最大加工直径为250mm的普通车床主轴箱设计（全套图纸）.pdf

1 课程设计 课程名称 机械装备设计课程设计(5 号参数) 实验（实践）编号 1 实验（实践）名称 车床主传动变速箱设计 实验（实践）学时 实验（实践）时间 2 设计任务书 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下： 工件最大回 转直径 Dmax(mm) 正转最低转速 nmin( min r ) 正转最高转速 nmin( min r ) 电机 功率 N（kw） 公比 250 112 2500 4 1.41 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 4 目 录 设计任务书 . 2 目 录 . 4 第 1 章 机床用途、性能及结构简单说明 . 6 第 2 章 设计部分的基本技术特性和结构分析 . 7 2.1 车床主参数和基本参数 . 7 2.2 确定传动公比 . 7 2.3 拟定参数的步骤和方法 . 7 2.3.1 极限切削速度 Vmax、Vmin . 7 2.3.2 主轴的极限转速 . 8 第 3 章 运动设计 . 9 3.1 主电机功率动力参数的确定 . 9 3.2 确定结构式 . 9 3.3 确定结构网 . 10 3.4 绘制转速图和传动系统图 . 10 3.5 确定各变速组此论传动副齿数 . 11 3.6 核算主轴转速误差 . 12 第 4 章 设计部分的动力计算 . 13 4.1 带传动设计 . 13 4.1.1 计算设计功率 Pd . 13 4.1.2 选择带型 . 14 4.1.3 确定带轮的基准直径并验证带速 . 14 4.1.4 确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角 . 15 4.1.5 确定带的根数 z . 16 4.1.6 确定带轮的结构和尺寸 . 16 4.1.7 确定带的张紧装置 . 16 4.1.8 计算压轴力 . 16 4.2 计算转速的计算 . 18 5 4.3 齿轮模数计算及验算 . 19 4.4 传动轴最小轴径的初定 . 24 4.5 主轴合理跨距的计算 . 25 4.6 轴承的选择 . 26 4.7 键的规格 . 26 4.8 变速操纵机构的选择 . 26 4.9 主轴合理跨距的计算 . 26 4.10 轴承寿命校核 . 27 第 5 章 设计部分的调节、润滑、维护保养、技术要求及其它 . 29 第 6 章 设计中的优缺点，存在的问题及改进意见 . 32 参考文献 . 33 6 第 1 章 机床用途、性能及结构简单说明 机床技术参数有主参数和基本参数，他们是运动传动和结构设计的依据，影响到机 床是否满足所需要的基本功能要求，参数拟定就是机床性能设计。主参数是直接反映机 床的加工能力、决定和影响其他基本参数的依据，如车床的最大加工直径，一般在设计 题目中给定，基本参数是一些加工件尺寸、机床结构、运动和动力特性有关的参数，可 归纳为尺寸参数、运动参数和动力参数。 通用车床工艺范围广，所加工的工件形状、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精 加工；用硬质合金刀具又用高速钢刀具。因此，必须对所设计的机床工艺范围和使用情 况做全面的调研和统计，依据某些典型工艺和加工对象，兼顾其他的可能工艺加工的要 求， 拟定机床技术参数， 拟定参数时， 要考虑机床发展趋势和同国内外同类机床的对比， 使拟定的参数最大限度地适应各种不同的工艺要求和达到机床加工能力下经济合理。 机床主传动系因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同，应满足的要求也不 一样。设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。 在设计时应结合具体机床进行具体分析，一般应满足的基本要求有：满足机床使用性能 要求。首先应满足机床的运动特性，如机床主轴油足够的转速范围和转速级数；满足机 床传递动力的要求。主电动机和传动机构能提供足够的功率和转矩，具有较高的传动效 率；满足机床工作性能要求。主传动中所有零部件有足够的刚度、精度和抗震性，热变 形特性稳定；满足产品的经济性要求。传动链尽可能简短，零件数目要少，以便节约材 料，降低成本。 7 第 2 章 设计部分的基本技术特性和结构分析 2.1 车床主参数和基本参数 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下： 工件最大回 转直径 Dmax(mm) 正转最低转速 nmin( min r ) 正转最高转速 nmin( min r ) 电机 功率 N（kw） 公比 250 112 2500 4 1.41 2.2 确定传动公比 根据【1】 78 P 公式（3-2）因为已知 32.22 112 2500 min max = n n Rn， 1 = z n R， =1.41 Z= lg lg n R +1=10 根据【1】 77 P 表 3-5 标准公比 。这里我们取标准公比系列 =1.41 因为 =1.41=1.06 6，根据【1】 77 P 表 3-6 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 1.41 的数列：112，160，224，315，450，630， 900，1250,1800,2500 2.3 拟定参数的步骤和方法 2.3.1 极限切削速度 Vmax、Vmin 根据典型的和可能的工艺选取极限切削速度要考虑： 允许的切速极限参考值如下： 表 1.1 加 工 条 件 Vmax(m/min) Vmin(m/min) 硬质合金刀具粗加工铸铁工件 3050 硬质合金刀具半精或精加工碳 钢工件 150300 8 螺纹加工和铰孔 38 2.3.2 主轴的极限转速 计算车床主轴极限转速时的加工直径，则主轴极限转速应为 结合题目条件，取标准数列数值， min n=112r/min 取41 . 1 = 考虑到设计的结构复杂程度要适中，故采用常规的扩大传动。各级转速数列可直接 从标准的数列表中查出，按标准转速数列为： 112，160，224，315，450，630，900，1250,1800,2500 9 第 3 章 运动设计 3.1 主电机功率动力参数的确定 合理地确定电机功率 N，使机床既能充分发挥其性能，满足生产需要，又不致使电机 经常轻载而降低功率因素。 根据题设条件电机功率为 4KW 可选取电机为：Y112M- 4 额定功率为 4KW，满载转速为 1440r/min. 3.2 确定结构式 对于 Z=10 可以按照 Z=12 进行分配，其中有 2 级是重复的。 已知 Z=2ax3b a，b 为正整数，即 Z 应可以分解为 2 和 3 的因子，以便用 2、3 联滑移齿轮实现变 速。 确定变速组传动副数目 实现 12 级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合： a）12=34 b）12=43 c）12=322 d）12=223 12=232 在上述的方案中 1 和 2 有时可以省掉一根轴。缺点是有一个传动组内有四个传动副。 如果用一个四联滑移齿轮的话则会增加轴向尺寸；如果用两个滑移双联齿轮，则操纵机 构必须互梭以防止两个滑移齿轮同时啮合。所以一般少用。 3，4，5 方案可根据下面原则比较：从电动机到主轴，一般为降速传动。接近电动机处 的零件，转速较高从而转矩较小，尺寸也较小。如使传动副较多的传动组放在接近电动 机处，则可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件就可少些，就省材料了。这就是“前多 后少”的原则。从这个角度考虑，以取 12=322的方案为好。 在 12=2 中，又因基本组和扩大组排列顺序的不同而有不同的方案。可能的六种方 案，其结构网和结构式见下面的图。在这些方案中可根据下列原则选择最佳方案。 1）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 轮的直径过大而使径向尺寸太大，常限制最小传动比 1/4。在升速时，为防止产生过大 的震动和噪声，常限制最大传动比。因此主传动链任一传动组的最大变速范围一般为。 10 方案 a b c d 是可行的。方案 d f 是不可行的。 同时，最后传动组与最后扩大组往往是一致的，安装在主轴与主轴前一传动轴的具 有极限或接近极限传动比的齿轮副承受最大扭矩，在结构设计上可以获得较为满意的处 理。这也就是最后传动组的传动副经常为 2 的另一原因。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41 min u ；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 2 max u。斜齿圆柱齿轮传动较平稳，可取5 . 2 max u。因此在主变速链任一变速组的最 大变速范围()108(25 . 0 )5 . 22( minmaxmax =uuR。在设计时必须保证中间变速轴 的变速范围最小。 综合上述可得：主传动部件的运动参数 2500 max =n， min n=112，Z=10，=1.41 3.3 确定结构网 根据“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,结构紧凑的原则易知第二扩大组的 变速范围 r= (P3-1)x=1.414=3.958 满足要求 631 22312= 3.4 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。 11 （2）绘制转速图： 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) 3.5 确定各变速组此论传动副齿数 (1)Sz100- 124,中型机床Sz=70- 100 (2)直齿圆柱齿轮Zmin18- 24,m4 12 图 2- 3 主传动系统图 （7）齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等，据设计要求 Zmin1824,齿数和 Sz 100124，由表 4.1，根据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表 2-2。 表 2-2 齿轮齿数 传动 比 基本组 第一扩大组 第二扩大组 1:1 1:2 1:1.41 1:1 1:2.8 2:1 1：2 代号 Z1 Z 1 Z2 Z 2 Z3 Z 3 Z4 Z4 Z5 Z5 Z6 Z 6 Z7 Z7 齿数 30 30 20 40 25 35 42 42 22 62 60 30 30 60 3.6 核算主轴转速误差 实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过10(- 1),即 n n 标准转速 标准转速实际转速n 10(- 1)=4.1 13 第 4 章 设计部分的动力计算 4.1 带传动设计 输出功率P=4kW,转速n1=1440r/min,n2=1250r/min 4.1.1 计算设计功率 Pd edAd PKP = 表表 4 工作情况系数 A K 工作机 原动机 类 类 一天工作时间/h 10 10 载荷 平稳 液体搅拌机；离心式水泵； 通风机和鼓风机 （7.5kW） ；离心式压缩 机；轻型运输机 1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3 载荷 变动小 带式运输机 （运送砂石、 谷 物） ，通风机（ 7.5kW ） ； 发电机； 旋转式水泵； 金属 切削机床；剪床；压力机； 印刷机；振动筛 1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4 载荷 变动较 大 螺旋式运输机；斗式上料 机；往复式水泵和压缩机； 锻锤； 磨粉机； 锯木机和木 工机械；纺织机械 1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6 载荷 变动很 大 破碎机 （旋转式、 颚式等） ； 球磨机；棒磨机；起重机； 挖掘机；橡胶辊压机 1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8 根据 V 带的载荷平稳，两班工作制（16 小时） ，查机械设计P296表表 4， 14 取 KA1.1。即1.1 44.4kW dAed PK PkW= 4.1.2 选择带型 普通 V 带的带型根据传动的设计功率 Pd 和小带轮的转速 n1 按机械设计P297 图 13 11 选取。 根据算出的 Pd4.4kW 及小带轮转速 n11440r/min ，查图得：dd=80100 可知应 选取 A 型 V 带。 4.1.3 确定带轮的基准直径并验证带速 由机械设计P298表 137 查得，小带轮基准直径为 80100mm 则取 dd1=100mm ddmin.=75 mm（dd1根据 P295表 13-4 查得） 表表 3 V 带带轮最小基准直径 mind d 槽型 Y Z A B C D E mind d 20 50 75 125 200 355 500 2 12 1 1440 =1.15,=100 1.15=115mm 1250 d d d d id d = 由机械设计P295表 13-4 查“V 带轮的基准直径” ，得 2d d=118mm 15 误差验算传动比： 2 1 118 =1.19 (1)100(12%) d d d i d = n （ 为弹性滑动率） 误差 1 1 1.191.15 100%100%2.04%5% 1.15 ii i i = n 符合要求 带速 1 100 1440 v=7.43/ 60 100060 1000 d d n m s = 满足 5m/s300mm，所以宜选用 E 型轮辐式带轮。 总之，小带轮选 H 型孔板式结构，大带轮选择 E 型轮辐式结构。 带轮的材料：选用灰铸铁，HT200。 4.1.7 确定带的张紧装置 选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。 4.1.8 计算压轴力 由机械设计P303 表 1312 查得，A 型带的初拉力 F0117.83N，上面已得到 1 a =172.63o，z=4，则 1 a172.63 2sin=24 117.83 sinN=940.72N 22 o o FzF = 对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、 工艺性好、 与带接触的工作表面加工精度要高， 以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小, 带轮由 轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的 17 工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通 V 带两侧面间的夹角是 40，为 了适应 V 带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通 V 带轮槽角 为 32、 34、36、38（按带的型号及带轮直径确定） ，轮槽尺寸见表 7-3。装在轴上的筒形 部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板） ，用来联接轮缘与 轮毂成一整体。 表 普通 V 带轮的轮槽尺寸（摘自 GB/T13575.1-92） 项目 符号 槽型 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基准线下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽对称面 至端面的距离 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小轮缘厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 带轮宽 B B =( z -1) e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 轮 槽 角 32 对应的 基准直 径 d d 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 18 38 - 80 118 190 315 475 600 极限偏差 1 0.5 V 带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式： （1） 实心带轮：用于尺寸较小的带轮(dd(2.53)d 时)，如图 7 -6a。 （2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd 300mm 时)，如图 7-6b。 （3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮(ddd) 100 mm 时)，如图 7 -6c 。 （4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd 500mm 时)，如图 7-6d。 （a） （b） （c） （d） 图 7-6 带轮结构类型 根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图（a）,大带轮选择腹板带轮 如图（b） 4.2 计算转速的计算 （1）主轴的计算转速nj，由公式n j=nmin )13/( z 得，主轴的计算转速nj=59.895r/min， 取63 r/min。 (2). 传动轴的计算转速 轴3=180r/min 轴2=180 r/min，轴1=355r/min。 （2）确定各传动轴的计算转速。各计算转速入表 3- 1。 表 3- 1 各轴计算转速 （3） 确定齿轮副的计算转速。齿轮 Z 6 装在主轴上其中只有 180r/min 传递全功率， 轴 号 轴 轴 轴 计算转速 r/min 355 180 180 19 故 Z 6 j=180 r/min。 依次可以得出其余齿轮的计算转速，如表 3- 2。 表 3- 2 齿轮副计算转速 序号 Z1 Z2 Z3 Z 4 Z5 n j 355 180 180 180 63 4.3 齿轮模数计算及验算 （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=163383 2 2 1 ) 1( jjm nuz Pu 可得各组的模数，如 表 3- 3 所示。 根据 j m 和 w m 计算齿轮模数，根据其中较大值取相近的标准模数： j m =163383 2 2 1 ) 1( jjm nuz Pu =16338 () 3 2 1 2 1 321 1 Jm s niZ KKKKu mm N齿轮的最低转速 r/min； T 顶定的齿轮工作期限，中型机床推存：T =1524 n k 转速变化系数； N k 功率利用系数； q k 材料强化系数。 s k （寿命系数）的极值 maxminss kk， 齿轮等转动件在接取和弯曲交边载荷下的疲劳曲线指数 m 和基准顺环次数 C0 1 k 工作情况系数。中等中级的主运动： 2 k 动载荷系数； 3 k 齿向载荷分布系数； Y 齿形系数； 根据弯曲疲劳计算齿轮模数公式为： 式中：N计算齿轮转动递的额定功率 N= dw N k 20 j n 计算齿轮（小齿轮）的计算转速 r/min m 齿宽系数mb m /=,8=m 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=1 1 2 Z Z ； （+）用于外啮合， （-）号用 于内啮合： ssTNnq kkk k k k=： 命系数； T k ：工作期限 ， T k =m C nT 0 60 ； T k 接= 3 10000000 2000035560 =3.49 T k 弯= 9 6 102 2000035560 =1.8 n k =0.84 n k 接 =0.58 n k 弯=0.90 q k 接=0.55 q k 弯=0.72 s k 接=3.49 0.84 0.58 0.55=0.94 =1.80.84 0.90 0.72=0.99 s k min k时，取 s k = maxs k，当 s k mins k时，取 s k = mins k； s k = maxs k=0.85 1 k =1.5； 2 k =1.2 3 k =1 Y =0.378 许用弯曲应力，接触应力，( pa M) W =354 pa M J =1750 pa M 6 级材料的直齿轮材料选；24 ir TMC 3 热处理 S-C59 按接触疲劳计算齿轮模数 m 1-2 轴由公式 mj=163383 2 2 1 ) 1( jjm nuz Pu 可得 mj=2.7mm，取 m=3mm 2-3 轴由公式 mj=163383 2 2 1 ) 1( jjm nuz Pu 可得 mj=2.4mm，取 m=3mm 21 3-4 轴由公式 mj=163383 2 2 1 ) 1( jjm nuz Pu 可得 mj=3.4mm，取 m=3.5mm 由于一般同一变速组内的齿轮尽量取同一模数，所以为了统一和方便如下取： 表 3- 3 模数 （2）基本组齿轮计算。 基本组齿轮几何尺寸见下表 按基本组最小齿轮计算。小齿轮用 40Cr，调质处理，硬度 241HB246HB，平均取 260HB，大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229HB246HB，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 j f s j MPa uBn NKKKKu zm =)( ) 1(102088 321 8 弯曲应力验算公式为： 组号 基本组 第一扩大组 第二扩大组 模数 mm 3 3 3.5 齿轮 Z1 Z1 Z2 Z2 Z3 Z3 齿数 30 30 25 35 20 40 分度圆直径 90 90 75 105 60 120 齿顶圆直径 96 96 81 111 66 126 齿根圆直径 82.5 82.5 67.5 97.5 52.5 112.5 齿宽 24 24 24 24 24 24 22 w s w MPa BYnzm NKKKK =)( 10191 2 321 5 式中 N-传递的额定功率（kW） ，这里取 N 为电动机功率，N=5kW; j n- - - - - 计算转速（r/min）; m- - - - - 初算的齿轮模数（mm）, m=3（mm）; B-齿宽（mm）;B=24（mm）; z-小齿轮齿数；z=20; u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比; s K - - - - - 寿命系数； s K = T K n K N K q K T K- - - - 工作期限系数； m T C Tn K 0 1 60 = T- - - - - - 齿轮工作期限，这里取 T=15000h.; 1 n- - - - - 齿轮的最低转速（r/min）, 1 n=500（r/min） 0 C- - - - 基准循环次数，接触载荷取 0 C= 7 10，弯曲载荷取 0 C= 6 102 m-疲劳曲线指数，接触载荷取 m=3；弯曲载荷取 m=6; n K - - - - 转速变化系数，查【5】2 上，取 n K =0.60 N K - - - - 功率利用系数，查【5】2 上，取 N K =0.78 q K- - - - - 材料强化系数，查【5】2 上， q K=0.60 3 K - - - - - 工作状况系数，取 3 K =1.1 2 K- - - - - 动载荷系数，查【5】2 上，取 2 K=1 1 K- - - - - - 齿向载荷分布系数，查【5】2 上， 1 K=1 23 Y- - - - - - 齿形系数，查【5】2 上，Y=0.386； j - - - - 许用接触应力（MPa）,查【4】 ，表 4- 7，取 j =650 Mpa； w - - - 许用弯曲应力（MPa） ，查【4】 ，表 4- 7，取 w =275 Mpa； 根据上述公式，可求得及查取值可求得： j =635 Mpa j w =78 Mpa w （3）第一扩大组齿轮计算。 扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 Z4 Z4 Z5 Z5 齿数 42 42 22 62 分度圆直径 126 126 66 186 齿顶圆直径 132 132 72 192 齿根圆直径 118.5 118.5 58.5 178.5 齿宽 24 24 24 24 （4）第二扩大组齿轮计算。 扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 Z6 Z6 Z7 Z7 齿数 60 30 30 60 分度圆直径 210 105 105 210 齿顶圆直径 217 112 112 217 齿根圆直径 201.25 96.25 96.25 201.25 齿宽 24 24 24 24 按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用 40Cr，调质处理，硬度 241HB246HB，平均 24 取 260HB，大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229HB246HB，平均取 240HB。 同理根据基本组的计算， 查文献【6】 ，可得 n K =0.62， N K =0.77， q K=0.60， 3 K =1.1， 2 K=1， 1 K=1，m=3.5， j n=355； 可求得： j =619 Mpa j w =135Mpa w 4.4 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 4 Tn （mm） 或 d=91 4 nj N （mm） 式中 d- - - 传动轴直径（mm） Tn- - - 该轴传递的额定扭矩（N*mm） T=9550000 J n N ； N- - - - 该轴传递的功率（KW） j n- - - - 该轴的计算转速 - - - 该轴每米长度的允许扭转角， = 0 1。 各轴最小轴径如表 3- 3。 表 3- 3 最小轴径 轴 号 轴 轴 最小轴径 mm 35 40 25 4.5 主轴合理跨距的计算 由于电动机功率P=4kw， 根据 【1】 表3.24， 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=124mm，主轴孔径为 30mm。 轴承刚度，主轴最大输出转矩 T=9550 n P =424.44N.m 设该机床为车床的最大加工直径为 250mm。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 75%，即 180mm，故半径为 0.09m； 切削力（沿 y 轴） Fc= 09 . 0 44.424 =4716N 背向力（沿 x 轴） Fp=0.5 Fc=2358N 总作用力 F= 22 p C FF+=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 l al + =5272.65 240 240120+ =7908.97N RB=F l a =5272.65 240 120 =2636.325N 根据 文献 【1】 式 3.7 得： Kr=3.39 1 . 0 Fr 8 . 0 La 9 . 0 )(iza 9 . 1 cos得前支承的刚度： KA= 1689.69 N/m ；KB= 785.57 N/m； B A K K = 57.785 69.1689 =2.15 主轴的当量外径 de=(80+60)/2=70mm，故惯性矩为 I= 64 )03 . 0 07 . 0 ( 44 =113.810- 8m4 = 3 aK EI A = 63 811 101 . 069.1689 108 .113101 . 2 =0.14 查【1】图 3- 38 得 a l0 =2.0，与原假设接近，所以最佳跨距 0 l =1242.0=240mm 合理跨距为（0.75- 1.5） 0 l ，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 26 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。 4.6 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6012 II轴：对称布置深沟球轴承6009 III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7012C 4.7 键的规格 I轴安装带轮处选择普通平键规格： 错误！未找到引用源。错误！未找到引用源。=10X56 II轴选择花键规格： N错误！未找到引用源。错误！未找到引用源。 d错误！未找到引用源。错误！未找到引用源。 =8X36X40X7 III轴选择键规格： 错误！未找到引用源。错误！未找到引用源。=14X90 4.8 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。 4.9 主轴合理跨距的计算 设机床最大加工回转直径为250mm,电动机功率P=3kw，,主轴计算转速为800r/min。 已选定的前后轴径为: 1 62dmm= 21 (0.7 0.85)55ddmm=定悬伸量a=85mm。 轴承刚度，主轴最大输出转矩: 27 错误！未找到引用源。错误！未找到引用源。 6 3.67 9.55 10=250346 140 N mm 设该车床的最大加工直径 250mm。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 45%，即 125mm 切削力（沿 y 轴） Fc=250.346/0.125=2781N 背向力（沿 x 轴） Fp=0.5 Fc=1390N 总作用力 F= 22 p C FF+=3109N 此力作用于工件上，主轴端受力为 F=3109N。 先假设 l/a=2，l=3a=255mm。前后支承反力 RA和 RB分别为 RA=F l al + =3109 85255 4145 255 + =N RB=F l a =3109 85 1036 255 =N 根据主轴箱设计得： r K =3.39 1 . 0 Fr 8 . 0 La 0.91.9 ( )cosiz 得前支承的刚度：KA= 1376.69 N/ m ；KB= 713.73 N/ m； B A K K = 1376.69 713.73 =1.93 主轴的当量外径 de=(85+65)/2=75mm，故惯性矩为 I= 4 0.075 64 =1.5510 -6m4 = 3 aK EI A = 116 36 2.1 101.55 10 1376.69 0.08510 =0.38 查主轴箱设计图 得 a l0 =2.5，与原假设接近，所以最佳跨距 0 l =852.5=212.5mm 合理跨距为（0.75-1.5） 0 l ，取合理跨距 l=250mm。 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=85mm，后轴径 d=55mm。后支承采用背对背安装 的角接触球轴承。 4.10 轴承寿命校核 由轴最小轴径可取轴承