数控机床主轴箱课程设计模板

1、2主传动设计2.1 驱动源的选择机床上常用的无级变速机构是直流或交流调速电动机，直流电动机从额定转速nd向上至最高转速nmax是调节磁场电流的方法来调速的，属于恒功率，从额定转速nd向下至最低转速nmin是调节电枢电压的方法来调速的，属于恒转矩；交流调速电动机是靠调节供电频率的方法调速。由于交流调速电动机的体积小，转动惯量小，动态响应快，没有电刷，能达到的最高转速比同功率的直流调速电动机高，磨损和故障也少，所以在中小功率领域，交流调速电动机占有较大的优势，鉴于此，本设计选用交流调速电动机。根据主轴要求的最高转速4000r/min，最大切削功率5.5KW,选择北京数控设备厂的BESK-8型交流主

2、轴电动机，最高转速是4500r/min。2.2 转速图的拟定根据交流主轴电动机的最高转速和基本转速可以求得交流主轴电动机的包功率转速范围Rdp=nmax/nd=3(2-1)而主轴要求的恒功率转速范围Rnp=,远大于交流主轴电动机所能提供的包功率转速范围，所以必须串联变速机构的方法来扩大其恒功率转速范围。设计变速箱时，考虑到机床结构的复杂程度，运转的平稳性等因素，取变速箱的公比f等于交流主轴电动机的恒功率调速范围Rdp,即f=Rdp=3,功率特性图是连续的，无缺口和无重合的。变速箱的变速级数Z=lgRnp/lgRdp=lg/lg3=2.99(2-2)取Z=3确定各齿轮副的齿数：取S=116由u=

3、1.955得Z1=39Z1'=77由u=1.54得Z2=46Z2'=70由u=4.6得Z3=20Z3'=96由此拟定主传动系统图、转速图以及主轴功率特性图分别如图2-1、图2-2、图2-3。图2-2转速图（不合要求）图2-1主传动系统图（不合要求）图2-3主轴功率特性（不合要求）2.3 传动轴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转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，不允许有较大的变形。因此疲劳强度一般不是主要矛盾。除了载荷比较大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求轴在载荷下（弯曲，轴向，扭转）不致产生过大的

4、变形（弯曲，失稳，转角）。如果刚度不够，轴上的零件如齿轮，轴承等由于轴的变形过大而不能正常工作，或者产生振动和噪音，发热，过早磨损而失效。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。通常，先按扭转刚度轴的直径，画出草图后，再根据受力情况，结构布置和有关尺寸，验算弯曲刚度。计算转速nj是传动件传递全部功率时的最低转速，各个传动轴上的计算转速可以从转速图上直接得出如表2-1所示。表2-1各轴的计算转速轴In计算转速（r/min）682150各轴功率和扭矩计算：已知一级齿轮传动效率为0.97（包括轴承），同步带传动效率为0.98,则：I轴：Pi=RX0.98=7.5X0.98=7.35KWII轴:P2=P1X

5、0.97=7.35X0.97=7.13KWI轴扭矩：T1=9550P/n1=9550乂7.35/682=1.029乂105N.mmII轴扭矩:T2=9550P/n2=4.539义105N.mm川是每米长度上允许的扭转角（deg/m）,可根据传动轴的要求选取，其选取的原则如表2-2所示。表2-2许用扭转角选取原则轴主轴一般传动轴较低的轴4(deg/m)0.5-11-1.51.5-2根据表3-2确定各轴所允许的扭转角如表3-3所示表2-3许用扭转角的确定轴In4(deg/m)11把以上确定的各轴的输入功率N=7.5KW计算转速n(如表2-1)、允许扭转角小(如表2-3)代入扭转刚度的估算公式d=9

6、14N_(2-3)nj可得传动轴的估算直径：d=40mm;主轴轴径尺寸的确定：已知车床最大加工直径为Dmax=400mm,则：主轴前轴颈直径D1=0.25Dmax±15=85115mm取D=95mm后轴颈直径D2=(0.70.85)Di=6781mm取D2=75mm内孔直径d=0.1Dmax±10=3555mm取d=40mm2.4 齿轮模数的估算按接触疲劳强度和弯曲疲劳强度计算齿轮模数比较复杂，而且有些系数只有在齿轮的各参数都已知方可确定，故只有在装配草图画完后校验用。在画草图时用经验公式估算，根据估算的结果然后选用标准齿轮的模数。齿轮模数的估算有两种方法，第一种是按齿轮的

7、弯曲疲劳进行估算，第二种是按齿轮的齿面点蚀进行估算，而这两种方法的前提条件是各个齿轮的齿数必须已知，所以必须先给出各个齿轮的齿数。根据齿轮不产生根切的基本条件：齿轮的齿数不小于17,在该设计中，即最小齿轮的齿数不小于17。而由于Z3,Z3'这对齿轮有最大的传动比，各个传动齿轮中最小齿数的齿轮必然是Z3。取Z3=20,S=116,则Z3'=96。从转速图上直接看出直接可以看出Z3的计算转速是682r/min。根据齿轮弯曲疲劳估算公式m”至3231一N=2.4(2-4)znj根据齿轮接触疲劳强度估算公式计算得：m=2.84由于受传动轴轴径尺寸大小限制，选取齿轮模数为m=3mm,对比

8、上述结果，可知这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，故取同一变速组中的所有齿轮的模数都为m=3mm。可得两轴中心距为a=175mm.现将各齿轮齿数和模数列表如下：表2-4齿轮的估算齿数和模数列表齿轮Z1Z1'Z2Z2，Z3Z3'齿数467077392096模数（mm）3333333主轴箱展开图的设计主轴箱展开图是反映各个零件的相互关系，结构形状以及尺寸的图纸。因此设计从画展开图开始，确定所有零件的位置，结构和尺寸，并以此为依据绘制零件工作图。3.1 各零件结构和尺寸设计3.1.1 设计的内容和步骤这一阶段的设计内容是通过绘图设计轴的结构尺寸及

9、选出轴承的型号，确定轴的支点距离和轴上零件力的作用点，计算轴的强度和轴承的寿命。3.1.2 有关零部件结构和尺寸的确定传动零件，轴，轴承是主轴部件的主要零件，其它零件的结构和尺寸是根据主要零件的位置和结构而定。所以设计时先画主要零件，后画其它零件，先画传动零件的中心线和轮廓线，后画结构细节。1）传动轴的估算这一步在前面已经做了计算。2）齿轮相关尺寸的计算为了确定轴的轴向距离，齿轮齿宽的确定是必须的。齿宽影响齿的强度。但如果太宽，由于齿轮的制造误差和轴的变形，可能接触不均，反而容易引起振动和噪声，一般取齿宽系数m=（6-10）m。这里取齿宽系数m=10,则齿宽B=mxm=10x3=30mm

10、74;将各个齿轮的齿厚确定如表3-1表3-1各齿轮的齿厚齿轮Z1Z1'Z2Z2'Z3Z3'齿厚（mm）303030303030齿轮的直径决定了各个轴之间的尺寸，所以在画展开图草图前，各个齿轮的尺寸必须算出。现将主轴部件中各个齿轮的尺寸计算如表3-2所示。表3-2各齿轮的直径齿轮Z1Z1'Z2Z2'Z3Z3'分度圆直径（mm）13821023111760288齿顶圆直径（mm）14421623712366294齿根圆直径（mm）130.5202.5223.5109.552.5280.5由表3-2可以计算出各轴之间的跑离，现将它们列出如表3-3所示。

11、表3-3各轴的中心距轴Innm距离（mm1751753）确定齿轮的轴向布置为避免同一滑移齿轮变速组内的两对齿轮同时啮合，两个固定齿轮的间距，应大于滑移齿轮的宽度，一般留有间隙1-2mm所以首先设计滑移齿轮。R轴上的滑移齿轮的两个齿轮轮之间必须留有用于齿轮加工的间隙，插齿时，当模数在1-2mm范围内时，间隙必须不小于5mm当模数在2.5-4mm范围内时，间隙必须不小于6mm且应留有足够空间滑移，据此选取该滑移齿轮三片齿轮之间的间隙分别为di=17.5mm,c2=15mm由滑移齿轮的厚度以及滑移齿轮上的间隙可以得出主轴上的两个齿轮的问距至少是60mm现取齿轮之间的间距为64mnft70mm4）轴承

12、的选择及其配置主轴组件的滚动轴承既要有承受径向载荷的径向轴承，又要有承受两个方向轴向载荷的推力轴承。轴承类型及型号选用主要应根据主轴的刚度，承载能力，转速，抗振性及结构要求合理的进行选定。同样尺寸的轴承，线接触的滚子轴承比电接触的球轴承的刚度要高，但极限转速要低；多个轴承的承载能力比单个轴承的承载能力要大；不同轴承承受载荷类型及大小不同；还应考虑结构要求，如中心距特别小的组合机床主轴，可采用滚针轴承。为了提高主轴组件的刚度，通常采用轻型或特轻型系列轴承，因为当轴承外径一定时，其孔径（即主轴轴颈）较大。通常情况下，中速重载采用双列圆柱滚子轴承配双向推力角接触球轴承（如配推力轴承，则极限转速低），

13、或者成对圆锥滚子轴承，其结构简单，但是极限转速较低，如配空心圆锥滚子轴承，其极限转速显著提高，但成本也相应的提高了。高速轻载采用成组角接触球轴承，根据轴向载荷的大小分别选用25或15°的接触角。轴向载荷为主且精度要求不高时，选用推力轴承配深沟球轴承，精度要求较高时，选用向心推力轴承。该设计的主轴不仅有刚度高的要求，而且有转速高的要求，所以在选择主轴轴承时，刚度和速度这两方面都要考虑。主轴前轴承采用3182119型轴承一个，后支承采用30215型和8215型轴承各一个3.1.3 各轴结构的设计I轴的一端与带轮相连，将I轴的结构草图绘制如图3-2所示。n轴其结构完全按标准确定，根据其轴向

14、的尺寸可将结构简图绘制如图3-1所示。图3-1n轴的结构简图ir!uirtEFtE*41M图3-2I轴的结构简图3.1.4 主轴组件的刚度和刚度损失的计算：最佳跨距的确定：取弹性模量E=2.1X105N/mm2，D=(95+75)/2=85;主轴截面惯距：I=(D4-d4)=2.48X10mm4;2截面面积：A=4415.63mm主轴最大输出转矩：Mn=9550000P=4.775X105N.mmnFz地=2122.2N4502Fy=0.5Fz=1061.1N故总切削力为：F=.Fz2-Fy2=2372.69N估算时，暂取L0/a=3,即取285mm.前后支承支反力Ra=3163.59NRb=

15、790.897N取Ka=13.976X105N/mmKb=2.67X105N/mm=EI=0.435Ka刈3则L°/a=2.96.则L0=281mm因在上式计算中，忽略了ys的影响，故Lo应稍大一点，取L°=300mm计算刚度损失：取L=385mm弘=4.61由公式弹性主轴y1弹性支承k总柔度总刚度弯曲及形yb男切父形ys前支承后支承悬伸段跨距段悬伸段跨距段L=3855.488X10-72.224X10-62.361X10-71.165X10-711.12X10-72.28X10-744.65X10-72.24X10512.29%49.8%5.29%2.61%24.9%5.

16、1%100%Lq=3005.488义10-71.732义10-62.361义10-71.4915X10-712.4X10-73.756X10-742.83X10-72.33X10512.81%40.46%：5.51%3.48%28.9%8.77%100%由LwL0引起的刚度损失约为3.68%,可知，主轴刚度损失较小，选用的轴承型号及支承形式都能满足刚度要求。主轴端部挠度的验算：传动力的计算：已知齿轮最少齿数为39,模数为3,则分度圆直径为78mm,则齿轮的圆周力：P=2T/dmin=11638.46N径向力：Pr=0.5Pt=5819.23N则传动力在水平面和垂直面内有分力为：水平面：Qh=P

17、h+Ph=4365.717N垂直面：Qv=Pv+Pv=11547.18N取计算齿轮与前支承的距离为185mm,其与后支承的距离为200mm.切削力的计算：已知车床拖板最大回转直径Dnax=200mm,则主切削力：Pv=Pc=4539.004N径向切削力：Ph=0.5Pc=2269.5N轴向切削力：Pr=0.35Pc=1588.65N当量切削力的计算：P=(a+B)p'/a对于车床B=0.4Dmax=160mm则水平面内：Ph=6091.8N垂直面内：Pv=4264.27N主轴端部挠度的计算：p=P3a(1+3EIL)+aa.a.1ax(1)(1)EALKiL21a22()2K2VL(m

18、m)Yph=2.47X10-2mm,ypv=1.73x10-2mm传动力作用下，主轴端位移的计算公式见5-17:q=q"MF1abK2L2(mm)式中：“-”号表示位移方向与力反向，b表示齿轮与前支承的距离，c表示齿轮与后支承的距离，将各值代入，得y后-16.896X10-7QYqh=-7.376x10-3mmyq尸-1.951乂10-2mm则水平面内：yH=ypH+yQH=1.7324乂10-2mm垂直面内：yv=ypv+yQ产-0.221X10-2mm则主轴最大端位移为：yma=0.0174mm又已知主轴端部位移的许用值y=0.0002L,L=385mm则y=0.0002X385

19、=0.077mm.ymaxy，符合要求。主轴倾角的验算：如果轴承处的倾角过大，会破坏轴承的的正常工作，缩短轴承的寿命，因此需要加以限制。而前轴承所受的载荷较大，故只需校核前轴承。通常在计算主轴倾角时，不考虑支承弹性的影响。在切削力P作用下主轴前轴承处的倾角为：t一一t.PHLa,一-4.水平面内：0ph=1.426X10rad3EI垂直面内：uPvuPLa=9.982X10-5rad3EI在传动力Q作用下主轴前轴承处的倾角为：水平面内：FQH="QHbc(Lc)=-7.8547义10-5rad6EIL垂直面内：iVH=-QVbc(Lc)=-2.0775义10-4rad6EIL则主轴前

20、轴承处的倾角为：水平面内：UH=uphUQH=6.4053x10-5rad垂直面内：w=fpv-qv=-10.793X10-5rad贝(JFmax=、.H2V2=1.255X10-4rad又已知主轴倾角的许用值为日=0.001rad所以6max日，符合要求。3.2 装配图的图纸设计根据主轴展开图第一阶段的设计，已将主轴部件的各个部分的零件确定下来，但作为完整的展开图，必须包含主轴部件的各个视图，尺寸，技术要求，技术特性表，零件编号，明细表和标题栏。主轴箱展开图上必须完成的内容主要有标注尺寸，编写技术要求，对所有的零件进行编号，列出零件明细表及标题栏。3.2.1 标注尺寸展开图上标注的尺寸有：1

21、)特性尺寸：传动零件的中心距。2)配合尺寸：主要零件的配合处都应标注尺寸，配合性质和精度等级。配合性质和精度的选择对主轴部件的工作性能，加工工艺及制造成本都有很大的影响，所以都是根据手册中有关资料认真确定的。3)外形尺寸：主轴部件的总长，总宽，总高等。它是表示主轴部件大小的的尺寸，以便考虑所需空间的大小及工作空间的大小及工作范围等。3.2.2 编写技术要求展开图上都要标注一些在视图上无法表达的关于装配，调整，检验，维护等方面的技术要求。正确制定这些技术要求将保证主轴部件的各种性能。技术要求通常包括下面几方面的内容：1）对零件的要求：在装配前，应按图纸检验零件的配合尺寸，合格的零件才能装配。所有

22、的零件要用煤油或汽油清洗。机体内不能有任何的杂物存在，机体内壁应涂上防侵蚀的涂料。2）对润滑剂的要求：润滑剂对传动性能有很大的影响，起着减小摩擦，降低磨损和散热冷却的作用。同时也有助于减振，防锈及冲洗杂质。所以一般在技术要求中应标明传动件及轴承所用的润滑剂的牌号，用量，补充及更换时间。选择润滑剂时，应考虑传动类型，载荷性质及运转速度，一般对高速，重载，频繁启动，反复运转等情况，由于形成油膜条件差，所以一般选择粘度高，油性和极压性能好的润滑油。对轻载，间隙工作的传动件可取粘度较低的润滑油。3）对密封的要求：在试运转过程中，所有的联接面及轴伸密封处都不允许漏油。4）对安装调整的要求：在安装滚动轴承

23、时，必须保证一定的轴向游隙。应在技术要求中提出游隙的大小，因为游隙的大小将会影响轴承的正常工作。游隙过大，会使滚动体受载不均，轴系窜动；游隙过小，则会阻止轴系因发热而伸长，增加轴承阻力，严重将会将轴承卡死。当轴承支点跨距大，运转温升高时，应选较大的游隙。5）对试验的要求：作空载试验正反转各转一小时，要求运转平稳，噪音小，连接固定处不允许有松动的现象。负载运转时，油温不得超过400C。3.2.3 对所有的零件进行编号零件的编号方法，可以采用不区分标准件和非标准件，统一编号，也可以将标准件和非标准件分开，分别编号。相同的零件应只有一个编号，编号线不能相交，并且与剖面线平行。对于装配关系清楚的零件组

24、可以使用公共编号引线。编号可以按顺时针或者逆时针方向顺序排列整齐，字高比尺寸数字大一号或者两号。3.2.4 列出零件明细表及标题栏明细表是主轴部件所有零件的详细目录，填写明细表的过程也是最后确定材料及标准件的过程。应尽量减少材料和标准件的品种和规格。明细表由下向上填写。标准件必须按规定的标记，完整的写出零件的名称，材料，主要尺寸及标准代号。材料应注明牌号。经过如上步骤和要求，最后产生了主轴部件的展开图，为了表达主轴部件内部各轴之间的相互位置关系，在画出装配图的同时，同时画出了主轴部件的位置关系图.主轴部件的总体设计2.1 驱动源的选择机床上常用的无级变速机构是直流或交流调速电动机，直流电动机从

25、额定转速nd向上至最高转速nmax是调节磁场电流的方法来调速的，属于恒功率，从额定转速nd向下至最低转速nmin是调节电枢电压的方法来调速的，属于恒转矩；交流调速电动机是靠调节供电频率的方法调速。由于交流调速电动机的体积小，转动惯量小，动态响应快，没有电刷，能达到的最高转速比同功率的直流调速电动机高，磨损和故障也少，所以在中小功率领域，交流调速电动机占有较大的优势，鉴于此，本设计选用交流调速电动机。根据主轴要求的最高转速6000r/min,最大切削功率6KW选择FANU改流主轴电动机aP15/6000i,其基本转速是750r/min,最高转速是6000r/min。2.2 转速图的拟定根据交流主

26、轴电动机的最高转速和基本转速可以求得交流主轴电动机的包功率转速范围Rdp=rmax/nd=8(2-1)而主轴要求的恒功率转速范围Rnp=64，远大于交流主轴电动机所能提供的包功率转速范围，所以必须串联变速机构的方法来扩大其恒功率转速范围。设计变速箱时，考虑到机床结构的复杂程度，运转的平稳性等因素，取变速箱的公比f等于交流主轴电动机的恒功率调速范围Rdp,即f=Rdp=8,功率特性图是连续的，无缺口和无重合的。变速箱的变速级数Z=lgRnp/lgRdp=lg64/lg8=2(2-2)因为交流主轴电动机的最高转速是6000r/min,主轴的最高转速也是6000r/min,如用交流主轴电动机直接连接

27、滑移齿轮，根据f=8,则传动比必须取u1=1,u2=1/8，该传动比对齿轮的设计是非常不利的，所以必须在滑移齿轮之前必须加上一对定比传动齿轮机构。为了使主轴箱的轴向的跨距尽可能的小，以减小各轴的直径，参照YR5A1立式加工中心主轴箱展开图，拟定主轴箱的系统传动图如图2-1所示。取定比传动u=1/2,主轴箱的基本组u1=2,u2=1/4,由此可以拟定如图2-2所示的转速图和如图2-3所示的主轴转速与电机功率的关系图。Z3主轴电动机Z11Z12图2-1主轴箱的传动系统图主轴转速(r/min)6000第3章传动零件的设计计算传动方案确定以后，要进行传动方案的结构化，确定各零件的实际尺寸和布置，为此，

28、要对传动件进行估算，如传动轴的直径，齿轮的模数等。在这些尺寸的基础上，画出装配草图，得出初步机构化的有关布置和尺寸，然后按结构尺寸进行主要零件的验算，如轴的刚度，齿轮的疲劳强度等，必要时作结构和方案上的修改，重新验算，直到满足要求，最后才画正式的装配图。3.1 传动轴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转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，不允许有较大的变形。因此疲劳强度一般不是主要矛盾。除了载荷比较大的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求轴在载荷下（弯曲，轴向，扭转）不致产生过大的变形（弯曲，失稳，转角）。如果刚度不够，轴上的零件

29、如齿轮，轴承等由于轴的变形过大而不能正常工作，或者产生振动和噪音，发热，过早磨损而失效。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。通常，先按扭转刚度轴的直径，画出草图后，再根据受力情况，结构布置和有关尺寸，验算弯曲刚度。效率4对估算轴径d影响不大，在估算各个轴直径时可以忽略，据此可认为各个上的输入功率均为7.5KW计算转速nj是传动件传递全部功率时的最低转速，各个传动轴上的计算转速可以从转速图上直接得出如表3-1所示。表3-1各轴的计算转速轴Inm计算转速（r/min）75037594小是每米长度上允许的扭转角（deg/m）,可根据传动轴的要求选取，其选取的原则如表3-2所示。表3-2许用扭转角选取原

30、则轴主轴一般传动轴较低的轴()(deg/m)0.5-11-1.51.5-2根据表3-2确定各轴所允许的扭转角如表3-3所示表3-3许用扭转角的确定轴Inm4(deg/m)110.5把以上确定的各轴的输入功率N=7.5KW计算转速n（如表3-1）、允许扭转角小（如表3-3）代入扭转刚度的估算公式d=914N（3-1）nj可得各轴的估算直径如表3-4所示。表3-4传动轴的估算直径轴Inm直径（mm）28.734.257.53.2 齿轮模数的估算按接触疲劳强度和弯曲疲劳强度计算齿轮模数比较复杂，而且有些系数只有在齿轮的各参数都已知方可确定，故只有在装配草图画完后校验用。在画草图时用经验公式估算，根据

31、估算的结果然后选用标准齿轮的模数。齿轮模数的估算有两种方法，第一种是按齿轮的弯曲疲劳进行估算，第二种是按齿轮的齿面点蚀进行估算，而这两种方法的前提条件是各个齿轮的齿数必须已知，所以必须先给出各个齿轮的齿数。根据齿轮不产生根切的基本条件：齿轮的齿数不小于17,在该设计中，即最小齿轮的齿数不小于17。而由于Z3,Z3'这对齿轮有最大的传动比，各个传动齿轮中最小齿数的齿轮必然是Z3。取Z3=20，则Z3'=80。从转速图上直接看出直接可以看出Z3的计算转速是375r/min。根据齿轮弯曲疲劳估算公式m,>323；-N-=3.2(3-2)znj根据齿轮齿轮齿面点蚀估算公式NA&g

32、t;3703；=159.2867(3-3)nj(其中A为齿轮对的中心距)由中心距A及齿数Z3,Z3'求出模数：mj=A-=3.18(3-4)z1z2根据估算所得m-和mj较大的模数，m>3.20根据标准选取相近的值，理论上应当取m=3.5，但考虑到一是由于在估算过程中忽略了传动损失，二是m=3.5这个模数不常用，所以在本设计中取mz3=mz3=3。在估算其它齿轮的模数时，先假定它们的模数也是3,然后再根据z3、z3'和z2、z2这两对齿轮的中心距相等的条件来计算z2和z2',最后以此再来估算这对齿轮的模数，如果所得结果与3比较相近，则它们的齿数和模数就按假定的来确

33、定，但是如果结果相差很大，则必须调整假定的模数，如此反复，直到按假定所得的模数和按假定所算出的模数相近为止。按假定模数m=3?Dz2、z2'的传动比可以算出z2=66.6,z2'=33.3。将齿轮z2的计算转速nj=375r/min,齿数z2=66.6代入齿轮弯曲疲劳估算公式3-2可以求得齿轮的估算模数为m之2.14,这与预先假定的齿轮的模数相差比较大，所以有必要重新假定位、包的模数，现假定它们的模数是2.5,用同样的方法可以算出z2=80,z2'=40,mi2.01,mj21.67。假定m=2.5比较符合计算结果，所以取mz2=mz2'=2.5o根据各个齿轮之

34、间的相互啮合原理，可以直接得出z11=z12=40,mz11=mz22=2.5现将上面所算2果汇总如表3-5所示。表3-5齿轮的估算齿数和模数列表齿轮Z11Z12Z2位Z3Z3'齿数404080402080模数(mm)2.52.52.52.533第4章主轴箱展开图的设计主轴箱展开图是反映各个零件的相互关系，结构形状以及尺寸的图纸。因此设计从画展开图开始，确定所有零件的位置，结构和尺寸，并以此为依据绘制零件工作图。4.1 主轴箱展开图设计的第一阶段4.1.1 设计的内容和步骤这一阶段的设计内容是通过绘图设计轴的结构尺寸及选出轴承的型号，确定轴的支点距离和轴上零件力的作用点，计算轴的强度和

35、轴承的寿命。4.1.2 有关零部件结构和尺寸的确定传动零件，轴，轴承是主轴部件的主要零件，其它零件的结构和尺寸是根据主要零件的位置和结构而定。所以设计时先画主要零件，后画其它零件，先画传动零件的中心线和轮廓线，后画结构细节。1传动轴的估算这一步在前面已经做了一部分，在这里，就是在前面的基础上更加细化各个轴的结构。参照YR5A立式加工中心主轴箱展开图，将交流主轴电机直接连接到I轴上，轴I上端有孔，并有键槽，交流主轴电机的轴就插在这个孔内，靠键传递扭矩。这种连接方式不需要连轴节，结构较简单。由于交流主轴电动机轴的直径是48mm轴I必须至少做的比交流主轴电动机的直径粗，这样不得不做的比原先估算的直径

36、大很多。给定I轴轴承处的直径为80mm由于R轴上有滑移齿轮，所以将二轴设计成花键轴，参照表3-4的估算直径，选择直径d=36mm勺标准花键轴。主轴（田轴）的设计则比较复杂，一是因为主轴内部有自动换刀的拉杆，弹簧的结构，二是因为主轴前端刀具的限制，所以主轴的直径不能简单的按前面的估算直径来确定。参照主轴的功率，结合经验数据，取主轴前轴颈的直径d=85mm2齿轮相关尺寸的计算为了确定轴的轴向距离，齿轮齿宽的确定是必须的。齿宽影响齿的强度。但如果太宽，由于齿轮的制造误差和轴的变形，可能接触不均，反而容易引起振动和噪声，一般取齿宽b=（6-10）m。齿轮模数小且装在轴的中部或者是单片齿轮，取大值；齿轮

37、模数大且装在靠近支承处或是多联齿轮，取小值。按照以上的原则，现将各个齿轮的齿厚确定如表4-1所示。表4-1各齿轮的齿厚齿轮Z11Z12Z2Z2，Z3Z3'齿厚（mm）272725272828齿轮的直径决定了各个轴之间的尺寸，所以在画展开图草图前，各个齿轮的尺寸必须算出。现将主轴部件中各个齿轮的尺寸计算如表4-2所示表4-2各齿轮的直径齿轮Z11Z12Z2Z2'Z3Z3'分度圆直径（mm)10010020010060240齿顶圆直径（mm)10510520510566246齿根圆直径（mm)93.7593.75193.7593.7552.5232.5由表4-2可以计算出各

38、轴之间的距离，现将它们列出如表4-3所示表4-3各轴的中心距轴innm距离（mm1501503确定齿轮的轴向布置为避免同一滑移齿轮变速组内的两对齿轮同时啮合，两个固定齿轮的间距，应大于滑移齿轮的宽度，一般留有间隙1-2mm所以首先设计滑移齿轮。R轴上的滑移齿轮的两个齿轮轮之间必须留有用于齿轮加工的间隙，插齿时，当模数在1-2mm范围内时，间隙必须不小于5mm当模数在2.5-4mm范围内时，间隙必须不小于6mm据此选取该滑移齿轮两片齿轮之间的间隙b=7mm由滑移齿轮的厚度以及滑移齿轮上的间隙可以得出主轴上的两个齿轮的问距至少是60mm现取两个齿轮之间的间距为69mm由各个齿轮之间相互啮合的关系，

39、确定I轴上的两齿轮之间的距离为35mm4确定箱体内壁的间距滑移齿轮上装有拨叉，其在轴向的滑移范围最大，所以其轴向的距离将会决定主轴部件箱体内壁的间距。按经验数据取滑移齿轮安装拨叉部分的轴向距离为25mm再根据滑移齿轮上各个齿轮的齿厚以及齿轮之间的间隙，可以算出滑移齿轮在n轴上滑移的范围是149mm而该数值是箱体内壁的最小值，现将n轴两侧的距离取为185mm为了使I轴的跨距较小，使主轴部件的体积减小，I轴处的内壁较II轴处小，现将I轴处内壁的间距取为153.5mm主轴由于结构的原因，其跨距最大，现取其处内壁的距离为243.5mm5轴承的选择及其配置主轴组件的滚动轴承既要有承受径向载荷的径向轴承，

40、又要有承受两个方向轴向载荷的推力轴承。轴承类型及型号选用主要应根据主轴的刚度，承载能力，转速，抗振性及结构要求合理的进行选定。同样尺寸的轴承，线接触的滚子轴承比电接触的球轴承的刚度要高，但极限转速要低；多个轴承的承载能力比单个轴承的承载能力要大；不同轴承承受载荷类型及大小不同；还应考虑结构要求，如中心距特别小的组合机床主轴，可采用滚针轴承。为了提高主轴组件的刚度，通常采用轻型或特轻型系列轴承，因为当轴承外径一定时，其孔径（即主轴轴颈）较大。通常情况下，中速重载采用双列圆柱滚子轴承配双向推力角接触球轴承（如配推力轴承，则极限转速低），或者成对圆锥滚子轴承，其结构简单，但是极限转速较低，如配空心圆

41、锥滚子轴承，其极限转速显著提高，但成本也相应的提高了。高速轻载采用成组角接触球轴承，根据轴向载荷的大小分别选用25或15°的接触角。轴向载荷为主且精度要求不高时，选用推力轴承配深沟球轴承，精度要求较高时，选用向心推力轴承。该设计的主轴不仅有刚度高的要求，而且有转速高的要求，所以在选择主轴轴承时，刚度和速度这两方面都要考虑。主轴前轴承采用三联角接触球轴承，后支承采用双列短圆柱滚子轴承。前轴承的配置特点是外侧的两个角接触球轴承大口朝向主轴的工作端，承受主要方向的轴向力；第三个角接触球轴承与外侧的两个球轴承背靠背配置，使三联角接触球轴承有一定的支撑跨距，以提高承受颠覆力矩的能力。主轴的动力

42、是从后端传入，后轴承承受较大的传动力，所以采用双列短圆柱滚子轴承。根据主轴前端直径，选择前端角接触球轴承型号为7017C/AC,后端双列短圆柱滚子轴承型号为NN3015轴I和轴n由于受的轴向力比较小，但速度要求比较高，所以轴I和轴n上的轴承都配置为深沟球轴承。根据前面所估算确定的各轴的轴径大小，可以选择轴I上的两个轴承的型号为61916和6216,轴II的两个轴承的型号为6007和6307。轴I之所以采用型号为6216的重型深沟球轴承，是为了装配I轴的方便，其外圈的直径大于轴I上两个齿轮的直径。轴I用两个深沟球轴承支承在箱体内，下轴承的内圈上端顶在轴I的台阶上，下端靠螺母压紧在轴上，外圈的上端

43、面顶在箱体的台阶面上，下端面由压盖压紧，这样轴I的轴向位置就完全确定了。上轴承内圈的下端面顶在轴I的台阶面上，上端面靠弹性挡圈与轴轴I定位，这时轴承的外圈于箱体孔就不用任何轴向定位装置了。箱体上轴I的上轴承孔就可以做成光孔了，使箱体的加工工艺性好。轴I用两个深沟球轴承支承在箱体内，下轴承的内圈上端顶在轴I的台阶上，下端靠螺母压紧在轴上，外圈的上端面顶在箱体的台阶面上，下端面由压盖压紧，这样轴I的轴向位置就完全确定了。上轴承内圈的下端面顶在轴I的台阶面上，上端面靠弹性挡圈与轴轴I定位，这时轴承的外圈于箱体孔就不用任何轴向定位装置了。箱体上轴I的上轴承孔就可以做成光孔了，使箱体的加工工艺性好。轴n

44、用三个深沟球轴承支承在箱体内，轴n的上端采用两个型号为6007的深沟球轴承，其中下轴承的内圈与轴n的台阶面相接触，外圈与箱体的台阶面接触，上轴承的内圈上端有圆螺母固定，外圈有套筒固定，上端这两个深沟球轴承将R轴完全固定。轴R的下端采用一个型号为6307的深沟球轴承，其内圈的上部固定在轴R的台阶面上，下端由圆螺母固定，而外圈不需要固定，直接与主轴箱上的光孔接触，使箱体的加工工艺性好。为了验算各个轴，必须将各个轴的跨距给出，在这里就是各个轴上的轴承的轴向安装距离，根据前面各轴安装部分内壁之间的距离，可以给出轴承的轴向安装距离：LI=194.5mm,LH=228.5mm,LIH=311.5mni图4

45、-1展开图草图根据齿轮，轴承的相关尺寸的计算和选取，现将展开图草图绘制如图4-1所示，该图在校核轴和轴上的相关零件将会用到。4.1.3 各轴结构的设计I轴的一端直接通过键与交流主轴电机相连接，为了拆卸交流主轴电机的方便，I轴设计为空心轴。在空心轴中有一个螺纹孔，中间装有相应的一个螺钉，在拆卸交流主轴电机时，通过转动螺钉，将装配在I轴上的交流主轴电机顶出。对于I轴直径，由于交流主轴电机的限制，其直径与I轴上的两齿轮的直径相差不多，所以将I轴上的两齿轮结构与I轴做成一体的了。于是根据I轴上各个结构之间的关系，将I轴的结构草图绘制如图4-2所示。n轴为一根标准的花键轴，其结构完全按标准确定，根据其轴

46、向的尺寸可将结构简图绘制如图4-3所示。图4-2I轴的结构简图4-3II轴的结构简图m轴的结构比较的复杂，参照同类型机床YR5A®立式加工中心主轴箱展开图，将其结构简图绘制如图4-4所示。图4-4出轴的结构简图4.1.4 各轴刚度的校验1 .轴的弯曲变形的条件和允许值机床主传动轴的弯曲刚度验算，主要验算轴上装齿轮和轴承处的挠度y和倾角9。各类轴的挠度y和装齿轮和轴承处的倾角9，应小于弯曲刚度的允许值Y和9,轴的弯曲变形的允许值如表4-4所示。表4-4轴的弯曲变形的允许值轴的类型允许的挠度父形的部位允许的倾角一般传动轴(0.0003-0.0005)1装向心轴承处0.0025刚度要求较图

47、的*由0.00021装齿轮处0.001安装齿轮的轴(0.01-0.03)mm装单列圆锥滚子轴承处0.0006安装蜗轮的轴(0.02-0.05)mm装单列短圆柱滚子轴承处0.0012 .轴的弯曲变形计算公式计算轴本身弯曲变形产生的挠度y及倾角9时，一般将轴简化为集中载荷下的简支梁，按材料力学的公式进行计算。在该设计中，由于I轴与交流主轴电机是直接相连的，所以各个轴都可以简化为只受单个力的简支梁。现将简图和计算公式列出如表4-5所示。当轴的直径相差不大且计算精度要求不高时，可把轴看作为等径轴，采用平均直径来进行计算。计算花键轴时，可采用平均直径来进行计算。计算公式分别为：二d圆轴平均直径d=i(4

48、-1)id4惯性矩I=-d-(1-a4)(4-2)64矩形花键轴平均直径d1=dD(4-3)2(4-4)d46Z(D-d)(Dd)2惯性矩I=-643 .危险工作条件的判断主轴变速主轴箱的工作条件有多种，验算刚度时应选择最危险的工作条件进行。一般是：轴的计算转速低，传动齿轮的直径小，且位于轴的中央，这时，轴受力将使总变形剧增。如果对二、三种工作条件难以断定哪一种最危险，就应分别进行计算，找到最大的弯曲变形值y和8。4 .校验各轴(a) I轴根据展开图草图和I轴的结构简图，可以将I轴看成等径空心轴，取其外径D=87mnj,J径d=45mm求得a=0.52,代入公式4-2可以求得Ii=2.61x1

49、06mn4。I轴由于在齿轮相互啮合的过程中，产生了使轴弯曲变形的力，可根据功率和齿轮的直径算出。T=9550=95.5N*m(4-5)njF1=F2=T=1910N(4-6)RZ11较Z12在I轴的中央，所以当II轴上的Z2跟Z11相互啮合时，此时I轴处于最危险的工作状态。对照表4-5,可以确定l=194.5mm,a=51.5mm,b=81mm载荷点挠度公式，可以求得在载荷点的挠度y=0.000104mm,而该轴允许的跨度是(0.0003-0.0005)I=(0.058-0.097)mm验算的跨距满足该结果。代入挠度验算公式，可以求得在该轴的上下两轴承处的倾角分别是3.43M10"r

50、ad和3.06M10rad,满足表4-4对装有向心轴承处的倾角的要求。表4-5简图和计算公式简图载荷点的挠度y=ajb!3EII倾角A点_Pab(l+b)UA-6EIlB点Pab(l+a)t*RB6EIl(b) II轴II轴是花键轴，其D=42mm,d=36mrirh算时采用其平均直径，由公式4-3可以求得其平均直径是dl=39mm,代入公式4-4,可以求得其惯性矩是541.135父10mm。因为n轴上的齿轮是一个滑移齿轮，具有两个工作位置，在两个位置都有可能是危险位置，所以两个位置都得校验。当滑移齿轮的小齿轮处于与主轴上的齿轮相接触时，即滑移齿轮处于靠近箱体的位置，此时可以根据公式4-5和公

51、式4-6计算出作用在R轴上的简化作用力F=6337N对照表4-5,可以确定l=228.5mm,a=39mm,b=189.5mmg荷点挠度公式，可以求得在载荷点的挠度y=0.02mm满足II轴在装有齿轮处的挠度的条件。而根据倾角公式可以求得在轴两端装有齿轮处的倾角分别是2.71x10rad和5.99x10rad,满足II轴在装有轴承处的倾角的条件。当滑移齿轮较大的齿轮处于与主轴上的齿轮相接触时，即滑移齿轮处于II轴的中间，此时可以根据公式4-5和公式4-6计算出作用在II轴上的简化作用力F=1910N对!I表4-5,可以确定l=228.5mm,a=72.5mm,b=156mnS荷点挠度公式，可以

52、求得在载荷点的挠度y=0.0149mm满足H轴在装有齿轮处的挠度的条件。而根据倾角公式可以求得在轴两端装有齿轮处的倾角分别是2.54M10“rad和1.99>10urad,满足II轴在装有轴承处的倾角的条件。综上，齿轮在两个危险位置都满足刚度要求，所以R轴满足刚度的要求。(c)田轴(主轴)根据展开图草图和田轴的结构简图，可以将田轴看成等径空心轴，取其外径D=75mmJ径d=52mm求得&=0.6933,代入公式4-2可以求得Ii=1.19父106mr4i。主轴上的大齿轮的转速较低，当其处于工作状态时，主轴处于危险状态，而主轴中间的齿轮，虽然其转速较高，但其处于主轴的中间，所以它也可能是主轴的危险工作位置。验算主轴的刚度，也就是校核在这两个危险的工作位置，主轴是不是满足刚度。当大齿轮处于工作状态，即主轴上的载荷处于靠近箱体的位置时，此时可以根据公式4-5和公式4-6计算出作用在田轴上的简化作用力F=6337N对照表4-5,可以确