CK6132卧式车床及控制系统设计论文.doc

571 总体方案1.1 CK6132的现状和发展 数控机床是以数控系统为代表的新技术对传统机械制造产业的渗透形成的机电一体化产品；其技术范围复盖很多领域：(1)机械制造技术；(2)信息处理、加工、传输技术：(3)自动控制技术；(4)伺服驱动技术；(5)传感器技术：(6)软件技术等。计算机对传统机械制造产业的渗透，完全改变了制造业。制造业不但成为工业化的象征，而且由于信息技术的渗透，使制造业犹如朝阳产业具有广阔的发展天地。数控技术的发展趋势： 1、智能化； 2、网络化；3、集成化 ；4、微机电控制系统；5、数字化 。我国数控产业发展的思考： 1、注重系统配套 ； 2、注重产品的可靠性 ；3、提倡创新，加强服务。1.2 CK6132卧式车床及控制系统的总体方案 由于该设计给出的已知条件是18级变速，对于主轴箱的设计采用双联齿轮、三联齿轮、拨叉、电磁离合器实现主轴的变速、正转、反转。进给部分用数控系统控制纵横两方向的步进电机，实现X、Y两方向的进给运动；刀架采用电动刀架；参考的普通机床拆除其中的丝杠、光杠进给箱、溜板箱，换上滚珠丝杠螺母副；在主轴后端加一主轴编码器，以便加工螺纹。2 机械部分设计计算说明2.1 主运动部分计算2.1.1 参数的确定一. 了解车床的基本情况和特点-车床的规格系列和类型1. 通用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。本次设计中的车床是普通型车床，其品种，用途，性能和结构都是普通型车床所共有的，在此就不作出详细的解释和说明了。 2.车床的主参数（规格尺寸）和基本参数（GB1582-79，JB/Z143-79）最大的工件回转直径D（mm）是320；刀架上最大工件回转直径D1大于或等于160；主轴通孔直径d要大于或等于28.8；主轴头号（JB2521-79）是4.5；最大工件长度L是5001000；主轴转速范围是：31.51600；级数范围是：18；纵向进给量mm/r0.032；主电机功率（kw）是34。 二. 参数确定的步骤和方法1. 极限切削速度umaxumin根据典型的和可能的工艺选取极限切削速度要考虑：工序种类 工艺要求 刀具和工件材料等因素。允许的切速极限参考值如机床主轴变速箱设计指导书。然而，根据本次设计的需要选取的值如下：取umax=300m/min； umin=8m/min。 加工条件硬质合金刀具粗加工铸铁件3050硬质合金刀具半精或精加工碳钢工件150300螺纹（丝杠等）加工铰孔382. 主轴的极限转速计算车床主轴的极限转速时的加工直径，按经验分别取（0.10.2）D和（0.450.5）D。由于D=320mm，则主轴极限转速应为： nmaxr/min ； nminr/min 由于转速范围 R= = 因为级数Z已知： Z=18级 。现以=和=代入R=得R=和 ，因此取=更为合适。 各级转速数列可直接从标准数列表中查出。标准数列表给出了以=1.06的从110000的数值，因=1.26=，从表中找到nmax=1600r/min，就可以每隔3个数值取一个数，得： 1600，1250，1000，800，630，500，400，315，250，200，160，125，100，80，63，50，40，31.5。3. 主轴转速级数z和公比 已知 =Rn Rn=且： z=因机床的电动机转速往往比主轴的大多数转速高，变速系统以降速传动居多，因此，传动系统中若按传动顺序在前面的各轴转速较高，根据转矩公式（单位N.m） T=，当传递功率一定时，转速较高的轴所传递的扭矩就较小，在其他条件相同时，传动件（如轴、齿轮）的尺寸就较小，因此，常把传动副数较多的变速组安排在前面的高速轴上，这样可以节省材料，减少传动系统的转动惯量。因此选择结构式如下： 18=。4. 主电机功率动力参数的确定 合理地确定电机功率N，使用的功率实际情况既能充分的发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。 目前，确定机床电机功率的常用方法很多，而本次设计中采用的是：估算法，它是一种按典型加工条件（工艺种类、加工材料、刀具、切削用量）进行估算。根据此方法，中型车床典型重切削条件下的用量： 根据设计书表中推荐的数值： 取 P=7.5kw 2.1.2 传动设计一.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，可考虑到本次设计的需要可以参考一下这个方案。确定传动组及各传动组中传动副的数目级数为Z的传动系统有若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有Z1、Z2、Z3个传动副。即 Z=Z1Z2Z3传动副数由于结构的限制以2或3为合适，即变速级数Z应为2和3的因子:Z=可以有几种方案，由于篇幅的原因就不一一列出了，在此只把已经选定了的和本次设计所须的正确的方案列出，具体的内容如下：传动齿轮数目 2x（3+3+2）+2x2+1=21个轴向尺寸 19b传动轴数目 6根操纵机构 简单，两个三联滑移齿轮，一个双联滑移齿轮二.组传动顺序的安排18级转速传动系统的传动组，可以安排成：3x3x2，2x3x3，或3x2x3选择传动组安排方式时，要考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。在轴上摩擦离合器时，应减小轴向尺寸，第一传动组的传动副不能多，以2为宜，本次设计中就是采用的2，一对是传向正传运动的，另一个是传向反向运动的。 主轴对加工精度、表面粗糙度的影响大，因此主轴上齿轮少些为好，最后一个传动组的传动副选用2，或者用一个定比传动副。三. 传动系统的扩大顺序的安排对于18级的传动可以有三种方案，准确的说应该不只有这三个方案，可为了使结构和其他方面不复杂，同时为了满足设计的需要，选择的设计方案是： 18=313329传动方案的扩大顺序与传动顺序可以一致也可以不一致，在此设计中，扩大顺序和传动顺序就是一致的。这种扩大顺序和传动顺序一致，称为顺序扩大传动。四. 传动组的变速范围的极限植在主传动系统的降速传动中，主动齿轮的最少齿数受到限制，为了避免被动齿轮的直径过大，齿轮传动副最小传动比umin，最大传动比umax2，决定了一个传动组的最大变速范围rmax=umax/nmin8 因此，要按照参考书中所给出的表，淘汰传动组变速范围超过极限值的所有传动方案。极限传动比及指数x，值为：极限传动比指数 1.26 x：umin= 值；umax=2 （x+）值：umin=8 五. 最后扩大传动组的选择正常连续的顺序扩大的传动（串联式）的传动结构式为： Z=Z11Z2Z1Z3Z1Z2即是： Z=18=3133292.1.3 转速图的拟定 运动参数确定以后，主轴各级转速就已知，切削耗能确定了电机功率。在此基础上，选择电机型号，确定各中间传动轴的转速，这样就拟定主运动的转图，使主运动逐步具体化。一. 主电机的选定 中型机床上，一般都采用三相交流异步电机为动力源，可以在系列中选用。在选择电机型号时，应按以下步骤进行：1. 电机功率N：根据机床切削能力的要求确定电机功率。但电机产品的功率已经标准化，因此，按要求应选取相近的标准值。 N=7.5kw2.电机转速nd 异步电机的转速有：3000、1500、1000、750r/min 类比同类机床CM6132，在此处选择的是： nd=1440r/min 这个选择是根据电机的转速与主轴最高转速nmax和轴的转速相近或相宜，以免采用过大的升速或过小的降速传动。3.双速和多速电机的应用 根据本次设计机床的需要，所选用的是：双速电机4.电机的安装和外形 根据电机不同的安装和使用的需要，有四种不同的外形结构，用的最多的有底座式和发兰式两种。本次设计的机床所需选用的是外行安装尺寸之一。具体的安装图可由手册查到。5.常用电机的资料 根据常用电机所提供的资料，选用： Y132M-4二.轴的转速 轴从电机得到运动，经传动系统化成主轴各级转速。电机转速和主轴最高转速应相接近。显然，从传动件在高速运转下恒功率工作时所受扭矩最小来考虑，轴转速不宜将电机转速下降得太低。 但如果轴上装有摩擦离合器一类部件时，高速下摩擦损耗、发热都将成为突出矛盾，因此，轴转速不宜太高。 轴装有离合器的一些机床的电机、主轴、轴转速数据： 参考这些数据，可见，车床轴转速一般取7001000r/min。另外，也要注意到电机与轴间的传动方式，如用带传动时，降速比不宜太大，否则轴上带轮太大，和主轴尾端可能干涉。因此，本次设计选用： n1=960r/min三.中间传动轴的转速 对于中间传动轴的转速的考虑原则是：妥善解决结构尺寸大小与噪音、震动等性能要求之间的矛盾。 中间传动轴的转速较高时（如采用先升后降的传动），中间转动轴和齿轮承受扭矩小，可以使用轴径和齿轮模数小写：d 、 m，从而可以使用结构紧凑。但是，这将引起空载功率N空和噪音Lp（一般机床容许噪音应小于85dB）加大： N空=) KW式中：C-系数，两支承滚动或滑动轴承C=8.5，三支承滚动轴承C=10；da-所有中间轴轴颈的平均直径（mm）；d主主轴前后轴颈的平均直径（mm）；n主轴转速（r/min）。（mz）a所有中间传动齿轮的分度圆直径的平均值mm；（mz）主主轴上齿轮的分度圆的平均值mm；q-传到主轴所经过的齿轮对数；-主轴齿轮螺旋角；C1、K-系数，根据机床类型及制造水平选取。我国中型车床、铣床C1=3.5。车床K=54，铣床K=50.5。从上诉经验公式可知：主轴转速n主和中间传动轴的转速和n对机床噪音和发热的关系。确定中间传动轴的转速时，应结合实际情况作相应修正：1.功率教大的重切削机床，一般主轴转速较低，中间轴的转速适当取高一些，对减小结构尺寸的效果较明显。2.速轻载或精密车床，中间轴转速宜取低一些。3.控制齿轮圆周速度u8m/s（可用7级精度齿轮）。在此条件下，可适当选用较高的中间轴转速。四.齿轮传动比的限制 机床主传动系统中，齿轮副的极限传动比：1. 升速传动中，最大传动比umax2。过大，容易引起震动和噪音。2. 降速传动中，最小传动比umin1/4。过小，则使主动齿轮与被动齿轮的直径相差太大，将导致结构庞大。 2.1.4 带轮直径和齿轮齿数的确定根据拟定的转速图上的各传动比，就可以确定带轮直径和齿轮的齿数。一. 带轮直径确定的方法、步骤1. 选择三角型号一般机床上的都采用三角带。根据电机转速和功率查图即可确定型号（详情见机床主轴变速箱设计指导4-1节）。但图中的解并非只有一种，应使传动带数为35根为宜。本次设计中所选的带轮型号和带轮的根数如下： B型带轮 选取3根2. 确定带轮的最小直径Dmin（D小）各种型号胶带推荐了最小带轮直径，直接查表即可确定。根据皮带的型号，从教科书机械设计基础教程查表可取： Dmin=140mm3.计算大带轮直径D大根据要求的传动比u和滑功率确定D大。当带轮为降速时： 三角胶带的滑动率=2%。三角传动中，在保证最小包角大于120度的条件下，传动比可取1/7u3。对中型通用机床，一般取12.5为宜。因此， 137.2mmD大343mm经查表取： D大=250mm二. 确定齿轮齿数 用计算法或查表法确定齿轮齿数，后者更为简单。根据要求的传动比u和初步定出的传动齿轮副齿数和Sz，查表即可求出小齿轮齿数。 在本次设计中采用的就是常用传动比的适用齿数（小齿轮）表就见教科书机床简明设计手册。不过在表中选取的时候应注意以下几个问题：1. 不产生根切。一般去Zmin1720。2. 保证强度和防止热处理变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚2mm，一般取5mm则zmin6.5+，具体的尺寸可参考图。3. 同一传动组的各对齿轮副的中心距应该相等。若莫数相同时，则齿数和亦应相等。但由于传动比的要求，尤其是在传动中使用了公用齿轮后，常常满足比了上述要求。机床上可用修正齿轮，在一定范围内调整中心距使其相等。但修正量不能太大，一般齿数差不能超过34个齿。4. 防止各种碰撞和干涉三联滑移齿轮的相邻的齿数差应大于4。应避免齿轮和轴之间相撞，出现以上的情况可以采用相应的措施来补救。5. 在同时满足以上的条件下齿轮齿数的确定已经可以初步定出，具体的各个齿轮齿数可以见传动图上所标写的。三. 主轴转速系列的验算主轴转速在使用上并不要十分准确，转速稍高或稍低并无太大影响。但标牌上标准数列的数值一般也不允许与实际转速相差太大。由确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计理论值难以完全相符合，需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过正负10（-1）%。即 或按公式： n= 如果超差，要根据误差的正负以及引起误差的主要环节，重新调整齿数，使转速数列得到改善。主运动传动链的传动路线表达式如下：所有主轴的详细的校核如下：输入到轴的转速 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9. 10. 11. 12. 13. 14. 15. 16. 17. 18. 在主轴上的18级转速分别校核后，都合格。四. 传动系统图的绘制 根据计算结果，用规定符号，以上是适当比例方格纸上绘制出转速图和主传动系统图。2.1.5 传动件的估算和验算传动方案确定后，要进行方案的结构化，确定个零件的实际尺寸和有关布置。为此，常对传动件的尺寸先进行估算，如传动轴的直径、齿轮模数、离合器、制动器、带轮的根数和型号等。在这些尺寸的基础上，画出草图，得出初步结构化的有关布置与尺寸；然后按结构尺寸进行主要零件的验算，如轴的刚度、齿轮的疲劳强度等，必要时作结构和方案上的修改，重新验算，直到满足要求，最后才能画正式装备图。对于本次设计，由于是毕业设计，所以先用手工画出草图，经自己和指导老师的多次修改后，再用计算机绘出。一. 三角带传动的计算三角带传动中，轴间距A可以较大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，亦可因而缓和冲击及隔离震动，使传动平稳。带传动结构简单，但尺寸，机床中多用于电机输出轴的定比传动。1. 选择三角带的型号根据计算功率Nj（kw）和小带轮n1（r/min）查图选择带的型号。计算功率Nj=KWNd kW 式中 Nd电机的额定功率， KW工作情况系数。车床的起动载荷轻，工作载荷稳定，二班制工作时，取： KW=1.1带的型号是： B型号2. 确定带轮的计算直径D1、D2 1）.小带轮计算直径D1 皮带轮的直径越小，带的弯曲应力就越大。为提高带的使用寿命，小带轮直径D1不宜过小，要求大雨许用最小带轮直径Dmin，即D1Dmin。各型号带对应的最小带轮直径Dmin可查表。 D1=/min2）.大带轮计算直径D2 =式中: n1-小带轮转速r/min; n2-大带轮转速r/min; -带的滑动系数,一般取0.02.算后应将数字圆整为整数。3）.确定三角带速度u 具体的计算过程如下： =对于O、A、B、C型胶带，5m/su25m/s。而u=510m/s时最为经济耐用。此速度完全符合B型皮带的转速。 4）.初定中心距A0： 带轮的中心距，通常根据机床总体布局初步选定，一般可以在下列范围内选取： A0=（0.62）（D1+D2） mm = 取 A0=mm 中心距过小，将降低带的寿命；中心距过大时，会引起带振动。中型车床电机轴至变速箱带轮的中心距一般为mm。5）.确定三角带的计算长度L0及内周长LN。 三角带的计算长度是通过三角带截面重心的长度。 =圆整到标准的计算长度 L=mm 经查表 LN=mm 修正值 Y=6）.验算三角带的扰曲次数u 40 次/s （则合格） 式中：m-带轮个数。如u超限。可加大L（加大A）或降低u（减少D2、D1）来解决。 代入数据得 =10.5 次/s 40 次/s是合格的，不需作出任何修改。7）.确定实际中心距A mm8）.验算小带轮包角1 1180-（D2-D1）/A*60120 如果1过小，应加大中心距或加张紧装置。 代入数值如下： =176.98120经校核合格。9）.确定三角带根数z 式中：N0-单根三角带在 1=180、特定长度、平稳工作情况下传递的功率值。 C1-包角系数。参数的选择可以根据书中的表差取： N0=2.71C1=0.99Kw=1.1 带入数值得： 所以，传动带根数选 。次此公式中所有的参数没有作特别说明的都是从机床主轴变速箱设计指导二.传动轴的估算和验算传动轴除了应满足强度要求外，还应满足刚度要求。强度要求保证轴在反复载荷和扭转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，不允许有较大的变形。因此，疲劳强度不是主要矛盾。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致产生过大的变形。如果刚度不足，轴上的零件如齿轮、轴承等将由于轴的变形过大而不能正常工作，或者产生振动和噪声、发热、过早磨损而失效。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。通常，先按扭转刚度估算轴的直径，画出草图之后，再根据受力情况、结构布置和有关尺寸，验算弯曲刚度。1.传动轴直径的估算传动轴直径按扭矩刚度用下列公式估算传动轴直径： 其中：N该传动轴的输入功率N=Nd kwNd电机额定功率；从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积（不计该轴轴承上的效率）。nf该传动轴的计算转速r/min。计算转速nf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而确定，而中型车床主轴的计算转速为： 每米长度上允许的扭转角（deg/m），可根据传动轴的要求选取。根据参考书中所给出的公式和本次设计所必须满足的条件，在传动过程中所有轴的直径的估算如下： nj（主）=nminz/3-1 =100 r/min主轴 nj=n6=100 r/min ； 轴 nj=n7=125 r/min ； 轴 nj=n11=400 r/min ； 轴 nj=n14=800 r/min ； 轴 nj=800 r/min ；由 ： 则计算主轴和中间轴的直径d最终选取值如下：主轴 d5=46.27,取d5=60 mm ； 轴 d4=43.48,取d4=45 mm ； 轴 d3=32.92,取d3=35mm ； 轴 d2=27.82,取d2=30 mm ； 轴 d1=27.958,取 d1=30 mm ；3. 传动轴刚度的验算： 1）.轴的弯曲变形的条件和允许值机床主传动的弯曲刚度验算，主要验算轴上装齿轮和轴承处的桡度y和倾角。各类轴的桡度y和装齿轮和轴承处倾角，应小于弯曲刚度的许用值Y和值，即： yY； 由于书写量比较大而篇幅不足的原因，所以在此就省了。2）.轴的弯曲变形计算公式 计算轴本身变形产生的桡度y和倾角时，一般常将轴简化为集中载荷下的简支梁，按参考书中的表中的有关公式进行计算。当轴的直径相差不大且计算精度要求不高时，可把轴看作等径轴，采用平均直径来进行计算。计算花键轴的刚度时可采用直径或当量直径。由于本次设计的说明书的篇幅和时间的关系就不在此详细的列出了。但一般的计算公式为：矩形花键轴：平均直径 当量直径 惯性距本次设计机床中长采用矩形花键轴的：花 键 轴 尺寸 （GB1144-74） 平均直径 当量直径 极惯性距 惯性距 58976 29488 332609 59565三.齿轮模数的估算和计算 按接触疲劳和弯曲强度计算齿轮模数比较复杂，而且有些系数只有在齿轮个参数都已知道后方可确定，所以只在草图画完之后校核用。在画草图之前，先估算，再选用标准齿轮模数。齿面点蚀的估算：其中nj为大齿轮的计算转速，A为齿轮中心距。由中心距A及齿数z1、z2求出模数： 根据估算所得mj的值，由标准的模数表查取相近的标准模数。本次设计中的模数计算与选取如下：轴传到轴的模数：齿面点蚀的估算： 根据实际情况作出的调整：取mj=2.5mm轴传到轴的模数： 根据实际情况作出的调整：取mj=4mm轴传到轴的模数： 取A=122mm 根据实际情况作出的调整：取mj=4mm轴传到轴的模数： 根据实际情况作出的调整：取mj=4mm以上所有的模数的选取都是根据参考书机械原理所提供的模数表中选取的标准值。四.电磁离合器的选择 摩擦电磁离合器目前在数控机床中应用十分广泛，因为它可以在运转中自动的接通或脱开，且具有结合平稳，没有冲击、构造紧凑的特点，部分零件已经标准化，多用于机床主传动。选用时应作必要的计算。 根据初步的计算可从离合器的选择与运用一书中选取，所有的作图和计算尺寸都见书中的表。1.按扭距选择一般应使用和设计的离合器的额定静扭距Mj和额定扭距Md满足工作要求，由于普通车床是在空载下启动和反向的，故只需按离合器结合后的静负载扭距来选。即： 对于需要在负载下启动和变速，或启动时间有特殊要求时，应按动扭距设计离合器。2.步骤：1）.决定外摩擦片的内径d。根据结构需要，如为轴装式时，摩擦片的内径d应比安装轴的轴径大26mm。2）.选择摩擦片尺寸： 可以在参考书中选择，具体的型号见图纸。3）.计算摩擦面对数z式中：f-摩擦片间的摩擦系数（有表可选）； -许用压强MPa（有表可选）； D-摩擦片内片外径mm（有表可选）； d-摩擦片外片内径mm（有表可选）； Ku-速度修正系数（有表可选）； Kz-结合面数修正系数（有表可选）； Km-结合次数修正系数（有表可选）。代入数值得：取Z=9。2.1.6 展开图设计一. 结构设计的内容，技术要求和方法1.设计的内容 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接件的结构设计与布置，用一长展开图表示。2.技术要求 主轴变速箱是机床的主要部件。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（这是本次设计的中型车床的数据）。1）.精度 车床主轴部件要求比较高的精度。如： 主轴的径向跳动 0.01mm ； 主轴的横向窜动 0.01mm ；2）.刚度和抗振性 综合刚度（主轴与刀架之间的作用力与相对变形之比）：D最大回转直径 mm 。在主轴与刀架之间的相对振幅的要求：等 级 振幅（0.001mm） 1 2 33). 传动效率要求等 级 效 率 0.85 0.8 0.754）.主轴前轴承处温度和温升应控制在以下范围：条 件 温 度 温 升 用 滚 动 轴 承 70 40 用 滑 动 轴 承 60 30噪声要控制在以下范围等 级 dB 78 80 835）.结构应尽可能简单、紧凑，加工和装备工艺性好，便于维修和调整。6）.操作方便，安全可靠。7）.遵循标准化和通用化的原则。3.设计方法主轴变速箱结构设计是整个机床设计的重点。由于结构比较复杂，设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在正式图之前，最好能先画草图。目的是：1）.布置传动件及选择方案。2）.检验传动设计的结果中有无相互干涉、碰撞或其它不合理的情况，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。 为达到上述的目的，草图的主要轮廓尺寸和零件之间的相对位置尺寸一定要画得准确，细部结构可不必画出。 各部分结构经反复推敲修改，经过必要的验算，确定了结构方案以后，才能开始画正式装备图。 在本次设计中，我先用A0的图纸，手工绘制出了整张完图，经颜教授的四次修改之后才开始正式的用软件画图。然而，在绘图的过程中遇到了很多的困难和不懂的地方，在教授的指点下进行了反复的修改才得以完成初图。二. 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，假想将各轴延其轴线剖开，并将这些剖切面平整展开在同一个平面上。因此，展开图是传动设计的结构化，是表达主轴变速箱内传动关系以及各传动轴（包括传动部件）的结构的。结构设计时，可能要修改传动设计。同一传动方案可能有不同的布置和结构设计。车床主轴变速箱中的一些设计范例可为我们提供参考。1.离合器结构与轴上的传动齿轮 轴上装的换向离合器和变速齿轮，有两种布置方案。一种是两级变速齿轮和离合器做成一体。齿轮的直径受到离合器的约束，齿根圆的直径必须大于离合器的外径，否则齿轮无法加工。这样轴间距离加大。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和轴上。左边部分接通，得到一级反向转动，右边接通得到是三级的正向转动。这种结构的齿轮直径小，但轴向尺寸较大。此外，这种结构就不能采用通过空心的轴中拉杆来操纵离合器的结构。本次设计中由于离合器和齿轮的原因只能采用后一种结构方案。具体的结构可见装备图中的分布。2.反向机构利用机械传动实现主轴反转需要一个惰轮，也有两中方案，一种是增加专门用来转惰轮的短轴。这种短轴常是悬臂的，刚性差，齿轮接触不好，容易引起振动和噪声。另一种结构是将惰轮装在有两个支承的传动轴上，轴的刚性好，有利于降低噪声。本次设计中选择的是后者，因为无论从哪个角度去选择都是后者好于前者。反向转速一般大于、至少等于正转转速，低于正转的反转转速是不合理的，设计的时候一定要考虑的问题。本次设计中，反向的转速大于正转的转速。3.变速方案与传动件的布置变速方案有很多中选择，滑移齿轮结构紧凑，也最常用，本次设计中自然选用了。在轴上还采用了电磁摩擦离合器来变速，因为本次设计的机床是数控自动化机床，要求不停车进行变速。变速方案不同，布置也不同。 总体布置的时候需要考虑制动器的位置，本次设计时因为在轴上放了两个电磁离合器，为了减少轴的负荷，所以制动器是不能放在此轴上了。只要把制动器放在其他的轴上，具体的装备见图。 每一种布置方案的实现，都必须具备某些条件。设计时，应根据条件尽可能选择轴向尺寸较小的方案。本次设计中装备图上的布置就是最优的方案。三. 轴（输入轴）的设计1.轴的特点1）.将运动传入变速箱的带轮，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不受带的拉力（带轮卸荷）。2）. 若轴上安装正反用的离合器和制动器，由于组成离合器的零件很多，在箱内装备很不方便，一般都希望在箱外将轴组装好后再整体装入箱内（最好是连皮带也组装在上面）。2.卸荷装置 带轮将动力传到轴有两种方式：一类是带轮直接装在轴上。除传递扭矩外，带的拉力也作用在轴上。另一类是带轮装在轴承上，轴承套装在套筒（法兰盘）上，传给轴的只是扭矩，径向力有固定在箱体上的套筒承受。这种结构称为卸荷装置。本次设计中用的就是后者，卸荷装置。具体的结构和装备见图。3.换向装置 车床上的反转主要用于加工螺纹时退刀。车短螺纹时，换向频率比较高。实现正反转的变换有很多种方案。可本次设计中所采用的是电磁离合器。4.正反向离合器正反向的转换，希望在不停车的状态下进行，常采用片式摩擦离合器。由于装在箱体内，都采用湿式。在确定轴向尺寸时，摩擦片在不压紧时，应留有0.20.4 mm的间隙，间隙应能调整。常用的间隙调整结构是：调整螺母的端部圆周方向铣有若个缺口，止动销在弹簧的压紧下，其头部插入缺口中，调整时按下止动销，旋转调整螺母至合适位置，止动销又插入另一个缺口。电磁离合器不需调整间隙。5.离合器的操纵方式离合器的操纵有：机械式、电磁式和液压式。本次设计中采用的操纵是电磁式，电磁离合器的摩擦片的压紧是由电磁铁的吸力来达到，他的机械结构比较简单。6. 空套齿轮的结构轴上装有正反向转换用的片式离合器时，两端的齿轮是空套在轴上的，当离合器接通时，才与轴一起转动。但脱开的另一端齿轮，与轴的回转方向是相反的，而者相对转速很高（约为轴转速的两倍左右）。 齿轮与轴之间的轴承，可以用滚动轴承，也有用滑动轴承的。本次设计中采用的是滚动轴承。 因为滑动轴承在一些性能和维修上均不如滚动轴承，但它的径向尺寸小，也常被采用，可在本次设计中没有采用。 空套齿轮需要有轴向定位，轴承需要润滑。具体的情况可见设计图纸。四. 齿轮块的设计1.特点 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声，常成为变速箱的主要噪声源，并不影响主轴回转均匀性。在齿轮快设计时，应充分考虑到这些问题。 齿轮块的结构形式很多，取决下列有关因素：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。2.精度等级的选择变速箱中齿轮用于传递动力和运动。它的精度的选择决定于圆周速度。采用同一精度时，圆周速度较高，振动和噪声越大，根据实验结果得知，圆周速度增加一倍，噪声约增大6dB。直齿齿轮的精度选择推荐如下： 齿 轮 圆 周 速 度 精 度 等 级 U 8 m/s 8-7-7Dc； U=8 15 m/s 7-6-6Dc； U 15 m/s 6-5-5Dc； 工作平稳性和接触误差对振动和噪声的影响比运动误差更大，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选用较高的精度。大都是7-6-6，圆周速度很低的，才选8-7-7。如果噪声要求很严，或一些关键齿轮，就应选6-5-5。 在本次设计中，精度的选择就是以上所说的情况。主传动齿轮选用的是： 7-6-6。3.结构与加工方法的关系 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就可以达到。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，是精度高于7级，或者淬火后在珩齿。6级精度齿轮，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。多联齿轮块一般形式见图 ：各部分的尺寸推荐如下：1）.空刀槽bk插齿时： 模数12 mm bk5 mm； 模数2.54 mm bk6 mm。为了布置与作图的方便，本次设计中所选的空刀槽 bk=10 mm2）.齿宽 b齿宽影响齿的强度。但如果太宽，由于齿的制造误差和轴的变形，可能接触不均，反而容易引起振动和噪声。一般b取（610）m。式中m-模数。齿轮模数m小，装在轴的中部或者是单片齿轮，去大值。齿轮模数m大，装在靠近支承处或者是多联齿轮，去小值。由于本次设计中m分别为2mm，2.5mm，3mm，3.25mm，3.5mm五个不同的数值。虽然不同但是它们相差不是很大。同样为了布置几制造的方便，所有的齿宽在满足公式的前提下选b为： b=20 mm3）.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，如图：圆齿和倒角的性质不同，加工方法和画法也不一样，应予注意。 部分用于安装拨动齿轮的滑块，一般取：本次设计中选用的是：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。4.组合齿轮齿轮磨齿时，要求较大的空刀（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。但在本次设计中用到的是：键连接 用平键拼装，轴向定位用弹簧挡圈。具体的绘图方案，可参考曹金榜主编的机床主轴变速箱设计指导。5.齿轮的轴向定位 要保证正确的啮合，齿轮在轴上的位置应该可靠。滑移齿轮的轴向位置由操纵机构的定位槽、定位孔或其他方式保证，一般在装配后最后调整确定，本次设计所采用的轴向定位结构如下：1）.弹簧卡圈定位说明及特点：结构简单、装配方便，但不能承受轴向力。2）.隔套定位说明及特点： 用隔套将各传动件在轴向固定、装配方便，有利于轴的刚度。五. 传动轴设计1.特点 机床主轴，广泛采用滚动轴承作支承，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。如桡度和倾角过大，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，两中心线误差和轴心线间的平行度等装配及加工误差也会引起上述问题。2.轴的结构传动轴可以是光轴也可以是花键轴，这些在轴加工中并无困难，所以装移齿轮的轴采用花键轴，不装滑移齿轮的轴也采用花键轴。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，在终端上有一段不是全高，不能和花键孔配合。这是加工的过渡部分。具体的作图可参考曹金榜主编的机床主轴变速箱设计指导。一般的尺寸花键的滚刀直径D刀为6585 mm。3.轴承的选择 机床传动轴常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，球轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支承孔的加工精度要求比较高。因此，球轴承用得更多。但滚锥轴承内外圈可以分开，装配方便，间隙容易调整。所以，在没有轴向力时，也常采用这种轴承。这种轴承的形式和尺寸的选择，取决于承载能力，但也要考虑其它结构条件。 同一轴心线的箱体支承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工艺。 本次设计中，由于是支承跨距长的箱体，要从两边同时进行加工，具体的参考图见参考书曹金榜主编的机床主轴变速箱设计指导。 既要满足承载能力要求，又要符合孔加工工艺，可以用轻、中或重系列的轴承来达到支承孔直径的安排要求。 两孔间的最小间隙壁厚，不得小于510 mm，以免加工时孔变形。 花键轴两端装轴承的轴径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G级精度。 滚动轴承是外购标准件，可以简化画法，但类型必要表示清楚与其它零件的相关尺寸如：外径、内径和宽度必须按实际尺寸画。4.轴的轴向定位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的确性，不论轴是否转动，是否受轴向力，都必须有周向定位。对受轴向力的轴其轴向定位就更加重要。回转轴的轴向定位（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：1.轴的长度。长轴要考虑热伸长的问题，宜由一端定位。2.轴承的间隙是否需要调整。 3.整个轴的轴向定位是否需要调整。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。 回转轴的轴向定位本次设计采用的是：两端均用轴承盖、调节螺钉定位。两端均有调节螺钉，除能方便地调节轴承预紧力外，还可调节轴系的轴向位置，以便使啮合齿轮对齐。六. 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）或者刀具的主轴参与切削成形运动，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来考虑。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。我国已有标准可循。 通孔直径=36 mm。2）.轴径直径 前支承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。由于P=5.5 kw，所以前轴径 70105 mm3）.前锥孔尺寸前锥孔用来装顶尖或其它工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。莫氏号的选择：车床最大回转直径D