CA6140机床普通车床主传动系统设计【4张PDF图纸+CAD制图+文档】
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目录1.概述.11.1 机床主轴箱课程设计的目的 .11.2 设计参数 .11.3 设计要求.12.参数的拟定在. 12.1 确定极限转速.12.2 主电机选择.23.传动设计.23.1 主传动方案拟定.23.2 传动结构式、结构网的选择.23.3转速图的拟定.34. 传动件的估算.34.1 三角带传动的计算.34.2 传动轴的估算.54.3 齿轮齿数的确定和模数的计算.74.4 带轮结构设计.114.5 传动轴间的中心距.114.6 轴承的选择.114.7 片式摩擦离合器的选择和计算.125. 动力设计.135.1 传动轴的验算.135.2 齿轮校验.185.3 轴承的校验 .196.结构设计及说明.206.1 结构设计的内容、技术要求和方案.206.2 展开图及其布置.206.3 I 轴（输入轴）的设计.216.4 齿轮块设计.216.5 传动轴的设计.226.6 主轴组件设计.237.总结.25课程设计第 1 页1.概述概述1.1 机床主轴箱课程设计的目的机床主轴箱课程设计的目的1.掌握机床主传动部件设计过程和方法；2.综合应用所学的理论知识，提高理论联系实际和综合设计的能力；3.训练和提高设计的基本技能。1.2 设计参数设计参数 参数分组 Dmax nmax（r/min） nmin（r/min） N 电 （kw） 级数 4001000 22.4 1.41 4.5 12 4001600 40 1.58 2 9 3201400 31.5 1.41 4 121.3 设计要求设计要求1.主轴实现正反转，逆时针为正转； 反转级数为正转的一半，传动功率为正转的 40%； 反转转速值高出同级正转的 10%.2.主轴为空心轴，内孔直径按要求计算. d 内=D 平70% =1/2(D 前+D 后)70%3.主轴必须实现制动.4.必须设计操纵机构.5.必须考虑润滑系统的设置方案和具体的润滑部位.6.主轴距导轨的中心高 H 为 H/D=0.57.导轨的跨距 B 为 B/D=0.812.参数的拟定参数的拟定在在2.1 确定极限转速确定极限转速 nRnnminmax 课程设计第 2 页 1znR 因为=1.41 得=44.64 取=45nRnR r/min 取标准转速 22.4r/min 22.22/maxminnRnn2.2 主电机选择主电机选择合理的确定电机功率，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。已知异步电动机的转速有 3000 、1500 、1000、750 /minr/minr/minr，已知是 4KW，根据车床设计手册附录表 2 选 Y132S-4，额定功率/minr额P5.5，满载转速 1440 ，。 kwminr87. 03.传动设计传动设计3.1 主传动方案拟定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、个ZZ传动副。即 321ZZZZ 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：课程设计第 3 页 ，可以有 3 种方案： baZ12=322；12=232；12=2233.2.2 传动式的拟定传动式的拟定 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=232。3.2.3 结构式的拟定结构式的拟定对于 12=232 传动式，有 6 种结构式和对应的结构网。分别为：621232126132321214223212 241232123162321212623212 由于本次设计的机床 I 轴装有摩擦离合器，在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合器的直径。初选 621232123.3 转速图的拟定转速图的拟定4. 传动件的估算传动件的估算4.1 三角带传动的计算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kwPKPaa05. 65 . 51 . 1式中 P-电动机额定功率，-工作情况系数 aK查机械设计图 8-8 因此选择 A 型带。(2)确定带轮的计算直径，DD课程设计第 4 页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，D即。查机械设计表 8-3，8-7 取主动轮基准直径=125mm。minDD D由公式 1212DnnD )1 (式中：n-小带轮转速，-大带轮转速，所以，由n45.248)02. 01 (12571014402D机械设计 A表 8-7 取园整为 250mm。(3)确定三角带速度按公式 1 13.14 125 14409.9560 100060 1000DnmVs因为 5m/minV25 m/min,所以选择合适。 (4)初步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120120.72DDADDmm即：262.5mm 750mm0A取=600mm.0A (5)三角带的计算基准长度 LADDDDAL 20250 1253.142 60012525024 6001795.5Lmm由机械设计表 8-2，圆整到标准的计算长度 1800Lmm(6)验算三角带的挠曲次数 100011.0640smvuL次符合要求。 (7)确定实际中心距A00A26001800 1795.52602.25LLAmm（）课程设计第 5 页(8)验算小带轮包角000021118057.5168120DDA，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:00calpzpp k k传动比:0 . 2710/144021vvi查表 8-5c，8-5d 得= 0.40KW,= 3.16KW0p0p查表 8-8，=0.97；查表 8-2，=0.95klk 7.18Z2.193.160.40.97 0.95所以取 根Z3(10)计算预紧力查机械设计表 8-4，q=0.18kg/m2022.550017.182.550010.18 9.959.95 3 0.97207.52capFqvvzkN(11)计算压轴力NFZFp3 .12382/168sin52.207322/sin)(2)(0min0min4.2 传动轴的估算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。4.2.14.2.1 主轴的计算转速主轴的计算转速 主轴的计算转速是低速第一个三分之一变速范围的最高一级转速：课程设计第 6 页min/6341. 14 .22131213minrnnnjz4.2.24.2.2 各传动轴的计算转速各传动轴的计算转速轴：有 12 级转速，其中 80r/min 通过齿轮获得 63r/min，刚好能传递全部功率：所以：nV =80r/min同理可得：n =250r/min ，n =630r/min ，n =630r/min,n =800r/min4.2.34.2.3 各轴直径的估算各轴直径的估算4jPdKAmmN 其中：P-电动机额定功率 K-键槽系数 A-系数-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；jn-该传动轴的计算转速。计算转速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jn上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。轴：K=1.06，A=120 所以 ， 取 28mm417.5 0.96(120 1.06)25.3800dmmmm轴：K=1.06，A=120 427.5 0.96 0.99 0.98(120 1.06)27.4630dmmmm, 取 30mm轴：K=1.06，A=110 436.98544 0.99 0.98(110 1.06)38.5630dmmmm , 取 40mm轴：K=1.06，A=100 课程设计第 7 页446.98544 0.99 0.98 0.99 0.98(100 1.06)25027.4dmmmm, 取 30mm 此轴径为平均轴径，设计时可相应调整。4.3 齿轮齿数的确定和模数的计算齿轮齿数的确定和模数的计算4.3.14.3.1 齿轮齿数的确定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及小齿轮的齿数可以从表 3-6（机械制造装备设计）中zS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。第一组齿轮：传动比：, 1011u41. 11112u查机械制造装备设计表 3-6，齿数和取 84zSZ=42，=42，=35，=49；2Z3Z4Z第二组齿轮：传动比：,， 1011u221u431u齿数和取 90：zS5Z=45，=45，=18，=72，=30，=60；6Z7Z8Z9Z10Z第三组齿轮：传动比：,211u241u齿数和取 110：zS11Z=73，=37，=22，=88，12Z13Z14Z4.3.24.3.2 齿轮模数的计算齿轮模数的计算(1)- 齿轮弯曲疲劳的计算：课程设计第 8 页1dNN7.5 0.96kw7.2kw337.232322.0554 500jNmmmzn （机床主轴变速箱设计指导 P36，为大齿轮的计算转速，可根据转速图确定）jn齿面点蚀的计算：337.237037090560jNAmmn取 A=90，由中心距 A 及齿数计算出模数： 1222 902.0455434jAmZZ根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。取 所以取j2.05m 2.5m (2) -齿轮弯曲疲劳的计算：2N7.5 0.96 0.99 0.98 0.99kw6.916kw336.91632322.6263 200jNmmmzn齿面点蚀的计算：336.916370370120.5200NAmmn取 A=121，由中心距 A 及齿数计算出模数： 1222 1212.756325jAmZZ根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。取 j2.75m 所以取3m (3)- 齿轮弯曲疲劳的计算：3N7.5 0.96 0.99 0.98 0.99 0.98 0.99kw6.71kw336.7132322.6465 80jNmmmzn 齿面点蚀的计算：课程设计第 9 页336.71370370161.980NAmmn，取 A=162，由中心距 A 及齿数计算出模数： 1222 1622.836526jAmZZ根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。取 所以取2.83m3m (4)标准齿轮：*20h1c0.25度，从机械原理 表 10-2 查得以下公式齿顶圆 mhzdaa)2+(=*1齿根圆 *1(22)fadzhc m分度圆 mzd =齿顶高 mhhaa*=齿根高 mchhaf)+(=*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ad1423126132242312613233531051114493147153545354606453216222718313514187231351419303909610603180186117332192251237311111713223667214883264270158831051111688369751788399105课程设计第 10 页齿轮齿根圆fd齿顶高ah齿根高fh1118.533.752118.533.75397.533.754139.533.75546.533.756198.533.757127.533.758127.533.75982.533.7510172.533.7511211.533.7512103.533.751358.533.7514256.533.751597.533.751661.533.751791.533.754.3.44.3.4 齿宽确定齿宽确定 由公式得：6 10,mmBmm为模数第一套啮合齿轮6 102.515 25IBmm 第二套啮合齿轮6 10318 30IIBmm 第三套啮合齿轮6 10318 30IIIBmm 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，应主动轮比小齿轮齿宽大所以，1217,15Bmm Bmm317Bmm415Bmm567891019,18,1818,19,18Bmm Bmm BmmBmm Bmm Bmm1112131419,18,18,19Bmm Bmm Bmm Bmm4.3.54.3.5 齿轮结构设计齿轮结构设计课程设计第 11 页 当时，可做成腹板式结构，再考虑到加工问题，现敲定160500ammdmm把齿轮 14 做成腹板式结构。其余做成实心结构。齿轮 14 计算如下： 010 14270 12 4222anDdMmm，4486Ddmm， 331.61.6 86138Ddmm2030.25 0.350.3222 13825DDDmm103/2180,12DDDmm Cmm4.4 带轮结构设计带轮结构设计 查机械设计P156 页，当。D 是轴承外径，查300ddmm时, 采用腹板式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：min8.5,2.0,9.0,12,8,5.5,38dafbhhef 带轮宽度：125 182 764Bzefmm 分度圆直径：，280ddmm11.91.8 1001805/2811.412dDmmmmCBmm64,LBmm4.5 传动轴间的中心距传动轴间的中心距mmddd11025 .1225 .97221mmdIII1322132132mmdIVIII5 .13621681054.6 轴承的选择轴承的选择轴： 6208 D=80 B=18 深沟球轴承课程设计第 12 页轴： 7207C D=72 B=17 圆锥滚子轴承轴： 7207C D=72 B=17 圆锥滚子轴承轴： 7208C D=80 B=18 圆锥滚子轴承4.7 片式摩擦离合器的选择和计算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。4.7.14.7.1 摩擦片的径向尺寸摩擦片的径向尺寸摩擦片的外径尺寸受到轮廓空间的限制，且受制于轴径 d，而摩擦片的内外径又决定着内外摩擦片的环形接触面积的大小，直接影响离合器的结构和性能。一般外摩擦片的外径可取：mmdD)62(1d 为轴的直径，取 d=55，所以1D55+5=60mm特性系数是外片内径与内片外径 D2之比1D取=0.7，则内摩擦片外径mmDD7 .857 . 060124.7.24.7.2 按扭矩选择摩擦片结合面的数目按扭矩选择摩擦片结合面的数目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要求，由jMdM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： 20210007.03 1.4 100003.14 0.06 75 75 36.4 1.08.89nM KZfD b p取 Z=94.7.34.7.3 离合器的轴向拉紧力离合器的轴向拉紧力由，得：KpSQNQ6 .331594. 01 . 14 .2939查机床零件手册 ，摩擦片的型号如下：内片：Dp=72.85，查表取：D=85mm，d=55mm课程设计第 13 页 b=1.5mm,B=9.7mm H=23.5mm,=0.5mm外片：Dp=72.85，查表取：D=87mm，d=56mm b=1.5mm,B=20mm H=48mm,H1=42mm=0.5mm内外片的最小间隙为：0.20.4mm4.7.44.7.4 反转摩擦片数反转摩擦片数 495507.5 0.961.3 95500.96 0.988002.8 10jnjNMKMKN mnN m 20210002.8100003.14 0.06 75 75 36.4 1.03.55nM KZfD b p取 Z=45. 动力设计动力设计5.1 传动轴的验算传动轴的验算 由于变速箱各轴的应力都比较小，验算时，通常都是用复合应力公式进行计算：57. 022bbWM （MPa）为复合应力（MPa）b为许用应力（MPa）bW 为轴危险断面的抗弯断面模数 实心轴：)(3233mmdW 空心轴：)()(1 323403mmDddW课程设计第 14 页 花键轴：)(32)(32324mmdDdDZbDdWd 为空心轴直径，花键轴内径D 为空心轴外径，花键轴外径d0为空心轴内径b 为花键轴的键宽Z 为花键轴的键数M 为在危险断面的最大弯矩22yxMMM NmmT 为在危险断面的最大扭矩jNNT410955N 为该轴传递的最大功率Nj为该轴的计算转速齿轮的圆周力：DTPt2齿轮的径向力：trPP5 . 05.1.15.1.1 轴的强度计算轴的强度计算轴：26. 696. 087. 05 . 72IP mNNNnjI408.8420171026. 61055. 91055. 9445.1.25.1.2 作用在齿轮上的力的计算作用在齿轮上的力的计算 已知大齿轮的分度圆直径：d=mz=2.539=97.5mm圆角力： NDFt9 .15325 .9775.74728222径向力：NFFtr45.7669 .15325 . 05 . 0轴向力：NFFta9 .1532方向如图所示：课程设计第 15 页由受力平衡：0FFFr12拉F拉F=1759.2NrF=766.45N所以=（1759.2+766.45）=2525.65N12FF 以 a 点为参考点，由弯矩平衡得：105+（105+40）（300+40+105）=01FrF2F所以：=2245.5N1F 2F=280.1N在 V 面内的受力情况如下：受力平衡：021FFFFtE课程设计第 16 页即：1759.2+1532.9021FF以 a 点为参考点，由弯矩平衡：1F105（105+40）+（30010540）=0tF2F所以=3629N1F 2F=3653N在 V 面的弯矩图如下：5.1.35.1.3 主轴抗震性的验算主轴抗震性的验算（1）支撑刚度，包括轴承的弹性变形和坐圈接触变形。向心推力球轴承：=（0.70.002）d圆锥孔双列向力短圆柱滚子轴承： =（mm）Rd3104 . 0前轴承处 d=100，R=5400kgf，100dkgfR12500所以：r=0.0108mm1r=0.0251mm坐圆外变形：)1 (4Dddbrkr对于向心球轴承：D=150，d=100，b=60，取 k=0.01所以：mmr016. 0)150601 (6010014. 301. 054004对于短圆柱滚子轴承：D=150，d=100，b=37，取 k=0.01，R=12500kgf所以：课程设计第 17 页mmr053. 0)150371 (3710014. 301. 0125004所以轴承的径向变形：r=mmrr076. 0016. 006. 0 1r=+=0.05+0.053=0.103mm1r1r 支撑径向刚度：k=kgfRr63.71052076. 05400kgfRkr22.121359103. 01250011（2）量主要支撑的刚度折算到切削点的变形)12)1(8 . 922LaLakkkAPYBAz其中 L=419mm，KA=121359.2kg/mm所以：)12)1(8 . 922LaLakkkAPYBAzmm0045. 0)14191252419125)89.7870922.1213591(22.1213598 . 9294022（3）主轴本身引起的切削点的变形FILPaYs32其中：P=2940N，a=125mm，L=419mm，E=2107N/cm，D=91mmI=0.05（D4-d4）=0.05（914-464）=3163377.25mm2所以：FILPaYs32mm3721025. 425.316337710234191252940课程设计第 18 页（4） 主轴部件刚度mNmmNYYPKsz/336/33600000425. 00045. 02940（5） 验算抗振性cos)1 (2limbKKcd则：cos)1 (2limcdKKb所以：cos)1 (2limcdKKbmmDmm1002. 06 .228 .68cos46. 2)03. 01 (03. 03362max所以主轴抗振性满足要求。5.2 齿轮校验齿轮校验 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。（1）接触应力公式： 412088 10vasfjuk k k k NQzmuBn u-大齿轮齿数与小齿轮齿数之比； k-齿向载荷分布系数；-动载荷系数；-工况系数；-寿命vkAksk系数查机械装备设计表 10-4 及图 10-8 及表 10-2 分布得1.15,1.20;1.05,1.25HBFBvAkkkk假定齿轮工作寿命是 48000h，故应力循环次数为96060 500 1 480001.44 10hNnjL 次查机械装备设计图 10-18 得，所以：0.9,0.9FNHNKK课程设计第 19 页2337211.15 1.05 1.25 0.9 7.5 0.96 0.982088 10181.024 107218 421 50018fMPa（2）弯曲应力： 52191 10vaswjk k k k NQzm BYn查金属切削手册有 Y=0.378，代入公式求得：=158.5Mpa wQ查机械设计图 10-21e,齿轮的材产选，大齿轮、小齿轮的硬度为40Cr 渗碳60HRC，故有，从图 10-21e 读出。因为：1650fMPa 920wMPa，故满足要求，另外两齿轮计算方法如上，均符合要求。,ffww5.3 轴承的校验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所以齿轮越小越靠近轴承，对轴承的要求越高。710 /minnr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 24 2.560dmm 轴传递的转矩 nPT9550 7.5 0.96955059.3710T Nm 齿轮受力 N322 59.3141260 10rTFd 根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为 10602111lllFRrv N 352106014122vR N 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，则有：3 . 1pf137810623 . 1111RXfPp N 课程设计第 20 页6 .4573523 . 1222RXfPp N轴承的寿命 因为，所以按轴承 1 的受力大小计算：21PP 1 .38309)137817200(8506010)(60103616PCnLh h故该轴承能满足要求。6.结构设计及说明结构设计及说明6.1 结构设计的内容、技术要求和方案结构设计的内容、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。课程设计第 21 页6.3 I 轴（输入轴）的设计轴（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，间隙应能调整。mm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，或者淬火后在课程设计第 22 页衍齿。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。6.4.16.4.1 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。6.5 传动轴的设计传动轴的设计 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。课程设计第 23 页回转的轴向定位（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。6.6 主轴组件设计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。6.6.16.6.1 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，一般推荐取：aL =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，应aLLaL选大值，轴刚度差时，则取小值。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。安排结构时L力求接近上述要求。6.6.26.6.2 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）轴承的配置课程设计第 24 页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 0.030.07） ，mm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，影响着温升后轴的伸长方向以及结构
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