C6132机床主轴箱改进设计.doc

第九章 轴承 第1章 绪论1.1机床主轴箱传动系统设计的目的通过对车床主运动变速传动系统的结构设计，在拟定传动和变速的结构方案过程中，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1，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。同时可使我们学会理论联系实际的工作方法，培养独立工作的能力；学会基本的设计的方法；熟悉手册、标准、资料的运用；加强机械制图、零件计算、编写技术文件的能力，学会设计说明书的编写。为将来在工作中独立解决问题奠定基础1。本次毕业设计主要是对学校实验室现有的普通卧式C6132机床的改进。通过对学校现有机床的主轴箱传动系统的分析，我发现了其中的一些不足。其中对于12级变速的机床传动系统，7根传动轴有些过多，在我看来这对于传动效率的提高没有好处，为此我在现有12级变速不变的情况下，保证机床可以达到原定正转时的工作要求，按照现有的每一级转速的要求重新设计传动系统，最终通过计算得出一个较为合理且能够在正转时到达工作要求的一个简化的传动系统。1.2本课题在国内外的研究状况及发展趋势机床主轴箱的设计基本上都已经形成了一定的形式，基本都是在机床的传动系统方面有些许的不同，但整体上都是类似的。就我所找的资料来看这方面的发展似乎不是很快，一直维持在一个比较稳定的阶段。对于这些来说，通过提高零件的加工工艺，改善零件的材料来提高传动系统的传动效率可以作为未来的一个研究方向。但总体上改善传动系统才是最直接最有效的方法，希望在未来的科技研究中可以出现更好的更有利于机床工作的传动系统的出现。1.3设计任务和主要技术要求现在对普通卧式车床的基本知识和资料作些简要介绍。本次设计的是普通型卧式车床主轴箱。主要用于加工回转体。车床的主参数（规格尺寸）和基本参数：1.车床类型为C6132型卧式车床2.车床上工件最大回转直径为3203.刀架上最大工件回转直径为1804.主轴通孔直径为365.主轴前端锥孔为莫氏5号6.主轴转速级数为 正转 12级反转 4级7.主轴转速范围 正转 351600转/分 反转 411346转/分8.主电动机型号为R100L2-4B59.主电动机额定功率为310.主电动机额定转速为1420转/分11.确定公比为=1.411.4操作性能要求和结构方案确定1.采用皮带轮卸荷装置；2.手动操纵双向摩擦片离合器实现主轴的正反转及停止运动要求；3.主轴的变速由变速手柄完成。4.主轴传动系统采用V带齿轮传动；5.传动形式采用集中式传动；6.变速系统采用多联滑移齿轮变速。1.5改进目标在学校实验室现有机床的基础上，依旧选择原有的电动机型号，沿用原有的十二级变速，并且转速依旧为35，50，73，100，145，200，278，388，567，790，1200，1600这12个等级。通过数据计算，将现有主轴箱的传动系统简化为一个较为合理的形式，并且能够符合原有机床正转时的工作要求。 - 35 - 第2章 传动设计 第2章 传动设计 2.1电动机的选用由于改进设计是以实验室现有机床为基础，故设计时选用的电动机沿用现有机床的电动机型号，具体型号为R100L2-4B5，其额定功率为3.0，额定转速为1420，最高转速为1600r/min，最低转速为35r/min。 2.2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、换向、制动、操纵等整个传动系统的确定。传动方案及形式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关系。因此，确定传动方案及形式，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，传动形式更是众多，比如：传动形式上有集中传动，分离传动；扩大变速范围可用增加传动组数，也可采用背轮结构、分支传动等形式；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2。显然，可以选择的方案有很多，优化的方案也因条件而异。由于集中传动为全部变速结构和主轴组件集中装在同一个箱体内，分离传动则为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，这样结构尺寸较大，传动不集中。根据实际情况在本次设计中采用集中传动型式的主轴箱主传动。2.3结构式的拟定2.3.1 确定变速组传动副数目结构式拟定要遵循以下原则：1.每一变速组内传动副数目一般取2或3；2.在传动顺序上，各变速组应按“前多后少”的原则排列；3.转速扩大顺序应尽可能与传动顺序一致；4.各变速组的变速范围不应超过最大的变速范围；5.合理分配传动比，使中间轴有较高转速2。 通过以上原则，实现12级主轴速度变化的传动系统可以为以下三种组合形式，分别为12=62，12=43和12=322。 12级转速传动系统在选择其传动组安排方式时，考虑到机床主轴箱的具体结构、装置性能，应满足前多后少的原则，主轴上的传动副数对主轴加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴上的齿轮少一些为好。 第2章 传动设计 由于以上原因，最后确定传动式为12=322。2.3.2确定变速组扩大顺序12=322的传动副组合，对于降速，为了防止从动齿轮的直径过大而使径向尺寸太大，常常限制最小传动比1/4。对于升速，为了防止产生过大的振动和噪声，通常限制最大传动比2。主传动链任意传动的最大变速范围。根据参考文献2机械制造装备设计中的内容知12=322的变速系统有6种方案，选取。在设计时必须保证中间传动轴的变速范围最小，根据中间传动轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下图2-1所示：图2-1 结构网图2.3.3绘制转速图1.由于选择的电动机型号已定，其额定转速为1420；2.分配总降速传动比（确定是否需要增加降速的定比传动副），则总降速传动比为，若每一变速组的最小降速比均为，则3个变速组的总降速比可达到，故无需增加一个降速传动。但是，为使中间的2个变速组降速缓慢，以利于减小变速箱的径向尺寸，故在电动机轴与I轴间增加一个降速的带传动；3.确定传动轴轴数 传动轴轴数=变速组数+定比传动副数+1=3+0+1=4；4.确定各级转速并绘制转速图由=35，=1.41，z=12确定12级转速为35，50，73，100，145，200，278，388，567，790，1200，1600。检查传动组的变速范围时,只需检查第三扩大组，根据参考文献2机械制造装备设计中的内容计算得（），符合要求，故转速图绘制合适。现由以上数据绘制转速图如图2-2所示：图2-2 转速图2.4齿轮齿数的确定 齿轮齿数的确定必须在保证转速允许误差范围的前提下，对于闭式传动尽量符合减小模数，增加齿数的选定齿数的原则，同时又应考虑到要使齿轮结构紧凑，经过权衡，分析计算最后确定较为合理的齿数3。齿数是各个变速组分别进行计算确定的。根据转速图中各个传动副的传动比来确定齿数，带轮直径等。齿轮齿数的选择必须在满足转速要求的原则下进行。在一般的设计中，必须取小齿轮的齿数（为不发生根切所需的最小齿数值），并且值互为质数。在闭式传动中，对于一对齿轮传动而言，往往是轮齿的齿根弯曲疲劳强度足够。根据等强度原则，设计时希望使轮齿的齿面接触疲劳强度与齿根弯曲疲劳强度接近相等，来选择小齿轮的齿数。因此，常采用一种减少模数，增加齿数的设计方法，一方面可以减少齿轮结构，同时可提高重合度，传动平稳，改善传动质量，又可减少切齿的加工量，减少了工时。一般推荐小齿轮的齿数为。当各变速组的传动比确定后，可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可依据参考文献4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参考文献2机械制造装备设计表3-6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与最小齿轮之间的齿数差应大于或等于4，以保证滑移时齿轮外圆不相碰4。 变速组内齿轮模数相同的齿轮齿数的确定: 因为采用同一模数m，不采用变位齿轮，则各对齿轮的齿数和必然相等。 =常数 （2.4） 式中，：分别为齿轮副的主动轮和从动轮齿。 : 齿轮传动中心距,又因 （2.5）代入式(3-1)中有 （2.6） （2.7）已知选定，就可以求出任意齿轮的齿数。1.选定的三种条件(1) 必须是整数；(2)为使结构紧凑，应尽可能选的小一些。一般取6090，最好不大于100。极限情况下，齿数和不应超过120；(3)最小齿轮齿数一定要大于最小齿数。2.现在计算齿数和 (1)公比=1.41，对于变速组1： （2.8） （2.9）最小齿数必在的齿轮副中，根据参考文献2机械制造装备设计，选定最小齿数为22，查表2.1有找出时，查表得出最小齿数和，则的取值为。合理的齿数和取较少为宜，则确定=72。(2)公比=1.41，对于变速组2： （2.10） （2.11） 在取最小值，取，查表可取=88。(3)公比=1.41，对于变速组3： 由上面两个变速组的计算可以得出，取。则根据计算得出传动系统齿轮的齿数为如下表2-1所示：表2-1 变速组齿轮齿数表变速组第一变速组第二变速组第三变速组齿数和 72 88 90齿轮齿数3636324024484444236560301872 根据以上计算和分析，最后可以绘制出机床主轴箱的传动系统简图。采用12级变速，最高转速为，最低转速为。绘制传动系统简图如图2-3所示： 图2-3 传动系统简图 第3章 传动件估算 第3章 传动件估算3.1 V带的传动设计V带传动中，轴间距可以加大，由于是摩擦传动，带与轮槽之间会出现打滑，它可以减少冲击及吸收振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电动机输出轴的定比传动。现根据步骤对V带进行设计。1.选择V带的型号由于本次改进设计所用的机床载荷变动小，通常是空、轻载启动，且每日工作时间不大于10小时，查参考文献3机械设计表8-7得工作情况系数。 查参考文献3机械设计，应选A型带。2.确定带轮的计算直径为避免弯曲应力过大，小带轮的基准直径不能太小，即。查参考文献3机械设计表8-6和8-8得：小带轮基准直径为。大带轮基准直径由公式得到。（ ）故 （3.1）根据表8-8，圆整取。3.确定V带转速 （3.2） 取,由于，故V带转速合适。4.初步确定中心距 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， （3.3）计算得，初步确定中心距为5.V带的计算基准长度 （3.4） = =1428由参考文献3机械设计表8-2选基准长度为。6.确定实际中心距 （3.5）则实际中心距=586。7.验算小带轮包角 （3.6）故主动轮上的包角合适。8.确定V带条数根据参考文献3机械设计中公式 8-26得： （3.7）传动比 查表8-5得查参考文献3机械设计表8-2得：，查表8-4得， 所以取z=3根。9.计算预紧力 查参考文献3机械设计表8-3得q=0.18kg （3.8） 10.计算压轴力 （3.9）3.2各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5。3.2.1各轴的计算转速主轴的计算转速为主轴从最低转速算起，第一个三分之一转速范围内的最高一级转速，由转速图可知为100，即，轴IV有12级转速，则知其它三轴的计算转速为。 3.2.2各轴最小直径的确定有实心轴： （3.10）空心轴： （3.11）其中 P为电动机额定功率； n该传动轴的计算转速； (选取轴材料为45号钢，调质处理） 取24mm。 取24mm。 取32mm。 取50mm。3.3齿轮模数的确定和结构设计根据参考文献3机械设计中齿轮模数的初步计算公式初定齿轮的模数： m = 32 （3.12） 式中N 该齿轮传递的功率（）； z 所算齿轮的齿数； 该齿轮的计算转速（）。同一变速组中的齿轮取同一模数，故取最小的齿轮进行计算，然后取标准模数值作为该变速组齿轮的模数6。3.3.1第一变速组设计1.齿轮弯曲应力的计算，齿轮齿数为36的最小，其计算转速为388，得 2.齿面点蚀的计算 ，取A=72,由中心距A及齿数计算出模数 根据计算选取两者中的较大值，取，根据参考文献6机械原理表5-4取标准模数m=2mm。3.3.2第二变速组设计1.齿轮弯曲应力的计算 ，齿轮齿数为44的最小，计算转速为145,得 2.齿面点蚀的计算 ，取A=99,由中心距A及齿数计算出模数 根据计算选取两者中的较大值，取，根据参考文献6机械原理表5-4取标准模数m=2.5 mm。3.3.3第三变速组设计1.齿轮弯曲应力的计算 ，齿轮齿数为18的最小，计算转速为100 ，得 2.齿面点蚀的计算 ，取A=98,由中心距A及齿数计算出模数 根据计算选取两者中的较大值，取，根据参考文献6机械原理表5-4取标准模数m=3.5 mm。 3.4标准齿轮计算,由参考文献6机械原理表10-2查得以下公式: 1.齿顶圆 2.齿根圆 3.分度圆 4.齿顶高 5.齿根高 5 而齿宽的确定为（，m为模数），计算得出的齿宽如下：1.第一套啮合齿轮有2.第二套啮合齿轮有3.第三套啮合齿轮有一对啮合齿轮，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，主动轮比从动轮齿宽大，小齿轮的齿宽要稍大于大齿轮的齿宽7。由以上数据可以得出齿轮的齿宽数据。齿轮具体信息如表3-1所示：表3-1 传动系统齿轮参数/mm齿轮 齿数z模数m分度圆d分度圆齿根圆齿宽b136272766720236272766715续表3-1 传动系统齿轮参数/mm齿轮齿数z模数m分度圆d分度圆齿根圆齿宽b32424852432044829610091155322646859206402808475157442.5110115103.75258442.5110115103.75209232.557.562.551.252510652.5162.5167.5156.252011603.5210217201.253012303.510511296.253513183.5637054.253514723.5252259243.25303.5摩擦片式离合器的选择摩擦片式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。3.5.1 摩擦片的径向尺寸确定摩擦片的外径尺寸受到轮廓空间的限制，且受制于轴径d，而摩擦片的内外径又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和性能。表示这一特性系数的是外片内径与内片外径之比，即。一般外摩擦片内径可取：，取，。特征系数值可在0.570.77范围内取值，此处取，内摩擦片。3.5.2计算摩擦面中径及摩擦面平均线速度 (3.13） 3.5.3按扭矩选择摩擦片结合面的对数一般应使选用和设计的离合器额定静扭矩和额定动扭矩满足工作要求，由于普通机床是在空载下启动反向的，故只需按离合器结合后的静负载扭矩来计算。由参考文献2机械制造装备设计得： （3.14） 其中为离合器的扭矩 =9550= （3.15） K安全系数，此处取为1.3； P摩擦片许用比压，取为1.2； f摩擦系数，查得f=0.06； 速度修正系数，根据平均圆周速度查表取为1.15； 结合次数修正系数，查表为1； 摩擦面对数修正系数；将以上数据代入公式计算得9.38，圆整为整偶数12，离合器内外摩擦片总数i=Z+1=13。3.5.4计算摩擦离合器的轴向力 （3.16） 摩擦片厚度b = 1，1.5，1.75，2mm，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）。3.5.5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一般为额定功率的2040%，取 = 0.4，计算反转静扭矩为= 1.2，代入公式计算出Z=5.7，圆整为整偶数6，离合器内外摩擦片总数为7 。 摩擦片式离合器如下图3-1所示：图3-1 摩擦片式离合器 第4章 结构设计 第4章 结构设计4.1齿轮的结构设计当时，可做成腹板式结构，再考虑到加工问题，现决定把齿轮10做成腹板式结构，其余做成实心结构。齿轮10计算如下： 4.2传动轴间的中心距 4.3带轮结构设计4.3.1带轮的材料与结构形式常用的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，小功率时采用铸铝或塑料，本机床选用材料为HT200。根据V带计算，选用3根A型V带。由于轴要安装摩擦片式离合器及传动齿轮，为了改善它们的工作条件，保证加工精度，采用卸荷式带轮结构。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、腹板式、孔板式、椭圆轮辐式。V带轮的结构形式与基准直径有关，当带轮基准直径（为安装带轮的轴的直径，）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，可以用轮辐式7。带轮宽度：。4.3.2 V带的轮槽V带轮的轮槽与所选的V带型号相对应，如表4-1所示: 表4-1 轮槽截面尺寸槽型 e与相对应的A11.02.758.7150.39 _ _V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带的工作面与大轮的轮槽工作面紧密贴合，将V带轮轮槽的工作面夹角做成小于。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。4.4 V带的技术要求铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有砂眼、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，反之则做动平衡。其他条件参见中的规定3。 第5章 结构设计的说明 第5章 结构设计的说明5.1结构设计的内容、技术要求和方案主轴箱是机床的重要组成部分，因此有关主轴箱的设计一直还是许多专家致力研究的重要课题。当前对机床设计中稳定性与精确度的要求日渐提高，对零部件的限制条件也越来越多，越来越复杂，传统的经验公式已经无法满足设计要求。不仅从主轴箱本身的特点，还是设计手段与方法的整个趋势来看，对主轴箱进行改进设计是极其必要的8。主轴箱的结构设计包括传动件（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，用一张展开图和其他几张横截图表示，在此只画展开图来表示。主轴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：精度方面要求，刚度以及抗震性方面的要求，传动效率方面的要求，主轴前轴承处温度和温升的控制的要求，结构工艺性要求，操作方便、安全、可靠原则，标准化和通用化原则。主轴箱结构设计是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设计和多次修正，在正式画图前应该先画草图。目的是： 1.结构方案的选择和传动件的布置； 2.验证传动设计结果中有无干涉、摩擦，擦碰或其他不合理的情况，以便及时做出改正； 3.传动轴支承跨距、齿轮位于轴上的位置以及各轴相对位置的确定，可以用来确定各轴的受力方向和受力点，为轴以及轴承的强度验算提供必要的数据基础。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。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的轴上，以免制动扭矩太大，使制动尺寸增大。5.3 I轴（输入轴）的设计I轴上装有摩擦片式离合器，由于组成离合器的零件很多，装配很不方便，一般都是在箱体外先组装到I轴上再整体装入箱内。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。实现正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，常采用摩擦片式离合器。由于装在箱内，一般采用湿式形式。在确定轴向尺寸时，摩擦片不压紧时，应留有0.20.4mm的间隙，间隙应能调整。离合器及其压紧装置中有两点值得注意：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，和轴上的花键正对，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的两个自由度，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，不增加轴承轴向负荷。I轴上装有摩擦片式离合器，两端的齿轮是空套在轴上，当离合器接通时才能和轴一起转动。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。5.4传动轴轴系零件布置方式选择 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。传动轴可以是光轴也可以是花键轴，在本设计中与滑移齿轮装配的为花键轴。机床传动轴常采用的滚动轴承有球轴承和滚子轴承。在温升、空载功率和噪声等方面，球轴承都比滚子轴承优越。而且滚子轴承对轴的刚度、支撑孔的加工精度要求都比较高。因此球轴承用的更多，故在本设计中多数采用球轴承9。但是滚子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。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位置的正确性，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。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：1.轴的长度。长轴要考虑热伸长的问题，最好是由一端固定；2.轴承间隙是否需要调整；3.整个轴的轴向位置是否需要调整；4.在有轴向载荷的情况下不宜采用弹簧卡圈；5.加工和装配的工艺性等。5.5滑移齿轮的选择齿轮是主轴箱中的重要元件。齿轮同时啮合的齿数是呈周期性变化的。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，常成为主轴工作的主要噪声源，并影响主轴回转均匀性。在齿轮块设计时，应充分考虑以上这些问题。齿轮块的结构形式很多，取决于下列有关因素：1.采用的是固定齿轮还是滑移齿轮；2.滑移齿轮移动的方法；3.齿轮精度和加工方法。主轴箱中齿轮的作用是用来传递动力和运动。它的精度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。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，或者淬火后在珩齿。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。5.6其他问题滑移齿轮进出啮合的一端要用圆齿，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，应该注意。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，也有用整体齿轮的。要保证正确啮合，齿轮在轴上的位置应该正确可靠。滑移齿轮的轴向位置由操纵机构中的定位槽、定位孔或其他方式保证，一般在装配时做最后调整确定。 当后支承采用推力轴承时，推力轴承会承受前向后的轴向力，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，这样为了解决这个问题，可以加一个杯形套孔解决，套孔单独在车床上加工，保证高的端面与孔的垂直度。 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便可。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。 第6章 齿轮的强度校核 第6章 齿轮的强度校核6.1各齿轮的计算转速与校核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。1.第一变速组中，只需计算z = 24的齿轮，计算转速为790；2.第二变速组中，只需计算z = 23的齿轮，计算转速为388；3.第三变速组中，只需计算z = 18的齿轮，计算转速为145。现进行齿轮校核1.校核第一传动组齿轮，只需校核齿数为24的齿轮的强度 (6.1)由参考文献3机械设计查表得， 动载系数为 查参考文献3机械设计表10-5得：，齿轮弯曲疲劳强度极限，取安全系数有 2.校核第二传动组齿轮，只需校核齿数为23的齿轮的强度9 由参考文献3机械设计查表得：， 动载系数为 查参考文献3机械设计表10-5有，齿轮弯曲疲劳强度极限，取安全系数有3.校核第三传动组齿轮，只需校核齿数为18的齿轮的强度 由参考文献3机械设计查表得：， 动载系数为 查参考文献3机械设计表10-5有，齿轮弯曲疲劳强度极限，取安全系数有6.2齿轮的失效形式 齿轮传动就装置形式来说，有开式，半开式及闭式之分；就使用情况来说，有低速、高速及轻载、重载之别；就齿轮材料的性能及热处理工艺的不同，齿轮有较脆或较韧，齿面有较硬或较软的差别等。由于上述条件的不同，齿轮传动也就出现了不同的失效形式。一般说，齿轮传动的失效形式主要就是齿轮失效，而齿轮的失效形式又是多种多样的，较为常见的有轮齿折断，齿面磨损，齿面点蚀，齿面胶合，塑性变形等。对于本次设计的主轴箱的传动系统，由于是闭式传动，所以齿轮的失效形式多为齿面点蚀10。 第7章 主轴的验算和校核 第7章 主轴的验算和校核由主轴上组件的结构和尺寸可暂定主轴长度为L=600，主轴最大跨距为500mm。由于主轴箱各传动轴的应力都比较小，验算时，通常都是用复合应力公式进行计算，由参考文献3机械设计公式15-5得 （） (7.1）为复合应力（）为许用应力（）W轴危险断面的抗弯断面模数实心轴： (7.2)空心轴： (7.3)花键轴： (7.4)其中 d为空心轴直径，花键轴内径 D为空心轴外径，花键轴外径 d0为空心轴内径 b为花键轴的键宽 Z为花键轴的键数 M危险截面的最大弯矩 (7.5) T危险截面的最大扭矩 (7.6) 其中 N轴传递的最大功率 轴的计算转速齿轮的圆周力： (7.7) 第7章 主轴的验算和校核 齿轮的径向力： (7.8) 齿轮的法向载荷： (7.9) 轴的材料选用45钢，调质处理，查表可知轴许用应力为。 7.1作用在齿轮上力的计算已知齿数为72的齿轮的分度圆直径： 而圆周力： 径向力： 则轴向力： 已知齿数为30的齿轮的分度圆直径： 而圆周力： 径向力： 则轴向力： 7.2主轴上强度与最大扭矩计算主轴上的强度为：通过公式计算得最大扭矩为： 7.3主轴上弯矩的计算由预先设计好的主轴上齿轮的布置画出主轴的受力简图如图7-1所示11：图7-1 主轴受力简图在H方向上的受力图如下图7-2所示：图7-2 H方向受力图由受力平衡得，由分析定，以A为参考点，由弯矩平衡有： 得到，由以上的受力平衡得。从左端点A处的弯矩为： H面的弯矩图如下图7-3所示：图7-3 H面弯矩图在V方向上的受力如图7-4所示： 图7-4 V方向受力图 由受力平衡可知：，以A为参考点，由弯矩平衡有： 计算得：，由以上的受力平衡得。在V方向上的弯矩图为下图7-5所示：图7-5 V方向弯矩图 7.4轴的总弯矩及强度校核 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的地方12。由参考文献3机械设计得：轴的弯扭合成强度条件为 ： （7.10） 知（由前面的计算知主轴的直径，故这里取50)，根据数据计算得W=21195则 （7.11） 故由以上计算可知，主轴安全。暂定主轴长度选择600是符合条件的。同理，根据计算可以得知I轴，II轴，III轴都符合条件。 第8章 轴承 传动系统主轴结构简图如图7-6所示：图7-6 主轴结构简图第8章 轴承前面我们对主轴本身进行了结构设计和强度校核，但是影响刚性主轴性能的因素很多，除与主轴本身的刚度有关外，与主轴支承系统的刚性也有很大关系，由于主轴本身刚性不足引起的变形，占总变形的50%70%。因为支承刚性不足，引起的变形，占总变形的30%50%。这不难看出支承系统的刚性，在刚性主轴设计中是不可