设计某卧铣床主动传动系统已知主轴Nmin=315rpm公比1.12 z=12 N电=1440rpm.doc

机械制造装备综合课程设计2016-2017学年第1学期 题目: 设计某卧铣床主传动系统-11组数据 学 号： 姓 名： 班 级： 指导教师： 成 绩： 2全套图纸加扣3012250582摘 要 主传动系统设计是机床设计中非常重要的组成部分，本次设计主要由机床的级数入手，于结构式、结构网拟定，再到齿轮和轴的设计，再选择各种主传动配 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。 本次突出了结构设计的要求，在保证机床的基本要求下，根据机床设计的原 则，拟定机构式和结构网，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需要的同时，材料的选择也是采用折中的原则，没有选择过 高强度的材料从而造成浪费。 关键词：铣床、主传动系统、结构式、电动机。 铣床主传动系统设计 4目 录目 录3第1章 绪论5第2章 铣床参数设计72.1铣床主参数和基本参数72.2 确定最大转速72.3拟定参数的步骤和方法72.3.1 极限切削速度Vmax、Vmin72.3.2 主轴的极限转速7第3章 运动设计93.1 主电机功率动力参数的确定93.2确定结构式93.3 确定结构网103.4 绘制转速图和传动系统图103.5 确定各变速组此论传动副齿数113.6 核算主轴转速误差13第4章 动力计算144.1 带传动设计144.2选择带型154.3确定带轮的基准直径并验证带速154.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角164.5确定带的根数z174.6确定带轮的结构和尺寸174.7确定带的张紧装置174.8计算压轴力174.9 计算转速的计算194.10 齿轮模数计算及验算194.11 传动轴最小轴径的初定244.12 零件验算274.12.1 主轴刚度274.12.2 传动轴刚度324.12.3 齿轮疲劳强度354.13 轴承的选择364.14 键的规格374.15变速操纵机构的选择37第5章 主轴箱结构设计及说明375.1 结构设计的内容、技术要求和方案375.2 展开图及其布置38第6章 设计部分的调节、润滑、维护保养、技术要求及其它38参考文献41致 谢42 全套图纸加扣3012250582第1章 绪论机床的主传动系统的布局可分成集中传动和分离传动两种类型。主传动系统的全部变速结构和主轴组件集中装在同一个箱体内，称为集中传动布局；传动件和主轴组件分别装在两个箱体内，中间采用带或链传动，称为分离传动布局。 集中传动式布局的机床结构紧凑，便于实现集中操控，且只用一个箱体， 但传动结构运转中的振动和热变形。当采用背轮传动时，皮带将高速直接传给主 轴，运转平稳，加工质量好，低速时经背轮机构传动，转矩大，适应粗加工要求。 因为机床的类型、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。 本文设计的为普通铣床的传动系统，根据不同的加工条件，对传动系统的要求也不尽相同，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，从而获得最优的参数，使机床设计的最为合理。 1.主传动系分类和传动方式主传动系一般由动力源（如电动机）、变速装置及执行件（如主轴、刀架、 工作台），以及开停、换向和制动机构等部分组成。动力源给执行件提供动力，并使其得到一定的运动速度和方向；变速装置传递动力以及变换运动速度；执行件执行机床所需的运动，完成旋转或直线运动。 （1）主传动系可按照不同的特征来分类1）按驱动主传动的电动机类型可分为交流电动机驱动和直流电动机驱动。交流电动机驱动中又可分单速交流电动机或调速交流电动机驱动。调速交流电动机驱动又有多速交流电动机和无极调速交流电动机驱动。无极调速交流电动机通常采用变频调速的原理。 2）按传动装置类型可分为机械传动装置、液压传动装置、电气传动装置以及它们的组合。 3）按变速的连续性可分为分级变速传动和无级变速传动。2、变速机构变速方式分为有级变速和无级变速。有级变速机构有下列几种： 交换齿轮变速机构 这种变速机构的变速简单，结构紧凑，主要用于 大批量生产的自动或半自动机床，专用机床及组合机床等； 滑移齿轮变速机构 这种变速机构广泛应用于通用机床和一部分专用机床 离合器变速运动在离合器变速机构中应用较多的有牙嵌式离合器，齿轮 式离合器和摩擦片式离合器。 3、齿轮的布置与排列 变速组的滑移齿轮一般布置在主轴上，为了避免同一滑移齿轮变速组 内两对齿轮同时啮合，两个固定齿轮的间距应大于滑移齿轮的总宽度，即留有一 定的间隙（1-2mm), 如无特殊情况，应尽量缩小齿轮轴向排列尺寸。滑移齿轮的轴向位置排列通常有窄式和宽式两种，一般窄式排列轴向长度较小；为了减小变速箱的尺寸，既需缩短轴向尺寸，又要缩短径向尺寸，它们之间往往是相互联系的，应该根据具体情况考虑全局，恰当地解决齿轮布置题目； 在强度答应的条件下，尽量选取较小的齿数和并使齿轮的降速传动比大于 1/4。这样，既缩小了本变速组的轴间间隔，又不妨碍其它变速组的轴间间隔。 4、主传动的开停、制动装置 开停装置 开停装置是用来控制主轴的启动与停止的机构，开停方式有直接开、停 电动机和离合器开、停两种。当电动机功率较少时，可直接开停电动机，当电动 机功率较大时，可以用离合器实现主轴的启动和停止。 制动装置在装卸工件、丈量被加工面尺寸、更换刀具及调整机床时，常希看机床 主运动执行件尽快停止运动。所以主传动系统必须安装制动装置，一般可采用电 机反接制动，闸带制动，闸瓦制动。 42第2章 铣床参数设计2.1铣床主参数和基本参数铣床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下：2.2 确定最大转速 由公式R=，其中 =1.12，可以计算取得标准值Nmax=1120r/min首先找到最小极限转速315，再每跳过5个数取一个转速，即可得到公比为1.12的数列：再每跳过2个数取一个转速，即可得到公比为1.12的数列：315，355，400，450，500，560，630,710,800,900,1000,1120.2.3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螺纹加工和铰孔382.3.2 主轴的极限转速计算铣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，=315r/min取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：315，355，400，450，500，560，630,710,800,900,1000,1120共12级.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。拟定参考同类型的铣床选择电机功率为4KW可选取电机为：Y112M-4额定功率为4KW，满载转速为1440r/min.3.2确定结构式已知Z=x3ba，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=3 b）12=43 c）12=3 d）12=212=2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=3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。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。设计铣床主变速传动系时，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。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r8 满足要求 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。（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 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Sz100124，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。传动组a:由，时： 57、60、63、66、69、72、75、78时： 63、65、67、68、70、72、73、77时： 58、60、62、64、66、68、70、72、74、76可取72,于是可得轴齿轮齿数分别为：48、42、36。齿轮I轴齿数34323072轴齿数384042 表2-2 齿轮齿数传动比基本组第一扩大组第二扩大组1:1.121:1.251:1.411:11:1.411.41:11：1.6代号ZZZZZZZZZ5Z5ZZZ7Z7齿数34383240304242423549493934543.6 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10(-1)=4.1经过计算主轴转速误差各级转速误差转速误差小于4.1，因此不需要修改齿数。第4章 动力计算4.1 带传动设计输出功率P=4kW,转速n1=1440r/min,n2=1000r/min计算设计功率Pd表4 工作情况系数工作机原动机类类一天工作时间/h10161016载荷平稳液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（）；离心式压缩机；轻型运输机1.01.11.21.11.21.3载荷变动小带式运输机（运送砂石、谷物），通风机（）；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1.11.21.31.21.31.4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1.21.31.41.41.51.6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1.31.41.51.51.61.8根据V带的载荷平稳，两班工作制（16小时），查机械设计P296表4，取KA1.1。即4.2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1311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。4.3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3 V带带轮最小基准直径槽型YZABCDE205075125200355500由机械设计P295表13-4查“V带轮的基准直径”，得=132mm 误差验算传动比： （为弹性滑动率）误差 符合要求 带速 满足5m/sv300mm，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。4.7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。4.8计算压轴力 由机械设计P303表1312查得，A型带的初拉力F0125.15N，上面已得到=173.75，z=3，则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 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）4.9 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=442.5r/min，取450r/min。(2). 传动轴的计算转速 轴3=500r/min 轴2=710 r/min，轴1=1000r/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 各轴计算转速轴 号 轴 轴 轴计算转速 r/min 1000710500（3） 确定齿轮副的计算转速。齿轮Z装在主轴上其中只有450r/min传递全功率，故Zj=450 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ZZZZZn1000100010007104504.10 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=16338可得各组的模数，如表3-3所示。根据和计算齿轮模数，根据其中较大值取相近的标准模数：=16338=16338mm齿轮的最低转速r/min；顶定的齿轮工作期限，中型机床推存：=1524转速变化系数； 功率利用系数；材料强化系数。 （寿命系数）的极值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工作情况系数。中等中级的主运动： 动载荷系数；齿向载荷分布系数；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= 计算齿轮（小齿轮）的计算转速r/min 齿宽系数, Z1计算齿轮的齿数，一般取转动中最小齿轮的齿数： 大齿轮与小齿轮的齿数比，=；（+）用于外啮合，（-）号用于内啮合： 命系数； ：工作期限 ， =； =3.49=1.8=0.84 =0.58 =0.90 =0.55 =0.72 =3.49 0.84 0.58 0.55=0.94=1.80.84 0.90 0.72=0.99 时，取=，当时，取=；=0.85 =1.5； =1.2 =1 =0.378 许用弯曲应力，接触应力，() =354 =1750 6级材料的直齿轮材料选；24热处理S-C59 按接触疲劳计算齿轮模数m 1-2轴由公式mj=16338可得mj=2.7mm，取m=3mm2-3轴由公式mj=16338可得mj=2.4mm，取m=3mm3-4轴由公式mj=16338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 模数组号基本组第一扩大组第二扩大组模数 mm 333.5（2） 基本组齿轮计算。基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮Z1Z1Z2Z2Z3Z3齿数343832403042分度圆直径1021149612090126齿顶圆直径10812010212696132齿根圆直径94.5106.588.5112.582.5118.5 齿宽242424242424 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 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; -计算转速（r/min）; m-初算的齿轮模数（mm）; B-齿宽（mm）; z-小齿轮齿数; u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比; -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）, =500（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）第一扩大组齿轮计算。 扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮Z4Z4Z5Z5齿数42423549分度圆直径126126105147齿顶圆直径132132111153齿根圆直径118.5118.597.5139.5齿宽24242424（4）第二扩大组齿轮计算。 扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮Z6Z6Z7Z7齿数49393454分度圆直径171.5136.5119189齿顶圆直径178.5143.5126196齿根圆直径162.75127.75110.25180.25齿宽24242424按扩大组最小齿轮计算。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。 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 4.11 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，=。（6）传动轴的直径估算：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值见机械设计手册表7-12。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.根据以上原则各轴的直径取值： a.轴的设计计算:（1）选择轴的材料由文献1中的表11-1和表11-3选用45号钢，调质处理，硬度，。（2）按扭矩初算轴径 根据文献1中式（11-2），并查表11-2，取C=115，则 考虑有键槽和轴承，轴加大5%：所以取d=22mmb. 轴的设计计算:（1）选择轴的材料由文献1中的表11-1和表11-3选用45号钢，调质处理，硬度，。（2）按扭矩初算轴径 根据文献1中式（11-2），并查表11-2，取C=115，则 考虑有键槽，轴加大5%：所以取最小d=30mmc. 轴的设计计算:（1）选择轴的材料由文献1中的表11-1和表11-3选用45号钢，调质处理，硬度，。(2）按扭矩初算轴径 根据文献1中式（11-2），并查表11-2，取C=115，则 有键槽和轴承，轴加大5%：； 取d=38mm.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2230384.12 零件验算4.12.1 主轴刚度4.12.1.1 主轴支撑跨距的确定前端悬伸量：主轴前端的悬伸长度，即从主轴外侧前支撑中点（滚锥轴承及向心推力轴承则是接触角法线与轴线的交点处）到主轴前端的距离。这里选定。一般最佳跨距，考虑到结构以及支承刚度会因磨损而不断降低，应取跨距比最佳支承跨距 大一些，一般是的倍，再综合考虑结构的需要，本设计取。4.12.1.2 最大切削合力P的确定最大圆周切削力须按主轴输出全功率和最大扭矩确定（4-8）其中：电动机额定功率()，；主传动系统的总效率，为各传动副、轴承的效率，总效率。由前文计算结果， 。取；主轴的计算转速，由前文计算结果，主轴的计算转速为；计算直径，对于卧式铣床，为最大端铣刀计算直径，对于工作台宽度为320mm的卧式铣床,其端铣刀的计算直径及宽度分别为，可以得到，验算主轴组件刚度时，须求出作用在垂直于主轴轴线的平面内的最大切削合力。对于卧式升降台铣床的铣削力，一般按端铣计算。不妨假设本铣床进给系统的末端传动副有消隙机构，应采用不对称顺铣，则各切削分力、同的比值可大致认为； ； 。则，即与水平面成角，在水平面的投影与成角。4.12.1.3 切削力作用点的确定设切削力的作用点到主轴前支撑的距离为 （4-9）其中：主轴前端的悬伸长度，；对于普通升降台铣床。可以得到，4.12.1.4 齿轮驱动力Q的确定齿轮传动轴受输入扭矩的齿轮驱动力的作用而产生弯曲变形，当齿轮为直齿圆柱齿轮时，其啮合角，齿面摩擦角时，其弯曲载荷（4-10）其中：齿轮传递的全功率()，取；该齿轮的模数、齿数；该传动轴的计算工况转速。可以得到，4.12.1.5 变形量允许值的确定变形量允许值：对普通机床前端挠度的允许值，目前广泛 使用的经验数据（4-11）其中：主轴两支撑间的距离，。可以得到，4.12.1.6 主轴组件的静刚度验算图 4-4主轴组件纵向视图力的分布图 4-5主轴组件横向视图力的分布选定如图的直角坐标系，求各力同时作用下，前后轴承负荷的大小及其方向角，并判定象限。建立方程组计算主轴前后支撑处的支反力。的方向：的方向：在点的水平投影：在点的垂直投影：可以得到，即，方向与轴正方向夹角。，方向与轴正方向夹角。前后轴承的负荷大小与支反力大小相同，方向相反。故前后轴承的负荷为：，方向与轴正方向夹角。，方向与轴正方向夹角。按轴承的合成负荷，计算轴承的弹性位移。滚动轴承的径向刚度是支承刚度的主要部分，支承刚度还包括轴承环与轴颈及箱体孔的配合表面间的接触刚度。预紧的滚动轴承可以提高刚度。计算时可以忽略轴承环与轴颈以及箱体孔之间的接触刚度。仅以滚动轴承的游隙为零时，承受径向载荷来计算轴承的径向刚度，圆锥滚子轴承的径向刚度（4-12）其中：滚动体列数；每列中滚动体数；滚子有效长度；轴承的径向负荷；轴承的接触角。可以得到，前后支承轴承的弹性位移，分别计算各作用力对弹性主轴前端点产生的挠度。由简单载荷下简支轴的变形公式，轴自身变形引起的轴点挠度公式（4-13） （4-14） 其中：载荷力；材料的弹性模量，钢的；分别为轴的的抗弯惯性矩 （4-15）可以得到，可以得到，共同作用下，点的挠度分解将轴承的弹性位移分解为直角坐标分量，并计算它对主轴前端点产生的相应挠度值。点：点：在水平面（方向）点产生的挠度：在垂直面（方向）点产生的挠度：可以得到，将主轴组件前端c 点在直角坐标上的各分量进行代数叠加后，再合成综合挠度值并计算其方向角。分量：合成：方向角：由综合挠度，可见，故主轴通过校核。4.12.2 传动轴刚度4.12.2.1 齿轮驱动力Q的确定齿轮传动轴同时受输入扭矩的齿轮驱动力和输出扭矩的齿轮驱动阻力的作用而产生弯曲变形，当齿轮为直齿圆柱齿轮，其啮合角，齿面摩擦角时，其弯曲载荷（4-16）其中：该齿轮传递的全功率，取； 该齿轮的模数和齿数； 该传动轴的计算工况转速； 该轴输入扭矩的齿轮计算转速； 该轴输出扭矩的齿轮计算转速。由于轴上有三种不同的驱动力和三种不同的驱动阻力，故驱动力具体的计算结果在下文讨论。4.12.2.2 变形量允许值的确定齿轮传动轴的抗弯刚度验算，包括轴的最大挠度，滚动轴承处及齿轮安装处的倾角验算。其值均应小于允许变形量及，允许变形量可由参考文献4查得。由参考文献3知，对于传动轴，仅需要进行刚度计算，无须进行强度验算。4.12.2.3 主轴组件的挠度验算图5-4 传动轴II载荷分布其中是变速组1的驱动力，且3个驱动力不能同时作用；是变速组2的驱动阻力，且3个驱动阻力不能同时作用。可以得到对于输出驱动阻力，由于各种情况转速不定，故应在选定校核用轴速度以后计算。为了计算上的简便，可以近似地以该轴的中点挠度代替最大挠度，其最大误差不超过3%。由参考文献4，若两支承的齿轮传动轴为实心的圆形钢轴，忽略其支承变形，在单位弯曲载荷作用下，其中点挠度（4-17）其中：两支承间的跨距，；该轴的平均直径，；（4-18） 齿轮的工作位置至较近支撑点的距离； 输入扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度； 输出扭矩的齿轮在轴的中点引起的挠度；其余各符号定义与前文一致。可以得到，；。可以得到故引起的中点挠度最大，在计算合成挠度时使用，进行计算。此时轴转速为。可以得到，可以得到，故引起的中点挠度最大，在计算合成挠度时使用，进行计算。由参考文献4，中点的合成挠度（4-19）其中：被验算轴的中点合成挠度；在横截面上，被验算的轴与其前、后传动轴连心线的夹角；驱动力和阻力在横截面上，两向量合成时的夹角。（4-20）可以得到可以得到由综合挠度，可见，满足要求。由参考文献4，传动轴在支承点A、B处的倾角、（4-21）可以得到，可见，满足要求，故不用计算传动轴在齿轮处的倾角。综上，传动轴通过校核。4.12.3 齿轮疲劳强度验算变速箱中齿轮强度时，选择相同模数中承受载荷最大的及齿数最小的齿轮进行接触应力和弯曲应力计算。一般对高速转动的齿轮验算齿面接触应力，对低速转动的齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面软芯的渗淬火齿轮，一定要验算弯曲应力。因而此处仅验算与 这对齿轮。由参考文献4，齿面接触应力（4-22）齿根弯曲应力（4-23）其中：初算得到的齿轮模数，；传递的额定功率，；齿轮的计算转速，；大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，外啮合取“”号，内啮合取“”号；小齿轮的齿数；齿宽；许用接触应力，由参考文献5表13-16，齿轮材料选用45钢，高频淬火，可得；许用弯曲应力，；寿命系数；（4-24）工作期限系数；（4-25）齿轮在机床工作期限内的总工作时间，对于中型机床的齿轮，取，统一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为，为该变速组的传动副数，取，则；齿轮的最低转速，取；基准循环次数，对于钢和铸铁件，接触载荷取，弯曲载荷取；疲劳曲线指数，接触载荷取，弯曲载荷对正火、调质及整体淬硬件取，对表面淬硬（高频、渗碳、氮化等）件取；可以得到，；功率利用系数，取；转速变化系数，取；材料强化系数，取；可以得到，；齿向载荷分布系数，取；动载荷系数，取；工作状况系数，考虑载荷冲击的影响，主运动（中等冲击）取；齿形系数，取。可以得到，可见，。综上，齿轮通过校核。4.13 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7012C4.14 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 d =8X36X40X7 III轴选择键规格：BXL=14X90 4.15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。第5章 主轴箱结构设计及说明5.1 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。课程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。5.2 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。I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。这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。我们采用第一种方案，通过空心轴中的拉杆来操纵离合器的结构。总布置时需要考虑制动器的位置。制动器可以布置在背轮轴上也可以放在其他轴上。制动器不要放在转速太低轴上，以免制动扭矩太大，是制动尺寸增大。齿轮在轴上布置很重要，关系到变速箱的轴向尺寸，减少轴向尺寸有利于提高刚度和减小体积。第6章 设计部分的调节、润滑、维护保养、技术要求及其它1、为了减少铣床磨损，延长使用寿命，保证工件加工精度，应对铣床的所有摩擦部位进行润滑，并注意日常的维护保养。2、铣床的润滑形式常用以下几种，（1）浇油润滑：常用于外露的滑动表面，如导轨面和滑板导轨面等。（2）溅油润滑：常用于密闭的箱体中。如铣床的主轴箱中的传动齿轮将箱底的润滑油溅射到箱体上部的油槽中，然后经槽内油孔流到各润滑点进行润滑。（3）油绳导油润滑：常用于进给箱和溜板箱的油池中。利用毛线即吸油又渗油的特性，通过毛线把油引入润滑点，间断地滴油润滑。（4）弹子油杯注油润滑：常用于尾座、中滑板摇手柄及三杠（丝杠、光杠、开关杠）支架的轴承处。定期的用油枪端头油嘴压下油杯上的弹子，将油注入。油嘴撤去，弹子又回复原位，封住注油口，以防尘屑入内。（5）黄油杯润滑：常用于交换齿轮箱挂轮架的中间轴或不经常润滑处。事先在黄油杯中加满钙基润滑脂，需要润滑时，拧进油杯盖，则杯中的油脂就被挤压到润滑点中去。（6）油泵输油润滑：常用于转速高、需要大量润滑油连续强制润滑的场合。如主轴箱内许多润滑点就是采用这种方式。3、铣床的润滑要求: （1）铣床上一般都有润滑系统图，应