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I宁XXX 学院毕业设计(论文)专用铣床主传动系统设计说明书所在学院专 业班 级姓 名学 号指导老师 年 月 日摘摘 要要本论文主要说明专用铣床设计的基本过程及要求。专用铣床是按高度集中原则设计的，即在一台机床上可以同时完成同一种工序或多种不同工序的加工。专用铣床发展于工业生产末期，与传统的机床相比：专用铣床具有许多优点：效率高、精度高、成本低。它由底座、立柱、工作台、及电源一些基本部件及一些特殊部件，根据不同的工件加工所需而设计的。关键词：专用铣床；设计；过程；功能IIIAbstractThe manipulator is a new device developed in the mechanization, automation of production process, a grasping and moving the workpiece function of automation device use. The manipulator can repeat boring to do dangerous work instead of humans, improve labor productivity, reduce labor intensity. The device covers the position control technology of programmable control technology, detection technology. The material of hydraulic manipulator this subject to the grasping be up in space objects, flexible, any changes to the relevant parameters according to the change and the movement flow requirements, but instead of manual operation in high risk areas,.Key Words: manipulator, hydraulic manipulator, crawl, enhance1目目 录录摘 要 .IIAbstract.III目 录.1第 1 章 加工原理及操纵性能要求.22.1 铣床加工基本原理.22.2 操纵性能一些基本要求.2第 2 章 运动设计.32.1 选定电机.32.2 转速的确定.32.2.1 速度级数 Z 的确定.32.2.2 确定结构式.32.3 绘制转速图.42.4 确定变速组齿轮传动副齿数.42.5 主传动系统简图.62.6 核算主轴转速误差.6第 3 章 传动件的估算.83.1V 带传动.83.1.1 选择带的型号.83.1.2 确定从动带轮的基准直径.83.1.3 验算带速.83.1.4 确定中心距及基准长度.83.1.5 计算根数 z.93.2 传动轴的估算.103.3 确定矩形花键的尺寸.123.4 齿轮的计算.123.5 离合器的选用.153.6.传动系统的轴及轴上零件设计.153.6.1 齿轮的验算.153.6.2 传动轴的验算.163.6.3 轴承疲劳强度校核.183.7 传动系统的轴及轴上零件设计.193.7.1 齿轮的验算.193.7.2 传动轴的验算.213.7.3 轴组件的刚度验算.223.8 传动系统的轴及轴上零件设计.243.8.1 齿轮的验算.243.8.2 传动轴的验算.263.8.3 轴组件的刚度验算.283.9 传动系统的轴及轴上零件设计.303.9.1 齿轮的验算.303.9.2 传动轴的验算.3123.9.3 轴组件的刚度验算.333.10 传动系统的轴及轴上零件设计.353.10.1 齿轮的验算.353.10.2 传动轴的验算.363.10.3 轴组件的刚度验算.383.11 主轴合理跨距的计算.403.12 轴的校核.413.13 轴承寿命校核.43第 4 章 结构设计及说明.444.1 结构设计的内容、技术要求和方案.444.2 展开图及其布置.44第 5 章 结构设计.455.1 结构设计的内容、技术要求和方案.455.2 展开图及其布置.465.3 I 轴（输入轴）的设计 .465.4 齿轮块设计.475.4.1 齿轮块设计.475.4.2 其他问题.485.5 传动轴的设计.485.6 主轴组件设计.505.6.1 各部分尺寸的选择.505.6.2 主轴轴承.505.6.3 主轴与齿轮的连接.525.6.4 润滑与密封.525.6.5 其他问题.53结 论.54参考文献.55致 谢.561 绪论绪论铣床是用铣刀对工件进行铣削加工的机床。铣床除能铣削平面、沟槽、轮齿、螺纹和花键轴外，还能加工比较复杂的型面，效率较刨床高，在机械制造和修理部门得到广泛应用。最早的铣床是美国人惠特尼于 1818 年创制的卧式铣床；为了铣削麻花钻头的螺旋槽，美国人布朗于 1862 年创制第一台万能铣床，这是升降梯铣床的雏形；1884 年前后又出现了龙门铣床；二十世纪 20 年代出现了半自动铣床，工作台利用挡块可完成“进给-决速”或“决速-进给”的自动转换。1950 年以后，铣床在控制系统方面发展很快，数字控制的应用大大提高了铣床的自动化程度，尤其是 70 年代以后，微处理机的数字控制系统和自动换刀系统在铣床上得到应用，扩大了铣床的加工范围，提高了加工精度与效率。铣床的种类很多，一般是按布局形式和适用范围加以区分，主要的有升降台铣床、龙门铣床、单柱铣床和单臂铣床、仪表铣床、工具铣床等。升降台铣床有万能式、卧式和 立式几种，主要用加工中小型零件，应用最广；龙门铣镗床、龙门铣刨床和双柱铣床，均用于加工大型零件；单柱铣床的水平铣头可沿立柱导轨移动，工作台作纵向进给；单臂铣床的立铣头可沿悬臂导轨水平移动，悬臂也可沿立柱导轨调整高度，单柱铣床和单臂铣床均用于加工大型零件。仪表铣床是一种小型的升降台铣床，用于加工仪器仪表和其他小型零件；工具铣床主要用于模具和工具制造，配有立铣头、万能角度工作台和插头等多种附件，还可进行钻削、镗削和插削等加工。其他铣床还有键槽铣床、凸轮铣床和曲轴铣床等，他们都是为加工相应的工件而制造的专用铣床。2第第 1 章章 加工原理及操纵性能要求加工原理及操纵性能要求2.1 铣床加工基本原理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做些简要介绍。铣床系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，使这段表面产生严重的冷硬层。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，又在冷硬层上挤压、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，铣刀切出工件时切削速度方向与工件的进给方向相同，这种铣削方式称为顺铣，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，铣削力的纵向分力始终与驱动工作台移动的纵向分力方向相同。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，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。2.2 操纵性能一些基本要求1)具有皮带轮卸荷装置2）主轴的变速由摩擦离合器完成3第第 2 章章 运动设计运动设计2.1 选定电机已知该专用铣床可加工材料为碳钢和可锻铸铁的零件，查表铣削时切削速度为660 m/min，并通过计算得到最大铣削力为 166.52 公斤力。由公式166.52 60=1.6361206120zPVNkw切电动机功率1.63=1.81kw0.9NN切主机查表选取型号 Y100L1-4 额定功率 2.2kw，额定转速 1430r/min，堵转扭矩 2.2，最大扭矩 2.3，质量 34kg2.2 转速的确定由公式1000vndd-铣刀直径=30mm min6/ minvmmax60/ minvm min6 100064 / min30 3.14nrmax60 1000637 / min30 3.14nr2.2.1 速度级数速度级数 Z 的确定的确定 11max1min1ZZnnRnn lglg9.945111 78lglg1.41nRZ 根据最低转速 63r/min 公比 1.41 可得 8 级转速：63 90 125 180 250 355 500 7102.2.2 确定结构式确定结构式级数为 Z 的变速系统由若干个顺序的变速组组成，各变速组分别有、等变速副。1Z2Z变速副中由于结构的限制以 2 或 3 为合适，即变速级数 Z 为 2 和 3 的因子。因此确定结构式为：8=2 2 2 42.3 绘制转速图2.4 确定变速组齿轮传动副齿数确定齿轮齿数的原则和要求 ： 齿轮的齿数和过大会加大两轴之间的中心距，使机床结构庞大，一般推荐ZS100 200zS 最小齿轮的齿数要尽 2 可能少；但同时要考虑：最小齿轮不产生根切，机床变速箱中标准圆柱齿轮，一般最小齿数；受结构限制的最小齿数应大于 1820；min18z齿轮齿数应符合转速图上传动比的要求：实际传动比（齿数之比）与理论传动比（转速图上要求的传动比）之间有误差，但不能过大，确定齿轮数所造成的转速误差，一般不应超过 10(1)% 5变速组 a: 11a1.41221a1.41假设降速最大的小齿轮的最小齿数为 22，查表齿数和min72zS找出可能采用的齿数和诸数值1.41 68、70、721auzS 66、69、72221.41auzS 在具体结构允许下，选用较小的为宜，现确定，zS72zS 确定各齿轮副的齿数：i=1.41 找出 130z 21723042zzSzi=2 找出 324z 43722448zzSz变速组 b: 11b 2211.41b 假设降速最大的小齿轮的最小齿数为 22，查表齿数和min66zS找出可能采用的齿数和诸数值1 66、68、70、721bu zS 66、69、72221.41buzS 在具体结构允许下，选用较小的为宜，现确定，zS66zS 确定各齿轮副的齿数：i=1 找出 533z 65663333zzSzi=2 找出 722z 87662244zzSz变速组 c: 11.41c 2311.41c 假设降速最大的小齿轮的最小齿数为 22，查表齿数和min84zS找出可能采用的齿数和诸数值1.41 84、86、881cu zS 84、87、88231.41cuzS 6在具体结构允许下，选用较小的为宜，现确定，zS84zS 确定各齿轮副的齿数：i=1.41 找出 935z 109843549zzSzi= 找出 31.411122z1211842262zzSz2.5 主传动系统简图2.6 核算主轴转速误差齿轮齿数确定后，主轴的各级实际即确定，它与主轴的标准转速总会产生一定的误差，应满足:n101 =4.1%nn 理实理（ ）结果见下表：级数计算式n实n理误差允许值结论711430/2*24/48*22/44*22/6263.43640.89%4.1%合格21430/2*30/42*22/44*22/6290.61910.428%4.1%合格31430/2*24/48*33/33*22/62126.851280.898%4.1%合格41430/2*30/42*33/33*22/62181.221800.68%4.1%合格51430/2*24/48*22/44*49/35250.252531.08%4.1%合格61430/2*30/42*22/44*49/35357.53570.14%4.1%合格71430/2*24/48*33/33*49/35500.55030.497%4.1%合格81430/2*30/42*33/33*49/357157100.704%4.1%合格 8第第 3 章章 传动件的估算传动件的估算3.1V 带传动3.1.1 选择带的型号选择带的型号 查表查得工况系数,再由1.2AK 2.2 1.22.64APP KKW带额 根据查图选用确定为 A 型带1=2.641430r / minPKWn 带和3.1.2 确定从动带轮的基准直径确定从动带轮的基准直径 取 80mm 1min75ddmm则实际传动比 i 为 2,从动轮的实际转速分别为：121430715 / min2nnri 1212143080160715nddmmn3.1.3 验算带速验算带速 11 13.14 80 14305.99/60 100060 1000dd nVm s3.1.4 确定中心距及基准长度确定中心距及基准长度 初步确定中心距可按下式：0a12012000.7()2()0.7(80 160)2(80 160)168480ddaddaa9取 300mm0a221200120()(16080)2()600(80 160)982.132424 300dddLaddmma查表取 900mm计算实际中心距0a00900982(300)25922ddLLaamm中心距的变化范围min0.0152590.015 1000259 15244aadmmmax0.032590.03 100025930289aadmm所以中心距的变化范围为 244289mm验算小带轮上的包角111257.357.3180()180(16080)162.31259dddda162.31903.1.5 计算根数计算根数 z由 查表得11801430 / minddmmr和n00.81PKW由，查表得11430 / min,2nriA 和型带0=0.17PKW根据包角和带长0.950.87LKK查表得，单根 V 带的额定功率P1000()(0.81 0.17) 0.95 0.870.81LPPP K KKW1.2 2.23.260.81caPzP取 4 根3.1.6 计算单根计算单根 V 带的初拉力的最小值带的初拉力的最小值0min()F查表得 A 型带的单位长度质量 q=0.1kg/m220min2.50.952.2 1.2(2.5)()5005000.1 5.9993.470.95 4 5.99caKPFqvNK zv 应使带的实际初拉力 00minFF3.1.7 计算压轴力计算压轴力PF压轴力的最小值为 10minmin162.312sin2 4 93.47 sin73922pFz FN 带轮结构设计略3.2 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，不允许有较大的变形。因此疲劳强度一般不是主要矛盾，除了载荷很大的情况外，可以不必验算轴的刚度。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11刚度。确定各传动轴及主轴的直径查表得=0.96皮带由轴承为滚子轴承查表得 =0.98轴承由齿轮精度为 8 级查表得=0.97齿轮轴： 1=2.2 0.96 0.98=2.07PPKW额轴承 皮带1n710 / minr轴： 2=2.07 0.97 0.98=1.97PPKW额齿轮轴承2n357 / minr轴： 3=1.97 0.97 0.98=1.87PPKW额齿轮轴承3n180 / minr主轴： =1.87 0.97 0.98=1.78PPKW主轴额齿轮轴承n64 / minr主轴轴的材料为 45 号钢，键为矩形花键，查表得0120A 根据公式30PdAn312.0712017.14710dmm取 26mm查阅机械设计手册确定轴承型号为 30204321.9712021.2357dmm 取 28mm查阅机械设计手册确定轴承型号为 30205331.8712026.18180dmm12取 32mm查阅机械设计手册确定轴承型号为 30206轴承参数如下表302043020530206T15.2516.2517.25C121314D475262d202530B141516根据电动机额定功率 2.2KW，查表得到主轴前轴颈值径的范围 5090，取 60mm主轴的后轴颈直径210.7 0.8545DDmm查阅机械设计手册得前轴承型号为 30212后轴承型号为 302093.3 确定矩形花键的尺寸根据各传动轴的直径查阅机械设计手册确定了矩形花键的各个参数如下表：小径 d规格NdDBC r 266 26 30 60.30.2 286 28 32 70.30.2 328 32 36 60.30.23.4 齿轮的计算由于直齿圆柱齿轮具有加工和安装方便、生产效率高、生产成本低等优点，而且直齿圆柱齿轮传动也能满足设计要求，所以本次设计选用渐开线直齿圆柱齿轮传动；主轴箱中的齿轮用于传递动力和运动，它的精度直接与工作的平稳性、接触误差及噪声有关。为了控制噪声，机床上主传动齿轮都选用较高的精度，但考虑到制造成本，本次设计都选用 7-6-6 的精度。具体设计步骤如下：131、模数的估算：按接触疲劳和弯曲疲劳计算齿轮模数比较复杂，而且有些系数只有在齿轮各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。齿轮弯曲疲劳的估算公式：mm （式中即为齿轮所传递的功率） （2.4）wm332jZnNN齿面点蚀的估算公式：mm （式中即为齿轮所传递的功率）（2.5）A332jnNN其中为大齿轮的计算转速，为齿轮中心距。jnA由中心距及齿数求出模数：A21,ZZmm (2.6)212ZZAmj根据估算所得和中较大的值，选取相近的标准模数。wmjm前面已求得各轴所传递的功率，各轴上齿轮模数估算如下：第一对齿轮副 min/1440rnj mmwm35. 214402499. 00 . 4323所以，第一对齿轮副传动的齿轮模数应为 m=2.5第二对齿轮副 min/1002rnj mmwm76. 210022398. 099. 00 . 43232所以，第二对齿轮副传动的齿轮模数应为 m=3第三对齿轮副 min/631rnj mmwm06. 26312298. 099. 00 . 43232314 mmA78. 363198. 099. 00 . 432323所以，第三对齿轮副传动的齿轮模数应为 m=4 第四对齿轮副 min/315rnj mmwm71. 33151998. 099. 00 . 432334所以，第四对齿轮副传动的齿轮模数应为 m=4综上所述，为了降低成本，机床中各齿轮模数值应尽可能取相同，但因为轴的转速比较小，扭矩比较大，为了增加其强度和在主轴上能起到飞轮的作用，需增加轴齿轮的几何尺寸。所以，本次设计中在间各个齿轮模数均为在轴上就取。mmm42材料选择 40Cr 调质 齿轮齿数nmtm分度圆直径齿顶高齿根高齿顶圆齿根圆中心距齿宽1302.52.58877.642.53.12582.6471.3993.168202422.52.588108.6962.53.125113.696102.44693.168203242.52.588621122.53.12567.11255.86293.168204482.52.588124.2242.53.125129.224117.97493.1682053333.105102.46533.75108.46594.965102.4652463333.105102.46533.75108.46594.965102.4652472233.10568.3133.7574.3160.81102.4652484433.105136.6233.75142.62129.12102.4652493544.141144.93545152.935134.935173.92234104944.141202.90945210.909192.909173.92232112244.14191.1024599.10281.102173.92232126244.141256.74245264.742246.742173.92232153.5 离合器的选用离合器在机器运转中可将传动系统随时分离或接合，对离合器的要求有：接合平稳，分离迅速彻底；调节和修理方便；外廓尺寸小；质量小；耐磨性好和有足够的散热能力；操作方便省力。离合器的类型很多，常用的可分牙嵌式和摩擦式。根据设计要求，我选用了电磁式摩擦片离合器。根据经验值；。dD)32(1dD)5 . 25 . 1 (2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。3.6.传动系统的轴及轴上零件设计3.6.1 齿轮的验算齿轮的验算 验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。接触应力的验算公式为（MPa）（3-1）123j12081SjuK K K K NZmuBn j弯曲应力的验算公式为 （3-2） 5123w22081 10()SwjK K K K NMPaZm BYn 式中 N-齿轮传递功率（KW） ，N=；dN 160TOnTKmCT-齿轮在机床工作期限（）内的总工作时间（h） ，对于中型机床的齿轮取ST=1500020000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为 T=/P，PSTST为变速组的传动副数； 16-齿轮的最低转速（r/min）;1n-基准循环次数；查表 3-1（以下均参见机床设计指导 ）OC m疲劳曲线指数，查表 3-1；速度转化系数，查表 3-2；nK功率利用系数，查表 3-3；NK材料强化系数，查表 3-4；QK的极限值，见表 3-5，当时，则取=；当SKmaxSKminSKSKmaxSKSKmaxSK时，取=；SKminSKSKminSK工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.21.6；1K1K动载荷系数，查表 3-6；2K齿向载荷分布系数，查表 3-9；3KY标准齿轮齿形系数，查表 3-8；许用接触应力（MPa）,查表 3-9；j许用弯曲应力（MPa） ，查表 3-9。w如果验算结果或不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如jw仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。3.6.2 传动轴的验算传动轴的验算对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩（）4mm花键轴 =424()()()64db N DdDdImmA424432.26 8 (3832.2) (3832.2)7.42 1064mm 式中 d花键轴的小径（mm） ；17i花轴的大径（mm） ；b、N花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得：=4jN955 10(N mm)nMA扭445.625955 106.55 10820N mmA式中 N该轴传递的最大功率（kw）; 该轴的计算转速（r/min） 。jn传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力4322 6.55 102.34 10 ND56tMP扭式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。齿轮的径向力：rP()/cos ()rtPP tgNA式中 为齿轮的啮合角，20；齿面摩擦角，；5.72 齿轮的螺旋角；0故N30.51.17 10rtPP花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为：max228,()()njyjyMMPaDdlNK 式中 花键传递的最大转矩（） ；maxnMN mmA D、d花键轴的大径和小径（mm） ； L花键工作长度； N花键键数； K载荷分布不均匀系数，K=0.70.8；18 4228 6.55 103.620()(3832.2 ) 85 6 0.7jyjyMPaMPa 故此花键轴校核合格3.6.3 轴承疲劳强度校核轴承疲劳强度校核机床传动轴用滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳验算。其额定寿命的计算公式为：hL jhjFNnnnj500() ( )CfCf K K KlPC(N)f Lh C Th1000015000nhFNCfLThf K KlP或按计算负荷的计算公式进行计算：式中 额定寿命（); 计算动载荷; 工作期限（), 对一般机床取小时。 C滚动轴承的额定负载（N）,根据轴承手册或机床设计手册查取，单位用（kgf）应换算成（N） ；速度系数， 为滚动轴承的计算转速（r/mm） nf1003nifn in 寿命系数， nf500nnLf nL 等于轴承的工作期限；寿命系数，对球轴承 =3，对滚子轴承 =；103工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、铣床、磨床等Ff 多数机床） ，；1.11.3Ff功率利用系数，查表 33；NK速度转化系数，查表 32；nK齿轮轮换工作系数，查机床设计手册 ；lK19P当量动载荷，按机床设计手册 。 124863 nLhT232003 nLhT 319852 nLhT故轴承校核合格3.7 传动系统的轴及轴上零件设计3.7.1 齿轮的验算齿轮的验算 验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。 接触应力的验算公式为（MPa）（3-1）123j12081SjuK K K K NZmuBn j弯曲应力的验算公式为 （3-2） 5123w22081 10()SwjK K K K NMPaZm BYn 式中 N-齿轮传递功率（KW） ，N=；dN -电动机额定功率（KW） ；dN -从电动机到所计算的齿轮的机械效率； -齿轮计算转速（r/min）;jn m-初算的齿轮模数（mm）; B-齿宽（mm） Z-小齿轮齿数； u-大齿轮与小齿轮齿数之比，u1， “+”号用于外啮合， “-”号用于内啮合；20 -寿命系数：SKSTnNQKK K K K-工作期限系数：TK160TOnTKmCT-齿轮在机床工作期限（）内的总工作时间（h） ，对于中型机床的齿轮取ST=1500020000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为 T=/P，P 为变速STST组的传动副数； -齿轮的最低转速（r/min）;1n-基准循环次数；查表 3-1（以下均参见机床设计指导 ）OC m疲劳曲线指数，查表 3-1；速度转化系数，查表 3-2；nK功率利用系数，查表 3-3；NK材料强化系数，查表 3-4；QK的极限值，见表 3-5，当时，则取=；当SKmaxSKminSKSKmaxSKSKmaxSK时，取=；SKminSKSKminSK工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.21.6；1K1K动载荷系数，查表 3-6；2K齿向载荷分布系数，查表 3-9；3KY标准齿轮齿形系数，查表 3-8；许用接触应力（MPa）,查表 3-9；j许用弯曲应力（MPa） ，查表 3-9。w如果验算结果或不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如jw21仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。轴上的双联滑移齿轮采用整淬的方式进行热处理传至轴时的最大转速为：1305614501207.78 /min23038nr36130560.98 0.990.76923038m=2.25N=5.77kwdN 1207.78 /minjnnr3在双联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为 382.25，且齿宽为 B=14mmu=1.05=1250MPj32081 10(1.05 1) 1.2 1.31.04 3.72 5.421195.8238 2.251.05 14 1207.78MPAAAAAA Aj故双联滑移齿轮符合标准3.7.2 传动轴的验算传动轴的验算对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩（）4mm花键轴 =424()()()64db N DdDdImmA4244326 8 (3632) (3632)6.534 1064mm AA式中 d花键轴的小径（mm） ；i花轴的大径（mm） ；b、N花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得：=4jN955 10(N mm)nMA扭445.42955 104.51 101148.86N mmA22式中 N该轴传递的最大功率（kw）; 该轴的计算转速（r/min） 。jn传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力：tP4322 4.51 10N1.804 10 ND50tMP扭（）式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。齿轮的径向力：rP()/cos ()902rtPP tgNNA式中 为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；齿轮的螺旋角；=27.86mm22()0.1MTdmm 符合校验条件花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为：max228,()()njyjyMMPaDdlNK 式中 花键传递的最大转矩（） ；maxnMN mmA D、d花键轴的大径和小径（mm） ； L花键工作长度； N花键键数； K载荷分布不均匀系数，K=0.70.8； 4228 4.51 102.0420()(3632 ) 116 8 0.7jyjyMPaMPa AAA A故此花键轴校核合格233.7.3 轴组件的刚度验算轴组件的刚度验算两支撑主轴组件的合理跨距 主轴组件的跨距对其刚度的影响很大，在绘制主轴组件的结构草图后，可以对合理跨距 L。进行计算，以便修改草图，当跨距远大于 L。时，应考虑采用三支撑结构。机床设计的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部 C 点家在时主轴和轴承两相柔度的迭加，其极值方程为：36610oBOBBAEIlCEILC CCC式中 L。合理跨距； C 主轴悬伸梁； 后前支撑轴承刚度ACBC 该一元三次方程求解可得为一实根：33212(1)()12()(1)(1)BOBABBAOBACEILmmCCEICmmCCCLCCC并且机床传动轴用滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳验算。其额定寿命的计算公式为：hL jhjFNnnnj500() ( )CfCf K K KlPC(N)f Lh C Th1000015000nhFNCfLThf K KlP或按计算负荷的计算公式进行计算：式中 额定寿命（); 计算动载荷; 工作期限（), 对一般机床取小时。 C滚动轴承的额定负载（N）,根据轴承手册或机床设计手册查取，24单位用（kgf）应换算成（N） ；速度系数， 为滚动轴承的计算转速（r/mm） nf1003nifn in 寿命系数， nf500nnLf nL 等于轴承的工作期限；寿命系数，对球轴承 =3，对滚子轴承 =；103工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、铣床、磨床等Ff 多数机床） ，；1.11.3Ff功率利用系数，查表 33；NK速度转化系数，查表 32；nK齿轮轮换工作系数，查机床设计手册 ；lKP当量动载荷，按机床设计手册 。 124863 nLhT232003 nLhT 319852 nLhT故轴承校核合格3.8 传动系统的轴及轴上零件设计3.8.1 齿轮的验算齿轮的验算 验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。 接触应力的验算公式为25（MPa）（3-1）123j12081SjuK K K K NZmuBn j弯曲应力的验算公式为 （3-2） 5123w22081 10()SwjK K K K NMPaZm BYn 式中 N-齿轮传递功率（KW） ，N=；dN -电动机额定功率（KW） ；dN -从电动机到所计算的齿轮的机械效率； -齿轮计算转速（r/min）;jn m-初算的齿轮模数（mm）; B-齿宽（mm） Z-小齿轮齿数； u-大齿轮与小齿轮齿数之比，u1， “+”号用于外啮合， “-”号用于内啮合； -寿命系数：SKSTnNQKK K K K-工作期限系数：TK160TOnTKmCT-齿轮在机床工作期限（）内的总工作时间（h） ，对于中型机床的齿轮取ST=1500020000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为 T=/P，PSTST为变速组的传动副数； -齿轮的最低转速（r/min）;1n-基准循环次数；查表 3-1（以下均参见机床设计指导 ）OC m疲劳曲线指数，查表 3-1；速度转化系数，查表 3-2；nK26功率利用系数，查表 3-3；NK材料强化系数，查表 3-4；QK的极限值，见表 3-5，当时，则取=；当SKmaxSKminSKSKmaxSKSKmaxSK时，取=；SKminSKSKminSK工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.21.6；1K1K动载荷系数，查表 3-6；2K齿向载荷分布系数，查表 3-9；3KY标准齿轮齿形系数，查表 3-8；许用接触应力（MPa）,查表 3-9；j许用弯曲应力（MPa） ，查表 3-9。w如果验算结果或不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如jw仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。三轴上的三联滑移齿轮采用整淬的方式进行热处理传至三轴时的最大转速为：130563914501148.86 /min2303841nr3713056390.98 0.990.7232303841N=5.42kwdN 1148.86 /minjnnr3在三联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为 412.25，且齿宽为 B=12mmu=1.05=1250MPj32081 10(1.05 1) 1.2 1.31.04 3.72 5.42118941 2.251.05 20 1148.86MPAAAAAAAj故三联滑移齿轮符合标准273.8.2 传动轴的验算传动轴的验算对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩（）4mm花键轴 =424()()()64db N DdDdImmA4244326 8 (3632) (3632)6.534 1064mm AA式中 d花键轴的小径（mm） ；i花轴的大径（mm） ；b、N花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得：=4jN955 10(N mm)nMA扭445.42955 104.51 101148.86N mmA式中 N该轴传递的最大功率（kw）; 该轴的计算转速（r/min） 。jn传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力：tP4322 4.51 10N1.804 10 ND50tMP扭（）式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。齿轮的径向力：rP()/cos ()902rtPP tgNNA式中 为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；齿轮的螺旋角；=27.86mm22()0.1MTdmm 28符合校验条件花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为：max228,()()njyjyMMPaDdlNK 式中 花键传递的最大转矩（） ；maxnMN mmA D、d花键轴的大径和小径（mm） ； L花键工作长度； N花键键数； K载荷分布不均匀系数，K=0.70.8； 4228 4.51 102.0420()(3632 ) 116 8 0.7jyjyMPaMPa AAA A故此三轴花键轴校核合格3.8.3 轴组件的刚度验算轴组件的刚度验算两支撑主轴组件的合理跨距 主轴组件的跨距对其刚度的影响很大，在绘制主轴组件的结构草图后，可以对合理跨距 L。进行计算，以便修改草图，当跨距远大于 L。时，应考虑采用三支撑结构。机床设计的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部 C 点家在时主轴和轴承两相柔度的迭加，其极值方程为：36610oBOBBAEIlCEILC CCC式中 L。合理跨距； C 主轴悬伸梁； 后前支撑轴承刚度ACBC 该一元三次方程求解可得为一实根：2933212(1)()12()(1)(1)BOBABBAOBACEILmmCCEICmmCCCLCCC并且机床传动轴用滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳验算。其额定寿命的计算公式为：hL jhjFNnnnj500() ( )CfCf K K KlPC(N)f Lh C Th1000015000nhFNCfLThf K KlP或按计算负荷的计算公式进行计算：式中 额定寿命（); 计算动载荷; 工作期限（), 对一般机床取小时。 C滚动轴承的额定负载（N）,根据轴承手册或机床设计手册查取，单位用（kgf）应换算成（N） ；速度系数， 为滚动轴承的计算转速（r/mm） nf1003nifn in 寿命系数， nf500nnLf nL 等于轴承的工作期限；寿命系数，对球轴承 =3，对滚子轴承 =；103工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、铣床、磨床等Ff 多数机床） ，；1.11.3Ff功率利用系数，查表 33；NK速度转化系数，查表 32；nK齿轮轮换工作系数，查机床设计手册 ；lK30P当量动载荷，按机床设计手册 。 124863 nLhT232003 nLhT 319852 nLhT故轴承校核合格3.9 传动系统的轴及轴上零件设计3.9.1 齿轮的验算齿轮的验算 验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。 接触应力的验算公式为（MPa）（3-1）123j12081SjuK K K K NZmuBn j弯曲应力的验算公式为 （3-2） 5123w22081 10()SwjK K K K NMPaZm BYn 式中 N-齿轮传递功率（KW） ，N=；dN -电动机额定功率（KW） ；dN -从电动机到所计算的齿轮的机械效率； -齿轮计算转速（r/min）;jn m-初算的齿轮模数（mm）; B-齿宽（mm） Z-小齿轮齿数；31 u-大齿轮与小齿轮齿数之比，u1， “+”号用于外啮合， “-”号用于内啮合； -寿命系数：SKSTnNQKK K K K-工作期限系数：TK160TOnTKmCT-齿轮在机床工作期限（）内的总工作时间（h） ，对于中型机床的齿轮取ST=1500020000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为 T=/P，PSTST为变速组的传动副数； -齿轮的最低转速（r/min）;1n-基准循环次数；查表 3-1（以下均参见机床设计指导 ）OC m疲劳曲线指数，查表 3-1；速度转化系数，查表 3-2；nK功率利用系数，查表 3-3；NK材料强化系数，查表 3-4；QK的极限值，见表 3-5，当时，则取=；当SKmaxSKminSKSKmaxSKSKmaxSK时，取=；SKminSKSKminSK工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.21.6；1K1K动载荷系数，查表 3-6；2K齿向载荷分布系数，查表 3-9；3KY标准齿轮齿形系数，查表 3-8；许用接触应力（MPa）,查表 3-9；j许用弯曲应力（MPa） ，查表 3-9。w如果验算结果或不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如jw32仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。3.9.2 传动轴的验算传动轴的验算对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩（）4mm花键轴 =424()()()64db N DdDdImmA4244266 6 (3226) (3226)3.377 1064mm A式中 d花键轴的小径（mm） ；D花轴的大径（mm） ；b、N花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得：=4jN955 10(N mm)nMA扭465.42955 105.18 1010N mmA式中 N该轴传递的最大功率（kw）; 该轴的计算转速（r/min） 。jn传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力：tP6522 5.18 10N2.35 10 ND32tMP扭（）式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。齿轮的径向力：rP()/cos ()1003rtPP tgNNA式中 为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；齿轮的螺旋角；33=22.32mm22()0.1MTdmm 符合校验条件花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为：max228,()()njyjyMMPaDdlNK 式中 花键传递的最大转矩（） ；maxnMN mmA D、d花键轴的大径和小径（mm） ； L花键工作长度； N花键键数； K载荷分布不均匀系数，K=0.70.8； 6228 5.18 1014.620()(3226 ) 116 8 0.7jyjyMPaMPa 故此花键轴校核合格3.9.3 轴组件的刚度验算轴组件的刚度验算两支撑主轴组件的合理跨距 主轴组件的跨距对其刚度的影响很大，在绘制主轴组件的结构草图后，可以对合理跨距 L。进行计算，以便修改草图，当跨距远大于 L。时，应考虑采用三支撑结构。机床设计的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部 C 点家在时主轴和轴承两相柔度的迭加，其极值方程为：36610oBOBBAEIlCEILC CCC式中 L。合理跨距； C 主轴悬伸梁； 后前支撑轴承刚度ACBC 该一元三次方程求解可得为一实根：3433212(1)()12()(1)(1)BOBABBAOBACEILmmCCEICmmCCCLCCC并且机床传动轴用滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳验算。其额定寿命的计算公式为：hL jhjFNnnnj500() ( )CfCf K K KlPC(N)f Lh C Th1000015000nhFNCfLThf K KlP或按计算负荷的计算公式进行计算：式中 额定寿命（); 计算动载荷; 工作期限（), 对一般机床取小时。 C滚动轴承的额定负载（N）,根据轴承手册或机床设计手册查取，单位用（kgf）应换算成（N） ；速度系数， 为滚动轴承的计算转速（r/mm） nf1003nifn in 寿命系数， nf500nnLf nL 等于轴承的工作期限；寿命系数，对球轴承 =3，对滚子轴承 =；103工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、铣床、磨床等Ff 多数机床） ，；1.11.3Ff功率利用系数，查表 33；NK速度转化系数，查表 32；nK35齿轮轮换工作系数，查机床设计手册 ；lKP当量动载荷，按机床设计手册 。 126125 nLhT231205 nLhT 318756 nLhT故轴承校核合格3.10 传动系统的轴及轴上零件设计3.10.1 齿轮的验算齿轮的验算 验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。 接触应力的验算公式为（MPa）（3-1）123j12081SjuK K K K K NZmuBn j弯曲应力的验算公式为 （3-2） 5123w22081 10()SwjK K K K NMPaZm BYn 式中 N-齿轮传递功率（KW） ，N=；dN -电动机额定功率（KW） ；dN -从电动机到所计算的齿轮的机械效率； -齿轮计算转速（r/min）;jn m-初算的齿轮模数（mm）; B-齿宽（mm） Z-小齿轮齿数； u-大齿轮与小齿轮齿数之比，u1， “+”号用于外啮合， “-”号用于内啮合；36 -寿命系数：SKSTnNQKK K K K-工作期限系数：TK160TOnTKmCT-齿轮在机床工作期限（）内的总工作时间（h） ，对于中型机床的齿轮取ST=1500020000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为 T=/P，PSTST为变速组的传动副数； -齿轮的最低转速（r/min）;1n-基准循环次数；查表 3-1（以下均参见机床设计指导 ）OC m疲劳曲线指数，查表 3-1；速度转化系数，查表 3-2；nK功率利用系数，查表 3-3；NK材料强化系数，查表 3-4；QK的极限值，见表 3-5，当时，则取=；当SKmaxSKminSKSKmaxSKSKmaxSK时，取=；SKminSKSKminSK工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.21.6；1K1K动载荷系数，查表 3-6；2K齿向载荷分布系数，查表 3-9；3KY标准齿轮齿形系数，查表 3-8；许用接触应力（MPa）,查表 3-9；j许用弯曲应力（MPa） ，查表 3-9。w如果验算结果或不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如jw37仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。轴上的斜齿轮采用调质处理的方式进行热处理3.10.2 传动轴的验算传动轴的验算对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。轴的抗弯断面惯性矩（）4mm花键轴 =424()()()64db N DdDdImmA426435152 6 (4535) (4535)1.65 1064mmAA式中 d花键轴的小径（mm） ；i花轴的大径（mm） ；b、N花键轴键宽，键数；传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得：=4jN955 10(N mm)nMA扭46152955 101.26 101148.86N mmA式中 N该轴传递的最大功率（kw）; 该轴的计算转速（r/min） 。jn传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力：tP6422 1.26 10N5.04 10 ND50tMP扭（）式中 D齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。齿轮的径向力：rP()/cos ()1450rtPP tgNNA式中 为齿轮的啮合角；齿面摩擦角；38齿轮的螺旋角；=31.43mm22()0.1MTdmm 符合校验条件花键轴键侧挤压应力的验算花键键侧工作表面的挤压应力为：max228,()()njyjyMMPaDdlNK 式中 花键传递的最大转矩（） ；maxnMN mmA D、d花键轴的大径和小径（mm） ； L花键工作长度； N花键键数； K载荷分布不均匀系数，K=0.70.8； 4228 4.51 107.0620()(4535 ) 152 6 0.7jyjyMPaMPa AAA A故此五轴花键轴校核合格3.10.3 轴组件的刚度验算轴组件的刚度验算两支撑主轴组件的合理跨距 主轴组件的跨距对其刚度的影响很大，在绘制主轴组件的结构草图后，可以对合理跨距 L。进行计算，以便修改草图，当跨距远大于 L。时，应考虑采用三支撑结构。机床设计的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部 C 点家在时主轴和轴承两相柔度的迭加，其极值方程为：36610oBOBBAEIlCEILC CCC式中 L。合理跨距； C 主轴悬伸梁； 后前支撑轴承刚度ACBC39 该一元三次方程求解可得为一实根：33212(1)()12()(1)(1)BOBABBAOBACEILmmCCEICmmCCCLCCC并且机床传动轴用滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳验算。其额定寿命的计算公式为：hL jhjFNnnnj500() ( )CfCf K K KlPC(N)f Lh C Th1000015000nhFNCfLThf K KlP或按计算负荷的计算公式进行计算：式中 额定寿命（); 计算动载荷; 工作期限（), 对一般机床取小时。 C滚动轴承的额定负载（N）,根据轴承手册或机床设计手册查取，单位用（kgf）应换算成（N） ；速度系数， 为滚动轴承的计算转速（r/mm） nf1003nifn in 寿命系数， nf500nnLf nL 等于轴承的工作期限；寿命系数，对球轴承 =3，对滚子轴承 =；103工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、铣床、磨床等Ff 多数机床） ，；1.11.3Ff功率利用系数，查表 33；NK40速度转化系数，查表 32；nK齿轮轮换工作系数，查机床设计手册 ；lKP当量动载荷，按机床设计手册 。 124863 nLhT232003 nLhT 319852 nLhT故轴承校核合格3.11 主轴合理跨距的计算 图3-1 主轴跨距计算图已选定的前后轴径为 ：， 162dmm21(0.7 0.85)55ddmm定悬伸量a=120mm，主轴孔径为30mm。轴承刚度，主轴最大输出转矩 955104(2.74/63)415349（N.mm）切削力（沿 y 轴） Fc=415.349/0.09=4615N背向力（沿 x 轴） Fp=0.5 Fc=2307N总作用力 F=5159.72N22pCFF此力作用于工件上，主轴端受力为 F=2522.28N。先假设 l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力 RA和 RB分别为41RA=F=5159.72=7739.58Nlal 240240120RB=F=5159.72=2579.86Nla240120根据机械系统设计得：Kr=3.39得前支承的刚度：KA= 1 . 0Fr8 . 0La9 . 0)(iza9 . 1cos1815.06 N/ ；KB= 1626.2 N/；=1.12mmBAKK2 .162606.1815 主轴的当量外径 de=(80+60)/2=70mm，故惯性矩为 I=113.810-8m464)03. 007. 0(44 =0.133aKEIA查机械系统设计图 得 =2.0，与原假设接近，所以最佳跨距al0=1202.0=240mm0l合理跨距为（0.75-1.5），取合理跨距 l=360mm。0l 根据结构的需要，主轴的实际跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主轴的刚度，增大轴径：前轴径 D=62mm，后轴径 d=55mm。后支承采用背对背安装的角接触球轴承。 3.12 轴的校核（a） 主轴的前端部挠度 0.0002 5250.105syy（b） 主轴在前轴承处的倾角 0.001rad容许值轴承（c） 在安装齿轮处的倾角 0.001rad容许值齿65 1670 7875 5080 23685 16090 150D1.0787690DilimmL平均总E 取为，52.1 10EMPa44408745(1)(1)1356904()646487ddImmd4243432 955 100.9952 955 103.37 0.9951268400 125zpFNdn主计件（），0.4507()yzFFN0.25217()xzFFN由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算442 955 102 955 103.378582)3 20 125QPFNm z n主计主主（将其分解为垂直分力和水平分力由公式,tantanQyQynQQzQynFFF FF可得2105(),6477()QzQyFNFN221268 160135253()33ZZMF lN mmA件22507 16054080()33yyMF lN mmA件11317 13020605()22xxMF dN mmA件主轴载荷图如下所示：43由上图可知如下数据：a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm计算（在垂直平面）,1()6QZF abc layEIl22()3ZF cylcEIl3(23 )6zM cylcEI1230.00173szyyyy，()3QZF abbaEIl齿1(23 )6ZFlcEI齿2(3 )3ZMlcEI齿356.9 10齿Z齿1齿2齿3，()6QZF ab laEIl轴承13zF clEI轴承23ZM lEI轴承352.9 10轴承Z轴承1轴承2轴承3计算（在水平面）44,1()6QyF abc layEIl22()3yF cylcEIl3()(23 )6yxMMcylcEI1230.017syyyyy，()3QyF abbaEIl齿1(23 )6yFlcEI齿2()(3 )3yxMMlcEI齿3513.86 10齿y齿1齿2齿3，()6QyF ab laEIl轴承13yF clEI轴承2()3yxMMlEI轴承3532.8 10轴承y轴承1轴承2轴承3合成：220.0180.105sszsyyyy220.000150.001齿齿y齿y220.000330.001轴承轴承Z轴承Y3.13 轴承寿命校核由 轴最小轴径可取轴承为 7008C 角接触球轴承,=3；P=XFr+YFaX=1，Y=0。对轴受力分析得：前支承的径向力 Fr=2642.32N。 由轴承寿命的计算公式：预期的使用寿命 L10h=15000hL10h=hL10hn16670)PC(180166703)2238.38100022.8(31667036.3 1000()288142.941502642.32=15000h45 轴承寿命满足要求。第第 4 章章 结构设计及说明结构设计及说明4.1 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 0 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 1 布置传动件及选择结构方案。2 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 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。4.2 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。46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。第第 5 章章 结构设计结构设计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：(2)布置传动件及选择结构方案。(3)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。(4)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。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47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。5.3 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 0.20.4的间隙，间隙应能调mm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。48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。5.4 齿轮块设计5.4.1 齿轮块设计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 766，圆周速度很低的，才选 877。如果噪声要求很严，或一些关键齿轮，就应选 655。当精度从 766 提高到 655 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。49机床主轴变速箱中齿轮齿部一般都需要淬火。5.4.2 其他问题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。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为 6585。刀Dmm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50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 510，以免加工时孔变形。mm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级精度。G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：5.轴的长度。长轴要考虑热伸长的问题，宜由一端定位。6.轴承的间隙是否需要调整。7.整个轴的轴向位置是否需要调整。8.在有轴向载荷的情况下不宜采用弹簧卡圈。9.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、铣床等）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。5.6.1 各部分尺寸的选择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51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。选择适当的支撑跨距，一般推aL荐取： =35，跨距小时，轴承变形对轴端变形的影响大。所以，轴承刚度小时，aLL应选大值，轴刚度差时，则取小值。aL跨距的大小，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L构时力求接近上述要求。5.6.2 主轴轴承主轴轴承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