计 机 电系 机械设计制造及其自动化专业 姓名 设计时间：2014年4月1日2014年6月9日 评阅意见：成绩： 指导教师：（签字） 职务： 2014年月日太原理工大学阳泉学院毕业设计答辩记录卡 机 电 系 机械设计制造及其自动化 专业 姓名 答 辩 内 容问 题 摘 要评 议 情 况 记录员： （签名）成 绩 评 定指导教师评定成绩答辩组评定成绩综合成绩注：评定成绩为100分制，指导教师为30%，答辩组为70%。 专业答辩组组长：（签名） 2014年月日全套图纸加扣3012250582 前 言 普通车床是车床中应用最广泛的一种，约占车床类总数的 65%，因其主轴以水平方式放置故称为卧式车床。 CA6140型普通车床的主要组成部件有：主轴箱、进给箱、溜板箱、 刀架、尾架、光杠、丝杠和床身。 （1）主轴箱。它固定在机床身的左端，装在主轴箱中的主轴（主轴为中空，不仅可以用于更长的棒料的加工及机床线路的铺设还可以增加主轴的刚性），通过夹盘等夹具装夹工件。主轴箱的功用是支撑并传动主轴，使主轴带动工件按照规定的转速旋转。 （2）床鞍和刀架部件。它位于床身的中部，并可沿床身上的刀架轨道做纵向移动。刀架部件位于床鞍上，其功能是装夹车刀，并使车刀做纵向、横向或斜向运动。 （3）尾座。它位于床身的尾座轨道上，并可沿导轨纵向调整位置。尾座的功能是用后顶尖支撑工件。在尾座上还可以安装钻头等加工刀具，以进行孔加工。 （4）进给箱。它固定在床身的左前侧、主轴箱的底部。其功能是改变被加工螺纹的螺距或机动进给的进给量。 （5）溜板箱。它固定在刀架部件的底部，可带动刀架一起做纵向、横向进给、快速移动或螺纹加工。在溜板箱上装有各种操作手柄及按钮，工作时工人可以方便地操作机床。 （6）床身。床身固定在左床腿和右床腿上。床身是机床的基本支撑件。在床身上安装着机床的各个主要部件，工作时床身使它们保持准确的相对位置。目录前 言1摘 要41.概述61. 车床的规格系列和用处62.参数的拟定62.1 确定极限转速62.2 主电机选择73.传动设计73.1 主传动方案拟定73.2 传动结构式、结构网的选择83.2.1 确定传动组及各传动组中传动副的数目83.2.2 传动式的拟定83.2.3 结构式的拟定83.3 转速图的拟定94. 传动件的估算104.1 V带传动的计算104.2 传动轴的估算134.2.1 确定各轴转速134.2.2 传动轴直径的估算134.3 齿轮齿数的确定和模数的计算154.3.1 齿轮齿数的确定154.3.2 齿轮模数的计算164.3.4齿宽确定184.4 带轮结构设计194.5 轴承的选择194.6 片式摩擦离合器的选择和计算195. 动力设计215.1 轴验算215.2 主轴验算235.2 齿轮校验266.结构设计276.1 I轴（输入轴）的设计276.2 齿轮块设计286.3其他问题296.4 传动轴的设计296.5 主轴组件设计306.5.1 各部分尺寸的选择316.5.2 主轴轴承316.5.3 主轴与齿轮的连接336.5.4 润滑与密封336.5.5 其他问题33总 结35参考文献36外文资料37外文翻译43致 谢45 摘 要普通中型车床主轴箱设计，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。 【关键词】车床、主轴箱、变速系统、主轴组件。 Abstract Ordinary medium-sized lathe headstock design, including the three aspects of the design, namely: According to a design by the use of a given machine, specifications, spindle speed limit, speed series of common ratio or series, to determine other relevant motion parameters, the selected axis of the grade speed value; through analysis and comparison, select the drive scheme; proposed structure or structure network, development of speed diagram; determine gear and pulley diameter; drawing transmission system map. Secondly, according to machine type and motor power, and the transmission parts to determine the calculation of the spindle speed, an initial diameter of shaft, gear module to determine the belt type and root number, size and number of friction plate; Assembly Draft Checking transmission parts after completion of (shaft, spindle, gear, bearing) stiffness, strength or life. Finally, the complete design and dynamic design exercise, the main transmission scheme to the structural, the design of spindle gearbox assembly drawing and part drawings, focusing on the drive shaft assembly, spindle assembly, transmission organizations, box, lubrication and sealing , drive shaft and the sliding gear with the design. Key words ：lathe, the spindle box, transmission, shaft components. 1.概述1. 车床的规格系列和用处普通机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的基础。因此，对这些基本知识和资料作些简要介绍。本次设计的是普通型车床CA6140主轴变速箱。主要用于加工回转体。车床的主参数（规格尺寸）和基本参数（GB1582-79，JB/Z143-79）工件最大回转直径D(mm)正转最高转速( )电机功率N（kw）公比转速级数Z反转40014507.51.4112级数Z反=Z正/2；n反max1.07n正max2.参数的拟定2.1 确定极限转速 ， 又=1.41 得=43.79. 取 =45；，去标准转速列.所以正转转速数列是 n1 =31.5r/min n2 =45r/min n3 =63r/min n4 =90r/min n5 =125r/min n6 =180r/min n7 =250r/min n8 =355r/min n9 =500r/min n10 =710r/min n11 =1000r/min n12 =1400r/min。反转转速最大为,则反转转速数列是 n1 =47.5r/min n2 =95r/min n3 =190r/min n4 =375r/min n5 =750r/min n6 =1500r/min。2.2 主电机选择合理的确定电机功率N，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。已知电动机的功率是7.5KW，根据车床设计手册附录表2选Y132M-4，额定功率7.5，满载转速1440 ，最大转距/额定转矩2.2倍。3.传动设计3.1 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、幻想、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、性能及经济等多方面统一考虑。传动方案有多种，传动型式更是众多，比如：传动型式上有集中传动，分离传动；扩大变速范围可用增加传动组数，也可用背轮结构、分支传动等型式；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，我们采用集中传动型式的主轴变速箱。3.2 传动结构式、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传动不失为有用的方法，但对于分析复杂的传动并想由此导出实际的方案，就并非十分有效。3.2.1 确定传动组及各传动组中传动副的数目级数为Z的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有、个传动副。即 传动副中由于结构的限制以2或3为合适， 可以有三种方案： 12=322；12=232；12=223；3.2.2 传动式的拟定 12级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，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，第一传动组的传动副数不能多，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。最后一个传动组的传动副常选用2。综上所述，传动式为12=232。3.2.3 结构式的拟定对于12=232传动式，有6种结构式。分别为：， ， ， ， ，根据传动顺序与扩大顺序相一致的原则，选的方案。最后扩大组变速范围符合要求，其他变速组变速范围也肯定符合要求。3.3 转速图的拟定图3-1 正转转速图图3-2 反转转速图图3-3主传动系图4. 传动件的估算4.1 V带传动的计算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。(1) 选择V带的型号根据机械设计公式8.18式中P-电动机额定功率，-工作情况系数(此处取为1.1)。 查机械设计图8.6，因此选择A型带，尺寸参数为顶宽，节宽，高度，槽角。 (2)确定带轮的计算直径，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。查机械设计取主动轮基准直径=125。由公式 式中：-小带轮转速，-大带轮转速，-带的滑动系数，一般取0.02。所以 ，由机械设计V带带轮基准直径的标准系列，取圆整为250mm。实际传动比 传动比误差相对值 一般允许误差5%，所选大带轮直径可选。 (3)确定三角带速度按公式 在525m/s之间，满足带速要求。初定中心距 (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： 根据机械设计公式即，取=700mm. (5)三角带的计算基准长度 由机械设计表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 (8)验算小带轮包角，主动轮上包角合适。(9)确定三角带根数根据机械设计式8-22得 传动比 查表8.11，8.9得= 0.17KW,= 1.93KW查表8.8，=0.973；查表8.3，=1.03 所以取Z=4根 (10)验算V带的挠曲次数 ，符合要求。(11)计算带的张紧力和轴上载荷查机械设计表8.5，q=0.1kg/m 单根带的张紧力 带轮轴的压轴力 4.2 传动轴的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。4.2.1 确定各轴转速 (1) 确定主轴计算转速：主轴的计算转速为(2) 各传动轴的计算转速： 轴可从主轴90r/min找上去，轴的计算转速125r/min；轴的计算转速为500r/min；轴的计算转速为710r/min。4.2.2 传动轴直径的估算根据传动轴传动的功率大小，用扭转刚度公式进行初步的计算。 式中 d受扭部分的最小直径（mm），计算值应圆整为标准直径系列； K键槽系数，按表选取； A根据许用扭转角确定的系数，按表2.1选取； d传动轴受扭部分的直径（mm）； P电动机额定功率 （kW）； 从电动机到所计算的轴的机械效率，见表2 被估算的传动轴的计算转速（）。表2.1 估算轴径时A和K值0.250.511.52A1301108377K无键单键双键花键11.041.051.071.11.051.09表2.2各传动机械效率的概略值类别传动件平均机械效率齿轮传动直齿圆柱齿轮，磨齿0.99带传动V带0.96滚动轴承滚子轴承0.99电动机的额定功率。各轴计算转速：（1）轴轴径的估算由于轴为花键轴，所以取且 根据机械零件手册取（2）轴轴径的估算由于轴为花键轴，所以取 且 根据机械零件手册取（3）轴轴径的估算由于轴为花键轴，所以取 且 根据机械零件手册取取（4）主轴轴径的估算 由于主轴为空心轴，根据机械制造装备设计表3-1确定主轴前轴颈直径，后轴颈直径,取 主轴内孔直径，取4.3 齿轮齿数的确定和模数的计算4.3.1 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表3-9（机械制造装备设计）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。第一组齿轮：传动比：, 查机械制造装备设计表3-9，齿数和取84=42，=42，=35，=49；第二组齿轮：传动比：,，齿数和取90：=45，=45，=30，=60，=18，=72；第三组齿轮：传动比：,齿数和取110：=73，=37，=22，=88，反转齿轮： 传动比：， ，4.3.2 齿轮模数的计算（1）初步计算齿轮模数时，按简化的接触疲劳强度公式进行。一般同一变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷最重的小齿轮进行计算。从等强度的观点出发，可减小其它齿轮的宽度，使齿轮基本上处于在相近的接触应力或弯曲应力状态下工作。这样一来，还可以缩短该传动组的轴向尺寸。 式中 按接触疲劳强度估算的齿轮模数（mm），应圆整为标准值； P电动机额定功率（kW）； 被估算齿轮的计算转速（r/min）； u大齿轮与小齿轮齿数之比； Z小齿轮齿数； m齿宽系数， m=B/m=610，B为齿宽，m为模数； j许用接触应力（）。齿轮计算转速：轴-，轴-，轴-根据指导书表2.3选择齿轮材料为45钢（淬火处理），其接触应力j，取1）第一组齿轮： ； 取标准值2）第二对齿轮： ； ； 取标准值3）第三对齿轮： ；取标准值(2) 标准齿轮：从机械原理 表5-3查得以下公式：齿顶圆 齿根圆 分度圆 齿顶高 齿根高 齿轮的具体值见表齿轮尺寸表齿轮齿数z模数m分度圆d齿顶圆齿根圆齿顶高齿根高1423126132118.533.752423126132118.533.75335310511197.533.754493147153139.533.755183546046.533.756723216222208.533.757453135141127.533.758453135141127.533.759303909682.533.7510603180186172.533.7511733219225211.533.7512373111117103.533.7513223667258.533.7514883264270256.533.7515423126132118.533.7516253758167.533.754.3.4齿宽确定 由公式(610,m为模数)得：第一套啮合齿轮 第二套啮合齿轮 第三套啮合齿轮 反转啮合齿轮一对啮合齿轮，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，应主动轮比小齿轮齿宽大所以，4.4 带轮结构设计 查机械设计表8-5确定参数得： 带轮宽度： 大带轮外径： 小带轮外径：4.5 轴承的选择 轴： 深沟球轴承 轴： 圆锥滚子轴承 轴： 圆锥滚子轴承 深沟球轴承 轴： 双向推力球轴承 双列圆柱滚子轴承4.6 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) 确定摩擦片的径向尺寸：摩擦片的外径尺寸受到外形轮廓的限制，内径又由安装它的轴径d来决定，而内外径的尺寸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与性能。表示这一特性系数是外片内径D1与内片外径D2之比，即一般外摩擦片的内径可取：D1=1.5d=1.536=42mm;机床上采用的摩擦片值可在0.570.77范围内，此处取=0.67，则内摩擦片外径 ，取(2) 按扭矩确定摩擦离合面的数目Z：Z其中T为离合器的扭矩； K安全系数，此处取为1.3； P摩擦片许用比压，取为1.2MPa； f摩擦系数，查得f=0.06； S内外片环行接触面积，S（D22 D12）=1730.93mm2; 诱导摩擦半径，假设摩擦表面压力均匀分布，则=37.53mm；KV速度修正系数，根据平均圆周速度查表取为1.08；结合次数修正系数，查表为1.5；摩擦结合面数修正系数， 查表取为1； 将以上数据代入公式计算得Z=11.811.1，圆整为整偶数12，离合器内外摩擦片总数i=Z+1=13。(3) 计算摩擦离合器的轴向压力Q： (4) 摩擦片厚度b = 1，1.5，1.75，2毫米，一般随摩擦面中径增大而加大。内外片分离时的最小间隙为（0.20.4）mm。(5) 反转时摩擦片数的确定：普通车床主轴反转时一般不切削，故反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗确定。普通车床主轴高速空转功率Pk一般为额定功率P的2040%，取Pk = 0.4P，计算反转静扭矩为Pk = 2.2KW，代入公式计算出Z=6.984.5，圆整为整偶数8，离合器内外摩擦片总数为9。根据JB/T9190-1999选用机械式多片双联离合器，因为安装在箱内，所以采取湿式。查表可得离合器参数H=2.5，模数m=2.5。查离合器手册表1.2.6选用编号为2的离合器。5. 动力设计5.1 轴验算按弯扭合成校核经分析选危险轴轴进行校验（1）画受力简图画轴空间受力简图，将轴上作用力分解为垂直面受力图和水平面受力图分别求出垂直面上的支反力和水平面内的支反力。对于零件作用于轴上的分布载荷或转矩当作集中力作用于轴上零件的宽度中心。（2）轴上受力分析轴传递的转矩：齿轮的圆周力： 齿轮的径向力：由机械设计取，(3)计算作用于轴上的支反力水平面内的支反力:,垂直面内的支反力 , (4)计算轴的弯、转矩,并画弯、转矩图分别作出垂直面和水平面上的弯矩图，并按进行弯矩合成.画转矩图。（5）校验轴的强度一般而言，轴的强度是否满足只需对危险截面进行校验即可，而轴的当量弯矩较大且轴的直径最小处。截面处的当量弯矩为 转矩按脉动循环变化计算，取，则=128367强度校合：考虑键槽的影响，查机械设计附表12.8计算，选择轴材料为45钢，经调质处理，查机械设计表12.3显然，校验合格，故轴安全。轴上受力分析及弯矩、转矩图5.2 主轴验算 5.2.1 选定前端悬伸量a，参考机械装备设计P121，根据主轴端部的结构，前支承轴承配置和密封装置的型式和尺寸，这里选定a=120mm. 5.2.2 主轴支承跨距L的确定 一般最佳跨距考虑到结构以及支承刚度因磨损会不断降低，应取跨距L比最佳支承跨距大一些，再考虑到结构需要，这里取L=540mm。 5.2.3 计算C点挠度 1）周向切削力的计算 其中故，轴上受力分析 ， 2）驱动力Q的计算参考车床主轴箱指导书，其中所以 3）轴承刚度的计算 这里选用双列圆柱滚子轴承 根据求得： 4）确定弹性模量，惯性距I；和长度。 轴的材产选用45钢，查简明机械设计手册P6，有 主轴的惯性距I为： 主轴a段的惯性距可近似地算： 切削力P的作用点到主轴前支承支承的距离S=C+W，对于普通车床，W=0.4H，（H是车床中心高，设H=200mm)。 则： 根据齿轮、轴承宽度以及结构需要，取b=60mm 计算切削力P作用在S点引起主轴前端C点的挠度 代入数据并计算得=0.1299mm。 计算驱动力Q作用在两支承之间时，主轴前端C点的挠度 计算得：=-0.0026mm 求主轴前端C点的终合挠度水平坐标Y轴上的分量代数和为，计算得：=0.0297mm.。综合挠度。综合挠度方向角，又。因为，所以此轴满足要求。5.2 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2，齿轮7，齿轮12这三个齿轮。 齿轮12的齿数为18，模数为4，齿轮的应力： 1）接触应力： u-大齿轮齿数与小齿轮齿数之比； -齿向载荷分布系数；-动载荷系数；-工况系数；-寿命系数查机械设计表10-4及图10-8及表10-2分布得假定齿轮工作寿命是48000h，故应力循环次数为查机械设计图10-18得，所以：2） 弯曲应力： 查金属切削手册有Y=0.378，代入公式求得：=158.5Mpa 查机械设计图10-21e,齿轮的材产选45钢（整淬处理），大齿轮、小齿轮的硬度为60HRC，故有，从图10-21e读出。因为：，故满足要求，另外两齿轮计算方法如上，均符合要求。6.结构设计6.1 I轴（输入轴）的设计将运动带入变速箱的带轮一般都安装在轴端，轴变形较大，结构上应注意加强轴的刚度或使轴部受带的拉力（采用卸荷装置）。I轴上装有摩擦离合器，由于组成离合器的零件很多，装配很不方便，一般都是在箱外组装好I轴在整体装入箱内。我们采用的卸荷装置一般是把轴承装载法兰盘上，通过法兰盘将带轮的拉力传递到箱壁上。车床上的反转一般用于加工螺纹时退刀。车螺纹时，换向频率较高。实现政反转的变换方案很多，我们采用正反向离合器。正反向的转换在不停车的状态下进行，常采用片式摩擦离合器。由于装在箱内，一般采用湿式。在确定轴向尺寸时，摩擦片不压紧时，应留有0.20.4的间隙，间隙应能调整。离合器及其压紧装置中有三点值得注意：1） 摩擦片的轴向定位：由两个带花键孔的圆盘实现。其中一个圆盘装在花键上，另一个装在花键轴上的一个环形沟槽里，并转过一个花键齿，和轴上的花键对正，然后用螺钉把错开的两个圆盘连接在一起。这样就限制了轴向和周向德两个自由度，起了定位作用。2） 摩擦片的压紧由加力环的轴向移动实现，在轴系上形成了弹性力的封闭系统，不增加轴承轴向复合。3） 结构设计时应使加力环推动摆杆和钢球的运动是不可逆的，即操纵力撤消后，有自锁作用。I轴上装有摩擦离合器，两端的齿轮是空套在轴上，当离合器接通时才和轴一起转动。但脱开的另一端齿轮，与轴回转方向是相反的，二者的相对转速很高（约为两倍左右）。结构设计时应考虑这点。齿轮与轴之间的轴承可以用滚动轴承也可以用滑动轴承。滑动轴承在一些性能和维修上不如滚动轴承，但它的径向尺寸小。空套齿轮需要有轴向定位，轴承需要润滑。6.2 齿轮块设计齿轮是变速箱中的重要元件。齿轮同时啮合的齿数是周期性变化的。也就是说，作用在一个齿轮上的载荷是变化的。同时由于齿轮制造及安装误差等，不可避免要产生动载荷而引起振动和噪音，常成为变速箱的主要噪声源，并影响主轴回转均匀性。在齿轮块设计时，应充分考虑这些问题。齿轮块的结构形式很多，取决于下列有关因素：1） 是固定齿轮还是滑移齿轮；2） 移动滑移齿轮的方法；3） 齿轮精度和加工方法；变速箱中齿轮用于传递动力和运动。它的精度选择主要取决于圆周速度。采用同一精度时，圆周速度越高，振动和噪声越大，根据实际结果得知，圆周速度会增加一倍，噪声约增大6dB。工作平稳性和接触误差对振动和噪声的影响比运动误差要大，所以这两项精度应选高一级。为了控制噪声，机床上主传动齿轮都要选用较高的精度。大都是用766，圆周速度很低的，才选877。如果噪声要求很严，或一些关键齿轮，就应选655。当精度从766提高到655时，制造费用将显著提高。不同精度等级的齿轮，要采用不同的加工方法，对结构要求也有所不同。8级精度齿轮，一般滚齿或插齿就可以达到。7级精度齿轮，用较高精度滚齿机或插齿机可以达到。但淬火后，由于变形，精度将下降。因此，需要淬火的7级齿轮一般滚（插）后要剃齿，使精度高于7，或者淬火后在衍齿。6级精度的齿轮，用精密滚齿机可以达到。淬火齿轮，必须磨齿才能达到6级。机床主轴变速箱中齿轮齿部一般都需要淬火。6.3其他问题滑移齿轮进出啮合的一端要圆齿，有规定的形状和尺寸。圆齿和倒角性质不同，加工方法和画法也不一样，应予注意。选择齿轮块的结构要考虑毛坯形式（棒料、自由锻或模锻）和机械加工时的安装和定位基面。尽可能做到省工、省料又易于保证精度。齿轮磨齿时，要求有较大的空刀（砂轮）距离，因此多联齿轮不便于做成整体的，一般都做成组合的齿轮块。有时为了缩短轴向尺寸，也有用组合齿轮的。要保证正确啮合，齿轮在轴上的位置应该可靠。滑移齿轮在轴向位置由操纵机构中的定位槽、定位孔或其他方式保证，一般在装配时最后调整确定。6.4 传动轴的设计 机床传动轴，广泛采用滚动轴承作支撑。轴上要安装齿轮、离合器和制动器等。传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作。首先传动轴应有足够的强度、刚度。如挠度和倾角过大，将使齿轮啮合不良，轴承工作条件恶化，使振动、噪声、空载功率、磨损和发热增大；两轴中心距误差和轴芯线间的平行度等装配及加工误差也会引起上述问题。传动轴可以是光轴也可以是花键轴。成批生产中，有专门加工花键的铣床和磨床，工艺上并无困难。所以装滑移齿轮的轴都采用花键轴，不装滑移齿轮的轴也常采用花键轴。花键轴承载能力高，加工和装配也比带单键的光轴方便。轴的部分长度上的花键，在终端有一段不是全高，不能和花键空配合。这是加工时的过滤部分。一般尺寸花键的滚刀直径为6585。机床传动轴常采用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升、空载功率和噪声等方面，球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支撑孔的加工精度要求都比较高。因此球轴承用的更多。但是滚锥轴承内外圈可以分开，装配方便，间隙容易调整。所以有时在没有轴向力时，也常采用这种轴承。选择轴承的型号和尺寸，首先取决于承载能力，但也要考虑其他结构条件。同一轴心线的箱体支撑直径安排要充分考虑镗孔工艺。成批生产中，广泛采用定径镗刀和可调镗刀头。在箱外调整好镗刀尺寸，可以提高生产率和加工精度。还常采用同一镗刀杆安装多刀同时加工几个同心孔的工艺。下面分析几种镗孔方式：对于支撑跨距长的箱体孔，要从两边同时进行加工；支撑跨距比较短的，可以从一边（丛大孔方面进刀）伸进镗杆，同时加工各孔；对中间孔径比两端大的箱体，镗中间孔必须在箱内调刀，设计时应尽可能避免。既要满足承载能力的要求，又要符合孔加工工艺，可以用轻、中或重系列轴承来达到支撑孔直径的安排要求。两孔间的最小壁厚，不得小于510，以免加工时孔变形。花键轴两端装轴承的轴颈尺寸至少有一个应小于花键的内径。一般传动轴上轴承选用级精度。传动轴必须在箱体内保持准确位置，才能保证装在轴上各传动件的位置正确性，不论轴是否转动，是否受轴向力，都必须有轴向定位。对受轴向力的轴，其轴向定位就更重要。回转的轴向定位（包括轴承在轴上定位和在箱体孔中定位）在选择定位方式时应注意：二、 轴的长度。长轴要考虑热伸长的问题，宜由一端定位。三、 轴承的间隙是否需要调整。四、 整个轴的轴向位置是否需要调整。五、 在有轴向载荷的情况下不宜采用弹簧卡圈。六、 加工和装配的工艺性等。6.5 主轴组件设计主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件（车床）或者刀具（铣床、钻床等）的主轴参予切削成形运动，因此它的精度和性能直接影响加工质量（加工精度和表面粗糙度），设计时主要围绕着保证精度、刚度和抗振性，减少温升和热变形等几个方面考虑。6.5.1 各部分尺寸的选择主轴形状与各部分尺寸不仅和强度、刚度有关，而且涉及多方面的因素。1） 内孔直径车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶杆，必须是空心轴。为了扩大使用范围，加大可加工棒料直径，车床主轴内孔直径有增大的趋势。2） 轴颈直径前支撑的直径是主轴上一主要的尺寸，设计时，一般先估算或拟定一个尺寸，结构确定后再进行核算。3） 前锥孔直径前锥孔用来装顶尖或其他工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。4） 支撑跨距及悬伸长度为了提高刚度，应尽量缩短主轴的外伸长度。选择适当的支撑跨距，一般推荐取： =35，跨距小时，轴承变形对轴端变形的影响大。所以，轴承刚度小时，应选大值，轴刚度差时，则取小值。跨距的大小，很大程度上受其他结构的限制，常常不能满足以上要求。安排结构时力求接近上述要求。6.5.2 主轴轴承1）轴承类型选择主轴前轴承有两种常用的类型：双列短圆柱滚子轴承。承载能力大，可同时承受径向力和轴向力，结构比较简单，但允许的极限转速低一些。与双列短圆柱滚子轴承配套使用承受轴向力的轴承有三种：600角双向推力向心球轴承。是一种新型轴承，在近年生产的机床上广泛采用。具有承载能力大，允许极限转速高的特点。外径比同规格的双列圆柱滚子轴承小一些。在使用中，这种轴承不承受径向力。推力球轴承。承受轴向力的能力最高，但允许的极限转速低，容易发热。向心推力球轴承。允许的极限转速高，但承载能力低，主要用于高速轻载的机床。2）轴承的配置大多数机床主轴采用两个支撑，结构简单，制造方便，但为了提高主轴刚度也有用三个支撑的了。三支撑结构要求箱体上三支撑孔具有良好的同心度，否则温升和空载功率增大，效果不一定好。三孔同心在工艺上难度较大，可以用两个支撑的主要支撑，第三个为辅助支撑。辅助支撑轴承（中间支撑或后支撑）保持比较大的游隙（约0.030.07），只有在载荷比较大、轴产生弯曲变形时，辅助支撑轴承才起作用。轴承配置时，除选择轴承的类型不同外，推力轴承的布置是主要差别。推力轴承布置在前轴承、后轴承还是分别布置在前、后轴承，影响着温升后轴的伸长方向以及结构的负责程度，应根据机床的实际要求确定。在配置轴承时，应注意以下几点： 每个支撑点都要能承受经向力。 两个方向的轴向力应分别有相应的轴承承受。 径向力和两个方向的轴向力都应传递到箱体上，即负荷都由机床支撑件承受。3）轴承的精度和配合主轴轴承精度要求比一般传动轴高。前轴承的误差对主轴前端的影响最大，所以前轴承的精度一般比后轴承选择高一级。普通精度级机床的主轴，前轴承的选或级，后轴承选或级。选择轴承的精度时，既要考虑机床精度要求，也要考虑经济性。轴承与轴和轴承与箱体孔之间，一般都采用过渡配合。另外轴承的内外环都是薄壁件，轴和孔德形状误差都会反映到轴承滚道上去。如果配合精度选的太低，会降低轴承的回转精度，所以轴和孔的精度应与轴承精度相匹配。一、 轴承间隙的调整为了提高主轴的回转精度和刚度，主轴轴承的间隙应能调整。把轴承调到合适的负间隙，形成一定的预负载，回转精度和刚度都能提高，寿命、噪声和抗震性也有改善。预负载使轴承内产生接触变形，过大的预负载对提高刚度没有明显的小果，而磨损发热量和噪声都会增大，轴承寿命将因此而降低。轴承间隙的调整量，应该能方便而且能准确地控制，但调整机构的结构不能太复杂。双列短圆柱滚子轴承内圈相对外圈可以移动，当内圈向大端轴向移动时，由于1：12的内錐孔，内圈将胀大消除间隙。其他轴承调整也有与主轴轴承相似的问题。特别要注意：调整落幕的端面与螺纹中心线的垂直度，隔套两个端面的平行度都由较高要求，否则，调整时可能将轴承压偏而破坏精度。隔套越长，误差的影响越小。螺母端面对螺纹中心线垂直度、轴上和孔上套简两端平行度等均有严格的精度要求。6.5.3 主轴与齿轮的连接 齿轮与主轴的连接可以用花键或者平键；轴做成圆柱体，或者锥面（锥度一般取1：15左右）。锥面配合对中性好，但加工较难。平键一般用一个或者两个（相隔180度布置），两国特键不但平衡较好，而且平键高度较低，避免因齿轮键槽太深导致小齿轮轮毂厚度不够的问题。6.5.4 润滑与密封 主轴转速高，必须保证充分润滑，一般常用单独的油管将油引到轴承处。 主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要而困难。防漏的措施有两种： 1）堵加密封装置防止油外流。 主轴转速高，多采用非接触式的密封装置，形式很多，一种轴与轴承盖之间留0.10.3的间隙（间隙越小，密封效果越好，但工艺困难）。还有一种是在轴承盖的孔内开一个或几个并列的沟槽（圆弧形或形），效果比上一种好些。在轴上增开了沟槽（矩形或锯齿形），效果又比前两种好。 在有大量切屑、灰尘和冷却液的环境中工作时，可采用曲路密封，曲路可做成轴向或径向。径向式的轴承盖要做成剖分式，较为复杂。 2）疏导在适当的地方做出回油路，使油能顺利地流回到油箱。6.5.5 其他问题 主轴上齿轮应尽可能靠近前轴承，大齿轮更应靠前，这样可以减小主轴的扭转变形。 当后支承采用推力轴承时，推力轴承承受着前向后的轴向力，推力轴承紧靠在孔的内端面，所以，内端面需要加工，端面和孔有较高的垂直度要求，否则将影响主轴的回转精度。支承孔如果直接开在箱体上，内端面加工有一定难度。为此，可以加一个杯形套孔解决，套孔单独在车床上加工，保证高的端面与孔德垂直度。 主轴的直径主要取决于主轴需要的刚度、结构等。各种牌号钢材的弹性模量基本一样，对刚度影响不大。主轴一般选优质中碳钢即可。精度较高的机床主轴考虑到热处理变形的影响，可以选用或其他合金钢。主轴头部需要淬火，硬度为5055。其他部分处理后，调整硬度为220250。总结 毕业设计结束了，在这次的毕业设计中不仅检验了我所学习的知识，也培养了我如何去把握一件事情，如何去做一件事情，又如何完成一件事情。在设计过程中，与同学分工设计，和同学们相互探讨，相