车床主轴箱设计1

1、沈 阳 工 程 学 院课 程 设 计设计题目： 机床主轴变速箱设计 系 别 机械学院 班级 装备本121 学生姓名 赵婷婷 学号 2012525102 指导教师 白斌 尹晓伟 职称 起止日期：2015年 12月7日起至2015年12 月11日止沈 阳 工 程 学 院机床主轴变速箱设计课程设计成绩评定表系（部）： 机械学院 班级： 装备本121 学生姓名： 赵婷婷 指 导 教 师 评 审 意 见评价内容具 体 要 求权重评 分加权分调研论证能独立查阅文献,收集资料；能制定课程设计方案和日程安排。0.15432工作能力态度工作态度认真，遵守纪律，出勤情况是否良好，能够独立完成设计工作， 0.254

2、32工作量按期圆满完成规定的设计任务，工作量饱满，难度适宜。0.25432说明书的质量说明书立论正确，论述充分，结论严谨合理，文字通顺，技术用语准确，符号统一，编号齐全，图表完备，书写工整规范。0.55432指导教师评审成绩（加权分合计乘以12） 分加权分合计指 导 教 师 签 名： 年 月 日评 阅 教 师 评 审 意 见评价内容具 体 要 求权重评 分加权分查阅文献查阅文献有一定广泛性；有综合归纳资料的能力0.25432工作量工作量饱满，难度适中。0.55432说明书的质量说明书立论正确，论述充分，结论严谨合理，文字通顺，技术用语准确，符号统一，编号齐全，图表完备，书写工整规范。0.354

3、32评阅教师评审成绩（加权分合计乘以8）分加权分合计评 阅 教 师 签 名： 年 月 日课 程 设 计 总 评 成 绩分专业设计题目：机床主轴变速箱设计设计任务书第3组一、题目：机床主轴变速箱设计二、主要技术参数：1、卧式车床，最大回转直径为320mm。 2、原始数据：电动机功率P/kwnmax（r·min-1）nmin（r·min-1）公比f工件材料刀具材料1.5140031.51.4145YT15反转：三、设计内容：1、运动设计：根据给定的转速范围及公比，拟定传动方案，确定结构形式，画转速图，画传动系统图（研究分析齿轮排列方案），计算带轮直径和齿轮齿数。2、动力计算：根

4、据电动机功率，确定各传动件的计算转速，对主要零件（如带、齿轮、主轴、传动轴、轴承等）进行计算（初算和验算）。3、结构设计：进行传动轴系，变速机构，主轴组件，操纵机构，换向和制动装置，箱体，润滑和密封的布置和结构设计。4、编写设计计算说明书 四、应完成的任务 本学期第15周课程设计，以设计说明书数据为依据，绘制：2、展开图一张（A0）计算机CAD绘图，主轴零件图1张。五、要求1、设计计算说明书字体端正，层次分明，格式排版准确。2、图纸图面清洁，标注准确，符合国家标准；六、设计说明书主要内容及装订顺序1、封皮2、设计任务书；3、成绩评审意见表4、中文摘要和关键词5、目录（标题及页次）；6、机床用途

5、和性能（简要）；7、运动设计和拟定（简要方案比较分析；画传动系统图要规范）；8、主要零件的估算或计算和验算（主轴组件刚度计算）；9、重要结构的选择分析；10、设计小结； 11、参考文献（列序号、作者、书名、出版社及年月）；至少6篇目录1.机床用途和性能12.参数的拟定12.1主运动参数的确定12.2主电机功率的确定13.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23.2.1确定传动组及各传动组中传动副的数目23.2.2传动式的拟定23.2.3结构式的拟定33.2.4验算变速组变速范围34.主要传动件的设计计算估算44.1三角带传动的计算44.2.1各个传动轴计算转速54.2

6、.2传动轴的设计64.2.3 传动轴及主轴直径的估算74.3齿轮齿数的确定和模数的计算84.3.1齿轮齿数的确定84.3.2各齿轮的计算转速94.3.3齿轮模数的计算94.3.4齿宽确定125. 车床传动系统图的确定136.片式摩擦离合器的选择和计算147.核算主轴转速误差158.主轴轴承的选择158.1轴承类型选择158.2轴承的配置168.3轴承的精度和配合169.齿轮校验1610. 主轴的设计弯曲刚度验算2011.滚动轴承的验算2712.润滑与密封2713.其他问题2814、心得体会29 15、参考文献 3001.机床用途和性能机床（英文名称：machine tool）是指制造机器的机器

7、，亦称工作母机或工具机，习惯上简称机床。一般分为金属切削机床、锻压机床和木工机床等。现代机械制造中加工机械零件的方法很多：除切削加工外，还有铸造、锻造、焊接、冲压、挤压等，但凡属精度要求较高和表面粗糙度要求较细的零件，一般都需在机床上用切削的方法进行最终加工。机床在国民经济现代化的建设中起着重大作用。车床是主要用车刀对旋转的工件进行车削加工的机床。在车床上还可用钻头、扩孔钻、铰刀、丝锥、板牙和滚花工具等进行相应的加工。车床主要用于加工轴、盘、套和其他具有回转表面的工件，是机械制造和修配工厂中使用最广的一类机床。2.参数的拟定2.1主运动参数的确定因为主轴变速范围 ， 则主轴正转级数得z=12.

8、04，取整的z=12根据任务书要求得主轴反转级数 2.2主电机功率的确定合理的确定电机功率P，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。根据已知参数选择电动机Y100L1-4 额定功率2.2kw 满载转速1430r/min3.传动设计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、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

9、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、个传动副。即 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

10、子： ，可以有三种方案： 12=3×2×2；12=2×3×2；12=2×2×3；3.2.2传动式的拟定 传动副前多后少的原则。 按此原则，因为设计要求，需要在第一根轴上加入摩擦片离合器，来实行正反转。轴的尺寸较长，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。因此选择3.2.3结构式的拟定变速组的降速要前慢后快，中间轴的转速不宜超过电动机的转速。 第一根轴成为第一扩大组，也不符合原则，但是，却使结构大为简化，减少变速组和传动件数目。因此，确定结构式。3.2.4验算变速组变速范围 主轴的变速范围应等于主

11、传动变速系中各变速组变速范围的乘积，即检查变速组的变速范围是否超过极限值时，只需检查最后一个扩大组。因为其他的变速组的变速范围都比最后扩大组的小，只要最后扩大组的变速范围不超过极限值，其他变速组更不会超出极限值。因此，只需检查最后扩大组的变速范围，如下 符合要求，确定方案。3.3车床正反转转速图图一4.主要传动件的设计计算估算4.1三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(正反转时，K需再乘1.1）式中P-电动机额定功率，K -

12、工作情况系数 查机械设计图8-1因此选择A型带，尺寸参数为b=13mm，=11mm，h=8，。(2)确定带轮的计算直径，小带轮直径应满足d尽量选用较大的值，以减小V带的弯曲应力，从而提高V带的使用寿命。则d取140mm，mmD取整得201mm (3)确定三角带速度按公式 (4)初定中心距中心距过小，V带短，因而增加V带的单位时间弯曲次数，降低V带的寿命；反之中心距过大，在带速较高时易引起振动。因此，取系数为1.7，则带入公式A=(0.62)(D+d)=1.7(140+201)=579.7mm (5)三角带的计算基准长度 mm将得到的值圆整到标准计算长度L=1833mm (6)验算三角带的挠曲次

13、数 (7)确定实际中心距代入数据得，mm(8)验算小带轮包角代入数据得，符合条件。(9)确定三角带根数根据机械制造装备设计课程设计指导书得 计算得则为1根。(10)求作用在支承轴上的径向力Q查表1-17得Q=2Szsin =2×250×1×sin(174.14/2)=499.35(N)4.2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

14、此，必须保证传动轴有足够的刚度。4.2.1各个传动轴计算转速 主轴的计算转速 主轴的计算转速是第一个三分之一转速范围内的最高一级， 。(2)各传动轴的计算转速 变速组c 有两个传动副，nj主= 90 是轴通过18/72 获得，轴相应的转速为355。轴的最低转速为125，通过60/30使主轴获得转速为250 >nj主，且能传递全部功率。故 nj=125 r/min，nj 是经轴的最低转速355获得，故 nj=355 r/min。 同理 nj=710 r/min。（3）、各传动副的计算转速 变速组c 传动副 z18/z72产生 nj主，轴的相应转速355就是主动齿轮z18 的计算转速，即 n

15、jcz18=355r/min。z60/z30 产生的最低主轴转速 250 > nj主，所对应的轴最低转速125 为主动齿轮 z60 的计算转速，即 njcz60=125r/min。 变速组a 主动齿轮 z22，z42的计算转速为 njbz22,42 = 355r/min 变速组b 主动齿轮 z24，z30，z36 的计算转速为njaz24,30,36 = 710r/min（4）、主轴各级实际转速值用下式计算：n= n电机dd1 /dd2（1-）iaibic 式中ia、ib、ic分别为变速组a、b、c的齿轮传动比。取0.02。 转速误差用主轴实际转速与理论转速相对误差的绝对值表示：主轴转速

16、n1n2n3n4n5n6理论转速31.5456390125180实际转速31.4444.9162.8788.59126.56177.19转速误差%0.0020.0020.0020.0160.0120.016主轴转速n7n8n9n10n11n12理论转速25035550071010001400实际转速251.49359.27502.98708.751012.51417.5转速误差%0.0060.0120.0060.0020.0130.0125 正转速误差 表1转速误差均小于4.1%，满足要求。4.2.2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

17、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。则II，III轴是花键轴。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。4.2.3 传动轴及主轴直径的估

18、算 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；-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上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。查机械设计课程设计指导书表2-3得V带传动效率 齿轮传动效率一对球轴承传动效率根据机械工程专业课程设计指导389页公式，并查表7-12得到取1。轴的直径：取轴的直径：取轴的直径：取 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（）； -传动轴允许的扭转角（）。查机械制造装备设计表3-1，初选主轴前轴颈直径为 主

19、轴后轴颈直径 ,取 主轴平均直径 普通车床内孔直径 取d=36mm主轴前端悬伸量 取a=57mm 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4.3.1齿轮齿数的确定利用查表法求出各齿轮齿数如下表2：变速组传动组a传动组b传动组c齿数和847290齿轮Z1ZZZZZZZZZZZZZ齿数4242226236362448304260301872表2 各齿轮齿数齿数设计要求：（1）实际转速与标准转速的相对转速误差应在允许范围之内。（2）为使结构紧凑，齿轮副的齿数和应尽可能选得小一些，一般取6090，最好不大于100，在极限情况下，齿数和也不应超过120。（3）最小齿轮齿数一定

20、要大于最少齿数，对于直齿圆柱齿轮，在正常齿制时的最小齿数为17。（4）为简化工艺，变速传动系内各变速组的齿轮模数最好一样，通常不超过23种模数。（5）三联滑移齿轮的最大和次大齿轮之间的齿数差应大于或等于4。（6）当变速组内各齿轮副的齿数和不相等时，齿数和的差不能大于3。（7）一般来说，主变速传动系是降速传动系，越后面的变速组传递的转矩越大，因此中心距也越大。因此越后面的变速组的齿数和选择较大值。反转齿轮齿轮齿数确定：由题可知在轴加入离合器作为换向机构，Z反=Z正/2；离合器右侧须有一种传动比。n反max 1.1n正max ；n反max 约为1540，因为传动的准确和齿轮直径尽量小，反转齿轮传动

21、到2轴的=30齿上，可知：，；z=30，取30；z=84.54，取85计算可知反转齿轮齿数为30，辅助齿轮齿数为85。4.3.2各齿轮的计算转速各变速组内一般只计算组内最小齿轮，也是最薄弱的齿轮，故也只需确定最小齿轮的计算转速。 变速组c中，18/72只需计算z = 18 的齿轮，计算转速为125r/min； 变速组b计算z = 24的齿轮，计算转速为250r/min； 变速组a应计算z = 22的齿轮，计算转速为710r/min。4.3.3齿轮模数的计算(1)- 齿轮弯曲疲劳的计算：P=1.5×0.96=1.44kw=1.65 按接触疲劳强度的计算中心距：A=66.325取A=67

22、，由中心距A及齿数计算出模数：=1.57根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。取m=1.65，所以取m=2。-齿轮弯曲疲劳的计算：P=1.5×0.96×0.98×0.99=1.4kw，=2.16齿轮接触疲劳强度计算：可根据转速图确定齿面中心距的计算：A=82.39，取A=83，由中心距A及齿数计算出模数：=2.3根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。取m=2.3 所以取m=2.5。- 齿轮弯曲疲劳的计算：P=1.5×0.96×0.98×0.99×0.98×0.99=1.36kw，=2.69齿轮接

23、触疲劳强度计算：可根据转速图确定齿面中心距的计算：A=91.02取A=91，由中心距A及齿数计算出模数：=2.02根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。取m=2.69 所以取m=3。(2)标准齿轮：从机械原理 表10-2查得以下公式齿顶圆 齿根圆 分度圆 齿顶高 齿根高 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齿顶圆齿根圆齿顶高齿根高142284887922.5242284887922.5322 2444839 22.5462212412811922.55362.59095 83.752.53.1256362.5909583.752.53.1257242.5606553.7

24、52.53.1258482.5120125113.752.5 3.1259302.5758068.752.53.12510422.5105110 98.752.53.12511603180186172.533.751230390 9682.533.7513183 54 6046.533.7514723216222208.533.75反30260645522.5辅85217017416522.54.3.4齿宽确定由公式得：第一套啮合齿轮第二套啮合齿轮 第三套啮合齿轮反转啮合齿轮 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，应主动齿轮比从动齿轮齿

25、宽大所以，4.3.5齿轮结构设计通过齿轮传动强度的计算，只能确定出齿轮的主要尺寸，如齿数、模数、齿宽、螺旋角、分度圆直径等，而齿圈、轮辐、轮毂等的结构形式及尺寸大小，通常都由结构设计而定。当齿顶圆直径时，可以做成实心式结构的齿轮。当时，可做成腹板式结构，再考虑到加工问题，现决定把齿轮11和14做成腹板式结构。其余做成实心结构。齿轮11结构尺寸计算， ；，C取12cm。齿轮14结构尺寸计算， ；，C取12cm。5. 车床传动系统图的确定图16.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

26、用于机床主传动。(1)按扭矩选择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：正转静负载扭矩反转静负载扭矩 (2)内摩擦片内径直径轴装式 套装式 选取套装式，取=52.5mm （3）选定系数值，确定内摩擦片外径 ，取0.55 按照通用型摩擦片尺寸系列，取 （4）计算摩擦面中径及摩擦面平均圆周线速度 m/s (5)计算摩擦面对数正转摩擦片对数正转时，取z=16反转摩擦片对数正转时，取z=6正转主动片（内片）数i1=z/2+1=9 片，被动片（外片）数i2=z/2=8 片反转主动片（内片）数i1=z/2

27、+1=4片，被动片（外片）数i1=z/2=3片根据JB/T9190-1999选用机械式多片双联离合器，因为 ，所以采取湿式离合器。7.核算主轴转速误差 所以合适。8.主轴轴承的选择8.1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

28、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。8.2轴承的配置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），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

29、升后轴的伸长方向以及结构的负责程度，应根据机床的实际要求确定。在配置轴承时，应注意以下几点： 每个支撑点都要能承受经向力。 两个方向的轴向力应分别有相应的轴承承受。 径向力和两个方向的轴向力都应传递到箱体上，即负荷都由机床支撑件承受。8.3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选择高一级。普通精度级机床的主轴，前轴承的选或级，后轴承选或级。选择轴承的精度时，既要考虑机床精度要求，也要考虑经济性。轴承与轴和轴承与箱体孔之间，一般都采用过渡配合。另外轴承的内外环都是薄壁件，轴和孔德形状误差都会反映到轴承滚道上去。如果配合精度选

30、的太低，会降低轴承的回转精度，所以轴和孔的精度应与轴承精度相匹配。为了提高主轴的回转精度和刚度，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、噪声和抗震性也有改善。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的小果，而磨损发热量和噪声都会增大，轴承寿命将因此而降低。轴承间隙的调整量，应该能方便而且能准确地控制，但调整机构的结构不能太复杂。双列短圆柱滚子轴承内圈相对外圈可以移动，当内圈向大端轴向移动时，由于1：12的内錐孔，内圈将胀大消除间隙。其他轴承调整也有与主轴轴承相似的问题。特别要注意：调整落幕的端面与螺纹中心线的垂直度，隔套

31、两个端面的平行度都由较高要求，否则，调整时可能将轴承压偏而破坏精度。隔套越长，误差的影响越小。螺母端面对螺纹中心线垂直度、轴上和孔上套简两端平行度等均有严格的精度要求。9.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3，齿轮7和齿轮13。齿轮强度校核：计算公式：弯曲疲劳强度;接触疲劳强度 校核a变速组齿轮弯曲疲劳强度；校核齿数为22的齿轮，确定各项参数 =1.44kw,n=710r/min,取1。 确定动载系数v=2nr=1.64m/s齿轮精度为7级，由机械工程专业课程设计表10-17查得动载系数。 ，计算得4.17

32、，取0.95，取0.58，取0.64，则=1.47大于=0.8，=0.8。 =6 取275 =1.47小于2，所以合格. 接触疲劳强度 =1.44kw,n=710r/min,取1。 确定动载系数v=2nr=1.64m/s齿轮精度为7级，由机械工程专业课程设计表10-17查得动载系数。 ，计算得4.17，取0.95，取0.58，取0.64，则=1.47大于=0.6，=0.6。 =6 取650=1.91小于2故齿轮3合适。校核b变速组齿轮弯曲疲劳强度；校核齿数为22的齿轮，确定各项参数 =1.4kw,n=250r/min,取1。 确定动载系数v=2nr=0.785m/s齿轮精度为7级，由机械工程专

33、业课程设计表10-17查得动载系数。 ，计算得2.94，取0.85，取0.58，取0.6，则=0.86大于=0.8，=0.8。 =6.8 取275 =1.7小于2.5，所以合格. 接触疲劳强度 =1.4kw,n=250r/min,取1。 确定动载系数v=2nr=0.785m/s齿轮精度为7级，由机械工程专业课程设计表10-17查得动载系数。 ，计算得2.94，取0.85，取0.58，取0.6，则=0.86大于=0.6，=0.6。 =6.8 取650=2.35小于2.5故齿轮7合适。校核c变速组齿轮弯曲疲劳强度；校核齿数为22的齿轮，确定各项参数 =1.38kw,n=125r/min,取1。 确

34、定动载系数v=2nr=0.35m/s齿轮精度为7级，由机械工程专业课程设计表10-17查得动载系数。 ，计算得2.34，取0.86，取0.58，取0.6，则=0.78小于=0.8，=0.78。 =6 取275 =2.51小于3，所以合格. 接触疲劳强度 =1.38kw,n=125r/min,取1。 确定动载系数v=2nr=0.35m/s齿轮精度为7级，由机械工程专业课程设计表10-17查得动载系数。 ，计算得2.34，取0.85，取0.58，取0.6，则=0.78大于=0.6，=0.6。 =6 取650=2.91小于3故齿轮13合适。10. 主轴的设计弯曲刚度验算10.1主轴的基本尺寸确定10

35、.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，其他部位的外径可随之而定。一般是通过筒规格的机床类比分析加以确定。400mm车床，P=1.5KW查表3-1，前轴颈应,初选,后轴颈取。10.1.2 主轴孔径d中型卧式车床的主轴孔径，已由d=34mm,增大到d=60-80mm,当主轴外径一定时，增大孔径受到一下条件的限制，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，主轴尾端最薄处的直径不要小于。2、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

36、性矩成正比，即：式中：据上式可得出主轴孔径对偶刚度影响的 ，有图可见，当时，说明空心主轴的刚度降低较小。当时，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。主轴孔径d确定后，可根据主轴的使用及加工要求选择锥孔的锥度。锥孔仅用于定心时，则锥孔应大些，若锥孔除用于定心，还要求自锁，借以传递转矩时，锥度应小些，我这里选用莫氏六号锥孔。初步设定主轴孔径d=60mm，主轴孔径与外径比为0.6。10.1.3 主轴悬伸量a主轴悬伸量的大小往往收结构限制，主要取决于主轴端部的结构形式及尺寸、刀具或夹具的安装方式、前轴承的类型及配置、润滑与密封装置的结构尺寸等。主轴设计时，在满足结构的前提下

37、，应最大限度的缩短主轴悬伸量a。根据结构,定悬伸长度。10.1.4 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抗震性，前中之距可按两支撑主轴的最佳只距来选取。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。采用三支撑结构时，一般不应该把三个支撑处的轴

38、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。10.1.5 主轴最佳跨距的确定=360mm10.2 主轴刚度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

39、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

40、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。支撑主轴组件的刚度验算，可按两支撑结构近似计算。如前后支撑为紧支撑、中间支撑位松支撑，可舍弃中间支撑不计（因轴承间隙较大，主要起阻尼作用，对刚度影响较小）；若前中支撑位紧支撑、后支撑为松支撑时，可将前中支距当做两支撑的之距计算，中后支撑段主轴不计。10.2.1 主轴前支撑转角的验算机床粗加工时，主轴的变形最大，主轴前支撑处的转角有可能超过允许值，故应验算此处的转角。因主轴中(后)支撑的变

41、形一般较小，故可不必计算。主轴在某一平面内的受力情况如图在近似计算中可不计轴承变形的影响，则该平面内主轴前支撑处的转角用下式计算；切削力的作用点到主轴前支承支承的距离S=a+W，对于普通车床，W=0.4H，（H是车床中心高，设H=200mm)。 则：当量切削力的计算：主轴惯性矩；式中：主轴前支撑转角满足要求。10.2.2 主轴前端位移的验算计算C点挠度、当量切削力F的计算,见上文。、驱动力Q的计算其中：所以 、轴承刚度的计算 、确定弹性模量E、惯性距I、和长度a、b、s。 轴的材产选用40Cr， 主轴的惯性距I为： 主轴C段的惯性距Ic可近似地算： 根据齿轮、轴承宽度以及结构需要，取b=54m

42、m、只考虑F力作用在主轴前端时轴端的位移， 、只考虑驱动力Q作用在主轴两支撑间时，轴端的位移；、求主轴前端C点的终合挠度综合挠度；又；因为，所以此轴满足要求。11.滚动轴承的验算机床的一般传动轴用的滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳寿命验算。其额定寿命Lh的计算公式应为Lh=T (h)式中 n 轴承的转速（r/min） ft 温度系数 C 滚动轴承尺寸表所载的额定动负荷 指数，对于球轴承，=3，对于滚子轴承，=10/3 T 工作期限，取T=2000030000 hIV轴前端上使用的是型号为234421的双向推力角接触球轴承，查表查得，C=236.1kNLhIV=1475835h > T主轴滚动轴承验算通过。12.润滑与密封主轴转速高，必须保证充分润滑，一般常用单独的油管将油引到轴承处。主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要而困难。防漏的措施有两种：1）堵加密封装置防止油外流。主轴转速高，多采用非接触式的密封装置，形式很多，一种轴与轴承