CA6140机床普通车床主传动系统设计【4张CAD图纸+毕业答辩论文】
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目录
1.概述1
1.1机床主轴箱课程设计的目的1
1.2设计参数1
1.3 设计要求1
2.参数的拟定在· 1
2.1 确定极限转速1
2.2 主电机选择2
3.传动设计2
3.1 主传动方案拟定2
3.2 传动结构式、结构网的选择2
3.3转速图的拟定3
4. 传动件的估算3
4.1 三角带传动的计算3
4.2 传动轴的估算5
4.3 齿轮齿数的确定和模数的计算7
4.4 带轮结构设计11
4.5 传动轴间的中心距11
4.6 轴承的选择11
4.7 片式摩擦离合器的选择和计算12
5. 动力设计13
5.1 传动轴的验算13
5.2 齿轮校验18
5.3轴承的校验19
6.结构设计及说明20
6.1 结构设计的内容、技术要求和方案20
6.2 展开图及其布置20
6.3 I轴（输入轴）的设计21
6.4 齿轮块设计21
6.5 传动轴的设计22
6.6 主轴组件设计23
7.总结25
1.概述
1.1机床主轴箱课程设计的目的
1.掌握机床主传动部件设计过程和方法；
2.综合应用所学的理论知识，提高理论联系实际和综合设计的能力；
3.训练和提高设计的基本技能。
- 内容简介：
-
课程设计 CA6140机床 普通车床主传动系统设计 院 系 ： 机械工程学院 专 业 ： 机械设计制造及其自动化 年 级 ： 姓 名 ： 学 号 ： 佳木斯大学 2010年 04月 02日 nts目录 1.概述 . 1 1.1 机床主轴箱课程设计的目的 . 1 1.2 设计参数 . 1 1.3 设计要求 . 1 2.参数的拟定在 . 1 2.1 确定极限转速 . 1 2.2 主电机选择 . 2 3.传动设计 . 2 3.1 主传动方案拟定 . 2 3.2 传动结构式、结构网的选择 . 2 3.3 转速图的拟定 . 3 4. 传动件的估算 . 3 4.1 三角带传动的计算 . 3 4.2 传动轴的估算 . 5 4.3 齿轮齿数的确定和模数的计算 . 7 4.4 带轮结构设计 . 11 4.5 传动轴间的中心距 . 11 4.6 轴承的选择 . 11 4.7 片式摩擦离合器的选择和计算 . 12 5. 动力设计 . 13 5.1 传动轴的验算 . 13 5.2 齿轮校验 . 18 5.3 轴承的校验 . 19 6.结构设计及说明 . 20 6.1 结构设计的内容、技术要求和方案 . 20 6.2 展开图及其布置 . 20 6.3 I 轴（输入轴）的设计 . 21 6.4 齿轮块设计 . 21 6.5 传动轴的设计 . 22 6.6 主轴组件设计 . 23 7.总结 . 25 nts课程设计 第 1 页 1.概述 1.1机床 主轴箱 课程设计的目的 1.掌握机床主传动部件设计过程和方法； 2.综合应用所学的理论知识，提高理论联系实际和综合设计的能力； 3.训练和提高设计的基本技能。 1.2设计参数 参数 分组 Dmax nmax（ r/min） nmin（ r/min） N 电 （ kw） 级数 400 1000 22.4 1.41 4.5 12 400 1600 40 1.58 2 9 320 1400 31.5 1.41 4 12 1.3 设计 要求 1.主轴实现正反转，逆时针为正转； 反转级数为正转的一半，传动功率为正转的 40%； 反转转速值高出同级正转的 10%. 2.主轴为空心轴， 内孔直径按要求计算 . d 内 =D 平 70% =1/2(D 前 +D 后 ) 70% 3.主轴必须实现制动 . 4.必须设计操纵机构 . 5.必须考虑润滑系统的设置方案和具体的润滑部位 . 6.主轴距导轨的中心高 H 为 H/D=0.5 7.导轨的跨距 B 为 B/D=0.81 2.参数的拟定 在 2.1 确定极限转速 nRnn minmaxnts课程设计 第 2 页 1 znR 因为 =1.41 得nR=44.64 取nR=45 22.22/m a xm in nRnnr/min 取标准转速 22.4r/min 2.2 主电机选择 合理的确定电机功率，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 异步 电动机的 转速有 3000 /minr 、 1500 /minr 、 1000 /minr 、 750 /minr ，已知额P是 4KW，根据车床设计手册附录表 2 选 Y132S-4，额定功率 5.5kw ，满载转速1440 minr ， 87.0 。 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、 换向 、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 Z 、 Z 、个传动副。即 321 ZZZZ 传动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：baZ ，可以有 3种方案： nts课程设计 第 3 页 12=3 2 2； 12=2 3 2； 12=2 2 3 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=2 3 2。 3.2.3 结构式的拟定 对于 12=2 3 2 传动式，有 6 种结构式和对应的结构网。分别为： 621 23212 613 23212 142 23212 241 23212 316 23212 126 23212 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621 23212 3.3 转速图的拟定 4. 传动件的估算 4.1 三角带传动的计算 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。 (1)选择三角带的型号 根据公式 kwPKP aa 05.65.51.1 式中 P-电动机额定功率，aK-工作情况系数 查机械设计图 8-8因此选择 A型带 。 (2)确定带轮的计算直径 D ， D 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 D 不宜过小，nts课程设计 第 4 页 即 minDD 。查机械设计表 8-3， 8-7取主动轮基准直径 D =125mm。 由公式1212 DnnD )1( 式中： n -小带轮转速， n -大带轮转速 ， 所以 45.248)02.01(1257101 4 402 D ，由机械设计 A表 8-7取园整为 250mm。 (3)确定三角带速度 按公式 11 3 . 1 4 1 2 5 1 4 4 0 9 . 9 56 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0Dn mV s 因为 5m/minV25 m/min,所以选择合适。 (4)初步 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： 根据经验公式 1 2 0 1 20 . 7 2D D A D D m m 即： 262.5mm 0A750mm 取0A=600mm. (5)三角带的计算基准长度L A DDDDAL 202 5 0 1 2 53 . 1 42 6 0 0 1 2 5 2 5 02 4 6 0 01 7 9 5 . 5Lmm 由机械设计表 8-2，圆整到标准的计算长度 1800L mm (6)验算三角带的挠曲次数 1000 1 1 . 0 6 4 0smvu L 次符合要求。 (7)确定实际中心距 A 00A 26 0 0 1 8 0 0 1 7 9 5 . 5 26 0 2 . 2 5LLAmm （ ） (8)验算小带轮包角 nts课程设计 第 5 页 0 0 0 0211 1 8 0 5 7 . 5 1 6 8 1 2 0DDA ，主动轮上包角合适。 (9)确定三角带根数 Z 根据机械设计式 8-22得 : 00calpz p p k k 传动比 : 0.27 1 0/1 4 4 021 vvi查表 8-5c， 8-5d 得0p= 0.40KW,0p= 3.16KW 查表 8-8， k=0.97；查表 8-2，lk=0.95 7 . 1 8Z 2 . 1 93 . 1 6 0 . 4 0 . 9 7 0 . 9 5 所以取 Z3 根 (10)计算预紧力 查机械设计表 8-4， q=0.18kg/m 2022 . 55 0 0 17 . 1 8 2 . 55 0 0 1 0 . 1 8 9 . 9 59 . 9 5 3 0 . 9 72 0 7 . 5 2capF q vv z kN (11)计算 压轴 力 NFZF p3.1 2 3 82/1 6 8s in52.2 0 7322/s in)(2)(0m i n0m i n 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 主轴的计算转速 主轴的计算转速是低速第一个三分之一变速范围的最高一级转速： nts课程设计 第 6 页 m in/6341.14.22 131213m i nrnnnjz4.2.2 各传动轴的计算转速 轴 ：有 12 级转速，其中 80r/min通过齿轮获得 63r/min，刚好能传递全部功率： 所以： nV =80r/min 同理可得： n =250r/min ， n =630r/min ， n =630r/min,n =800r/min 4.2.3 各 轴直径的估算 4jPd K A m mN 其中： P-电动机额定功率 K-键槽系数 A-系数 -从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积； jn-该传动轴的计算转速。 计算转速jn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。 轴： K=1.06， A=120 所以41 7 . 5 0 . 9 6(1 2 0 1 . 0 6 ) 2 5 . 3800d m m m m ， 取 28mm 轴： K=1.06， A=120 42 7 . 5 0 . 9 6 0 . 9 9 0 . 9 8(1 2 0 1 . 0 6 ) 2 7 . 4630d m m m m , 取 30mm 轴： K=1.06， A=110 43 6 . 9 8 5 4 4 0 . 9 9 0 . 9 8(1 1 0 1 . 0 6 ) 3 8 . 5630d m m m m , 取 40mm 轴： K=1.06， A=100 44 6 . 9 8 5 4 4 0 . 9 9 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 8(1 0 0 1 . 0 6 ) 2502 7 . 4d m mmm , 取 30mm nts课程设计 第 7 页 此轴径为平均轴径，设计时可相应调整。 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 zS 及小齿轮的齿数可以从表 3-6（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 18 20。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：1 01 1u , 41.1 1112 u查机械制造装备设计表 3-6，齿数和 zS 取 84 Z =42， 2Z =42， 3Z =35， 4Z =49； 第二组齿轮： 传动比：1 01 1u ,2 21u ， 431u 齿数和 zS 取 90： 5Z=45，6Z=45，7Z=18，8Z=72，9Z=30，10Z=60； 第三组齿轮： 传动比： 21 1u ,2 41u 齿数和 zS 取 110： 11Z =73， 12Z =37， 13Z =22， 14Z =88， 4.3.2 齿轮模数的计算 (1) - 齿轮弯曲疲劳的计算： 1dN N 7 . 5 0 . 9 6 k w 7 . 2 k w 33 7 . 23 2 3 2 2 . 0 55 4 5 0 0jNm m mzn nts课程设计 第 8 页 （机床主轴变速箱设计指导 P36，jn为大齿轮的计算转速，可根据转速图确定） 齿面点蚀的计算：33 7 . 23 7 0 3 7 0 9 0560jNA m mn 取 A=90，由中心距 A及齿数计算出模数： 122 2 9 0 2 . 0 4 55 4 3 4jAm ZZ 根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。 取j 2.05m 所以取 2.5m (2) -齿轮弯曲疲劳的计算： 2N 7 . 5 0 . 9 6 0 . 9 9 0 . 9 8 0 . 9 9 k w 6 . 9 1 6 k w 33 6 . 9 1 63 2 3 2 2 . 6 26 3 2 0 0jNm m mzn 齿面点蚀的计算：33 6 . 9 1 63 7 0 3 7 0 1 2 0 . 5200NA m mn 取 A=121，由中心距 A及齿数计算出模数： 122 2 1 2 1 2 . 7 56 3 2 5jAm ZZ 根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。 取j 2.75m 所以取 3m (3) - 齿轮弯曲疲劳的计算： 3N 7 . 5 0 . 9 6 0 . 9 9 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 8 0 . 9 9 k w6 . 7 1 k w 33 6 . 7 13 2 3 2 2 . 6 46 5 8 0jNm m mzn 齿面点蚀的计算： 33 6 . 7 13 7 0 3 7 0 1 6 1 . 980NA m mn ， 取 A=162，由中心距 A及齿数计算出模数： 122 2 1 6 2 2 . 8 36 5 2 6jAm ZZ nts课程设计 第 9 页 根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。 取 2.83m 所以取 3m (4)标准齿轮： *2 0 h 1 c 0 . 2 5 度 ， ，从机械原理 表 10-2查得以下公式 齿顶圆 mhzd aa )2+(= *1齿根圆 *1( 2 2 )fad z h c m 分度圆 mzd= 齿顶高 mhh aa *=齿根高 mchhaf )+(= *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ad1 42 3 126 132 2 42 3 126 132 3 35 3 105 111 4 49 3 147 153 5 45 3 54 60 6 45 3 216 222 7 18 3 135 141 8 72 3 135 141 9 30 3 90 96 10 60 3 180 186 11 73 3 219 225 12 37 3 111 117 13 22 3 66 72 14 88 3 264 270 15 88 3 105 111 16 88 3 69 75 17 88 3 99 105 齿轮 齿根圆fd齿顶高ah齿根高fh1 118.5 3 3.75 2 118.5 3 3.75 nts课程设计 第 10 页 3 97.5 3 3.75 4 139.5 3 3.75 5 46.5 3 3.75 6 198.5 3 3.75 7 127.5 3 3.75 8 127.5 3 3.75 9 82.5 3 3.75 10 172.5 3 3.75 11 211.5 3 3.75 12 103.5 3 3.75 13 58.5 3 3.75 14 256.5 3 3.75 15 97.5 3 3.75 16 61.5 3 3.75 17 91.5 3 3.75 4.3.4齿宽确定 由公式 6 1 0 ,mmB m m 为 模 数得： 第一套啮合齿轮 6 1 0 2 . 5 1 5 2 5IB m m 第二套啮合齿轮 6 1 0 3 1 8 3 0IIB m m 第三套啮合齿轮 6 1 0 3 1 8 3 0IIIB m m 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121 7 , 1 5B m m B m m，3 17B mm，4 15B mm，5 6 78 9 1 01 9 , 1 8 , 1 81 8 , 1 9 , 1 8B m m B m m B m mB m m B m m B m m 1 1 1 2 1 3 1 41 9 , 1 8 , 1 8 , 1 9B m m B m m B m m B m m 4.3.5 齿轮结构设计 当 1 6 0 5 0 0am m d m m时，可做成腹板式结构，再考虑到加工问题，现敲定把齿轮 14做成腹板式结构。其余做成实心结构。齿轮 14计算如下： 0 1 0 1 42 7 0 1 2 4 2 2 2anD d Mmm ，4486D d m m，nts课程设计 第 11 页 331 . 6 1 . 6 8 6 1 3 8D d m m ， 2 0 30 . 2 5 0 . 3 50 . 3 2 2 2 1 3 825D D Dmm 1 0 3 / 2 1 8 0 , 1 2D D D m m C m m 4.4 带轮结构设计 查机械设计 P156 页，当 300dd m m 时 , 采 用 腹 板 式。 D 是轴承外径，查机械零件手册确定选用深沟球轴承 6211， d=55mm,D=100mm。带轮内孔尺寸是轴承外径尺寸 100mm。齿机械设计表 8-10 确定参数得： m i n8 . 5 , 2 . 0 , 9 . 0 , 1 2 , 8 , 5 . 5 , 3 8d a fb h h e f o带轮宽度： 1 2 5 1 8 2 7 6 4B z e f m m 分度圆直径： 280dd m m， 11 . 9 1 . 8 1 0 0 1 8 05 / 2 8 1 1 . 4 1 2d D m m m mC B m m 6 4 ,L B m m 4.5 传动 轴间的中心距 mmddd 1102 5.1225.972 21 mmd III 1322 132132 mmd IVI I I 5.1 362 1 681 05 4.6 轴承的选择 轴： 6208 D=80 B=18 深沟球轴承 轴： 7207C D=72 B=17 圆锥滚子 轴承 轴： 7207C D=72 B=17 圆锥滚子 轴承 轴： 7208C D=80 B=18 圆锥滚子 轴承 nts课程设计 第 12 页 4.7 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。 4.7.1 摩擦片的径向尺寸 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。 一般外摩擦片的外径可取： mmdD )62(1 d 为轴的直径，取 d=55，所以 1D 55+5=60mm 特性系数 是外片内径 1D 与内片外径 D2 之比 取 =0.7，则内摩擦片外径 mmDD 7.857.06012 4.7.2 按扭矩选择 摩擦片结合面的数目 一般应使选用和设计的离合器的额定静扭矩jM和额定动扭矩dM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。即： 202 1 0 0 07 . 0 3 1 . 4 1 0 0 0 03 . 1 4 0 . 0 6 7 5 7 5 3 6 . 4 1 . 08 . 8 9nMKZf D b p 取 Z=9 4.7.3 离合器的轴向拉紧力 由 KpSQ ，得： NQ 6.3 3 1 5 94.01.14.2 9 3 9 查机床零件手册，摩擦片的型号如下： 内片： Dp=72.85，查表取： D=85mm， d=55mm b=1.5mm,B=9.7mm H=23.5mm, =0.5mm 外片： Dp=72.85，查表取： D=87mm， d=56mm b=1.5mm,B=20mm nts课程设计 第 13 页 H=48mm,H1=42mm =0.5mm 内外片的最小间隙为： 0.2 0.4mm 4.7.4 反转摩擦片数 495507 . 5 0 . 9 61 . 3 9 5 5 0 0 . 9 6 0 . 9 88002 . 8 1 0jnjNM K M K N mnNm 202 1 0 0 02 . 8 1 0 0 0 03 . 1 4 0 . 0 6 7 5 7 5 3 6 . 4 1 . 03 . 5 5nMKZf D b p 取 Z=4 5. 动力设计 5.1 传动轴的验算 由于变速箱各轴的应力都比较小，验算时，通常 都是用复合应力公式进行计算： 57.0 22 bb WM （ MPa） b为复合应力 （ MPa） b为许用应力 （ MPa） W为轴危险断面的抗弯断面模数 实心轴： )(32 33 mmdW 空心轴： )()(132 3403 mmDddW 花键轴： )(32 )(32 324 mmdDdDZbDdW 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 nts课程设计 第 14 页 b 为花键轴的键宽 Z 为花键轴的键数 M 为在危险断面的最大弯矩 22 yx MMM N mm T为在危险断面的最大扭矩 jNNT 410955 N为该轴传递的最大功率 Nj为该轴的计算转速 齿轮的圆周力：DTPt 2齿轮的径向力：tr PP 5.05.1.1 轴的强度计算 轴： 26.696.087.05.7 2 IP mNNNnjI4 0 8.8 4 2 0 17 1 026.61055.91055.9445.1.2 作用在齿轮上的力的计算 已知大齿轮的分度圆直径： d=mz=2.5 39=97.5mm 圆角力： NDF t 9.1 5 3 25.97 75.7 4 7 2 822 2 径向力 ： NFFtr 45.7669.1 5 3 25.05.0 轴向力： NFFta 9.1532方向如图所示： nts课程设计 第 15 页 由受力平衡： 0FFFr12 拉F拉F=1759.2N rF =766.45N 所以 12 FF =（ 1759.2+766.45） = 2525.65N 以 a点为参考点，由弯矩平衡得： 1051F + rF （ 105+40） 2F （ 300+40+105） =0 所以： 1F =2245.5N 2F =280.1N 在 V面内的受力情况如下： nts课程设计 第 16 页 受力平衡 ： 021 FFFF tE即： 1759.2+1532.9 21 FF 0 以 a 点为参考点，由弯矩平衡： 1F 105 tF （ 105+40） + 2F （ 300 105 40） =0 所以 1F = 3629N 2F =3653N 在 V 面的弯矩图如下： 5.1.3 主轴抗震性的 验 算 （ 1） 支撑刚度，包括轴承的弹性变形和坐圈接触变形。 向心推力球轴承： =（ 0.70.002） d 圆锥孔双列向力短圆柱滚子轴承： = Rd 3104.0（ mm） 前轴承处 d=100， 100d ， R=5400kgf， kgfR 12500 所以： r =0.0108mm 1r =0.0251mm 坐圆外变形： )1(4Dddbrkr 对于向心球轴承： D=150， d=100， b=60，取 k=0.01 所以： mmr 016.0)150601(6010014.3 01.054004 nts课程设计 第 17 页 对于短圆柱滚子轴承： D=150， d=100， b=37，取 k=0.01， R=12500kgf 所以： mmr 053.0)150371(3710014.3 01.01 2 5 004 所以轴承的径向变形： r = mmrr 0 7 6.00 1 6.006.0 1r = 1r + 1r =0.05+0.053=0.103mm 支撑径向刚度： k= k g fRr63.71052076.05400 k g fRkr22.1 2 1 3 5 91 0 3.01 2 5 0 011 （ 2）量主要支撑的刚度折算到切削点的变形 )12)1(8.9 22 LaLakkkAPYBAz 其中 L=419mm， KA=121359.2kg/mm 所以： )12)1(8.9 22 LaLakkkAPYBAzmm0045.0)14191252419125)89.7 8 7 0 922.1 2 1 3 5 91(22.1 2 1 3 5 98.9294022（ 3）主轴本身引起的切削点的变形 FILPaYs 32 其中： P=2940N， a=125mm， L=419mm， E=2 107N/cm， D=91mm I=0.05（ D4-d4） =0.05（ 914-464） =3163377.25mm2 所以： FILPaYs 32 nts课程设计 第 18 页 mm3721025.425.3 1 6 3 3 7 710234 1 91 2 52 9 4 0（ 4） 主轴部件刚度 mNmmNYY PKsz/3 3 6/3 3 6 0 0 00 0 4 2 5.00 0 4 5.0 2 9 4 0 （ 5） 验算抗振性 co s)1(2 lim bKK cd 则： co s )1(2lim cdKKb所以： co s )1(2lim cdKKbmmDmm 1002.06.228.68c o s46.2)03.01(03.03 3 62m a x 所以主轴抗 振性满足要求。 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。 （ 1）接触应力公式： 4 12 0 8 8 1 0 v a sfju k k k k NQz m u B n u-大齿轮齿数与小齿轮齿数之比； k-齿向载荷分布系数；vk-动载荷系数；Ak-工况系数；sk-寿命系数 查 机 械 装 备 设 计 表 10-4 及图 10-8 及表 10-2 分布得1 . 1 5 , 1 . 2 0 ; 1 . 0 5 , 1 . 2 5H B F B v Ak k k k 假定齿轮工作寿命是 48000h，故应力循环次数为 nts课程设计 第 19 页 96 0 6 0 5 0 0 1 4 8 0 0 0 1 . 4 4 1 0hN n j L 次查机械装备设计图 10-18得 0 . 9 , 0 . 9F N H NKK，所以： 23372 1 1 . 1 5 1 . 0 5 1 . 2 5 0 . 9 7 . 5 0 . 9 6 0 . 9 82 0 8 8 1 0 18 1 . 0 2 4 1 0721 8 4 2 1 5 0 018f M P a （ 2） 弯曲应力： 521 9 1 1 0 v a swjk k k k NQz m B Y n 查金属切削手册有 Y=0.378，代入公式求得：wQ=158.5Mpa 查机械设计图 10-21e,齿轮的材产选 40Cr 渗 碳 ，大齿轮、小齿轮的硬度为 60HRC，故有 1650f M P a，从图 10-21e读出 920w M P a 。因为： ,f f w w ，故满足要求，另外两齿轮计算方法如上，均符合要求。 5.3轴承的校验 轴选用的是角接触轴承 7206 其基本额定负荷为 30.5KN 由于该轴的转速是定值 710 / m innr 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，应该对轴未端的滚子轴承进行校核。 齿轮的直径 2 4 2 . 5 6 0d m m 轴传递的转矩 nPT 95507 . 5 0 . 9 69 5 5 0 5 9 . 3710T Nm 齿轮受力 32 2 5 9 . 3 14126 0 1 0r TF d N 根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为 10602111 ll lFR rvN 352106014122 vRN 因轴承在运转中有中等冲击载荷， 又由于不受轴向力，按 机械设计表 10-5查得pfnts课程设计 第 20 页 为 1.2到 1.8，取 3.1pf，则有： 1 3 7 81 0 6 23.1111 RXfP p N 6.4 5 73 5 23.1222 RXfP p N 轴承的寿命 因为 21 PP ，所以按轴承 1的受力大小计算： 1.38309)137817200(8506010)(6010 3616 PCnL hh 故该轴承能满足要求。 6.结构设计及说明 6.1 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。 6.2 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nts课程设计 第 21 页 小体积。 6.3 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 0.2 0.4mm 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
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