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机械毕业设计全套
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JX04-089@主轴箱的设计,机械毕业设计全套
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1 1.概述 车床的规格系列和用处 普通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。本次设计的是普通型车床 C6140主轴变速箱。主要用于加工回转体。 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数（ GB1582-79， JB/Z143-79） 工件最大回转直径 Dmax (mm) 正转最高转速 nmax( minr ) 电机功率 N（ kw） 公比 转速级数Z 反转 400 1400 5.5 1.41 12 级数 Z 反 =Z 正 /2； n 反max 1.1n 正 max 2.参数的拟定 2.1 确定极限转速 nRnn minmax， znR 又 =1.41 得nR=43.79. 取 nR=45； m in/1.31m in/45/1 4 0 0/m a xm i n rrRnn n ，去标准转速列 min/5.31min rn . 2.2 主电机选择 合理的确定电机功率 N，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。 已知电动机的功率是 5.5KW，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 ，最大额定转距 2.2。 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、幻想、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。 nts 2 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 ，可以有三种方案： 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： ， ， ， 由于本次设计的机床 错误 !未找到引用源。 轴装有摩擦离合器，在结构上要求有一齿轮的齿根圆大nts 3 于离合器的直径。初选1 2 61 2 2 3 2 的方案。 3.3 转速图的拟定 1400100071050035525018012590634531.51440电( )图 3-1 正转转速图 1440电7101120( )图 3-2 反转转速图 nts 4 5 . 5 k W1 4 5 0 r / m i n?125?250图 3-3主传动系图 4. 传动件 的估算 4.1 V 带传动的计算 V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 V带的型号 根据公式 1 . 1 5 . 5 6 . 0 5c a aP K P K W 式中 P-电动机额定功率，aK-工作情况系数 (此处取为 1.1)。 查机械设计图 5-10，因此选择 A型带，尺寸参数为 B=80mm，db=11mm， h=10， 40 。 (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，即minDD 。查机械设计取主动轮基准直径 D =125mm 。 由公式 11212 DnnD nts 5 式中： n -小带轮转速， n -大带轮转速， -带的滑动系数，一般取 0.02。 所以 mmD 5.24802.0112571014402 ， 由机械设计 V带带轮基准直径的标准系列，取圆整为 250mm。 实际传动比 04.212502.01 2501 12 mmmmDDi 传动比误差相对值 %49.003.2 03.204.2 i iii一般允许误差 5%，所选大带轮直径可选。 (3)确定三角带速度 按公式 smnDv /42.9100060 144012514.3100060 11 v 在 5 25m/s之间，满足带速要求。 (4)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 mmAmm 75025012525.2622501257.00 ，取0A=500mm. (5)V带的计算基准长度L A DDDDAL mmL 56.1 5 9 65004 125250250125214.35002 20 由机械设计表 5-4，选取带轮的基准长度为 mmL 1600 。 (6)确定实际中心距 A mmLLAA 72.5012 56.159616005002 00 (7)验算小带轮包角 1207.1653.57180 121 A DD ，主动轮上包角合适。 (8)确定 V带根数 z nts 6 由式 lca kkpp Pz 00 查表 5-9， 5-6 得0p= 0.17KW,0p= 1.92KW 查表 5-11， k=0.98；查表 5-12，lk=0.99 98.299.098.017.092.1 05.6 z所以取 3z 根 . (9)验算 V带的挠曲次数 sL mvu 次4066.171000 ，符合要求。 (10)计算带的张紧力和压轴力 查机械设计表 5-2， q=0.1kg/m 单根带的张紧力 NqvkvzPF ca17542.91.0198.05.2342.905.650015.2500220 带轮轴的压轴力 NzFF 2.9662 7.165s in175322s in2 10 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 确定各轴转速 (1) 确定主轴计算转速：主轴的计算转速为 m in/90r41.13 1 .5nn 131213zm i n IV (2) 各传动轴的计算转速： 轴可从主轴 90r/min按 22/88的传动副找上去，轴的计算转速 125r/min；轴 的计算转速为 500r/min；轴的计算转速为 710r/min。 （ 3）核算主轴转速误差 主轴各级实际转速值用下式计算： nts 7 32121 1 uuuDDnn 电式中 321 uuu 、分别为第一、第二、第三变速组齿轮传动比，取 0.02 。 正转实际转速m i n/88.1386m i n ,/63.990m i n ,/44.693m i n ,/31.495m i n/72.346m i n ,/66.247m i n ,/73.175m i n ,/52.125m i n/87.87m i n ,/76.62m i n ,/93.43m i n ,/38.31121110987654321rnrnrnrnrnrnrnrnrnrnrnrn 反转实际转速m in/93.1 4 7 0m in ,/46.7 3 5m in ,/73.3 6 7m in/38.1 8 6m in ,/19.93m in ,/6.46654321 rnrnrn rnrnrn 转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示 ： 110 n nnn 标 % 其中标n为主轴标准转速。 正转转速误差表 主轴转速 1n 2n 3n4n5n6n标准转速 31.5 45 63 90 125 180 实际转速 31.38 43.93 62.76 87.87 125.52 175.73 转速误差 % 0.30 2.34 0.38 2.37 0.42 2.37 主轴转速 n7 n8 n9 n10 n11 n12 标准转速 250 355 500 710 1000 1400 实际转速 247.66 346.72 495.31 693.44 990.63 1386.88 转速误差 % 0.94 2.30 0.94 2.30 0.94 0.94 转速误差满足要求。 反转转速误差表 主轴转速 1n 2n 3n4n5n6n标准转速 47.5 95 190 375 750 1500 实际转速 46.60 93.19 186.38 367.73 735.46 1470.93 转速误差 % 1.90 1.90 1.90 1.90 1.90 1.90 转速误差满足要求。 4.2.2 传动轴直径的估算 nts 8 mmnPKAdj4 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。 查机械制造装备设计表 3-11， I、 II、 III 轴都是花键轴， 07.1,83,5.1 KA ;轴是单键轴， 05.1,92,1 KA 。 1轴的直径： m in/71 0,95.0 11 rn mmd 01.26710 95.05.507.183 41 ，取 28mm. 2轴的直径： m in/500,912.099.099.098.0 212 rn mmd 11.28500 912.05.507.183 42 ，取 30mm. 3轴的直径： m in/125,876.098.098.0323 rn mmd 35.39125 876.05.507.183 43 ,取 42.5mm. 4主轴的直径： m in/90,85.098.098.099.0434 rn mmd 12.4690 85.05.505.192 44 ,取 50mm. 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nts 9 齿数和 zS 及小齿轮的齿数可以从表 3-9（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 , 2111 .4 1u 查机械制造装备设计表 3-9，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 2112u ，2 4114u 齿数和 zS 取 90： 5Z=18，6Z=72，7Z=45，8Z=45，9Z=30，10Z=60； 第三组齿轮： 传动比： 21 21u,2 4114u 齿数和 zS 取 110： 11Z =73， 12Z =37， 13Z =22， 14Z =88， 反转齿轮： 传动比：112711 1 2 0710211 nnu ， 578001120222 nnu 取15 35Z ，得 231 12713511516 uZZ33572321617 uZZ4.3.2 齿轮模数的计算 (1) - 齿轮弯曲疲劳的计算： kWkWNN d 23.595.05.51 nts 10 mmmmmmznNmj91.150049 23.53232 33 （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： mmmmmmnNAj91.80500 23.5370370 33 取 A=81，由中心距 A及齿数计算出模数： 93.184 8122 21 ZZ Am j根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。 取 93.1jm，所以取 3m (2) -齿轮弯曲疲劳的计算： kWkWN 02.598.009 9.99.095.05.52 63.212572 02.53232 33 mmznNmj齿面点蚀的计算： mmmmmmnNAj71.1 2 61 2 502.53 7 03 7 0 33 取 A=127，由中心距 A及齿数计算出模数： 82.2901 2 722 21 ZZ Am j根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。 取 82.2jm，所以取 3m (3) - 齿轮弯曲疲劳的计 算： kWkWN 81.499.098.098.0099.99.095.05.53 mmmmmmznNmj71.29088 81.43232 33 齿面点蚀的计算：， mmmmmmnNAj4.13990 81.4370370 33 取 A=140，由中心距 A及齿数计算出模数： nts 11 55.21 1 01 4 022 21 ZZ Am j根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。 取 71.2jm，所以取 3m (4)标准齿轮： *2 0 h 1 c 0 . 2 5 度 ， ，从机械原理 表 5-3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 ad 齿根圆 fd 齿顶高 ah 齿根高 fh 1 42 3 126 132 118.5 3 3.75 2 42 3 126 132 118.5 3 3.75 3 35 3 105 111 97.5 3 3.75 4 49 3 147 153 139.5 3 3.75 5 18 3 54 60 46.5 3 3.75 6 72 3 216 222 198.5 3 3.75 7 45 3 135 141 127.5 3 3.75 8 45 3 135 141 127.5 3 3.75 9 30 3 90 96 82.5 3 3.75 10 60 3 180 186 172.5 3 3.75 11 73 3 219 225 211.5 3 3.75 12 37 3 111 117 103.5 3 3.75 nts 12 13 22 3 66 72 58.5 3 3.75 14 88 3 264 270 256.5 3 3.75 15 35 3 105 111 97.5 3 3.75 16 23 3 69 75 61.5 3 3.75 17 33 3 99 105 91.5 3 3.75 4.3.4齿宽确定 由公式 mBm( m6 10,m为模数 )得： 第一套啮合齿轮 6 1 0 3 1 8 3 0IB 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 :反转啮合齿轮 V 6 1 0 3 1 8 3 0IB 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 8 , 1 8B m m B m m，3 18B m，4 18B mm， ,20,25,20,25,20,25 1098765 BmmBmmBmmBmmBmmB ,20,25,20,18 14131211 mmBmmBmmBmmB 1 5 1 6 1 71 8 , 2 0 , 1 8B 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： 10(0 adD mmMn 222412270)14 ， mmdD 804 ，mmdD 128806.16.1 43 ， 25.0(2 D mmDD 25)128222(3.0)(35.0 30 mmCmmDDD 10,1752/301 nts 13 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 mm， 1 1 . 9 1 . 8 1 0 0 1 8 0 , 5 / 2 8 1 1 . 4 1 2d D m m m m C B m m ， 6 4 ,L B m m 4.5 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。 (1) 确定摩擦片的径向尺寸： 摩擦片的外径尺寸受到外形轮廓的限制，内径又由安装它的轴径 d 来决定，而内外径的尺寸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与性能。表示这一特性系数 是外片内径 D1 与内片外径 D2之比，即 21DD一般外摩擦片的内径可取： D1=1.5d=1.5 36=42mm; 机床上采用的摩擦片 值可在 0.57 0.77 范围内，此处取 =0.6，则内摩擦片外径D21D6.042 =70mm。 (2) 按扭矩确定摩擦离合面的数目 Z： ZZmVf KKKrSfPTK其中 T 为离合器的扭矩 mNnNTj 28.7095.0710 5.595509550 ； K 安全系数，此处取为 1.3； P 摩擦片许用比压，取为 1.2MPa； nts 14 f 摩擦系数，查得 f=0.06； S 内外片环行接触面积， S4（ D22 D12） =2461.76mm2; fr 诱导摩擦半径，假设摩擦表面压力均匀分布，则fr )D(3 )( 21223132DDD =28.58mm； KV 速度修正系数，根据平均圆周速度查表取为 1.08； mK 结合次数修正系数，查表为 1.5； ZK 摩擦结合面数修正系数， 查表取为 1； 将以上数据代入公式计算得 Z 11.1，圆整为整偶数 12，离合器内外摩擦片总数i=Z+1=13。 (3) 计算摩擦离合器的轴向压力 Q： NNKPSQv 4.3 1 0 908.12.176.2 4 6 7 (4) 摩擦片厚度 b = 1， 1.5， 1.75， 2 毫米，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（ 0.2 0.4） mm。 (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 Pk一般为额定功率 Pd 的 20 40%，取 Pk = 0.4Pd，计算反转静扭矩为 Pk = 12.2KW，代入公式计算出 Z 4.5，圆整为整偶数 6，离合器内外摩擦片总数为 7。 根据 JB/T9190-1999选用机械式多片双联离合器，因为安装在箱内 ，所以采取湿式。查表可得离合器参数 H=2.5，模数 m=2.5。查离合器手册表 1.2.6 选用编号为 2的离合器。 5. 动力设计 5.1 主轴刚度验算 5.1.1 选定前端悬伸量 C，参考机械装备设计 P121，根据主轴端部的结构，前支承轴承配置和密封装置的型式和尺寸，这里选定 C=120mm. 5.1.2 主轴支承跨距 L的确定 一般最佳跨距 0 2 3 2 4 0 4 2 0L C m m:，考虑到结构以及支承刚度因磨损会不断降低，应取跨距 L比最佳支承跨距0L大一些，再考虑到结构需要，这里取 L=600mm。 5.1.3 计算 C点挠度 nts 15 1）周向切削力tP的计算 42 9 5 5 1 0dtjjNpDn 其中 75 . 5 , 0 . 9 6 0 . 9 8dN K W , m a x0 . 5 0 . 6 0 . 5 0 . 6 4 0 0 2 0 0 2 4 0 ,2 4 0 , 3 1 . 5 / m i njjjD D m mD n r :取故 4 42 9 5 5 1 0 0 . 8 2 5 . 5 1 . 1 5 1 02 4 0 3 5 . 5tpN ，故 41 . 1 2 1 . 7 3 6 1 0tP P N 。 330 . 4 5 6 . 9 8 1 0 , 0 . 3 5 5 . 4 3 1 0 Nr t f tP P N P P 1） 驱动力 Q的计算 参考车床主轴箱指导书， 72 . 1 2 1 0 NQn zn其中 75 . 5 0 . 9 6 0 . 9 8 4 . 5 8 , 7 2 , 3 , 3 5 . 5 / m i ndN N K W z m n r 所以 744 . 5 82 . 1 2 1 0 1 . 1 3 1 04 7 2 3 5 . 5QN 3） 轴承刚度的计算 这里选用 4382900 系列双列圆柱子滚子轴承 根据 0 . 1 0 3 0 . 82 2 . 2 2 2 1 . 5Cd 求得： 0 . 1 0 3 0 . 8 50 . 1 0 3 0 . 8 52 2 . 2 2 2 1 . 5 7 0 8 . 4 8 1 0 /2 2 . 2 2 2 1 . 5 1 0 0 9 . 2 2 4 1 0 /ABC N m mC N m m 4）确定弹性模量，惯性距 I；cI；和长度 ,abs 。 轴的材产选用 40Cr，查简明机械设计手册 P6，有 52 .1 1 0E M P a 主轴的惯性距 I为： nts 16 44 644 . 2 7 1 064DDI m m 外 内 主轴 C段的惯性距 Ic可近似地算： 4 4 4 640 . 6 6 . 2 5 1 064cDDI m m 11 切削力 P的作用点到主轴前支承支承的距离 S=C+W，对于普通车床， W=0.4H，（ H是车床中心高，设 H=200mm)。 则： 1 2 0 0 . 4 2 0 0 2 0 0S m m 根据齿轮、轴承宽度以及结构需要，取 b=60mm 计算切削力 P作用在 S点引起主轴前端 C点的挠度 2322363c s p c A AL S L Cs c c L s c s cy P m mE I E I C L C L 代入数据并计算得cspy=0.1299mm。 计算驱动力 Q作用在两支承之间时，主轴前端 C点子的挠度cmqy 2226c m q BAb c L b L b L C L b bcy Q m mE I L C L C L 计算得：cmqy=-0.0026mm 求主轴前端 C点的终合挠度cy水平坐标 Y轴上的分量代数和为 c o s c o s c o s ,c y c s p p c m q q c m my y y y 6 6 , 2 7 0 , 1 8 0p q m o o o其 中 ，计算得： cyy =0.0297mm. 0 .0 9 2 8czy m m 。综合挠度22 0 . 1 1 8c c y c zy y y m m 。综合挠度方向角 a r c 7 2 . 2 5czyc cyytgy o，又 0 . 0 0 0 2 0 . 0 0 0 2 6 0 0 0 . 1 2y L m m 。因为 cyy ，所以此轴满足要求。 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。 齿轮 12的齿数为 18，模数为 4，齿轮的应力： nts 17 1）接触应力： 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 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 7 1 0 / 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 nts 18 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 10 6 02111 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pf为 1.2到 1.8，取 3.1pf，则有： 137810623.1111 RXfP p N 6.4573523.1222 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： 1.3 8 3 0 9)1 3 7 81 7 2 0 0(8506010)(6010 3616 PCnL hh 故该轴承能满足要求。 6.3 错误 !未找到引用源。 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）。 错误 !未找到引用源。 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 错误 !未找到引用源。 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 nts 19 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。 错误 !未找到引用源。 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。 齿轮与轴之间的轴承可以用滚动轴承也可以用滑动轴承。滑动轴承在一些性能和维修 上不如滚动轴承，但它的径向尺寸小。 空套齿轮需要有轴向定位，轴承需要润滑。 6.4 齿轮块设计 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音，常成为变速箱的主要噪声源，并影响主轴回转均匀性。在齿轮块设计时，应充分考虑这些问题。 齿轮块的结构形式很多，取决于下列有关因素： 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； 变速箱中齿轮用于传递动力和运动。它的精度选择 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。大都是用 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。当精度从 7 6 6提高到 6 55时，制造费用将显著提高。 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，或者淬火后在衍齿。 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。 机床主轴变速箱中齿轮齿部一般都需要淬火。 6.4.1其他问题 nts 20 滑移齿轮进出啮合的一端要圆齿，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，应予注意。 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（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。 要保证正确啮合，齿轮在轴上的位置应该可靠。滑移齿轮在轴向位置由操纵机构中的定位槽、定位孔或其他方式保证，一般在装配时最后调整确定。 6.5 传动轴的设计 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；两轴中心距误差和轴芯线间的平行度等装配及加工误差也会引起上述问题。 传动轴可以是光轴也可以是花键轴。成批生产中，有专门加工花键的铣床和磨床，工艺上并无困难。所以装滑移齿轮的轴都采用花键轴，不装滑移齿轮的轴也常采用花键轴。 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，在终端有一段不是全高，不能和花键空配合。这是加工时的过滤部分。一般尺寸花键的滚刀直径刀D为 65 85mm 。 机床传动轴常采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，球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支撑孔的加工精度要求都比较高。因此球轴承用的更多。但是滚锥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。 同一轴心线的箱体支撑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的工艺。下面分析几种镗孔方式：对于支撑跨距长的箱体孔，要从两边同时进行加工；支撑跨距比较短的，可以从一边（丛大孔方面进刀）伸进镗杆，同时加工各孔；对中间孔径比两端大的箱体，镗中间孔必须在箱内调刀，设计时应尽可能避免。 既要满足承载能力的要求，又要符合孔加工工艺，可以用轻、中或重系列轴承来达到支撑孔直径的安排要求。 nts 21 两孔间的最小壁厚，不得小于 5 10mm ，以免加工时孔变形。 花键轴两端装轴承的轴颈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。 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。 回转的轴向定位（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。 6.6 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（铣床、钻床等）的主轴参予切削成形运动，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考虑。 6.6.1 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。 2） 轴颈直径 前支撑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。 3） 前锥孔直径 前锥孔用来装顶尖或其他工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。 4） 支撑跨距及悬伸长度 为了提高刚度，应尽量缩短主轴的外伸长度 a 。选择适当的支撑跨距 L ，一般推荐取： aL =35，跨距 L 小时，轴承变形对轴端变形的影响大。所以，轴承刚度小时， aL 应选大值，轴刚度差时，则取小值。 nts 22 跨距 L 的大小，很大程度上受其他结构的限制，常常不能满足以上要求。安排结构时力求接近上述要求。 6.6.2 主轴轴承 1）轴承类型选择 主轴前轴承有两种常用的类型： 双列短圆柱滚子轴承。承载能力大，可同时承受径向力和轴向力，结构比较简单，但允许的极限转速低一些。 与双列短圆柱滚子轴承配套使用承受轴向力的轴承有三种： 600角双向推力向心球轴承。是一种新型轴承，在近年生产的机床上广泛采用。具有承载能力大，允许极 限转速高的特点。外径比同规格的双列圆柱滚子轴承小一些。在使用中，这种轴承不承受径向力。 推力球轴承。承受轴向力的能力最高，但允许的极限转速低，容易发热。 向心推力球轴承。允许的极限转速高，但承载能力低，主要用于高速轻载的机床。 2）轴承的配置 大多数机床主轴采用两个支撑，结构简单，制造方便，但为了提高主轴刚度也有用三个支撑的了。三支撑结构要求箱体上三支撑孔具有良好的同心度，否则温升和空载功率增大，效果不一定好。三孔同心在工艺上难度较大，可以用两个支撑的主要支撑，第三个为辅助支撑。辅助支撑轴承（中间支撑或后支 撑）保持比较大的游隙（约 0.03 0.07mm ），只有在载荷比较大、轴产生弯曲变形时，辅助支撑轴承才起作用。 轴承配置时，除选择轴承的类型不同外，推力轴承的布置是主要差别。推力轴承布置在前轴承、后轴承还是分别布置在前、后轴承，影响着温升后轴的伸长方向以及结构的负责程度，应根据机床的实际要求确定。 在配置轴承时，应注意以下几点： 每个支撑点都要能承受经向力。 两个方向的轴向力应分别有相应的轴承承受。 径向力和两个方向的轴向力都应传递到箱体上，即负荷都由机床支撑件承受。 3）轴承的精度和配合 主轴轴承精度要求比一般传动轴高。前轴承的误差对主轴前端的影响最大，所
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