X6132机械系统设计课程设计.doc

绪论设计的过程是通过分析、创造和综合而达到满足特定功能目标的一种活动。在此过程中需不断的对设计方案进行评论，根据评价的结果进行修改，在设计的过程中不断地发现问题和解决问题。金属切削机床是机械制造业的基础设备，随着社会不断发展和科学不断进步对机床设计要求越来越高，计算机辅助设计和计算机辅助工程应用。使得机床的设计理论和方法由人工绘图向计算机绘图，由定性设计向定量设计。由表态和线性分析向动态和非线性分析，由可行性设计向最佳设计过度。金属切削机床的基本功能是提供切削加工所必需运动和动力。机床基本工作原理是通过刀具与工件之间相对运动，由刀具切除工件加工表面多余的金属材料，形成工件加工表面的几何形状、尺寸，并达到其精度要求。X6132万能升降台铣床是一个十分典型的普通车床，广泛的应用在生产中。主轴箱的设计不仅要满足机床总体布局变速箱的形状和尺寸的限制、达到18级转速，还要便于装配、调整、润滑和维修。根据指导教师的推荐、重点选用金属切削机床以及辅助类书刊包括材料力学、机械制造装备设计、机械制图、机械设计等图书。其中，金属切削机床设计无疑是系统化介绍和设计车床的资料。它从机床设计的步骤，机床的标准化，机床的总体布局到主要参数的确定。在主要的传动设计中，参考齿轮齿数和齿轮直径的确定，是主轴箱的尺寸，轴的轴径，以及传动精度等一系列布局。在结构式，结构网确定之后，要对传动件的结构、材料、构造等进行计算和设计及齿轮模数确定等。传动件包括齿轮、传动轴、离合器、制动装置等。其中齿轮的构造中三联滑移齿轮，对齿轮的拼装，齿轮太窄或太宽时的处理，齿轮在轴上的定位问题都有比较全面的论述。传动轴在反复弯曲载荷和扭曲载荷下不发生疲劳破坏。在刚度方面，轴的弯曲和扭曲载荷下不致产生过大的变形。高速旋转的轴还应计算器临界转速，以免发生共振，传动轴首先要估算直径，然后再进行刚度验算。提高刚度时可以采用加大轴的直径缩短轴的长度，使轴上的主动和被动传动件尽可能的靠近，使传动件靠近轴。文献资料室一个设计者必备的工具，选择全面的实用的工具是设计者必备的素质。其实，整个设计的过程就是将大学四年学习的知识融会贯通的过程，很多当时不会用的感觉泛泛的东西通过设计将变得更具体，可行，学会应用资料，为我所用，能将那些规格化的鼓励的零件经过计算，设计成一台可以实现运转的机械，就是我们设计的根本意图所在了。我们设计还是比较初级模型，在实践中，只有不断的改进，才能达到高的生产效率，然而，基础的知识和原理是设计的源头，就我个人而言，我希望能通过这次专业课程设计对自己未来从事的工作进行一次适应性训练，从中锻炼自己分析问题、解决问题的能力，为今后的工作、学习打下良好的基础。由于能力所限、设计中难免有许多不妥之处，恳请老师多多指教。目录绪论.1一、概述41.1铣床加工原理41.2机床课程设计的目的41.3车床的规格系列和用处51.4 应用6二、传动设计62.1公比选择62.2求出转速系列62.3主电机选择62.4主传动方案拟定72.5传动结构式、结构网的选择7 2.5.1 确定传动组及各传动组中传动副的数目72.5.2 确定传动顺序82.5.3确定扩大顺序82.5.4 确定变速组中的极限传动比及变速范围82.5.5 确定最小传动比8三、传动件的估算103.1带轮设计103.2齿轮齿数的确定和计算转速的计算133.2.1齿轮齿数的确定133.2.2齿轮计算转速的计算153.3轴及传动轴的计算转速173.4齿数模数的确定183.5齿宽的确定193.6传动轴直径的计算193.7主轴轴颈的确定213.8主轴箱体的确定22四、验算主要零件.224.1齿轮模数验算224.2 传动轴刚度验算234.2.1选定主轴前端悬伸量C234.2.2主轴支承跨距L的确定244.2.3求轴承刚度244.2.4求最佳跨距244.3传动轴刚度验算（III轴）254.4轴承寿命的验算27五、结构设计及说明285.1结构设计的内容、技术要求和方案285.2展开图及其布置295.3轴（输入轴）的设计295.4齿轮块设计325.5传动轴的设计335.6主轴组件设计345.6.1各部分尺寸的选择345.6.2主轴轴承355.6.3主轴与齿轮的连接355.6.4润滑与密封35六、总结与致谢36七、参考文献36一、概述1.1铣床加工基本原理及操纵性能一些基本要求:1、铣床加工基本原理: 普通机床的规恪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。铣床系指主要用铣刀在工件上加工各种表面的机床。通常铣刀旋转运动为主运动，工件(和)铣刀的移动为进给运动。铣削时，铣刀切入工件时切削速度方向与工件的进给方向相反，这种铣削方式称为逆铣。逆铣时，刀齿的切削厚度从零逐渐增大。刀齿在开始切入时，由于切削刃钝圆半径的影响，刀齿在工件表面上打滑，产生挤压和摩擦，使这段表而产生严重的冷硬层。滑行到一定程度时，刀齿方能切下一层金属层。下一个刀齿切入时，又在冷破层上挤压、滑行，使刀齿容易磨损,同时使工件表面粗糙度值增大。此外，逆铣加工时，当接触角大于一定数值时，垂直铣削分力向上易引起振动。 铣削时，铣刀切出工件时的切削递度方向与工件的进给方向相同，这种铣削方式称顺铣，顺铣时，刀齿的切削厚度从最大逐渐递减至零：, 避免了逆铣时的刀齿挤压、滑行现象，已加工表面的加工硬化程度大为减轻，表面质量也较高，刀具耐用度也比逆铣时高。同时，垂直方向的切削分力始终压向工作台，避免了工件的振动。顺铣时，铣削力的纵向分力方向始终与驱动工作台移动的纵向力方向相同。如果丝杠与螺母传动副中存在间隙，当纵向铣削分力大于工作台与导轨之间的摩擦力时，会使工作台带动丝杠出现窜动，造成工作台振动，使工作台进给不均匀，严重时会出现打刀现象。因此，如采用顺铣，必须要求铣床工作台进给丝杠螺母副有消除间隙的装置，或采取其他有效措施。因此，在没有丝杠螺母间隙消除装置的铣床上，宜采用逆铣加工。铣床也可以加工平面、沟槽、加工各种曲面、齿轮等。本次设计的是普通铢床主轴变速箱。2、操纵性能一些基本要求： 1)具有皮带轮卸荷装置；2)主轴的变速由变速手柄和滑移齿轮完成。1.2机床课程设计的目的：机械系统设计课程设计是在学生学完机械系统设计及先行课程之后进行的实践性教学环节，是我国机械设计及其自动化品牌专业高级应用型工程技术人才培养的重要环节。其目的在于通过典型机械系统如通用机床的主轴变速传动系统的计算与设计，使学生在拟定传动结构方案、结构设计，和数字控制等先进制造技术，以及设计计算说明书等技术文件编写等方面的基本技能和实际运用能力得到比较系统的训练。1.3车床的规格系列和用处： 规格系列：铣床图片如下所示：表1 X6132万能升降台铣床的主参数（规格尺寸）和基本参数最低转速Nmin( )最低转速Nmax( )主电机转速( )主电机功率N（kw）公比转速级数Z 30150014507.51.2618 1.4 应用用处：该机床用于铣削平面、斜面、沟槽、齿轮等。工作台可绕垂直轴在水平面范围整，如采用分度头附件，还可加工螺旋表面。二、传动设计2.1 公比选择 已知最低转速nmin=30r/min, 最高转速nmax=l600r/min, 变速级数Z=18, 转速调整范围：2.2求出转速系列根据最低转速nmin=30r/min, 最高转速nmax=l600r/min,公比1.26, 按机床系统设计(侯珍秀编)选出标准转速数列：1500 1180 950 750 600 475 375 300 235 190 150 118 95 75 60 47.5 37.5 30 单位：r/min.2.3 主电机选择 合理的确定电机功率, 使机床既能充分挥其使用性能，满足生产焉要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。一般金属切削机床的驱动，如无特殊性能要求，多采用Y系列封闭自扇冷工鼠笼型三相异步电动机。Y系列电动机高效、节能、起动转矩大、噪声低、振动小、运行安全可靠。如电动机的功率是7.5KW,根据机床设计手册选Yl32M-4, 2.4 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。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。 2.5 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。2.5.1确定传动组及各传动组中传动副的数目 一定变速组组数的变速系统可由不同数目的变速组组成。变速传动装置总变速级数应等于各变速组变速级数的连乘积，即，式中Z主轴总变速级数；p、q、r各组变速机构的变速级数（即为每组传动副数）。 减少变速组的数目可以缩短传动链，但在总变速级数不一定的情况下，势必会增加各变速组内传动副数目P，并且降速过快，会导致齿轮的径向尺寸增大。18级转速的变速系统，其变速级和传动副数的组合方案为：首先应该确定，预使主轴得到18级转速需要几个变速组，以及他们各需要几个传动副。方案：变速组数目为3个，传动轴数最少为4根，但齿轮对数目为，结构简单、紧凑，同时由于机床结构原因，通常采用双联或三联齿轮进行变速。方案-：虽然变速组数目为2个，传轴轴数最少为3根，但齿轮对数目为3+6=9、9+2=11，比方案中多。同时使变速箱的轴向尺寸增加，使操纵机构变得复杂，难以实现。综上所述，主轴为18级转速的变速系统，应采用由3个变速组所组成的方案，即应选择方案。2.5.2确定传动顺序在一般情况下，变速系统为降速的，电动机转速往往比主轴变速范围内大多数转速高，现对上述方案进行分析。方案：变速组a有3对传动副，在靠近主轴处为低速的变速组b为2对，变速组c也为2对。根据扭矩公式可知，当传动件传递的功率一定，转速高时所传递的扭矩小，则轴、齿轮等传动件尺寸相应的可小一些。因此，从传动顺序来说，应尽量使前面的传动件多些，可节省材料，减轻重量，故第一方案为最佳方案。2.5.3确定扩大顺序当传动顺序确定后，由于基本组、扩大组的排列顺序不同，可得出不同的排列方案，其结构式为：射线开口大势必造成低转速较低，其结果是使传动件的尺寸较大。因此，在网上表现为前后传动组的射线间开口笑，后面传动组的射线间开口大，这时各变速组的变速范围是逐渐增大的，故方案为最佳方案。2.5.4确定变速组中的极限传动比及变速范围在主传动系统中，对于降速，为了防止被动齿轮的直径过大而使径向尺寸太大，常应限制最小传动比。对于升速，为了防止产生过大的振动和噪声，常应限制最大传动比。由于齿轮副的极限传动比有了限制，则变速组的最大变速范围相应地也应有一定的限制。在主运动中： 2.5.5确定最小传动比在设计传动系统时，电动机与主轴的转速已经确定。当降速时，分配传动比应使各个中间传动轴的最低转速适当地高些。因为n高后，在传递一定功率下，传递的扭矩就小，相应的使传动件的尺寸也小。未来使更多的传动件在相对高速下工作，减少变速箱的结构尺寸，除了在传动顺序上前多后少，扩大顺序上前密后疏，对于降速运动最小传动比应采取前缓后急的原则，即在传动顺序上，越靠前最小传动比越小，最后变速组的最小传动比常取1/4。据上所述，主运动转速图为： 传动系统图为： 三、 传动件的估算3.1 带轮设计1、确定计算功率查表8-6 知= 其中，主动带轮传动的功率：工作情况系数。2、选择带型 根据计算功率 和小带轮转速由图8-9知选择V带B型。 3、确定带轮的基准直径和 初选小带轮的基准直径。小带轮直径应满足条件：根据机械设计8-11图，=140mm。取主动轮基准直径=150mm 根据式（8-15）从动轮基准直径 =1.933150=289.95mm，其中，i=。 根据表8-8取=290mm 按式（8-13）验算带的速度 带的速度合适 4、确定A型V带的基准长度和传动中心距 根据初步确定中心距：初定中心距 根据式（8-22）计算带所需的基准长度 由表8-2选带的基本长度Ld=1600mm 按式（8-21）计算实际中心距 5、验算主动轮上的包角 由（8-6）得： 主动轮的包角合适6、计算V型带的根数Z由式（8-22）由 查表8-4a和表8-4b 得 查表8-5得： 查表8-2得 7、计算预紧力由式8-27知 查表8-3得q=0.18kg/m 故：8、计算作用在轴上的压轴力式（8-28） =2Z3.2 齿轮齿数以及计算转速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。3.2.1齿轮齿数的确定第一组齿轮：传动比，查机械系统设计表4.1可得相应的齿数和的值可取60，78.,我们可取的值为60，则各齿轮相对应的齿数为 检查主轴各级转速误差：检验式为式中 第一对齿轮 符合要求第二对齿轮 符合要求第三对齿轮 符合要求第二组齿轮：传动比，查机械系统设计表4.1可得相应的齿数和的值可取70,77.,我们可取的值为70，则各齿轮相对应的齿数为 检查主轴各级转速误差：检验式为式中 第一对齿轮 符合要求第二对齿轮 符合要求第三对齿轮 符合要求第三组齿轮：传动比，查机械系统设计表4.1可得相应的齿数和的值可取85,89,90,95.,我们可取的值为89，则各齿轮相对应的齿数为 检查主轴各级转速误差：检验式为式中 第一对齿轮 符合要求第二对齿轮 符合要求3.2.2齿轮计算转速的确定齿轮的计算转速。齿轮装在轴上，从转速图可以看出，共有118r/min750r/min共9级转速，经齿轮/传动主轴得235r/min1500r/min这9级转速能传递全部功率，故齿轮的这9级转速也能传递全部功率，其中最低转速118r/min正好为齿轮的计算转速。齿轮序号计算转速1450695695475695375695300300齿轮序号计算转速47530023530011811823537595 齿轮的计算转速。齿轮装在轴（主轴）上，有235r/min1500r/min共9级转速，都能传递全部功率，其最低转速235r/min即为齿轮的计算转速。齿轮的计算转速。齿轮装在轴上，有118r/min750r/min共9级转速。其中375r/min750r/min的4级转速能传递全部功率，而118r/min300r/min的5级转速不能传递全部功率。因此，齿轮的计算转速即为375r/min。其余依次类推，各齿轮的计算转速如下。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齿顶圆齿根圆齿顶高齿根高3234921008245437414815613845520480887045640416016815045717468765845843417217216245943417217216245102741081169845113141241241144512394156156146451320480887045145042002081904515593177183169.533.7516303909682.533.75171847280624518714284292274453.3轴及传动轴的计算转速主轴的计算转速。由机械系统设计中表1.8可查出传动轴的计算转速。从转速图上可以看出，轴共有9级转速：118r/min1500r/min之间的所有转速都传递全部功率。此时，轴若经齿轮副/传动主轴，它只有在375r/min750r/min的那4级转速时才能传递全部功率；若经过齿轮副/传动主轴。则118r/min750r/min的9级转速能传递全部功率，因此，其中的最低转速118r/min即为轴的计算转速。其余，依次类推。各轴的计算转速如下：轴序号计算转速1450750300118953.4齿数模数的确定一般同一变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷最重的小齿轮按简化的接触疲劳强度公式计算 式中：按疲劳接触强度计算的齿轮模数 驱动电机功率 计算齿轮的计算转速 大齿轮齿数和小齿轮齿数之比 小齿轮齿数齿宽系数，（B为齿宽，m为模数） 许用接触应力 传动组1模数： 传动组2模数： 传动组3模数： 故选取标准模数 3.5 齿宽的确定 3.6传动轴直径的计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。传动轴的直径可按下列扭转刚度公式进行计算： 取取由机械设计手册3.19-317表知取花键轴尺寸为取由机械设计手册表取花键轴尺寸为取由机械设计手册表3.19-317 取花键轴尺寸为将计算结果列成表格形式，如：轴号花键轴尺寸备注7.056145025.8330平键6.63875030.0456-423610花键6.24530037.14456-484212花键5.87611846.19506-555014花键 3.7主轴轴颈的确定 根据功率P=7.5kw 在5.57.5之间 知 主轴轴颈选75100 取d=75mm 3.8 主轴箱体的设计 主轴箱中有主轴、变速机构，操纵机构和润滑系统等。主轴箱除应保证运动参数外，还应具有较高的传动效率，传动件具有足够的强度或刚度，噪声较低，振动要小，操作方便，具有良好的工艺性, 便于检修，成本较低，防尘、防漏、外形美观等。 箱体材料以中等强度的灰铸铁HTl50及HT200为最广泛，本设计选用材料为HT20-40. 箱体铸造时的最小壁厚根据其外形轮廓尺寸(长*宽高),按下表选取：长宽高(mnx3)壁厚(mm) 500 500 300 800 500 50010-15 800 800 50012-20 由于箱体轴承孔的影响将使扭转刚度下降10%-20%,弯曲刚度下降更多，为弥补开口削弱的刚度，常用凸台和加强筋；并根据结构需要适当增加壁厚。如中型车床的前支承壁一般取25mm左右，后支乘壁取22mm左右，轴承孔处的凸台应满足安装调整轴乘的需求。箱体在主轴箱中起支承和定位的作用。该设计主轴箱共有5根轴，轴的定位要靠箱体上安装空的位置来保证，因此，简体上安装空的位置的确定很重要。本设计中各轴安装孔的位置的确定主要考虑了齿轮之间的啮合及相互干涉的问题，根据各对配合齿轮的中心距及变位系数，并参考有关资料。箱体在床身上的安装方式，机类型不同，其主轴变速箱的定位安装方式亦不同。有固定式、移动式两种。车床主轴箱为固定式变速箱，用箱体底部平面与底部突起的两个小垂直面定位，用螺钉和压板固定。本主轴箱箱体为一体式铸造成型，留有安装结构，并对箱体的底部为安装进行了相应的调整。 箱体的颜色根据机床的总体设计确定，并考虑机床实际使用地区人们心理上对颜色的喜好及风俗。 箱体中预留了润滑油路的安装空间和安装螺纹孔及油沟，具体表达见箱体零件图。四、验算主要零件 4.1齿轮模数验算 一般按接触疲劳强度和弯曲疲劳强度验算，选取某轴上承受载荷最大的齿轮和同材料同模数齿轮中齿轮最少齿宽最小的齿轮进行验算。验算对象主轴前轴的小齿轮，即第IV轴。（1）、按接触疲劳强度验算 由258页5.4-84材料弹性系数 由表5.4-85齿轮材料性能系数 由表5.4-80查得 -啮合角影响系数 非变位齿轮 =1（2）按弯曲疲劳强度验算（防止齿根折断） -齿形系数 非变位外啮合直齿轮圆柱齿轮 =1 =1.29 =0.85 由259页表5.4-85查得 =1.04 =1 =0.85=30.65 所以 所以 合格4.2 主轴刚度的验算4.2.1 选定主轴前端悬伸量C参考机械装备设计, 根据主轴端部的结构，前支乘轴承配置和密封装置的形式和尺寸，这里选定C=85mm。4.2.2 主轴支承跨距L的确定 根据机械系统设计表3.20前轴颈应为75100r/min。初步选取d1 =90mm.轴颈d2 = (0.61.5 )dl=54135mm, 取d2 =65mm.根据设计方案，选前轴承为NN3020K型，后轴乘为NN3016K型。根据结构，定悬伸长度a=85mm。4.2.3 求轴承刚度 主轴最大输出转矩 (末考虑机械效率) 切向力： 背向力：故总此作用力：此力主轴颈和后轴颈各承受一股，故主轴端受力为F/2=4390.3N。在估算时，先假设初值1/a=3, l=3x85=255mm。前后支承的支反力 RA和:根据式（3.7）可求出前后轴承的刚度 4.2.4求最佳跨距初步计算时，可确定主轴的当量外径de（与实际主轴具有相同抗弯刚度的等直径轴的直径）为前、后轴颈的平均值，de=77.5mm，故惯性矩为 式中取E= 查线图。计算出的与原假定不符。可根据=2再计算反力和支承刚度，再求最佳跨距。这时算出的=1853.4N/um，=1173.3N/um，4.3传动轴刚度验算（轴） （1）计算轴的平均直径，画出计算简图。花键轴：（2）计算该周传递的扭矩 (3)、求作用在齿轮处B点的力 切向力： 径向力：(4)、求作用在齿轮处C点的力 切向力： 径向力： (5)、计算挠度应用公式 E=2.1N/mm I=81844mm = =0.5=0.0110mm = =0.5=0.0207mm = =0.5=0.0316mm(6)、计算倾角，应用公式 A: =rad =0.5=0.00028 rad =rad =0.5=0.00034 rad D: =rad =0.5=-0.00021 rad =rad =0.5=-0.00034 rad =+=0.0634 =+=0.0317 =+=0.1015 =+=0.012 =+=0.00126 rad =+=0.00006 rad =+=-0.00101 rad =+=-0.00009 rad=rad =rad由551页表5.8-14查得【Y】=（0.00030.0005）l=0.1032mm故【Q】=0.0025 rad 所以 合格 4.4轴承寿命的验算 轴承的寿命应满足 -额定寿命T工作期限 h ；通常取T=10000h额定寿命的计算公式：=式中：n-轴承（即轴）的计算转速； -寿命指数，球轴承=3， 滚子轴承=10/3 C-额定动负荷 （N） P-当量动负荷 -47.8(6212型) -71.5 P=x -径向负荷（由支反力解出） -轴向负荷（该系统的轴向负荷为0）由机械设计手册584页表5.9-18查得： X=1 y=0 所以 ：= = A端：6212型轴承： D端：6216型轴承： 校核合格五、结构设计及说明5.1 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，以确定轴的受力点和受力方向，为轴和轴的验算提供必要的数据。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间一个平面上。 轴上装的摩擦离合器和变速齿轮，有两种布置方案，一是将两边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，否则齿轮无法加工。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，制动尺寸增大。齿轮在轴上的布置很重要，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。5.3 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)。轴上装有摩檫离合器，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，轴再整体装入箱内。找们采用的卸荷装置一般是把轴承装在法兰盘上，通过法兰盘将带轮的拉力传递到箱壁上。 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。其中一个阖盘装在花键上，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。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。 多片工摩擦离合器的计算： 设计多片摩擦离合器时，先根据机床结构确定离合器的尺寸，如为轴装式时，外摩擦片的内径d应比花键轴大26mm, 内摩擦片的外径D的确定，直接影响离合器的径向和轴向尺寸, 甚至影响主轴箱内部结构布局，故应合理选择。摩擦片对数可按下计算： 式中 ,Mn摩擦离合器所传递的扭矩 (Nmm); Nd电动机的额定功率 kW)； 安装离合器的传动轴的计算转速 (r/min)； 从电动机到离合器的传动效率； K安全系数，一般取1.31.5； f摩擦片间的摩擦系数，由于摩擦片为淬火钢，由机床设计指导取r=0.08； Do摩擦片的平均直径 (mm)； Do = ( D+ d ) /2 =67mm; b内外摩擦片的接触宽度 (mm)； b= ( D-d ) /2=23mm; p摩擦片的许用压强； P = 基本许用压强 (MPa)，由机床设计指导取1.1； K速度修正系数 根据平均圆周速度v查机床设计指导取1. 00； 接合次数修正系数，查机床设计指导取1. 00； 摩擦结合面数修正系数，查机床设计指导取0.76。所以 卧式铣床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗确定，一般取 最后确定摩擦离合器的轴向压紧力F, 可按下式计算： 式中各符号意义同前述。 摩擦片的厚度一般取1、1.5、1.75、2（mm）,内外层分离时的最大间隙为0.20.4（mm）,摩擦片的材料应具有较高的耐磨性、摩擦系数大、耐高温、抗胶合性好等特点，常用10或15钢，表面渗碳0.30.5（mm），淬火硬度达HRC5262。5.4 齿轮块设计 齿轮是变速箱中的重要元件。齿轮向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。 工作平稳怍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 7一6一6, 圆周速度很低的，才选8一7一7。如果噪声要求很严，或一些关键齿轮，就应选 6一5一5。当精度从7一6一6提高到6一5一5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。 机床主轴变速箱齿轮齿部一般都需要淬火。5.5 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，轴乘工作条件恶化，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D刀为6585mm。 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 (从大孔方面进刀)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5lOnxnx, 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键的内径。 一般传动轴上铀承选用G级精段。 传动轴必须在箱体内保持准确位置，才能保证装在轴上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。5.6 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考虑。5.6.1 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 铣床床主轴由于要夹紧刀柄，安装自动卡紧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，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，耍求能自锁，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：L/a=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，L/a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。5.6.2 主轴轴承 1 )轴承类选挥 为了提高主轴旋转精度和刚度，主轴轴水的闭隙应能调整。把轴承调到合适的负隙，形成一定的预负载，回转精度和刚度都能提高，寿命、噪声和抗振性也有改善。预负载使轴承产生接触变形，过大的预负载对提高刚度没有明显效果，而磨损发热量和噪声都会增大，轴承寿命将因此而降低。 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： 60度角双向推力向心球轴承，是一种新型轴承, 在近年生产