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机械毕业设计论文
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机械机床毕业设计198铣床主轴箱设计说明书,机械毕业设计论文
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铣 床主轴箱设计 1 目录 1.概述 2 2.参数的拟定 2 3.传动设计 3 4.传动件的估计 5 5.动力设计 11 6.结构设计与说明 15 总结 20 主要参考 文献 21 nts铣 床主轴箱设计 2 1.概述 1.1机床课程设计的目的 机床课程设计，是在金属切削机床课程之后进行的实践性教学环节。其目的在于通过机床运动机械变速传动系统的结构设计，使学生在拟定传动和变速的结构的结构方案过程中，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，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并培养学生具有初步的结构分析，结构设计和计算能力 1.2 铣 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。 铣 床的主参数（规格尺寸）和基本参数 ： 正转最低转速 minn( minr ) 正转最高转速 nmax ( minr ) 电机功率 N（ kw） 公比 转速级数Z 100 1250 3 1.26 12 1.3 操作性能要求 1）具有皮带轮卸荷装置 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 2.参数的拟定 2.1 确定极限转速 与转速范围 由任务书已给，m a x 1 2 5 0 / m i nnr，m in 1 0 0 / m innr转速范围 m a xm i n1 2 . 5n nR n 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 3KW，根据车床设计手册 附录表 11-32选100 2 4YL，额定功率 3kw ， 转速nts铣 床主轴箱设计 3 1420 minr ，最大额定转距 2.2,效率 82.5% 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 ， 可以有三种方案： 12=3 2 2； 12=2 3 2； 12=2 2 3； 3.2.2 动式的拟定 传 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=3 2 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： 1 3 61 2 3 2 2 ， 2 1 61 2 3 2 2 ， 2 6 11 2 3 2 2 ， 1 6 31 2 3 2 2 4221 2 3 2 2 4 2 11 2 3 2 2 nts铣 床主轴箱设计 4 初选1 3 61 2 3 2 2 的方案。 3.3 转速图的拟定 （见下图） 图 3-1转速图 图 3-3主传动系 统 图 nts铣 床主轴箱设计 5 3.4 展开图简图 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 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 查机械设计图 8-8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 。查机械设计表 8-3， 8-7取 主动轮基准直径 D =125mm 。 nts铣 床主轴箱设计 6 由公式 11212 DnnD 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 2 1440 1 4 0 1 0 . 0 2 2 2 0 . 5800D m m ， 由机械 设计 A表 8-7取 园整为 224mm。 (3)确定三角带速度 按公式 11 3 . 1 4 1 2 5 1 4 4 0 9 . 4 26 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0Dn mV s (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 取 2 1 2 5 2 2 4 6 9 8 mm ，取 0A =600mm. (5)三角带的计算 基准 长度L A DDDDAL 20 2 2 4 1 2 53 . 1 42 6 0 0 1 2 5 2 2 4 1 7 5 1 . 9 32 4 7 0 0L m m 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 0 . 3 1 4 0smvu L 次，符合要求。 (7)确定实际中心距 A 00A 6 0 0 1 8 0 0 1 7 5 2 2 6 2 42LLA m m （） (8)验算小带轮包角 0 0 0 0211 1 8 0 5 7 . 5 1 1 7 0 . 9 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 121 4 4 0 / 8 0 0 1 . 8vi v 查表 8-5c， 8-5d 得0p= 0.15KW,0p= 1.32KW nts铣 床主轴箱设计 7 查表 8-8， k=0.98；查表 8-2，lk=0.96 6 . 0 5Z 4 . 31 . 3 2 0 . 1 5 0 . 9 8 1 . 0 1 所以取 Z5 根 (10)计算预紧力 查机械设计表 8-4， q=0.1kg/m 2022 . 55 0 0 16 . 0 5 2 . 55 0 0 1 0 . 1 7 . 5 47 . 5 4 5 0 . 9 81 3 0 . 1capF q vv z kN 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 传动轴直径的估算 49 1 ( )jNd m mn 其中： d:传动轴受扭部分的直径 N：该轴传递的功率 dN：电动机的功率 jn-该传动轴的计算转速。 dNN ：电动机到该轴的传动效率 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。 所以 41 1 . 5 0 . 9 69 1 2 28 0 0 1d m m m m42 1 . 5 0 . 9 6 0 . 9 99 1 2 85 0 0 1d m m m mnts铣 床主轴箱设计 8 43 1 . 5 0 . 9 6 0 . 9 9 0 . 9 99 1 3 02 5 0 1d m m m m此轴径为平均轴径，设计时可相应调整。 主轴轴径直径的确定：为保证机床的工作精度，主轴尺寸一般都是根据其刚度决定的。对于通用机床的主轴尺寸参数，通常由结构上的要求而定，查表得 主轴前轴径 1D80mm, 210 . 8 6 4D D m m4.3 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 , 2 1111 .2 6u 查机械制造装备设计 表 3-6，齿数和 zS 取 68 Z =34， 2Z =34， 3Z =26， 4Z =42, 5 38Z , 6 30Z ； 第二组齿轮： 传动比：1 01 1u , 2 3113u 齿数和 zS 取 80： 7Z=40，8Z=40，9Z=27，10Z=53； 第三组齿轮： 传动比： 21 21u,2 6116u 齿数和 zS 取 90： 11Z =72， 12Z =18， 13Z =26， 14Z =64， 4.3.2 齿轮模数的计算 按统一模数的方法计算各齿轮齿数，齿轮模数的初步计算式为 nts铣 床主轴箱设计 9 3 221( 1 )1 6 3 3 8 dJ m j jiNM m mZ i n JM：按接触疲劳强度计算的齿轮模数 mm dN：驱动电动机功率 jn：计算齿轮的计算转速 I:大齿轮齿数与小齿轮齿数之比 i 1 1Z:小齿轮齿数 m：齿宽系数 ()m B Bmm 为 齿 宽 ， 为 模 数m=610 j ：许用接触应力 其中，dN=1.5kw, jn=200r/min, 1Z=26 m=10, j=600MPa 3 22(1 . 4 6 1 ) 1 . 51 6 3 3 8 3 1 0 2 6 1 . 4 6 6 0 0 2 0 0JM m m (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 )+(= *4.3.4齿宽确定 由前面可知，齿宽系数为m=10， m=3 所以大齿轮齿宽为 3 8 2 4B m m 大，一般 小齿轮比大齿轮宽 12mm,所以小齿轮的宽度为 2 4 2 2 6B m m 小。 轴 1 上各传动副齿轮依次的直径为：（ mm） 1 3 4 3 1 0 2d ( 3 4 2 ) 3 1 0 8ad ( 3 4 2 . 5 ) 3 9 4 . 5fd 2 2 6 3 7 8d ( 2 6 2 ) 3 8 4ad ( 2 6 2 . 5 ) 3 6 5fd 3 3 8 3 1 1 4d ( 3 8 2 ) 3 1 2 0ad ( 3 8 2 . 5 ) 3 1 0 6 . 5fd 轴 2 上各传动副齿轮依次的直径为：（ mm） 1 3 4 3 1 0 2d ( 3 4 2 ) 3 1 0 8ad ( 3 4 2 . 5 ) 3 9 4 . 5fd 2 4 2 3 1 2 6d ( 4 2 2 ) 3 1 3 2ad ( 4 2 2 . 5 ) 3 1 3 8 . 5fd 3 3 0 3 9 0d ( 3 0 2 ) 3 9 6ad ( 3 0 2 . 5 ) 3 8 2 . 5fd 4 4 0 3 1 2 0d ( 4 0 2 ) 3 1 2 6ad ( 4 0 2 . 5 ) 3 1 1 2 . 5fd nts铣 床主轴箱设计 10 5 2 7 3 8 1d 5 2 7 3 8 1d ( 2 7 2 . 5 ) 3 7 3 . 5fd 轴 3 上各传动副齿轮依次的直径为：（ mm） 1 120d 126ad 112fd 2 159d 165ad 151.5fd 3 216d 222ad 208.5fd 4 78d 84ad 70.5fd 主轴上各传动副齿轮依次的直径为：（ mm） 1 1 8 3 5 4d 60ad 46.5fd 2 6 4 3 1 9 2d 198ad 184.5fd 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)按扭矩选择 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： mNnNKKMMjnj 5 . 5 0 . 9 69 5 5 0 1 . 3 9 5 5 0 0 . 9 6 0 . 9 8 7 7 . 0 8800jn jNM K M K N m N mn (2)摩擦片 盘接合面的直径 nts铣 床主轴箱设计 11 1 2 11 . 5 2 4 8 6 4 , 1 . 5 2 9 0 1 2 0D d m m D D m m 查 JB/T9190-1999 取1D=60mm,2 110D mm(3)计算摩擦面对数 202 1 0 0 0 2 1 2 7 . 5 1 0 0 0 93 . 1 4 0 . 0 6 7 5 7 5 3 0 1 . 0nMKZ f D b p 摩擦片总数为 1 9 1 1 0 . 7 1 0Z 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。 4 6 箱体的设计 4.6.1 箱体材料以中等强度的灰铸铁 HT150铸造时，最小壁厚根据其外形轮廓尺寸选取 3长 宽 高 （ m m ） ()mm壁厚 500*500*500 812 500*500*300800*800*500 1015 800*800*500 1220 后支承壁取 22mm,前支承壁取 25mm 4.6.2 轴间距的确定 1211( ) 3 ( 3 4 3 4 ) 1 0 222d m Z Z mm 1211( ) 3 ( 4 0 4 0 ) 1 2 022d m Z Z m m 1211( ) 3 ( 1 8 7 2 ) 1 3 522d m Z Z m m 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nts铣 床主轴箱设计 12 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 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： 44 644 . 2 7 1 064DDI m m 外 内 nts铣 床主轴箱设计 13 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： 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 nts铣 床主轴箱设计 14 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 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 nts铣 床主轴箱设计 15 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.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小体积。 nts铣 床主轴箱设计 16 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。 nts铣 床主轴箱设计 17 6.4.1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。 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。 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。 nts铣 床主轴箱设计 18 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。 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
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