最大加工直径为400mm的普通车床的主轴箱部件设计

目录第一章绪论第2章传动方案的拟定及说明2.1车床的规格系列和用处2.2操作性能要求2.3.2主轴级数的拟定2.3变速结构的设计3、主电机功率动力参数的确定2.3.3确定变速组及各变速组中变速副的数目2.3.4结构网的拟定2.3.6确定各变速组变速副齿数1）确定齿轮齿数3.1结构设计的内容、技术要求和方案第4章传动件的设计4.1带轮的设计区别看看机设p1634.2传动轴的直径估算4.2.1确定各轴转速4.2.1确定各轴转速5.4齿轮的布置4.2.2传动轴直径的估算4.2.3键的选择4.3各变速组齿轮规格的确定(好好查查机械设计手册)4.3.2齿宽的确定4.4带轮结构设计4.5各轴轴承的选用4.1片式摩擦离合器的选择1、摩擦离合器上扭矩的计算3计算轴向压力Q第5章主轴组件的设计5.1主轴的基本尺寸确定5.1.1外径尺寸D5.1.2主轴孔径d5.1.3主轴悬伸量a5.1.4支撑跨距L5.1.5主轴最佳跨距的确定05.2主轴的验算5.2.1主轴组件弯曲刚度的验算5.2.2主轴组件扭转刚度的验算5.2.3主轴轴承寿命的验算7）主轴材料与热处理6）头部尺寸的选择第6章箱体与润滑的设计6.1箱体的设计6.2润滑与密封6.3其他目录第一章车床参数的拟定车床主参数和基本参数运动设计传动结构式、结构网的学选择确定第2章传动方案的拟定及说明2.1车床的规格系列和用处普通机床的规格和类型有系列型号作为设计时应该遵照的基础。因此，对这些基本知识和数据作些简要介绍。本次设计的是普通型车床主轴变速箱。主要用于加工回转体。最大加工直径(mm)maxD最高转速()maxnir最低转速()minr电机功率P（kW）公比40020004541.41表1.1车床的主参数（规格尺寸）和基本参数表2.2操作性能要求1）具有皮带轮卸荷装置2）手动操纵双向片式摩擦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2.3变速结构的设计变速方案有多种，变速型式更是众多，比如：变速型式上有集中变速，分离变速；扩大变速范围可用增加变速组数，也可采用背轮结构、分支变速等型式；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，我们采用分离变速型式的主轴变速箱。2.3.2主轴级数的拟定由设计任务已知：机床主轴极限转速为：min45、min20mmaxrrn公比：41.考虑到设计的结构复杂程度要适中，故采用常规的扩大传动分级变速，并选取级数z=12,设其转速公比为。则由式：1minaxznR（1）现以=1.41代入上式：14.44520minaxznR得：Z=12因为：查表（机制）表2-4，首先找到45，然后每跳过5个数60.14.1取一个数，即可得到公比为1.41的数列：45、63、90、125、180、250、355、500、710、1000、1400、2000共12级转速。综合上述可得：主传动部件的运动参数=2000=45Z=12=1.41maxninrmiinr3、主电机功率动力参数的确定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。选择电动机的原则有两点：考虑电动机的主要性能（启动、超载及调速等）、额定功率大小、额定转速及结构型式等方面要满足生产机械的要求。在以上前提下优先选用结构简单、运行可靠、维护方便又价格合理的电动机。中型普通车床典型重切削条件下的用量刀具材料：硬质合金YT15（采用车刀具，可转位外圆车刀）刀杆尺寸：16mm25mm=0.588GPab刀具几何参数：=10，=-10，=75，=0.5mm。0osoro工件材料：钢铁材料（取热轧45号钢）切削方式：车削外圆表面粗糙度：=3.2mmaR查表可知(切削用量参考表、硬质合金外圆车刀切削速度参考值表)：背吃刀量ap=4mm进给量f(s)=0.3mm/r切削速度V=100m/min(1.67m/s)功率估算法用的计算公式机床功率的计算，主切削力的计算主切削力的计算公式及有关参数：=9.81(60)=9.8127040.920.950.7530.15=1620（N）切削功率的计算=16201.67=2.705（kW）cPFcv310310依照一般情况，取机床变速效率=0.8.=3.38(kW)Z2.7050.8根据机械设计师手册Y系列（IP44）封闭式三相异步电动机技术数据表，该系列电动机为一般用途全封闭自扇冷式笼型异步电动机，具有防尘埃、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点，B级绝缘，工业环境温度不超过+40，相对湿度不超过95%，海拔高度不超过1000m，额定电压380V，频率50Hz。适用于无特殊要求的机械上，如机床，泵，风机，搅拌机，运输机，农业机械等。我们选取Y112M-4型三相异步电动机，额定功4kW,满载转速1440，额定转矩2.3，品质47kg。minr2.3.3确定变速组及各变速组中变速副的数目级数为Z的主变速系统由若干个顺序的变速组组成，各变速组分别有、个Z变速副。即321变速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：ba，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)12=342)12=433)12=3224)12=2325)12=22312级转速变速系统的变速组，选择变速组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能，应该遵守以下四个原则：（1）传动副前多后少原则（2）传动顺序与扩大顺序相一致的原则（3）变速组的降速要前快后慢，中间轴的转速不宜超过电动机的转速（4）转速图中传动比的分配以上原则，还需根据具体情况加以灵活运用。分析：1）和方案2)可省掉一根轴。但有一个传动组有四个传动副。若用一个四联滑移齿轮，则将大大增加其轴向尺寸；若用两个双联滑移齿轮，则操纵机构必须互锁以防止两个滑移齿轮同时啮合。将使得结构比较复杂。故在此不予采用。2）按照传动副“前多后少”的原则选择Z=322这一方案，但主轴换向采用双向片式摩擦离合器结构，致使轴的轴向尺寸过大，所以此方案不宜采用，加之主轴对加工精度、表面粗超度的影响最大。因此在主轴的传动副不宜太多，故方案5）亦不采用。而应先择12=232。3）方案4，因为I轴上装有双向摩擦片式离合器M，轴向尺寸较长，为使结构紧凑第一变速组采用了双联齿轮，而不是按照前多后少的原则，采用三个传动副。设计车床主变速传动系时，为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，一般限制降速最小传动比；为避免扩大传动误差，减少振动噪声，一般限制直齿圆4/1min主u柱齿轮最大升速比。斜齿圆柱齿轮传动较平稳，可取。因此在主2ax主5.2max主u变速链任一变速组的最大变速范围。在设计时必须保证中间变速轴)108(25.0)(min主ax主max主uR的变速范围最小。综上所述：方案采用12=2x3x22.3.4结构网的拟定由上选择的结构式12=233126,画其结构图如下：图2.1结构网2.3.4结构式的拟定（1）选择Y112M-4型三相异步电动机。（2）分配总降速变速比总降速变速比=452000=0.0225（3）主轴转速45r/min、z=12=41.45、63、90、125、180、250、355、500、710、1000、1400、2000共12级转速在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按变速顺序依次设为、（主轴）。与、与、与轴之间的变速组分别设为a、b、c。现由（主轴）开始，确定、轴的转速：1先来确定轴的转速变速组c的变速范围为，结合结构式，10,841.max66R轴的转速只有一种可能：，1=11.4142=1.412710、500、355、250、180、125r/min。2确定轴的转速变速组b的级比指数为1，决定其余变速组的最小传动比根据“前慢后快”的原则。,1=11.413，2=11.412,3=11.41轴的转速确定为：500、1400r/min。确定轴的转速对于轴，其级比指数为3,可得1=11.412=1.412确定轴转速为1000r/min。2.3.6确定各变速组变速副齿数齿轮齿数的确定必须在保证转速在允许误差范围的前提下，对于闭式传动尽量符合减少模数、增加齿数的选定最小齿数的原则，同时又应考虑到使齿轮结构尺寸紧凑，经过权衡、分析计算最后确定出较为合理的齿数。齿数是按各个变速组分别进行计算确定的。根据转速图中各个传动副的传动比来确定齿数等可用计算法或查表确定齿轮齿数，后者更为简便，此处我们采用查表法。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=17miniZ2.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，常选用在100之内。ZS3.同一变速组中的各对齿轮，其中心距必须保证相等。4.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5.保证主轴的转速误差在规定的范围之内。图2.3齿轮的壁厚1）确定齿轮齿数1.用计算法确定第一个变速组中各齿轮的齿数ziiiSZiiiZ其中：主动齿轮的齿数iZ被动齿轮的齿数i对齿轮的传动比i对齿轮的齿数和ZS为了保证不产生根切以及保证最小齿轮装到轴上或套筒上具有足够的强度，最小齿轮必然是在降速比最大的传动副上出现。、1=11.41（查1.9881）2=1.412满足以上条件的=84、87、89、90、92、97、101、102ZS且齿根圆直径应大于摩擦离合器外片外径，即大于90mm。故把Z1的齿数取大些。取Z1=40则=2214080/1.u齿数和=Z1+Z1=40+80=120ZS同样根据公式:20ZZ2/Z2=1.41Z2=70=5022.用查表法确定第二变速组的齿数1）首先第二变速组u1、u2、u3中各传动比：、1=11.413(查2.80322)、能同时满足三个传动比要求的齿数和有2=11.412（查1.9881）3=11.41=84、87、92、102、104、107、108、110、111、114、115、118、119ZS2）确定合理的齿数和，为了使主轴箱轴向尺寸不宜太大，故选取较小的最小齿轮齿数，在以上同时满足三个传动比的齿数和中，选取最小齿轮齿数为24，则对应的齿数和为=84。Z3）依次可以查得各传动比对应的最小齿轮齿数为：370245Z、4)确定第三变速组u1、u2中各传动比u1=、选取齿数和95.3498.12为101，在同时满足两个传动比的齿数和中，选取小齿轮的齿数为18、30同理可得其它的齿轮如下表所示：表2.4各传动组的最小齿轮齿数和齿数和变速组第一变速组第二变速组第三变速组齿数和1208490齿轮1Z212Z345Z345Z676Z7齿数80504070222835625649186072302.3.7绘制变速系统图根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图：采用分离式结构第3章传动结构设计3.1结构设计的内容、技术要求和方案由转速图确定各轴及各齿轮计算转速计算转速是指主轴或各传动件传递全功率时的最低转速。由金属切削机床表82可查得主轴的计算转速1min3znj为从主轴最低转速算起，第一个转速范围内的最高一级转速，即为。min1254rn轴的计算转速为、轴的计算转速为、轴的计算转in1803jri502rnj速为i01rnj各传动齿轮的计算转速如下表：表2.3齿轮的计算转速齿轮1Z212Z34Z53Z456Z767Z计算转速（r/min）7107101400500500500500355250180180180125355第4章传动件的设计4.1带轮的设计区别看看机设p163带传动是一种挠性传动，具有结构简单、传动平稳、价格低廉和缓冲吸振等特点，在近代机械中广泛应用。电动机转速n=1440r/min,传递功率P=4kW,传动比i=1.41，每天8小时，工作年数10年。(1)确定计算功率caPKAca（式中为v带计算功率，kW、为工作情况系数、P为电动机额定功率）AK查机械设计，由表8-7查的工作情况系数1.1则（小轮转速（即电机轴转速）为1440查机械设计1.4.caAPkWminr图8-10）（2）选择V带的带型根据、n，由机械设计图8-10，选用A型普通V带。ca(3)确定带轮的基准直径并验算带速。dv带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径不宜过小，即1d。1mind1）初选小带轮的基准直径。1d根据普通V带轮的基准直径系列取主动小带轮基准直径。190dm由公式2)、验算带速度，v按公式验算带的速度13.49016.78606dnmvs，故带速合适。sms53）计算大带轮的基准直径12ddn12/90(.2)176.4dm式中：-小带轮转速，-大带轮转速，-带的滑动系数，一般取0.02。根据普通V带轮的基准直径系列圆整为180mm。(4)确定V带的中心距和基准长度adL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）120120.7()()dd取取。98980a5am2）由计算带轮的基准长度公式：2101204dddLa023.(89)25948m5d由表8-2选带的基准长度140dL3)确定实际中心距002855202dLa中心距的变化minax.10.149336dLm故范围为49562:(5)、验算三角带的挠曲次数，故能满足要求。10.789.5041vL次(6)、验算小带轮上的包角根据公式21118098057.357.31022da(7)、确定三角带根数Z1）计算单根V带的额定功率Pr由和，查表8-4a得90d14n01.64P根据，和A型带，查表4-8b得12i0.9kW查表8-5得，表8-2得，于是.8K.9LK0()(1.064.).8.61.rLPk2）计算V带根数z4.37916carPzZ故取4根(8)计算单根V带的初拉力的最小值0min()F查表8-3的A型带V带单位长度质量得，q=0.10kg/m由公式：220min2.54.(2.5098)()()50.16705.3678capKFqvNvZ其中：-带的变速功率,KW；cav-带速,m/s；q-每米带的品质，kg/m；取q=0.1kg/m。v=1440r/min=9.42m/s。（9）计算作用在轴上的压轴力pF压轴力的最小值为1min0in170()2()s245.3sin839.2opFzN4.2传动轴的直径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、确定主轴计算转速：由转速图确定各轴及各齿轮计算转速计算转速是指主轴或各传动件传递全功率时的最低转速。由金属切削机床表82可查得主轴的计算转速1min3znj为从主轴最低转速算起，第一个转速范围内的最高一级转速，即为。min1254rn轴的计算转速为in1803jr轴的计算转速为52nj轴的计算转速为mi1rj各传动齿轮的计算转速如下表：表2.3齿轮的计算转速齿轮1Z212Z34Z53Z456Z767Z计算转速（r/min）7107101400500500500500355250180180180125355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d1234n()u实其中：滑移系数=%u1、u2、u3、u4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10(1)n理论实际理论9502842%4.7/min876r实.7510.4.1n同样其他的实际转速及转速误差如下:表2.5各级传动组的转速误差主轴转速n1n2n3n4n5n6n7n8n9n10n11n12理论转速456390125180250355500710100014002000实际转速44.76390125.2176.4252357.75047201001.51411.22016转速误差（%）0.6000.12.00.80.80.81.40.10.80.8故转速误差满足要求。5.4齿轮的布置为了使变速箱结构紧凑以及考虑主轴适当的支承距离和散热条件，其齿轮的布置如下图2.4所示。图2.4齿轮结构的布置4.2.2传动轴直径的估算：确定各轴最小直径机造p106根据轴的最小直径公式，并查表表3.2mnPdj491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=1.1。取估算的传动轴长度为1000mm。轴的直径：取min/70,96.011rnj，圆整为44924.jdn1=25轴的直径：取min/35,92.0.908.12rnj,圆整为44912.3735.jdmn2=32轴的直径：取in/15,89.09032rnj,圆整为44.9136.51jdn3=38其中：P-电动机额定功率（kW）；-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；-该传动轴的计算转速（）；jnminr-传动轴允许的扭转角（）。4.2.3键的选择查普通平键和普通楔键的主要尺寸选择轴上的键，根据轴的直径，键的尺寸选择，键的长度L取22。主轴处键302d78取键高键宽hb的选择同上，键的尺寸为，键的长度L取100。162取键高键宽采用花键轴结构，即将估算的传动轴直径d减小7%为花键轴的直径，在选相近的标准花键。=250.93=23.251d=320.93=29.82=380.93=35.243查表可以选取花键的型号其尺寸分别为(1487)NdDbGB1:625d33:84.3各变速组齿轮规格的确定(好好查查机械设计手册)4.3.1齿轮模数的确定：齿轮模数的估算。通常同一变速组内的齿轮取相同的模数，如齿轮材料相同时，选择负荷最重的小齿轮，根据齿面接触疲劳强度和齿轮弯曲疲劳强度条件进行估算模数和，HmF并按其中较大者选取相近的标准模数，为简化工艺变速传动系统内各变速组的齿轮模数最好一样，通常不超过23种模数。先计算最小齿数齿轮的模数，齿轮选用直齿圆柱齿轮,齿轮精度选用7级精度，选择小齿轮材料为40C(合金铸钢调质)，硬度为280HBS：（一对轴承的传递效率为0.98-0.99，齿轮传r动效率为0.98-0.99，此处去轴承位）根据机械设计手册有公式：齿面接触疲劳强度：32)1(1602HPjmHznK齿轮弯曲疲劳强度：34FPjF1a变速组：分别计算各齿轮模数，先计算最小齿40的齿轮。齿面接触疲劳强度：32)1(1602HPjmHznK其中:-公比；=2；P-齿轮传递的名义功率；P=0.963=2.88KW；-齿宽系数=；mm105b-齿轮许允接触应力，按MQ线查取;（查查这个图）HPlim9.HPli-计算齿轮计算转速;jnK-载荷系数取1.2。（查表）=650MPa，limHMPaPaP589.06531221.31.650Hm根据标准模数系列将模数圆整为2mm。齿轮弯曲疲劳强度：34FPjmFznK其中:P-齿轮传递的名义功率；P=0.963=2.88KW；-齿宽系数=；mm105b-齿轮许允齿根应力，MQ线查取；FPlim4.FPli-计算齿轮计算转速;jn10/njnrK-载荷系数取1.2。，MaF30limPaPP420.131.8401.5Fm根据标准模数系列将齿轮模数圆整为2.0mm。所以1FHm2于是变速组a的齿轮模数取m=2.0mm轴上主动轮齿轮的直径：1232387636;2958aaadddm；轴上三联从动轮齿轮的直径分别为：12349510;714aaa；、b变速组：确定轴上另两联齿轮的模数，先计算最小齿数25的齿轮。齿面接触疲劳强度：32)(160HPjmHznK其中:-公比；=2.5；P-齿轮传递的名义功率；P=0.9224=3.688KW；-齿宽系数=；mm105b-齿轮许允接触应力，由MQ线查取;HPlim9.HPli-计算齿轮计算转速;jn80/njnK-载荷系数取1.2。=650MPa，limHMPaPaP589.06532221.83.560.450Hmm根据标准模数系列将齿轮模数圆整为3mm齿轮弯曲疲劳强度：34FPjmFznK其中:P-齿轮传递的名义功率；P=0.9224=3.688KW；-齿宽系数=；mm105b-齿轮许允齿根应力，由MQ线查取；FPlim4.FPli-计算齿轮计算转速;jn50/njnK-载荷系数取1.2。，MaF30limPaPP420.132.6840.15Fm根据标准模数系列4将齿轮模数圆整为3mm。所以2FHm2于是变速组b的齿轮模数取m=4mm轴上主动轮齿轮的直径：12340357bbdd；轴上二联从动轮齿轮的直径分别为：125619bb；、c变速组：确定轴上另两联齿轮的模数，先计算最小齿数18的齿轮。齿面接触疲劳强度：32)(160HPjmHznK其中:-公比；=4；P-齿轮传递的名义功率；P=0.894=3.56KW；-齿宽系数=；mm105b-齿轮许允接触应力，由MQ线查取;HPlim9.HPli-计算齿轮计算转速;jnK-载荷系数取1.2。=650MPa，limHMPaPaP589.06532221.65.1640Hm根据标准模数系列将齿轮模数圆整为5mm齿轮弯曲疲劳强度：3FPjmFznK其中:P-齿轮传递的名义功率；P=0.894=3.56KW；-齿宽系数=；mm105b-齿轮许允齿根应力，由MQ线查取；FPlim4.FPli-计算齿轮计算转速;jnK-载荷系数取1.2。，MaF30limPaPP420.132.56403.18Fm根据标准模数系列4将齿轮模数圆整为4mm。所以2FHm3=5于是变速组c的齿轮模数取m=5mm轴上主动轮齿轮的直径：125805603ccdd；轴上二联从动轮齿轮的直径分别为：1272361cc；、标准齿轮参数：*0hc0.25，齿顶圆直径；mzdaa)+(=1齿根圆直径；cf2分度圆直径；z齿顶高；mha*=齿根高；cf)+(齿轮的具体值见表表4.1齿轮尺寸表（单位：mm）齿轮齿数z模数nm分度圆直径d齿顶圆直径a齿根圆直径fd齿顶高ah齿根高f1803240246232.522.52403120126112.522.53503150156142.522.54703210216202.522.5535414014813045649419620418645728411212010245856422423221445922488967845106242482562384511605300310287.556.2512305150160137.556.25131859010077.556.2514725360370347.556.254.3.2齿宽的确定由公式得：(10)mb取8轴主动轮齿轮；26m轴主动轮齿轮；34轴主动轮齿轮；8540bm一般一对啮合齿轮，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，应主动轮比从动轮齿宽大（510mm取6）。所以：3215466,b=117980b41342,3m4.3.3各轴间中心距的确定；12()(08)10()zd；+64)(27)8(mV4.4带轮结构设计、带轮的材料常用的V带轮材料为HT150或HT200，转速较高时可以采用铸钢或钢板冲压焊接而成，小功略时采用铸铝或塑料。、带轮结构形式V带轮由轮缘、轮辐和轮毂组成。V带轮的结构形式与基准直径有关，当带轮基准直径（d为安装带轮的轴的直径，mm）时。可以采用实心式，当可d5.2md30以采用腹板式，时可以采用孔板式，当mdDm10,301同时时，可以采用轮辐式。d30带轮宽度：。()2(4)52963Bzef分度圆直径：。md50、V带轮的论槽V带轮的轮槽与所选的V带型号相对应mmd与相对应得槽型dbminahinfeminfo32o4o36o8A11.02.758.73.0159181（1）V带绕在带轮上以后发生弯曲变形，使V带工作面夹角发生变化。为了使V带的工作面与大论的轮槽工作面紧密贴合，将V带轮轮槽的工作面得夹角做成小于。o40（2）V带安装到轮槽中以后，一般不应该超出带轮外圆，也不应该与轮槽底部接触。为此规定了轮槽基准直径到带轮外圆和底部的最小高度。minifah和（3）轮槽工作表面的粗糙度为。2.36.1R或带轮的技术要求铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有傻眼、裂缝、缩孔及气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面缺陷进行修补；转速高于极限转速的带轮要做静平衡，反之做动平衡。其他条件参见中的规定。921.357TGB4.5各轴轴承的选用主轴前支承：NN3000K，前支承：NN3000K轴前支承：30208;带轮处支承：6210轴前支承：30207;中后支承：30207轴前支承：30208;后支承：3020845987610b32m,b=27m4.1片式摩擦离合器的选择片式摩擦离合器可以在运转中接通或断开，且具有结合平稳、没有冲击、结构紧凑等特点，部分零件已标准化。在机床主轴箱变速传动中用于主轴的启动和正、反转。1、摩擦离合器上扭矩的计算由上可知轴取6-25215，直径为20mm、转速为。1dmin10rnj摩擦离合器所在轴（轴）的扭矩由下式计算：190jnNmfKM式中：离合器的额定静扭矩fK安全系数运转时最大扭矩mMN电动机额定功率轴计算转速1jn电动机轴到轴传动效率由上知：N=5.5KW、=1000、=0.96。查机床设计手册表得K=1.5。则1jinrmNMf64.759.095.5.由表查的摩擦离合器外片外径D=90mm，内片内径d=30mm，则其平均圆周速度svdDnd1.360160121）计算摩擦面对数ZmvZKdDpfMZ3n20式中：f摩擦片间摩擦系数p许用压强MPaD摩擦片外片外径mmd摩擦片内片内径mmKv速度修正系数Kz结合面数修正系数Km接触系数修正系数查表12得f=0.06、p=1.2.；查表13得Kv=0.94、Km=0.84所以经计算得KzZ=7.8取Z=10则摩擦片的总数为10+1=11片。3计算轴向压力Q轴向压力可由下式计算：vkpdD224N第5章主轴组件的设计主轴的结构储存应满足使用要求和结构要求，并能保证主轴组件具有较好的工作性能。主轴结构尺寸的影响因素比较复杂，目前尚难于用计算法准确定出。通常，根据使用要求和结构要求，进行同型号筒规格机床的模拟分析，先初步选定尺寸，然后通过结构设计确定下来，最后在进行必要的验算或试验，如不能满足要求可重新修改尺寸，直到满意为直。主轴上的结构尺寸虽然很多，但起决定作用的尺寸是：外径D、孔径d、悬伸量a和支撑跨距L。5.1主轴的基本尺寸确定5.1.1外径尺寸D主轴的外径尺寸，关键是主轴前轴颈的（前支撑处）的直径。选定后，其他部位的1D外径可随之而定。一般是通过筒规格的机床模拟分析加以确定。根据下图的资料参考，1P为4KW，最大加工直径为400mm。所示为普通车床主轴前轴颈直径D1和主参数最大加工直径Dmax的关系220250315400500630100010.27100.25150.22150.215则初取前轴颈=80mm,后轴颈取121(0.785)D260Dm主轴平均直径D=(60+80)/2=70mm5.1.2主轴孔径d主轴内孔作用：1.通过棒料、夹紧刀具或工件用的拉杆、冷却管等2.大型、重型机床的空心主轴，减轻重量确定d的原则：在满足对空心主轴孔径的要求和最小壁厚要求以及不削弱主轴刚度的要求下尽量取大些1、结构限制；对于轴径尺寸由前向后递减的主轴，应特别注意主轴后轴颈处的壁厚不允许过薄，对于中型机床的主轴，后轴颈的直径与孔径之差不要小于，主轴尾端最205m薄处的直径不要小于。105m2、刚度限制；孔径增大会削弱主轴的刚度，由材料力学知，主轴轴端部的刚度与截面惯性矩成正比，即：44()6()dKIDdd式中：主轴孔径：主轴平均外径：空心、实心截面惯性矩、度；空心、实心截面主轴刚、dDIKd0据上式可得出主轴孔径对刚度有影响，有图可见，当时，说明空心主轴的刚度降低较小。当时，0.5dD0.94dK0.7dD，空心主轴刚度降低了24%，因此为了避免过多削弱主轴的刚度，一般取76K。普通车床0.1/(/)0.5.6D:或者初步设定主轴孔径d=48mm，主轴孔径与外径比为0.6。5.1.3主轴悬伸量a主轴悬伸量a指的是主轴前支承反力的作用点到主轴前端受力作用点之间的距离。主轴悬伸量a取决于主轴端部的结构形状及尺寸，一般应按标准选取。有时为了提高主轴刚度或定位精度，可不按标准取。另外，悬伸量a与前支承中轴承的类型及组合形式、工件或工件夹具的夹紧方式以及前支承的润滑与密封装置的结构尺寸等有关。因此，在满足结构要求的前提下，应尽可能减少悬伸量a，以利于提高主轴组件的刚度。根据结构类型,定悬伸长度。10m主轴悬伸量与直径之比类型机床和主轴的类型a/D1I通用和精密车床，自动车床和短主轴端铣床，用滚动轴承支承，适用于高精度和普通精度要求。0.61.5II中等长度和较长轴端的车床和铣床，悬伸不太长（不是细长）的机密镗床和内圆磨床，用滚动和滑动轴承支承，适用于绝大部分普通生产的要求。1.252.5III孔加工机床，专用加工细长深孔的机床，由加工技术决定需要有常的悬伸刀杆或主轴可移动，由于切削较重而不适用于有高精度化要求的机床。2.5（考虑密封装置的结构尺寸）暂取a=85mm5.1.4支撑跨距L支撑跨距L，当前，多数机床的主轴采用前后两个支撑，结构简单，制造、装配方便，容易保证精度，但是，由于两支撑主轴的最佳支距一般较短，结构设计难于实现，故采用0L三支撑结构。如图所示，三支撑主轴的前中支距，对主轴组件刚度和抗震性的影响，要1比前后支距地影响大得多，因此，需要合理确定。为了使主轴组件获得很高的刚度可L抗震性，前中之距可按两支撑主轴的最佳只距来选取。10L由于三支撑的前后支距对主轴组件的性能影响较小，可根据结构情况适当确定。如果为L了提高主轴的工作平稳性，前后支距可适当加大，如取。采用三支撑结1(56.)LD构时，一般不应该把三个支撑处的轴承同时预紧，否则因箱孔及有关零件的制造误差，会造成无法装配或影响正常运作。因此为了保证主轴组件的刚度和旋转精度，在三支撑中，其中两个支撑需要预紧，称为紧支撑；另外一个支撑必须具有较大的间隙，即处于“浮动”状态，称为松支撑，显然，其中一个紧支撑必须是前支撑，否则前支撑即使存有微小间隙，也会使主轴组件的动态特性大为降低。试验表明，前中支撑为紧支撑、后支撑位松支撑，要比前后支撑位紧支撑、中支撑为松支撑的结构静态特性显著提高。5.1.5主轴最佳跨距的确定0L(4)、主轴支承跨距主轴跨距与悬伸量主轴支承跨距L是指主轴前-后或前-中支承反力作用点之间的距离，它是决定主轴组件刚度的主要因素之一，因为主轴组件的刚度主要取决于主轴本身的刚度和主轴支承的刚度，而前者与支承跨距L有关。主轴组件的刚度与主轴受力后的端部变形有关。主轴端部受力后，主轴和主轴的支承都会产生弹性变形，使主轴端部产生位移，根据位移叠加原理，主轴端部位移y由两部分组成21y式中：y1-刚性支承（假定支承不变形）上弹性主轴端部的位移。y2-弹性支承上刚性主轴（假定主轴不变形）端部的位移。（1）刚性支承上弹性主轴端部的位移y1根据材料力学中两支撑点梁和悬臂梁的挠度公式，可得：y1=a+=（厘米）EI3PaL3132aLEIPLaI式中：E主轴材料的弹性模量；I主轴截面的平均惯性矩。当主轴平均直径为D,内孔直径为d时，I=；当无孔时，;64dD64DI(2)弹性支承上刚性主轴端部的位移y2设前、后支承的刚度分别为，前后支承的弹性变形刚度分别为21,c21,12,ABRc式中：前支承的支反力，ARlaPA后支承的支反力，BlRB因此，1APacl2Bl用相似三角形定理可求得：22211ABaPayllclcl整理后可得：22112lcPy主轴端部位移：1213221lacPalEIy合理的跨距可根据上式确定，最小挠度的条件为，这时的应为合理跨0dlyl距，式中用表示：0l0213302lalcPaEI整理后得：62110130cIlcl可以证明，该三次代数方程式只存在唯一的正实根，求解此方程较麻烦，为此可考虑用计算线图来定，令综合变量，代入上式，可解出：0l31acEI16203cal系无量纲量，它表示抗弯刚度EI与主轴前支承刚度及悬伸量a的三次方的1c比值，由上式可知，仅是比值和的函数，故可用为参变量，为变量，al021c2l0做出的计算图。（3）根据线图法可以求解出最佳跨距，已知主轴孔径为d=63mm，主轴前、后支承均选0用NN3000K（3182100）系列轴承，,a=110mm。1=115,2=95,=105计算前支承刚度根据经验公式前轴承刚度=1700D1.41=170013.04105Nmm1c1151.4=后轴承直径小于前轴承，取则后轴承刚度2.42c9.10m计算综合变量主轴惯性矩I=(D4-d4)/645.119106mm464（1054634）=此处弹性模量E=2.1105Nmm2,综合变量=13=2.11055.11910613.041051103=0.619确定0在上图中在横坐标上找出=0.619之点，向上作垂直线与=1.4的斜直线相交，由点向左作水平线与纵坐标轴相交，得=2.80所以主轴最佳跨距0=1102.8=308。由于采用分离式主轴箱，没有结构等限制原因，所以主轴最佳跨距既是主轴实际跨距L=303mm。且不用采用三支承。5.2主轴的验算机床在切削加工过程中，主轴的负荷较重，而允许的变形由很小，因此决定主轴结构尺寸的主要因素是它的变形大小。对于普通机床的主轴，一般只进行刚度验算。通常能满足刚度要求的主轴，也能满足强度要求。只有重载荷的机床的主轴才进行强度验算。对于高速主轴，还要进行临界转速的验算，以免发生共振。一弯曲变形为主的机床主轴(如车床、铣床)，需要进行弯曲刚度验算，以扭转变形为主的机床（如钻床），需要进行扭转刚度验算。当前主轴组件刚度验算方法较多，没能统一，还属近似计算，刚度的允许值也未做规定。考虑动态因素的计算方法，如根据部产生切削颤动条件来确定主轴组件刚度，计算较为复杂。现在仍多用静态计算法，计算简单，也较适用。主轴弯曲刚度的验算；验算内容有两项：其一，验算主轴前支撑处的变形转角，是否满足轴承正常工作的要求；其二，验算主轴悬伸端处的变形位移y，是否满足加工精度的要求。对于粗加工机床需要验算、y值；对于精加工或半精加工机床值需验算y值；对于可进行粗加工由能进行半精的机床（如卧式车床），需要验算值，同时还需要按不同加工条件验算y值。5.2.1主轴组件弯曲刚度的验算对一般设备中的主轴，主要进行刚度验算。通常，如果能满足刚度要求，也就能满足强度要求。只有对重载荷的主轴才需要进行强度验算；对于高速主轴，有时需要进行临街转速的验算，以防发生共振。（1）考虑机械效率，主轴最大输出转距.0.895271.PTNm床身上最大加工直径约为最大回转直径的50到60%,即加工工件直径200mm,则半径为0.1.m（2）计算切削力71982719.80.NF前后支撑力分别设为,.AFB03691.28AalN1279.7.4BFl如上图所示为主轴的计算简图。主轴端部受到F力作用，产生弯曲形变，在主轴端部引起的挠度为。当假设轴承为刚性支撑，主轴为弹性体，则主轴前端受力F后的弹性形变引起的挠度为，1即1=33(+1)式中：524();,2.10/;();6FNamLEMPaEmDId主轴传递全部功率时，作用于主轴端部的当量切削力（）；主轴悬伸量；主轴有关尺寸（主轴材料的弹性模量（）钢主轴当量外径（）;代入数据得：1=2719.8110332.11055.119106（308110+1）=0.00426当假设主轴为刚体，支承件为刚性体，又前后支承的支反力分别为,其支承刚度相应,为,则主轴前端受力F后的弹性变形引起的挠度为,即,22=(1+)22+2+1代入数据得：2=2719.813.04105(2.411023082+2110308+1)=0.00420根据叠加原理，主轴端部最大变形量是在刚性支承弹性主轴引起的主轴端部变形和刚1性主轴弹性支承引起的主轴端部变形的代数和，即2=1+2=0.00426+0.00420=0.00846对一般设备，则取=0.0002L则符合要求。=0.008460.0002=0.06165.2.2主轴组件扭转刚度的验算对以扭转变形为主的主轴，还要验算其扭转刚度。通常要求其扭转角在（2025）D的长度内不超过,即：1=18010式中：主轴传递的最大扭矩，单位为计算长度，取（2025）,单位为剪切弹性模量，对于钢材为8.11042轴截面极惯性矩，对于圆截面0.14,单位为4D主轴直径，单位为mm代入数据得符合要求。=2.7198105223088.11040.11054180=0.0896015.2.3主轴轴承寿命的验算在水平面：1038279.691.2AHalFN8.Bl在水平面：考虑压轴力的=839.2的影响NAV9.56FB28NFAVHA98.25.63.2582因轴承在运转中有中等冲击载荷，又由于不受轴向力，查得载荷系数，取，pf2.1f则有：NfPAp7.3106.2.1轴承的寿命计算:所以按轴承的受力大小计算寿命hPCnLh5840.67).7310695()(603/1061故该轴承NN3000K能满足要求。7）主轴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。6）头部尺寸的选择对机床主轴的头部广泛采用短圆周式结构，悬伸短，刚度好。在此选择B型，主轴前端轴径D1=100mm,故选代号为6的B型结构。其公称直径D=106.375,、偏差为+0.010、D1=170、D2=133.4、d1=19.05、d2=14、d3=M6、B=25、=14、h=5。l第6章箱