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车床 主轴 传动 设计

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I目录目录1 绪论 .11.1 课程设计的目的.11.2 机床主传动系统设计要求.12 车床参数的拟定 .22.1 车床主参数和基本参数.22.1.1 极限切削速度 Vmax、Vmin 的确定.22.1.2 主轴的极限转速的确定.22.1.3 主轴转速级数和公比的确定.32.1.4 主电机的选择.33 主传动系统设计 .63.1 传动结构式、结构网、转速图的确定.63.1.1 传动形式的确定.63.1.2 传动组及各传动组中传动副的数目.63.1.3 传动系统扩大顺序的安排.73.1.4 绘制转速图.73.1.5 转速图的拟定.73.1.6 分配降速比.83.2 齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制.103.2.1 带轮确定.103.2.2 齿轮齿数的确定的要求.144 强度计算和结构草图设计 .174.1 确定计算转速.174.1.1 各轴、齿轮的计算转速.174.2 轴的估算和验算.194.2.1 主轴的设计与计算.194.2.2 传动轴直径的估算.224.3 齿轮模数的估算和计算.244.3.1 齿轮模数的估算.244.3.2 齿轮模数的验算.264.4 轴承的选择与校核.314.4.1 一般传动轴上的轴承选择.314.4.2 主轴轴承的类型.31II4.4.3 轴承间隙调整和预紧.334.4.4 轴承的较核.344.4.5 轴承的密封和润滑.364.5 片式摩擦离合器的选择与验算.364.5.1 按扭矩选择.364.5.2 片式离合器的计算.364.5.3 计算摩擦面的对数 Z.375 主轴箱的箱体设计 .396 结论与展望 .406.1 结论.40参考文献 .42 11 绪论绪论1.1 课程设计的目的课程设计的目的 通过机床主运动机械变速传动系统的结构设计，在拟定传动和变速的结构方案过程中，得到设计构思、分析方案、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技术要求文件和查阅级数资料等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握机床设计的过程和方法，使原有的知识有了进一步的加深。（1） 课程设计属于机械系统设计课程的延续，通过设计实践，进一步学习掌握机械系统的一般方法。（2） 培养综合运用机械制图、机械设计基础、精度设计、金属工艺学、材料热处理及结构工艺等相关知识，进行工程设计的能力。（3） 培养使用手册、图册、有关资料及设计标准规范的能力。（4） 提高技术总结及编制技术文件的能力。（5） 为进入工厂打下基础。1.2 机床主传动系统设计要求机床主传动系统设计要求（1） 、主轴具有一定的转速和足够的转速范围、转速级别，能够实现运动的开停、变速、换向和制动等，以满足机床的运动要求。（2） 、主电动机具有足够的功率，全部机构和元件具有足够的强度和刚度，以满足机床的传动要求。（3） 、主运动的有关机构，特别是主轴组件有足够的精度、抗振性、温升小和噪音小，传动效率高，以满足机床的工作性能要求。（4） 、操作灵活可靠，调整维修方便，润滑密封良好，以满足机床的使用要求。（5） 、结构紧凑简单、工艺性好、成本低、以满足经济要求。三、车床主要参数（规格尺寸）最大工件回转直径 D（mm） 400 刀架上最大回转直径 D1 200 主轴通孔直径d 50 主轴头号（JB2521-79） 6 最大工件长度 L 750-200022 车床参数的拟定车床参数的拟定2.1 车床主参数和基本参数车床主参数和基本参数2.1.1 极限切削速度极限切削速度 Vmax、Vmin 的确定的确定根据典型的和可能的工艺选取极限切削速度要考虑：允许的切速极限参考值如下：表 2-1 允许的切速极限参考值加 工 条 件Vmax(m/min)Vmin(m/min)硬质合金刀具粗加工铸铁工件3050硬质合金刀具半精或精加工碳钢工件150300螺纹加工和铰孔38根据给出条件，取 Vmax=200 m/min 螺纹加工和铰孔时取 Vmin=5 m/min2.1.2 主轴的极限转速的确定主轴的极限转速的确定计算车床主轴极限转速时的加工直径，按经验分别取 K=0.5, Rd =0.25dmax=KD=0.5400=200mmdmin=Rddmax=0.25x200=50mm其中:dmax、dmin并不是指机床上可加工的最大和最小直径，而是指实际使用情况下，采用Vmax、 （Vmin）时常用的经济加工直径。则主轴极限转速应为：取标准数列数值，即 =1800r/minmaxn在中考虑车螺纹和铰孔时，其加工的最大直径应根据实际加工情况选取minnmaxd。因此，此处选最大直径为 50mm，由已知条件得mm5040min/451000maxminminrdvnmin/1273501415. 320010001000minmaxmaxrdvn3取标准数列数值，即=45r/minminn转速范围 Rn=minmaxnn考虑到设计的机构复杂程度要适中，故采用常规的扩大传动，并选级数 Z=12，今以 和代入公式得 R=12.7 和 43.8，因此取更合适。各级转41. 126. 11nR41. 1速数列可直接从标准的数列表中查出，标准转速数列表给出了的从 110000 的06. 1数值，因为。从表中找到 =1440r/min 就可以每个 5 个数值选取一个，606. 141. 1maxn得列表如下45，63，90，125，180，250，355，500，710，1000，1400 18002.1.3 主轴转速级数主轴转速级数 Z 和公比和公比的确定的确定已知1minmaxZnnnR取 Z=12 级 minmax1nnRZn 11241. 18 .43 Rn=1440 =45maxnminn32451440minmaxnnRn综合上述可得：主传动部件的运动参数 Z=12 =1.41min/1440maxrnmin/45minrn2.1.4 主电机的选择主电机的选择合理地确定电机功率 N，使机床既能充分发挥其性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。中型普通车床典型重切削条件下的用量如表 2-2 所示。刀具材料：YT15 工件材料 45 号钢，切削方式：车削外圆查下表可知：切深 ap=3.5mm 进给量 f(s)=0.35mm/r切削速度 V=90m/min4表 2-2 中型普通车床典型重切削条件下的切削用量 320 400 切削用量普通型 轻型 普通型 轻型 切深pa 3.5 3 4 3.5 进给量f 0.35 0.25 0.4 0.35 切削速度v 90 75 100 80功率估算法用的计算公式a 主切削力：b 切削功率： Pc=KWFcVPC45. 36120090234661200c 估算主电机功率： min/1440rnd KWP4中型机床上，一般都采用三相交流异步电动机作为动力源。可以在系列中选用，在选择电动机型号时，应注意根据机床切削能力的要求确定电机功率，但电动机都已经标准化，因此选取相应的标准值 KWP4电机转速：dn选用时，要使电机转速与主轴最高转速和 I 轴转速相近或相宜，以免采用过dnmaxn大的升速或过小的降速传动。查机械设计手册可知：P 值为 4KW，按我国生产的电机在 Y 系列的额定功率选择。NfaFpc2346190075. 05表 2-3 Y 系列的额定功率电机型号额定功率满载转速同步转速ABCDE+0.018Y132S-44KW144015002161408938+0.00280FGHKABACADHDBBL103313212280270210315200475图 2.1 为 Y 系列的电机的外形图。图 2.1 为 Y 系列的电机的外形图63 主传动系统设计主传动系统设计3.1 传动结构式、结构网、转速图的确定传动结构式、结构网、转速图的确定3.1.1 传动形式的确定传动形式的确定集中传动方式：传动系的全部传动和变速机构集中装在同一个主轴箱内。 集中传动适用于中、大型机床，尤其是普通车床,其优点是结构紧凑，便于集中操纵，安装调整方便。利于降低制造成本；缺点是运转的传动件在运转过程中所产生的振动、热量，会使主轴产生变形，使主轴回转中心线偏离正确位置而直接影响加工精度。3.1.2 传动组及各传动组中传动副的数目传动组及各传动组中传动副的数目 拟定传动链的基本原则，就是以经济的满足对机床的要求，可以满足同样要求的方案有很多种，在进行传动链的可能性分析时，应根据经济合理的原则，选出有最好的方案。转速图有助于各种方案的比较，并为进一步确定传动系统提供方便。拟定主运动转速图应该按照下列步骤进行：拟定传动方案，包括传动形式的选择以及开停。换向，操纵等整个传动系统的确定。传动形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形式，变速类型。传动方案和形式与结构的复杂程度密切相关，和工作性能也有关，因此，确定传动方案和形式，要从结构、工艺、性能、以及经济性等多方面统一考虑。级数为的传动系统由若干个顺序的传递组组成，各传动组分别有Z个传动副。.4321、Z、ZZZ 、即.4321ZZZZZ 传动副数由于结构的限制以 2 或 3 为适合，即变速级数 Z 应为 2 和 3 的因子： 即 baZ32 实现 12 级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副的组合:1) 2) 431234123) 4) 22312232125) 22212在上述方案中， （1） （2）方案有时可以省掉一根轴，缺点是一个传动组内有四个传动7副，如果用一个四联滑移齿轮。则会增加轴向尺寸；如果用两个双联滑移齿轮，则操纵机构必须互销，以防止两个滑移齿轮同时啮合，所以一般少用。（3） （4） （5）方案：按照传动副“前多后少”的原则选择 Z=322 这一方案，但轴换向采用双向片式摩擦离合器结构，轴的轴向尺寸不至于过大，以免加长变速箱尺寸，第一传动组的传动副不宜过多，以 2 为宜因此此方案不宜采用，而应选择12=232。方案 4）是比较合理的 12=2323.1.3 传动系统扩大顺序的安排传动系统扩大顺序的安排12=232 的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有形式：1) 621232122） 61323212 根据级比指数分配要“前密后疏”的原则，应选用 Z=这一方案，然而122362对于我们所设计的结构将会出现两个问题：第一变速组采用降速传动时，由于摩擦离合器径向结构尺寸限制，使得轴上的齿轮直径不能太小，轴上的齿轮则会成倍增大。这样，不仅使-轴间中心距加大，而且-轴间的中心距也会辊大，从而使整个传动系统结构尺寸增大。这种传动不宜采用。如果第一变速组采用升速传动，则轴至主轴间的降速传动只能同后两个变速组承担。为了避免出现降速比小于允许的杉限值，常常需要增加一个定比降速传动组，使系统结构复杂。这种传动也不是理想的。如果采用这一方案则可解决上述存在的问题。613232123.1.4 绘制转速图绘制转速图车床主传动系统转速结构图如图 3.1 所示。 3.1.5 转速图的拟定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速图，使主运动逐步具体化。83.1.6 分配降速比分配降速比设计机床主轴变速传动时，为了避免从动齿轮过大而增加箱体的径向尺寸，一般限制降速最小传动比 Umin1/4,为避免扩大传动误差，减少振动噪声，一般限制直齿圆柱齿轮的最大升速比 Umax,因此决定了一个传动组的最大变速范围28/minmaxuur该车床主轴传动系统共设有四个传动组其中有一个是带传动。根据降速比分配应“前慢后快”的原则以及摩擦离合器的工作速度要求，确定各传动组最小传动比。总的传动比： a 决定轴-的最小降速传动比主轴上的齿轮希望大一些，能起到飞轮的作用，所以最后一个变速组的最小降速传动比取极限 1/4，公比 =1.41，1.414=4，61323212最末一级间的间隔为 6 级1 .11min41. 11nn电总uminminmincbauuuuu皮总44min41. 111cu41142minccuu图 3.1 转速结构网132:28044:3125:501800r/min140010007105003552501801259063459b 中间轴传动比可按先快后慢的原则，确定最小传动比，根据基比指数确定其他传动比 轴最小传动比 minminamincbuuu因为 所以 轴最小传动 轴采用升速传动，加大齿轮外径，使主动轮齿根直径大于离合器外毂。因此，皮带轮的传动比为.99. 112641cu4min1cu5 . 011232bu71. 041. 111121bu2141. 11122minau41. 11321au2141. 11122min2aauu333min41. 111bbuu10 3.2 传动原理图3.2 齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制3.2.1 带轮确定带轮确定因为床头箱内部紧凑，而第一轴除皮带轮外的受力不大，没有必要为抵消皮带的拉力而选用大的轴承和轴，所以用卸荷式带轮结构更划算。1、选择三角带型号根据计算功率NKPacaP-电机额定功率49. 041. 1111 . 21 . 2皮u11Ka-工作情况系数车床的启动载荷轻，工作载荷稳定，两班制工作时，取Ka =1.1故=4x1.1=6.05KKWPKPaca2、选择 V 带的带型根据计算功率和电机额定转速查机械设计图 811 选用 B 型。3、确定小带轮的基准直径并验算带速 vdd 皮带轮的直径越小，带的弯曲应力就越大，为了提高带的使用寿命，小带轮直径不宜过小。1） 初选小带轮的基准直径。1dd由表 86 和表 88.取小带轮的基准直径=1321dd2）验算带速vsmndd/54. 76000014401001000601电因为 5m/sV30m/s，故带速合适。4、计算大带轮的基准直径 因为1 . 22d1d41. 11dd皮u得 轴的转速 n1 为 699.85r/min所以27213206. 2d41. 1d1d1 . 22d大带轮直径圆整为 280。47. 0280132u21*dddd皮 轴的实际转速min/9 .67847. 01440rn转速误差031. 09 .6789 .67885.699n对于带传送装置，转速误差允许在范围内。05. 005. 05、确定 V 带的中心距12)(2)(7 . 02210ddadddddda初定中心距为 500mm。由下列公式计算所需的基准长度 LdmmaddddaLddddd1 .16584)()(2220122100由查表 82 选带的基准长度 Ld=1600mm.按下列公式计算实际中心距 a53006.52906.29500200ddLLaa 6、 验算小带轮的包角112004.1635003 .571481803 .57)(18012adddd因此，小带轮包角取值合理。7、计算带的根数 Z1） 计算单根 V 带的额定功率 Pr 由、和 B 型带查表 8-4a，由插补法得.1321mmddmin/r1440电n.17. 20KWP 由、和 B 型带查表 84b 得.1321mmdd2ikwP4 . 00查表 85 得，表 82 得95. 0aK92. 0LKKWKKPPPaLr25. 292. 095. 0)4 . 017. 2()(002） 计算单根 V 带的根数 Z 69. 225. 205. 6rcaPPZ因此，带的根数为 3。8、计算单根 V 带的初拉力的最小值（min)(0F带型Y Z A B C D E 0.02 0.06 0.10 0.18 0.30 0.61 0.92由上表知道 B 型带的单位长度质量 q=0.18kg/m 13NvqZvKPKFacaa4 .22854. 718. 054. 7395. 005. 6)95. 05 . 2(500)5 . 2(500min)(220应使带的实际初拉力0Fmin)(0F9、计算压轴力pF 压轴力的最小值NFZFp1360204.163sin4 .228322sinmin)(2min)(0带轮结构工作表如下表所示。带轮直径 mm带型号带长 Ld中心距大带轮小带轮带根数 作用于轴上的压力B 1600530280132 31360N主轴箱的动力是从主电机经过皮带轮和三角带传递给轴，并且输进主轴箱，为防止轴在三角带的张力作用下产生变形，设计时将皮带轮先通过花键套、滚动轴承和法兰安装在箱体上。从而使张力由床身承受，扭矩由花键套传递给轴。轴不在因皮带轮的张力而产生弯曲变形，故轴上的零件的动作条件得到改善。如下图所示143.2.2 齿轮齿数的确定的要求齿轮齿数的确定的要求 1）确定齿轮齿数）确定齿轮齿数可用计算法或查表确定齿轮齿数，后者更为简便，根据要求的传动比 u 和初步定出的传动副齿数和，查表即可求出小齿轮齿数ZS选择时应考虑：1.传动组小齿轮应保证不产生根切。对于标准齿轮，其最小齿数=17minminZZ2.齿轮的齿数和不能太大，以免齿轮尺寸过大而引起机床结构增大，一般推荐齿数和ZS100-120。ZS3.同一变速组中的各对齿轮，其中心距必须保证相等。 4 采用三联滑移齿轮时，最大齿轮齿数与次大齿轮齿数差应该大于或等于 4。.5 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6 保证主轴的转速误差在规定的范围之内。 卸荷式皮带轮1-皮带轮 2-花键套筒3-螺钉 4-支撑套15查机械制造装备设计表 3-9第一变速组：，时，、70、72、75、84.41. 11au685zS，时，、72、75、84.2141. 1122au69zS符合条件的 72、75 和 84。因此选。于是得变速组 a 的两个传动副的主从齿轮数分别为：49、35；28、5684zS第二变速组：时，、82、84、85、87、89、90.41. 111bu80zS时，、84、86、87、89、90.2241. 11bu81zS时，、81、84、87、88、91.3341. 11bu80zS符合条件的和 8784zS因此选。于是得变速组 b 的三个传动副的主从齿轮数分别为：87zS36、51；29、58；23、64。第三变速组：时，、84、86、87、89、90、92、93、95、104、105.21cu81zS时，、84、85、86、89、90、91、94、95、104、105.4141. 1142cu81zS符合条件的、104 和 10595zS因此选。于是得变速组 c 的两个传动副的主从齿轮数分别为：105zS70、35；21、84 表 3-3变速组第一变速组第二变速组第三变速组齿数和8487105齿轮Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z1416齿数49352856365129582364703521842）验算主轴转速误差）验算主轴转速误差由于确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计的理论转速难以完全相符，需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过10(-1)%。主轴各级实际转速值用下式计算cbuuuunna皮电实)1 (其中 滑移系数 =0.02ua ub uc分别为各级的传动比 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n=10(-1)%=4.1%实际标准实际nnn同样其他的实际转速及转速误差如下:转速误差满足要求。 3 3）绘制主传动系统图）绘制主传动系统图 按照主传动转速图以及齿轮齿数绘制主传动系统图如下 3.5 所示17 图 3.5 主传动系统图184 强度计算和结构草图设计强度计算和结构草图设计4.1 确定计算转速确定计算转速4.1.1 各轴、齿轮的计算转速各轴、齿轮的计算转速主轴的计算转速： III 轴 计算转速1. III 轴最低转速 125r/min，2. 可使主轴获得 45r/min、250r/min 两级转速，3. 其中 250r/min 大于 nj，需要传递全部功率，4. 所以 III 轴计算转速为 125r/minII 轴 计算转速1. III 轴计算转速为 125r/min，由 II 轴最低转速 355r/min 得来，需要传递全部功率，2. 所以 II 轴计算转速为 355r/min。I 轴 计算转速 II 轴计算转速为 355r/min，由 I 轴最低转速 710r/min 得来，需要传递全部功率，所以， I 轴计算转速为 710r/min变速组 c 最小齿轮 z=21，装在第 III 轴上，使主轴获得 45180r/min 共 6 级，其中主轴的计算转速为 90r/min，故 z=21 齿轮计算转速为 355r/min齿轮 z=84，装在第轴上，获得 45180r/min 共 6 级，其中主轴的计算转速为 90r/min，故 z=84 齿轮计算转速为 90r/min齿轮 z=70，装在第 III 轴上，使主轴获得 2501400r/min 共 6 级，其中主轴的计算转速为 355r/min，故 z=70，齿轮计算转速为 125r/min齿轮 z=35，装在第轴上，获得 2501400r/min 共 6 级，其中主轴的计算转速为 90r/min，min/9013minrnnZj19故 z=35 齿轮计算转速为 250r/min变速组 b 最小齿轮 z=23，装在第 II 轴上。III 轴获得 125、355r/min ，其中 III 轴的计算转速为 125r/min，故 z=23 齿轮计算转速为 355r/min。齿轮 z=64，装在第 III 轴上。III 轴获得 125、355r/min ，其中 III 轴的计算转速为 125r/min，故 z=64 齿轮计算转速为 355r/min。z=29，装在第 II 轴上。III 轴获得 180、500r/min ，其中 III 轴的计算转速为 125r/min，故 z=29 齿轮计算转速为 355r/min。齿轮 z=58，装在第 III 轴上。III 轴获得 180、500r/min ，其中 III 轴的计算转速为 125r/min，故 z=58 齿轮计算转速为 180r/min。 z=36，装在第 II 轴上。III 轴获得 250、710r/min ，其中 III 轴的计算转速为 125r/min，故 z=36 齿轮计算转速为 355r/min。齿轮 z=52，装在第 III 轴上。III 轴获得 250、710r/min ，其中 III 轴的计算转速为 125r/min，故 z=52 齿轮计算转速为 250r/min变速组 a最小齿轮 z=28，II 轴获得 355r/min ，其中 II 轴的计算转速为 355r/min，故 z=28 齿轮计算转速为 710r/min齿轮 z=56II 轴获得 355r/min ，其中 II 轴的计算转速为 355r/min，故 z=56 齿轮计算转速为 355r/min齿轮 z=49，II 轴获得 1000r/min ，其中 II 轴的计算转速为 355r/min，20故 z=49 齿轮计算转速为 710r/min齿轮 z=35II 轴获得 1000r/min ，其中 II 轴的计算转速为 355r/min，故 z=35 齿轮计算转速为 1000r/min4.2 轴的估算和验算轴的估算和验算4.2.1 主轴的设计与计算主轴的设计与计算主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件的主轴参与切削成形运动，因此它的精度和性能性能直接影响加工质量（加工精度与表面粗糙度） 。1）主轴直径的选择）主轴直径的选择查表可以选取前支承轴颈直径D1=105 mm后支承轴颈直径 D2=(0.70.85)D1=73.589.25 mm 选取 D2=75 mm2）主轴内径的选择）主轴内径的选择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。确定孔径的原则是在满足对空心主轴孔径要求和最小壁厚要求以及不削弱主轴刚度的要求尽可能取大些。推荐：普通车床 d/D(或 d1/D1)=0.550.6其中 D主轴的平均直径，D= (D1+D2)/2 d1前轴颈处内孔直径d=(0.550.6)D=49.554mm所以，内孔直径取 52mm主轴锥孔对支撑轴径 A、B 的跳动，近轴端允差 0.005mm，离轴端 300mm 处允差0.01mm，锥度的接触率大于 70%，表面粗糙度 Ra0.4um，硬度要求 HRC48.3）前锥孔尺寸）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。选择如下：莫氏锥度号取 6 号标准莫氏锥度尺寸大端直径 D=63.348214）主轴前端悬伸量的选择）主轴前端悬伸量的选择轴悬伸量指主轴前端面到前支撑径向反力作用点（一般即为前径支撑中点）的距离，它主要取决于主轴前端部结构形式和尺寸，前支撑轴配置和密封等。因此，主要由结构设计确定。悬伸量与主轴部件的刚度和抗振性成反比，故应取小值主轴悬伸量与前轴颈直径之比a/D1=0.61.25a=(0.61.5)D1=66131.25mm所以，悬伸量取 120mm5）主轴合理跨距和最佳跨距）主轴合理跨距和最佳跨距主轴跨距是决定主轴系统精度刚度的重要影响因素，目的是找出在切削力的作用下，主轴前端的柔度值最小的跨距称为最优跨距（）0L根据表 3-14 见金属切削机床设计计算前支承刚度。AK 前后轴承均用双列短圆柱滚子轴承，并采用前端定位的方式。查表 4 . 111700DKA =1700901.4=9.26105 N/mmAK因为后轴承直径小于前轴承，取4 . 1BAKKKB =6.61105N/mm) 1(61)(030BAKKaLaL其中 为参变量BAKK综合变量3aKEIA其中 E弹性模量，取 E=2.0105 N/mm2 I转动惯量，I=(D4-d4)/64=3.14(804-454)=1.81106mm4 =3aKEIA35651001026. 91081. 1100 . 2 =0.3909由图 4.1 主轴最佳跨距计算线图中，在横坐标上找出 =0.3909 的点向上作垂线与22的斜线相交，由交点向左作水平线与纵坐标轴相交，得 L0/a=2.5。4 . 1BAKK所以最佳跨距 L0 L0=2.5120=300又因为合理跨距的范围 L合理=(0.753)L0=2251600 所以取 L=625mm6）主轴刚度的验算）主轴刚度的验算对于一般受弯矩作用的主轴，需要进行弯曲刚度验算。主要验算主轴轴端的位移 y 和前轴承处的转角A。如主轴前端作用一外载荷 F 如下图图 4.1 主轴最佳跨距计算线图图 4.2 主轴布置简图23切削力 Fz=3026N挠度 yA= EIaLaFz3)(2 =6521081. 1100 . 23)100625(1203026 =0.029 y=0.0002L=0.0002625=0.125 yAy倾角 A= EIaLFa6)32(=651081. 1100 . 26)12036252(1203026 =0.000269前端装有圆柱滚子轴承，查表A=0.001rad AA 符合刚度要求。7） 主轴的材料与热处理主轴的材料与热处理材料为 45 钢，调质到 220250HBS，主轴端部锥孔、定心轴颈或定心圆锥面等部位局部淬硬至 HRC5055，轴径应淬硬。4.2.2 传动轴直径的估算传动轴直径的估算传动轴除应满足强度要求外，还应满足刚度要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭矩载荷作用下不发生疲劳破坏。车床主轴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失是主要矛盾，除了载荷很大的情况外，可不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下不发生过大的变形。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。传动轴直径按扭转刚度用下列公式图 4.324估算传动轴直径： mm491jnNd 其中：N该传动轴的输入功率KWdNN Nd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取 V 带的传动效率=0.96，齿轮的传动效率为 0.995，滚动轴承的传动效率为0.99（一对）该传动轴的计算转速 r/minjn每米长度上允许的扭转角(deg/m),可根据传动轴的要求选取如表 4-1 所示。表 4-1 轴允许的扭转角 刚度要求允许的扭转角 主 轴 一般的传动轴较低的传动轴0.5111.51.52对于一般的传动轴，取=1.5轴 KW84. 396. 04dNN=710 r/min jn mm1 .245 . 171084. 39141d 为了传递转矩，选用花键轴，所以 d1=24.1x（1-7%）=22.4mm圆整后去 d1=30mm。轴 KW82. 3995. 096. 042dNN=355 r/min jn25 mm67.285 . 135582. 39142d 为了传递转矩，选用花键轴，所以 d2=28.67x（1-7%）=26.67mm圆整后去 d2=35mm。轴 KW78. 399. 0995. 096. 05 . 53dNN=125r/min mmjn14.375 . 112578. 39143d为了传递转矩，选用花键轴，所以 d2=37.14x（1-7%）=34.54mm圆整后去mm。403d查表可以选取花键的型号其尺寸分别为)741144(GBbdDZ轴取 1d1030356轴取 2d1035406轴取 3d12455064.3 齿轮模数的估算和计算齿轮模数的估算和计算4.3.1 齿轮模数的估算齿轮模数的估算根据齿轮弯曲疲劳的估算：其中、Z 应为同一齿轮的计算转速和齿轮齿数，并且取乘积最小的代入上式，jn1）第一变速组由转速图得 Z1=49 齿轮的计算转速为 710r/min。Z2=35 齿轮的计算转速为 1000r/min。Z3=28 齿轮的计算转速为 710r/min。Z4=56 齿轮的计算转速为 355/min。根据Pd=5.28KW mm05. 2m332jdwznPm 332jdwznPm 26因此取2）第二变速组由转速图得 Z5=36 齿轮的计算转速为 355r/min。Z6=52 齿轮的计算转速为 250r/min。Z7=29 齿轮的计算转速为 355r/min。Z8=58 齿轮的计算转速为 180/min。Z9=23 齿轮的计算转速为 355r/min。Z10=64 齿轮的计算转速为 125/min。Pd=5.25KW因此取3）第三变速组由转速图得 Z11=70 齿轮的计算转速为 125r/min。Z12=35 齿轮的计算转速为 250r/min。Z13=21 齿轮的计算转速为 355r/min。Z14=84 齿轮的计算转速为 90/min。Pd=5.20KW因此取 mw=3齿轮接触疲劳强度mj其中为大齿轮的计算转速，A 为齿轮中心距。jn由中心距 A 及齿数、求出模数1z2z1) 第一变速组Z1+Z2=Z3+Z4=84Pd=5.28KW 78. 2323jdwznPm93. 2323jdwznPm3370jdnPA212ZZAmjmmnPAjd22.723703mmZZAmj72. 18422.7222213wm5 . 2wm27取模数为 2mm。2) 第二变速组Z5+Z6=Z7+Z8= Z9+Z10=87Pd=5.25KW 取模数为 3mm。3） 第三变速组Z11+Z12=Z13+Z14= 105Pd=5.2KW 取模数为 3mm。据估算所得和中较大的值，选取相近的标准模数。mjm第一变速组 m1=2.5；第二变速组 m2=3；第三变速组 m3=3齿轮块设计：机床的变速系统采用了滑移齿轮变速结构。根据各传动轴的工作特点，第一扩大组、第二扩大组以及第三扩大组的滑移齿轮均采用了整体式的滑移齿轮。所以滑移齿轮与传动轴间均采用花键连接。从工艺角度考虑，其他固定齿轮（主轴上的齿轮除外）也采用花键连接。4.3.2 齿轮模数的验算齿轮模数的验算因为设计的是机床，所以齿轮对强度及精度都有一定的要求，齿轮应具有较高的强度及齿面具有高硬度；齿轮选用的是 40Cr 调制处理，硬度 250280HBW，验算时选相同模数中承受载荷最大齿数最少的齿轮，一般对高速传动齿轮以验算接触疲劳强度，对于低速传动的齿轮以验算弯曲疲劳强度为主，对硬齿面软齿心的渗碳淬火齿轮，一定要验算弯曲疲劳强度。根据齿轮的接触疲劳计算齿轮模数公式为：mm3221321) 1(16300jjmSjnizPKKKKim根据齿轮的弯曲疲劳强度计算齿轮模数公式为：mmnPAjd6 .1283703mmZZAmj95. 2876 .1282221mmnPAjd04.1433703mmZZAmj73. 210504.143222128mm2751321jmsnYzPKKKKm式中：P-计算齿轮传递的额定功率 -计算齿轮（小齿轮）的计算转速 r/minJn-齿宽系数，常取 610；mmbm m-计算齿轮的齿数，一般取传动中最小齿轮的齿数；1z-大齿轮与小齿轮的齿数比，；“+”用于外啮合， “-”号用于内啮合；i112zzi-寿命系数，；KsqNnrKKKKKs -工作期限系数，；TKmTCnTK060齿轮等传动件在接触和弯曲交变载荷下的疲劳曲线指数 m 和基准循环次数 Con-齿轮的最低转速 r/min;T-预定的齿轮工作期限，中型机床推荐：T=1500020000h;-转速变化系数nK-功率利用系数NK-材料强化系数。幅值低的交变我荷可使金属材料的晶粒边界强化，起着阻止疲qK劳细缝扩展的作用；（寿命系数）的极限SKminmax,SSKK当；minminmaxSSSSSKKKKKK时，取时，则取-工作情况系数。中等冲击的主运动：=1.21.6；1K1K-动载荷系数2K-齿向载荷分布系数3KY-齿形系数；、-许用弯曲、接触应力 MPaj1) 第一变速组：相同模数中行承载最大齿数最少的齿轮为 Z=28. Z=28 位于轴，属于高速轴，按照接触疲劳强度验算齿轮模数。29KW28. 5Nmm70285 . 2 mzd节圆速度m/s61. 2600007107060000ndV由表 8 可得：取精度等级为 7 级 。 =1.2 2K2 . 11K由表 9 得：=13K qNnrKKKKKs mTCnTK06031. 310170003556037TK=0.90 nK60. 0wK64. 0qK 14. 164. 060. 090. 031. 3Ks由表可知 maxKKS所以 取 Ks=0.6由表 11 许用应力知，取齿轮材料为 45 整淬=1100MPa =320MPaj由表 10 可知 可查得 Y=0.453221321) 1(16300jjmSjnizPKKKKim96. 17101100288428728. 56 . 012 . 12 . 1) 12884(16300322jm所以 模数取 2.5 符合要求。同样可以校核其它齿轮的模数也符合要求。2) 第二变速组：相同模数中行承载最大齿数最少的齿轮为 Z=23. 按照接触疲劳强度和弯曲疲劳强度验算齿轮模数。KW25. 5Nmm69233 mzd节圆速度m/s28. 1600003556960000ndV30由表 8 可得：取精度等级为 7 级 。 =1.2 2K2 . 11K由表 9 得：=13K qNnrKKKKKs mTCnTK06031. 310170003556037TK=0.90 nK60. 0wK64. 0qK 14. 164. 060. 090. 031. 3Ks由表可知 maxKKS所以 取 Ks=0.6由表 11 许用应力知，取齿轮材料为 45 整淬=1100MPa =320MPaj由表 10 可知 可查得 Y=0.4083221321) 1(16300jjmSjnizPKKKKim57. 23551100238723725. 56 . 012 . 12 . 1) 12387(16300322jm27513213jmsnYzNKKKKm36. 23203557408. 02325. 56 . 012 . 12 . 12753m所以 模数取 3 符合要求。3) 第三变速组：相同模数中行承载最大齿数最少的齿轮为 Z=19. 按照弯曲疲劳强度和弯曲疲劳强度验算齿轮模数。mm63213 mzd节圆速度m/s17. 1600003556360000ndV由表 8 可得：取精度等级为 7 级 。 =1.2 2K2 . 11K31由表 9 得：=13K qNnrKKKKKs mTCnTK06031. 310170003556037TK=0.90 nK60. 0wK64. 0qK 14. 164. 060. 090. 031. 3Ks由表可知 maxKKS所以 取 Ks=0.6由表 11 许用应力知，取齿轮材料为 45 整淬=1100MPa =320MPaj由表 10 可知 可查得 Y=0.3863221321) 1(16300jjmSjnizPKKKKim78. 23551100211052172 . 56 . 012 . 12 . 1) 121105(16300322jm2751321jmsnYzNKKKKm52. 23203557386. 02120. 56 . 012 . 12 . 1275m所以 模数取 3 符合要求。32Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14齿数4935285636522958236470352184模数2.533分度圆直径122.587.570140108156871746919221010563252齿根高 h125. 35 . 225. 1)(mcha3.753.75齿顶高 h5 . 25 . 21mha33齿顶圆直径 da127.592.575145114162931807519821611169258齿根圆直径 df116.2581.2563.75133.75101.5148.579.5166.561.5184.5202.597.554244.5中心距105130.5157.5齿宽17.521214.4 轴承轴承的选择与校核的选择与校核机床传动轴常用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升、空载功率和噪音等方面，球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支承孔的加工精度要求都比较高，异常球轴承用得更多。但滚锥轴承的内外圈可以公开。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。选择轴承的型式和尺寸，首先取决于承载能力，但也要考虑其它结构条件。即要满足承载能力要求，又要符合孔的加工工艺，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。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，一般传动轴承选用 G 级精度。4.4.1 一般传动轴上的轴承选择一般传动轴上的轴承选择为了安装方便，轴上传动件的外径均小于箱体左侧支承孔直径，均采用深沟球轴承，为了便于装配和轴承间隙调整，轴均采用圆锥滚子轴承，滚动轴承均采用 E 级表 4-233精度。其具体的型号和尺寸如下轴 前支撑：6206；中支撑：6206、6205；后支撑：6207轴 前支撑：30206；后支撑：30206轴 前支撑：30208；中支撑：6210；后支撑：302084.4.2 主轴轴承的类型主轴轴承的类型主轴的前轴承选取双列向心短圆柱滚子轴承，内孔有 1：12 锥度，与主轴的锥形轴径相匹配，轴向移动为内圈，可把内圈胀大，以消除径向间隙或预紧，轴承的滚动体为滚子，能承受较大的径向载荷和较高的转速，轴承有两列滚子交叉排列，数量较多，刚性很高，温升低，但不能承受轴向力，必须和能承受轴向力的轴承（60角的双向推力角接触球轴承，是一种新型轴承，用来承受双向轴向载荷，为保证轴承不受径向载荷，轴承外圈的公称外径与它配套的同孔径双列滚子轴承相同，但外径公差带在零线的下方。具有承载能力大，允许极限转速高。)使用，因此整个部件支承结构比较复杂。前端轴承为 NN3021K, 后端轴承为 NN3015K中间轴承为 6214 深沟球轴承和双向推力角接触球轴承 234420。轴承尺寸如下表所示。轴承型号DdBRNN3015K11575301.1NN3021K145105401.5621616080262234420150100601.5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，所以前轴承的精度一般比后轴承精度选择高一级。因此前轴承的精度为 C，前轴承的精度为 D。轴承与轴和轴承与箱体之间的配合都采用过渡配合。34图 4.1 轴承外形图4.4.3 轴承间隙调整轴承间隙调整和预紧和预紧为了提高主轴回转精度和刚度，主轴轴承的间隙应能调整。把轴承调到合适的负间隙，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。预负载使轴承内产生接触变形，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。调整结构形式如下图所示：35 图 4.2 主轴调整图调整说明：用螺母轴向移动轴承内圈，使内圈径向增大，特点：结构简单。移动量完全靠经验，一旦调整过紧，难以把内圈退回。4.4.4 轴承的较核轴承的较核1) 滚动轴承的疲劳寿命验算 hTPKKKKCfLlHnHpAnh0500或 NCPKKKKffClHnHpAnhj0额定寿命 (h) hL 额定动载荷(N) C计算动载荷(N)jC滚动轴承的许用寿命(h)，一般取 1000015000(h)T寿命指数，对球轴承 =3 ，对滚子轴承=10/3速度系数， 轴承nfcnnf3100n的计算转数 r/min36寿命系数， 使用系数 hf500hhLf AK功率利用系数HpK转化变化系数 齿轮轮换工作系数 HnKlK当量动载荷 (N)0P arYFXFP0 (N)径向负荷rF (N)轴向负荷aF、静径向，轴向系数0X0Y校验轴上的轴承轴选用的轴承为深沟球轴承 6107，其基本额定负荷为 12.5KN。由于该轴的转速是定值为 710r/min 所以齿轮越小越靠近轴承，对轴的要求越高，根据设计要求，应对轴末端的轴承进行校核。齿轮的直径 d=24x2.5=60mm。轴的传递转矩 nPT9550mNnPT02.719550齿轮受到的切向力 NdTFt33.236760100002.7122齿轮受到的轴向力NFFta00tan9 .4578tan齿轮收到的径向力NFFtr64.86120tan33.2367costan因此，轴承的当量动载荷=arYFXFP0NFr64.861 36.07103100nf =096 =0.8 =0.81 . 1AKHnKHpKlK0500PKKKKCfLlHnHpAnh =364.8618 . 08 . 096. 01 . 136. 01250050037 =230726.9)(hT同样可以较核其它轴承也符合要求。4.4.5 轴承的密封和润滑轴承的密封和润滑滚动轴承在运转过程中，滚动体和轴承滚道之间会产生滚动摩擦和滑动摩擦，产生热量而使轴承温度升高，因热变形改变了轴承的间隙，引起振动和噪声。润滑的作用是利用润滑剂在摩擦面之间形成润滑油膜，减小摩擦系数和发热量，并带走一部分热量，以降低轴承的温升。主轴箱采用飞溅式润滑，油面高度为 65mm，甩油环侵油深度为 10mm 左右，润滑油型号为：HJ-20.卸荷皮带轮采用脂润滑。型号为钙质润滑脂。轴轴径较小，线速度较低，为了保证密封效果，采用皮碗式接触密封。而主轴直径较大、线速度较高，则采用了非接触式密封。卸荷皮带轮采用毛毡式密封，以防止外界杂物进入。4.5 片式摩擦离合器的选择与验算片式摩擦离合器的选择与验算机床主传动中常采用片式摩擦离合器，其主要作用是实现主传动的换向，它可以在运动中接通和和脱开，结合平稳，没有冲击，结构紧凑，其部分零件已经标准化。选用时必须做必要的计算。4.5.1 按扭矩选择按扭矩选择K= nMmaxMNmnPKj9550式中离合器的额定静力矩(Kgm) nM K安全系数 ，一般去 1.51.7 运转时的最大负载力矩maxMP离合器传递的功率。查机械设计手册表，取 K=1.6 则K= nMmaxMmN 6 .11371096. 05 . 595506 . 14.5.2 片式离合器的计算片式离合器的计算根据结构需要采用轴装式摩擦片，摩擦片的内径应比安装在轴的轴径大 26mm,1D38取mmD351内摩擦片外径2DmmD902摩擦面中径及摩擦面平均线速度pDpvmmDDDp5 .622/ )(21smDnvpp/32. 2600005 .6214. 3710600004.5.3 计算摩擦面的对数计算摩擦面的对数 Z一般应使选用和设计的离合器的额定静扭矩和额定动扭矩满足工作jMdM要求 ZmVnkKKDDpfKMZ)(101231323式中：f-摩擦片间的摩擦系数； p-许用压强 MPa； -离合器传递的扭矩 NmnMD-摩擦片内片外径 mm； d-摩擦片外片内径 mm；-速度修正系数； vK -接合面数修正系数；zK-速度修正系数； mK K-安全系数，一般取 1.31.5。分别查表 1.2 mm =35mm 06. 0f 0 . 1P90Dd03. 1VK 1.079. 0ZKmK6 .1179. 00 . 103. 135901 . 108. 014. 310003 . 16 .1131233Z39