C620普通车床的主轴变速箱设计及主轴箱电气控制线路设计可编辑

1、C620普通车床的主轴变速箱设计及主轴箱电气控制线路设计C620普通车床的主轴变速箱设计及主轴箱电气控制线路设计摘要机床设计和制造的发展速度是很快的。 由原先的只为满足加工成形而要求刀 具与工件间的某些相对运动关系和零件的一定强度和刚度， 发展至今日的高度科 学技术成果综合应用的现代机床的设计， 也包括计算机辅助设计（CAD的应用。 但目前机床主轴变速箱的设计还是以经验或类比为基础的传统 （经验）设计方法。 因此，探索科学理论的应用，科学地分析的处理经验，数据和资料，既能提高机 床设计和制造水平，也将促进设计方法的现代。机床设计是学生在学完基础课， 技术基础课及有关专业课的基础上， 结合机 床

2、传动部件（主轴变速箱）设计进行的综合训练。我们毕业设计题目是 320普 通车床的主轴变速箱设计及主轴箱电气控制线路设计。在本设计中首先进行参数拟定， 运动设计， 动力计算和结构草图设计， 轴和 轴承的验算，主轴变速箱装配设计，设计计算说明书等内容。设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴，轴承，带轮，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接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。 课程设计限于时间， 一般只画展开图及一 或两个截面图。关键词：普通车床；变速箱AbstractMachine design and manufacturing growt

3、h rate is fast. Instead of only to meet the processing requirements of forming tool and the workpiece with somerelative movementbetween the parts and a certain intensity and just , to the development of todays highly scientific and technical achievements and integrated application of modern machine

4、design, also including computer-aided design CAD applications. However, the machine tool spindle gearbox design is analogous to the experience or the basis of the traditional experience design method. Therefore, to explore the application of scientific theory, scientific analysis of the treatment ex

5、perience, data and information, can improve the design and manufacture of machine tools, but also will promote modern methods of design.Machine design is the completion of students in basic subjects, the technical basis of the Specialty Group and on the basis of Drive with machine parts for the desi

6、gn of integrated training. We graduated a desig n is 320 ordinary lathe spin die axis gearbox desig n and boxes ofelectrical control circuit design.In the first design parameters for the formulation, design movement, dynamic calculation of the draft structure and design, shaft and bearing checking,

7、Spindle assembly gearbox design, brochures, and other design elements.Spindle gearbox design thestructure of pieces,includingtransmission transmission shaft, bearings, pulley, clutch and brake, etc. , spindle components, manipulated bodies, lubrication system and the box sealed and connected pieces

8、of the structure design and layout, start with a map and a number of cross-section map. Curriculum design time to the general plan and started painting one or two cross-section map.Keywords : lathe ； georbox 目录1 绪 论 21.1 课题研究背景及选题的意义 2背景意义 2目的 21.2 完成的内容 32 机床主要参数的确定 42.1 动力参数的确定 42.2 运动参数的确定 5主轴最低和

9、最高转速的确定 5主轴转速数列的确定 53 主传动系统的设计 63.1 主传动方案拟定 63.2 传动结构拟定式的选择 6确定传动组及各传动组中传动副的数目 6分配总降速比 73.3 皮带轮直径和齿轮齿数的确定及转速图拟定 8 带轮动直径 8确定齿轮齿数 8转速图拟定： 10 主轴转速系列的验算 10 传动系统图的拟定 12124 传动件的估算和验算 134.1 齿轮模数的计算13各传动轴功率的计算13数的计算 14计算各轴之间的中心距154.2 三角带传动的计算15带尺寸 154.3 传动轴的估算和齿轮尺寸的计算轴的直径 17计算各齿轮的尺寸183.4 确定各传动轴和齿轮的计算转速175 主

10、轴部件的验算 205.1 验算主轴轴端的位移 ya 205.2 前轴承的转角及寿命的验算 22验算前轴承处的转角BB 22验算前支系寿命 226 主传动系统的结构设计 246.1 皮带轮及齿轮块设计 246.2 轴承的选择 24的选择 24主轴设计 246.3 箱体设计 246.4 操纵机构的设计256.5 密封结构及油滑25总 结 26致 谢 27参考文献 281 绪论1.1 课题研究背景及选题的意义背景金属切削机床是制造机器的机器，称为“工作母机” ，习惯上称为机床。金 属切削机床是用切削方法将金属毛胚加工成机器零件的机器。机械的水平随着机床的精密程度， 机床的属性决定了它在国民经济中的重

11、要 地位，机床的技术水平直接影响机械制造工业产品的质量和劳动生产效率， 机床 直接标志着一个国家的工业生产的能力和科学技术水平。 由原先的只为满足加工 成形而要求刀具与工件间的某些相对运动关系和零件的一定强度和刚度， 发展至 今日的高度科学技术成果综合应用的现代机床的设计，也包括计算机辅助设计（CAD的应用。但目前机床主轴变速箱的设计还是以经验或类比为基础的传统（经验）设计方法。因此，探索科学理论的应用，科学地分析的处理经验，数据 和资料，既能提高机床设计和制造水平，也将促进设计方法的现代化。同时，在设计中处处实际出发，分析和处理问题是至关重要的。从大处讲， 联系实际是指在进行机床工艺可能性的

12、分析。 参数拟定和方案确定中， 既要了解 当今的先进生产水平和可能趋势。更应了解我国实际生产水平，使设计的机床， 机器在四化建设中发挥最佳的小盖。从小处讲，指对设计的机床零部件的制造， 装配和维修要进行认真的，切实的考虑和分析，综合思考的设计方法。意义随着科学技术和社会生产的不断发展， 对机电产品的质量和生产率提出了越 来越高的要求。 它对提高生产率， 保证产品质量，改善劳动强度和降低生产成本， 都是非常重的。机床工业发展到今天，技术已成熟，自动化、高精度、高效率、多样化已成 为当今时代机床发展的特征。 多样化的发展已经是机床的特点， 技术的发展速度 的更新和产品的加速使机床必须多品种，现代的

13、机床主要面对多品种中小批生 产，因此现代机床不仅要保障加工精度和高度自动化， 还必须有一定的钢度和柔 性，使之能方便的适应加工。目的机床设计是学生在学完基础课， 技术基础课及专业课的基础上， 结合机床主 传动（主轴变速箱）设计计算进行集合训练。1. 掌握机床主传动部件设计过程和方法， 包括参数拟定， 传动设计， 零件计 算，结构设计等，培养结构分析和设计的能力。2. 综合应用过去所学的理论知识，提高联系实际和综合分析的能力。3. 训练和提高设计的基本技能。 如计算，制图，应用设计资料， 标准和规范， 编写技术文件等。1.2 完成的内容机床设计是学生在学完基础课， 技术基础课及有关专业课的基础上

14、， 结合机 床传动部件（主轴变速箱）设计进行的综合训练。1. 参数拟定根据机床类型， 规格和其他特点， 了解典型工艺的切削用量， 结合世界条件 和情况，并与同类机床对比分析后确定：极限转速和，公比（或级数 Z ），主 传动电机功率 N。2. 动设计根据拟定的参数， 通过结构网和转速图的分析， 确定转动结构方案和转动系 统图，计算各转动副的传动比及齿轮的齿数，并验算主轴的转速误差。3. 动力计算和结构草图设计估算齿输模数m和轴径d,选择和计算反向离合器，制动器。将各传动件及其它零件在展开图和剖面图上做初步的安排，布置和设计4. 轴和轴承的验算在结构草图的基础上， 对一根传动轴的刚度 （学时充裕时

15、， 也可以对该轴的 强度进行验算）和该轴系的轴承的寿命进行验算。5. 主轴变速箱装配设计主轴变速箱装配图是以结构草图为“底稿” ，进行设计和会制的。图上各零 件要表达清楚，并标注尺寸和配合。6. 设计计算说明书 应包括参数，运动设计的分析和拟定，轴和轴承的验算等，此外，还应对重 要结构的选择和分析做必要的说明。2. 机床主要参数的确定机床（机器）设计的初始，首先需要确定有关参数，他们是传动设计和机构 设计的依据， 影响到产品是否能满足所需要的功能要求。 因此，参数拟定是机床 设计中的重要环节。2.1 动力参数的确定 根据估算法来确定主电机功率 已知给出C620普通车床由推存数据主轴转速n 40

16、转/分，n 1800转/分。主轴转速级数 Z 12 功率估算法的计算公式 1 。Fz 1900aPf0.75N1. 确定电动机的功率和转速刀具材料： YT15工件材料：45 号钢切削方式：车削外圆切削深度：3.5mm进给量： 0.35切削深度：90主切削力2-1 )1.753026.06N2-3)2-2)切削功率 N 切4.45kW估算重电机功率 N（2-3 ）式中：N值为5.56kW按我国生产的电机在丫系列的额定功率选取如下；同步转速 1500r/min额定功率 5.5kW满载转速 1440r/min2.2 运动参数的确定主轴最低和最高转速的确定计算车床主轴极限转速是加工直径，按经验分别取（

17、0.10.2 ）。和（0.45 -0.5）D12 。主轴极限转速应为：n r/min 1800r/minnmin r/min 40r/min主轴转速数列的确定1.确定转速范围Rn定公比确定主轴转速数例.转速范围 R 45（ 2-4）（2-5）考虑到设计的结构复杂程度要适中， 故采用常规的扩大转动， 并选级数 Z 12 今以 1.41 和代入 R z-1 式，得 R 12,因此取 1.41 更为适合。标准数列表给 出以 1.06 的从 110000的数值，因 1.41 1.066 ，从表中找到 n 1800，得：1800,1250,900,630,450,315,224,160,112,80,5

18、6,40, 共 12 级转速。3 主传动系统的设计3.1 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， 机构以及其组成， 安排不同特 点的传动形式，变速类型。传动方案和型式与结构的复杂程密切相关， 和工作性能也有关。 因此，确定 传动方案和型式，要从结构，工艺，性能及经济性等多方面统一考虑。传动方案有多种， 传动型式更是式样众多， 比如： 传动型式上有集中传动的 主轴变速箱，分离传动的主轴箱与变速箱；扩大变速范围可以用增加传动组数， 也可用背轮结构， 分支传动等型式； 变速型式上既可用多速电机， 也可用交换齿

19、 轮，滑移齿轮，公用齿轮等 23456 。3.2 传动结构拟定式的选择 确定传动组及各传动组中传动副的数目传动副数分别及 2，3，2 的三个传动组方案 12 级转速传动高统传动组安排 有2 3 2 或3 2 2 或2 2 3 。从电动机到主轴一般为降速传动，转速较高，转矩 小，尺寸也小，将使小尺寸零件多些，大尺寸零件小些，节省材料这是前多后小 的段则。主轴对加工精度， 表面粗糙度的影响大， 因此主轴上的齿轮小为好， 最后一 各传动组传动副也选用从以上角度考虑，最后选用 3 2 2 其本组和扩大组的确定。椐据前松后紧之后原则确定有了以上基础小确定结构式。3-1)1. 主轴转速级数 Z 和公比已知

20、：Z 2a x 3ba,b为正数，即Z应可分解为2和3的因子，以便用2, 3联滑移齿轮实现变速。如取 4或 5的因子， 则要用 2 个相互连锁的滑动齿轮， 以确保只有一对齿 轮联合，这种传动由于结构复杂，很小采用。普通型和轻型车床系列，结构较简单，转速级数Z 818级为于。由于Z为2和3的因子积，而又为标准数列数列，因此，如果按串联传动设 计时，在定后，Rn值已定，应适当地变动n或nmin，以符合的关系。这样，就确定了主传动部件（主轴变速箱）的运动参数 n,nmin,Z, 。并与同 类型车床进行类比分析 236。分配总降速比 分配降速比时，应注意，传动比的取值范围步轮传动副中最大传动比 u2

21、过 大，容易一起振动和响音。最小传动比umin。过小，是主动齿轮与被动齿轮的直径相差太大，将导致结构矿大。1. 过大引起振动和噪音过小使齿轮也传动齿轮的直径相差大，结构庞大。 确定皮带转动的转动比范围 i 1 2.5。取 i 1.8 由于主电机额定转速 1440r/min可知第I轴的转速 n1 1440 0.5 710r/min2. 确定最末一级传动比的总的转动比为 i 总（ 3-2 ）i 总 i 被 iaminibminicmin最小传动比 icmin12 31 23 263.3 皮带轮直径和齿轮齿数的确定及转速图拟定带轮动直径1 选择三角带的型号Ni KwNdK 工作情况系数Nd 电机额定

22、功率由于是车床，工作载稳定，取 Nd 1.1Nj 5.5 1.1 6.05kw查表 3-1 选择型号得出 B 型表 3-1 三角带型号型号 b bp h 13 17 14 10.5 40o2 带轮直径 D1D2小带轮计算直径D1,小带轮直径D1不直过小，要求大于许用值Dmin 140， D1Dmin D1 由表得取 220mm 大带轮计算直径 D2根据要求的传动比u和滑动率&确定D大。当带传动为降速时：D大D小或 D 大（3-4）（3-3）（3-4）式中：n1小带轮转速r/minn2大带轮转速 r/min&带的滑动系数，一般取0.02取 D2 220mm 三角胶带的滑动率 2%确定齿轮齿数确定

23、齿轮齿数应该注意以下几类：（1）齿轮的齿数和应过大，以免加大中心距机床结构庞大 一般推荐齿轮数和SZ为60100。（2）最小齿轮不产生极切1820。3-3)4。3）三联滑移齿轮的最大运动轮和次大齿轮的齿数差大于等于避免齿轮右左移动时齿轮右相碰，能顺利通过。由传动比已知，传动比的适用齿数表。ia1 1 Sz 60,62,64,66,68,70,72,74,76,78.ia2 Sz 60,63,65,67,68,70,72,73,75,77.ia3 Sz 60,63,66,69,72,75,78.由于可知选用 Sz 72，从表查出小齿轮的齿数为 36，30，24，大齿轮的齿数 则为 36，42，4

24、8。ib1 1 Sz 60,62,64,66,68,70,72,74,76,78,80.ib2 Sz 61,65,68,69,72,73,76,77可选用 Sz 84从表中查出小齿论的齿数 42，22，大齿轮的齿数则为 42，62ic1 2 1.99 Sz 63,66,69,72,75,78,81,84,90ic2 Sz 80,84,85,89,90可选用 Sz 90 从表中查出小齿轮的齿数 30，18 大齿轮的齿数则为 60，72 转速图拟定：主轴转速系列的验算 由确定的齿轮所得的实际转速与传动设计理论值难以完全相符， 需要验算主 轴个级转速，最大误差不得超过3-5Nn实际 N i 皮 ia

25、 ib ic10 -1 % 0.041第一级：1400 X 140/220 X 24/48 X 22/62 X 18/72 4040-40/404.1%（满足）第二级： 1400X 140/220 X 30/42 X 22/62 X 18/62 5757-56/564.1%满足）第三级：1400 X 140/220 X 36/36 X 22/62 X 18/72 81 81-80/80 4.1%（满足）第四级： 1440X 140/220X 24/48X 42/42X 18/72 115 115-112/112 4.1%（满足）第五级： 1440X 140/220X 30/42X 42/42X

26、 18/72 163 163-160/160 4.1%（满足）第六级： 1440X 140/220X 36/36X 42/42X 18/72 230230-224/224 4.1%（满足）第七级： 1440X 140/220X 24/48X 22/62X 60/30 322 322-315/315 4.1%（满足）第八级： 1440X 140/220X 30/42X 22/62X 60/30 458458-450/450 4.1%（满足）第九级： 1440X 140/220X 36/36X 22/62X 60/30 645 645-630/630 4.1%（满足）第十级： 1440X 140/

27、220X 24/48X 42/42X 60/30 921921-900/900 4.1%（满足）第十一级： 1440X 140/220X 30/42 X 42/42X 60/30 1308 1308-1250/12504. 1 %（不满足）第十二级： 1440X 140/220X 36/36X 42/42X 60/30 1842 1842-1800/18004. 1 %（满足）传动系统图的拟定3.4 确定各传动轴和齿轮的计算转速1 确定主轴计算转速由3-6nj nminnW 112r/min2 各传动轴计算转速川轴 nM 160r/minU 轴 n U 450r/minI 轴 n I 900r

28、/min3 传动组各轴上最小齿轮的转速a 组 Z 24时nj900r/minb 组 Z 22时nj900r/minc 组 Z 18时nj160r/min4 传动件的估算和验算传动轴除应满足强度要求外， 还应满足刚度要求。 因此必须保证传动轴有足 够的刚度。传动方案确定后，要进行方案的结构化，确定各零件的实际尺寸和有关布置。 为此，常对传动件的先进行估算，如传动轴的直径，齿轮模数，离合器，带轮的 根数和型号等。 在这些尺寸的基础上， 画出草图， 得出初步结构化的有关布置与 尺寸；然后按结构尺寸进行主要零件的验算，最后才能画正式装配图。有经验的设计师可以省略画草图这一中间步骤直接进行结构设计和验算

29、。 但 对缺少设计经验的学生，先画草图可以避免大的反复，有利于设计的进行6 78 。4.1 齿轮模数的计算各传动轴功率的计算由公式 N NdK4-1N 传动轴的输入功率Nd电机额定功率k 工作情况系统车床的起动载荷颈，工作载荷稳定，二班制工作时，取KW 1.1。NI Nd带轴 0.965.5 0.965.28KW向心球轴承和向心短圆柱滚子 0.995 ，斜齿圆柱齿轮 0.97NH N n5.28 X 0.97 X 0.995 5.095kwNm n n5.095X 0.96X 0.99 4.8kwnw n m4.8X 0.96X 0.99 5.06kw数的计算 结构确定以后，齿轮的工作条件，空

30、间安排，材料和精度等级等都已确定， 才可能核心齿轮的接触的疲劳弯皮带强度值是否满走要求。根据接触疲劳计算齿轮模数公式：mj 16300（4-2 ）根据弯句疲劳计算齿轮模数公式为：mw 275（4-3）（4-2），（ 4-3）式中：N计算齿轮转动递的额定功率 N ?Ndk?nj计算齿轮（小齿轮）的计算转速 r/min齿宽系数 ,Z1计算齿轮的齿数，一般取转动中最小齿轮的齿数：i大齿轮与小齿轮的齿数比， i ；（ +）用于外齿合，（ - ）号用于内啮合；KSKS KTKNKnK命系数;KT工作期限系数基本组的接触疲劳齿轮模数 : mj 16300mm 2.3弯曲疲劳齿轮模数：m 3 275mm 1

31、.8 所以标注模数 m 2.5第一扩大组:i 2.82 n n 900r/min mj 16300mm 2.18 m3 275mm 2.4所以标注模数 m 3 第二扩大组 : i 4 n n 160r/minmj 16300mm 2.78 m3 275mm 3.5所以标注模数 m 3.5计算各轴之间的中心距根据中心距公式 a z1+z2 （4-4 ）1 I n 轴 a 36+36 90mm2 n 川轴 a 42+42 126mm3 川W轴 a 18+72 157.5mm4.2 三角带传动的计算1 确定三角带速度 已知选用三角形 B 型带轮 确定带的速度m/s 10.5m/s（4-5）2 初定中

32、心距 A0 带论的中心距，通过根据机床总体布局初步选定，一般可以在下列范围内选取；AO (0.6 2) (D1+D2 mm中心距过小，将降低带的寿命；中心距过大时，会引起带振动。3 确定三角带的计算长度 L0 只内周长 LN 三角带的计算长度是通过三角带截面重心的长度。L0 2A0+ D1+D2 + mm 1432.9mm( 4-6 )将算出的L0数值圆整到表准的计算长度L,并从表中查中相应的内周长 度LN (通过截面中心的计算长度 L LN+Y, 丫是修正值)，作为订购和标记时用4 确定实际中心距 AA 的精确值为A A0+mm 432mm5验算小带轮包角a 1a 1 180 -57.3 1

33、20180-220 140/432 X 57.3o 120如果a 1过小，应加大中心距或加张紧装置。6 确定三角带根书 ZZ(4-7)(4-7 )式中：N单根三角带在a 180。，特定长度，平稳工作情况下传递的功率值C1包角系数Z 2.1所以取根数 Z 34.3 传动轴的估算和齿轮尺寸的计算轴的直径公式 mm4-8)1 转动轴的直径(4-8)式中：N Nd n kWNd_电机额定功率；n从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积n1该传动轴的计算转速 r/min计算转速 nJ 是传动件能传递全部功率的最低转速，各传动件的计算转 速可以从转速图上， 按主轴得计算转速和相应的传动关系而确定， 而中

34、型车，铣 床主轴的计算转速为；每米长度上的转角(deg/m),可根据传动轴的要求选取。N 5.5 0.90 5.28Nnmm 91 25.18mm根据标准选 d 30mm 由表可知道 1.42 U轴的直径mm 24.96mm选 d 35mm3川轴的直径mm 37.87mm选 d 40mm4 主轴的直径根据书中范围选择 75mm计算各齿轮的尺寸齿轮分度圆直径公式 d mzha ha*m hf ha*+c* m齿顶圆直径 da d+zha齿根圆直径 df d-2hf1 IU轴间的齿轮尺寸a m 2.5 a 90mm z1 z2 36齿顶高 ha ha*m 2.5m 齿根高度 hf ha*+c* m

35、 3.1 经常齿制 ha* 1 c* 0.25d1 d2 90mmb 20mm齿顶圆直径dd1 95 da2齿根圆直径df1 84 df2b z1 24 z2 48 id1 60mmd2 120mmb 20mmda1 65mmda2 125mmdf1 54mmdf2 114mmc z1 30 z2 42d1 75mmd2 105mmb 20mmda1 80mmda2 110mmdf1 69mmdf2 99mm2 U川轴间的齿轮尺寸m 3 a 126mm ha 3 hf 3.75a z3 42 z4 42d1 d2 mz 3 42 126mmb 20mmda1 da2 126+7 132mmdf

36、1 df2 126-8.8 118.5b z3 22 z4 62d1 22 3 66mm d2 62 3 186mmb 20mmda1 72mm da2 192mm df1 58.5mm df2 178.5mm 3川W轴间的齿轮尺寸a m 3.5 a 157.5mma z5 60 z6 30 ha 3.5 hf 4.4 h 8d1 210mm d2 105mm b 25mmda1 217mm da2 112mmdf1 202mm df2 97mmb z5 18 z6 72d1 mz1 63mm d2 mz2 252mm 齿顶高 ha 35mm 齿根高 hf 45mm 全齿高 h 8齿顶圆直径

37、da1 d1+2ha 70mm da2 259mm齿根圆直径 df1 d1-2hf 54mm df2 250mm b 25mm5 主轴部件的验算在设计主轴组件时， 主轴的跨距希望是合理跨距， 但由于结构， 限制， 主轴的实际跨距往往不等于合理跨距， 为此要对主轴组件进行验算， 对一般的机 床全部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 611 。5.1 验算主轴轴端的位移 yaa 主轴的支承简化L e+L+ 13+652+20 685mmb 主轴的受力分析主轴受到切削力，传动力的作用。切削力是一个空间力,有Px,Py,Pz等分力，设总的切削力为P1传动力也定 空间力有ax,

38、 ay, az,主轴上连有一个齿轮，主要把主轴运动传给进给箱，这齿轮主要是传递运动而不是传递动力，因此可以忽略不计。 由上述各力的作用，主要受弯矩和扭矩的作用。此外运受拉力和压力作用， 但此起弯矩和扭矩要小的多， 忽略不计， 因此通常靠路考虑到以上受力情况， 可 以简化，以下的受力图Q 为传动力P 为总切削力M是力矩曲PX引起为了计算方便，认为Q和P车同一个平面x 13+491.5+17.5 522mmC确定切削力和传动力的作用类a 前支承到主轴端部的距离，切削力的作用点，与前支承之间的距离Sa+0.4HH为普通车床的中心高 a 100mm从以上受力图以看出主轴端部的弯形由三部分组成。第一部分

39、 Px 引起的变形第二部分 Q 力引起的变形第三部分 M 力引起的变形由三部分增加起来，以得出齿轮 A点总的度yA为yA（5-1 ）a 确定 P 的大小主轴计算传递N主轴传递的功率PD最大切削力估算直径为320mmP 3356Ne 确定 a 力a 1.12 圆周a 圆周 M 扭d 分度 252mma 圆周 4261Na 1.12 圆周 4687NE:主轴材料的弹性模是，一般用钢E 20.6 104N/mm2J :主轴载面惯性J 4344037M (0.3 0.35) Pa 0.3 3356 100 100680yA0.0058要求yA,yy 0.0002L 0.0002*685 0.137yA

40、 y 符合要求5.2 前轴承的转角及寿命的验算验算前轴承处的转角(5-2)验算前支系寿命由轴承寿命计算式C（5-3 ）前支承是双双向心端圆柱磙子轴承， 只承受径向力，因此 F 前轴承的径向力。 进行受力分式MC 7270温度系数在100Co温度内工作1载荷系数如 1&为寿命系数，磙子轴承&C . 7270 86786NfC 86786Nf 8856mgf前轴承的额定功率负荷C为9420kgf,C C符合要求6 主传动系统的结构设计设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴，轴承，带轮，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接件的结构设计与布置， 用一张展开图和若干张

41、横截面图表示。 课程设计限于时间， 一般只画展开图及一 或两个截面图。6.1 皮带轮及齿轮块设计1 皮带选用 B 型号三角带传动共有根，设计长度为 2044mm2带轮将动力传动I轴上有两种类形一种是不卸载的轴端结构，另一种是 卸载的轴端结构， 即带轮装在轴承上轴承装在滚筒上， 传给轴的只是扭矩， 径向 力中固定在箱体上的滚筒承受避免了第一轴产生弯曲变形，选用卸载的带轮传 动。6.2 轴承的选择的选择I轴和U轴主要承受径向载荷，所以选用向心球轴承。川轴固有斜齿齿轮主要承受径向载荷和轴向载荷所以选用单列圆锥滚子轴 承W轴是主轴，刚度和W精度要求比较高主要承受轴向载荷和径向载荷，所以车主轴前端选择了双到向心短圆柱滚子轴承，前端轴承要比后端轴承精度高 .V轴切轴及毗轴主要承受径向载荷，所以选也用向心球轴承。主轴设计 在此设计的主轴是阶梯型主轴，因为阶梯型主轴容易安装主轴组件， 又因主轴是棒料，所以是实心。6.3 箱体设计在箱体内要装有各种机构， 并保证其较准确的箱体位置， 以便能够正确运转。 同时也要保证箱体的密封防己润滑的外流和灰尘的侵入， 箱体应用足够的强度和 刚度说明。1. 箱体材料的壁厚（放轴承处的壁厚和其它位置的壁厚）箱体材料一般工程用铸造碳刚碑号 ZG200- 400壁厚a 放轴承处壁厚 35mmb 起它地方壁厚 15mm2. 箱体的技术要求保证传动件经常