普通车床主轴箱设计

1、普通车床主轴箱设计摘 要近年来，中国机械工业的发展，如最强大的光束，在机械工业的数控机床，精密它决定了整个机械行业的生命线，这将决定机械行业的质量，显著因为它有娜上升的趋势，生命和死亡，为了在“碗”要饭，像那些人谁学习机，这是必要的，它知道。因此，本课题的目的，为了验证自己的技能，已比车头车床理解更深。对于设计的过程中，你将能够使用形式的“三部曲”。首先，它是如下。我们，相比于分析，选择最优先，并选择车床模型，诸如这样的阶段的号码，受我们公司，车床和最大加工直径的某些参数，然后关键参数在多组被计算并进一步参考可以设计图纸，式的基本结构I中的参考材料，这使得转移图来描述，并确定的近似大小和系数齿

2、轮传动件，最佳的设计是好的。其次，为使一个可靠的主轴箱开发了一种理论速度主轴等传动部件，以便确定通过模拟计算参数的近似数据结构，根据对最大加工直径和进展速度的教师方式。整体功率传递车床的设计的启闭已经完成之后，在第三，在“具体”的设计，主轴组件，框，在润滑和密封件的中心，设计出三维轴变速箱装配图和部件图纸轴组件设计传动机构，这将驱动的驱动轴和滑动齿轮部。关键词：主轴组合机件；主轴箱；普通车床；结构设计。 IOrdinary lathe spindle box designLathe headstock designIn recent years, the development of Chin

3、a's machinery industry, as the most powerful beam, precision machinery industry which determines the entire lifeline, This determines the quality of the machinery industry, notable because it has na upward trend, life and death, in order to "bowl" begging, like those people who study m

4、achine, have understood deeper than the front lathe.For you will be able to use the form of "Trilogy."First, We compared the analysis, choose the highest priority, and select lathe model, such as the number of stages by our company, lathes and some parameters of maximum machining diameter,

5、 the key parameters are then calculated across groups and with further reference to design The basic structure I drawings, the reference material of the formula, which makes the transition diagram will be described, and determine the approximate size and coefficient gear member, optimum design is go

6、od.Secondly, to make a reliable headstock developed a theoretical speed spindles transmission components, in order to determine the approximate calculation parameters by simulating a data structure, based on the maximum machining diameter and the rate of progress the way teachers.Third, at the compl

7、etion of the lathe spindle box after the power transfer to the overall design , design 3 d assembly drawing and part drawing spindle gearboxes.key words： the spindle composite parts；main shaft box；ordinary lathe； Structural Desig.1目录TOC o "1-3" u 摘 要ILathe headstock designII第一章 绪论92.1普通车床的

8、规格102.1.1车床的规格系列和用处102.1.2 操作性能要求10第三章 主动参数参数的拟定113.1 确定传动公比113.2 选择合适的主电动机11第四章 变速结构的设计134.1 拟定主变速方案134.2 变速结构式、结构网的选择134.2.1 确定变速组及各变速组中变速副的数目134.2.2 变速式的拟定134.2.3 结构式的拟定144.2.4 结构网的拟定144.2.5 结构式的拟定154.2.6 结构式的拟定154.2.7 确定各变速组变速副齿数164.2.8 绘制变速系统图17第五章 结构设计185.1 结构设计的内容、技术要求和方案185.2 展开图及其布置185.3 输入

9、轴的设计185.4 齿轮块设计195.5 传动轴的设计195.6 主轴组件设计205.6.1 各部分尺寸的选择205.6.2 主轴材料和热处理205.6.3 主轴轴承205.6.4 主轴与齿轮的连接215.6.5 润滑与密封215.6.6 其他问题21第六章 传动件的设计226.1 带轮的设计226.2 传动轴的直径估算246.2.1 确定各轴转速246.2.2传动轴直径的估算：确定各轴最小直径246.3 传动轴的校核.256.3.1 传动轴的校核256.3.2 键的校核266.4 各变速组齿轮模数的确定和校核266.4.1 齿轮模数的确定：266.4.2 齿宽的确定306.4.3 齿轮结构的

10、设计316.5 带轮结构设计326.6 片式摩擦离合器的选择和计算326.7 齿轮校验356.7.1 校核a变速组齿轮356.7.2 校核b变速组齿轮376.7.3 校核c变速组齿轮386.8 轴承的选用与校核396.8.1 各轴轴承的选用396.8.2 各轴轴承的校核39第七章 主轴组件设计417.1 主轴的基本尺寸确定417.1.1 外径尺寸D417.1.2 主轴孔径d417.1.3 主轴悬伸量a427.1.4 支撑跨距L427.1.5 主轴最佳跨距的确定447.2 主轴刚度验算457.2.1 主轴前支撑转角的验算；467.2.2 主轴前端位移的验算；47第八章 总结和展望508.1本文工

11、作总结508.2课题展望50致 谢51第一章 绪论首先是确定相关的机械设计的船队在没有比在所有两种类型必须是我们的其他的机械行业中的参数和参数：主要参数，基本参数，这两个参数，主根据设计和建造的体育传播机器上你的机器，可以直接影响，因为它满足了他们的工作条件和行业要求，准备了相同的技术参数和机器性能的设计你。的主要参数是直接地机械，不仅工作性能，工作，因为通常能够确定的主要参数，其中最重要的部分的所有参数的高效近似函数。所以，在一般情况下，设计的问题是，在许多情况下，这样的学龄前参数，虽然给出最大加工直径和车削系列，基本参数是不同的，通常在机器定的基本参数，在此，类型和类别相关的机械尺寸，运动

12、参数的传输系统以及能源马达的组合：运动可分为三大类，协调，发送，具体尺寸，公比等，资本是常见的。这个时候，我们的任务是，你有一个设计在车床，该车床的一个重要目的，主要用于处理所述轴，因为车床的需求仍是比较普遍，实际生活中，它是必不可少的汽车行业。当转动时，因为处理工件，形状，尺寸，和其他机构，看到了两个小车和粗加工需要不同的处理时间。两者的机行业的要求，在许多情况下，很远，即在有需要时，它会改变为工作的工具。因此，这一问题已被设计为处理各种车床的设计，它必须使用详细的数据收集进行。然后，它是基于执行初步评估预测得出的主要参数和机器的基本参数所需的处理需求所需的经典工艺工作的处理。为了开发必要的

13、参数，机械行业未来的发展，在国外检查，考虑到一个事实，即转向最大的谨慎正常的基本数据在家里接近国际标准，参数机床可配制处置大量索赔的，为了做出最好的效率，以确保实现足够的能力，这是合理的经济条件还可以。本不同的车床，车床，基本参数必须符合正当程序的处理要求有，这样的设计比主传动系统车床主轴箱的设计，最重要的是密切的方面，它将会改变，并链接到基本参数。在这方面，为了满足设计要求，该请求的基本前提下，并且在经济上是合理的选择。此外，该设计应根据目标的类型分析物车床要完成，以满足基本的要求，以保证其正常性能，并显示。为了满足的车床的主要参数的运动特性的可靠性;车床，以满足正常操作要求。这是因为，当驱

14、动件之间啮合的长度变正常，通常能够传递动力的，它是适当的，合理的选择的主电机驱动机构，以满足车床工作性能要求的设计。换句话说，有必要考虑到主驱动系统的设计和加工的材料，导热刚性，和正常的生活。请考虑他们，不仅要考虑经济因素和其他因素。第二章 规格计算2.1普通车床的规格2.1.1车床的规格系列和用处此次针对于普通车床进行数据整理和分析，关于车床的用途，主要用于加工回转体。根据设计题目规定的主参数以及推算得表1.1 工件最大回转直径(mm)最高转速( )最低转速( )电机功率P（kW）公比转速级数Z4001200277.51.41122.1.2 操作性能要求1）采用皮带轮卸荷装置2）要求可以通过

15、双手手动操作摩擦离合器，控制车床的驱动和制动3）用变速手柄操控主轴的速度变化第三章 主动参数参数的拟定3.1 确定传动公比根据【1】公式（3-2）可得 ， Z=+1=1.4176根据【1】表3-5 标准公比。这里我们取标准公比系列=1.41.由于=1.41，即约等于1.06，根据【1】表3-6标准数列。根据机械加工工艺学，应首先确定也就是题目给定的最小速度27，之后再按照每隔5个数取样的方法，从而得到公比为1.41的数列：27，37.5，50，71，101，142，198，270，410，550，800，1180.3.2 选择合适的主电动机首先，我们需要确定合适的电机功率P，以保证车床能够正常

16、地运作，且不会影响生产效率，符合经济合理的大前提。现今机械工业中，基于经济合理的大前提下，车床加工的工件大多是钢材，其中最多用的是45号钢。已知45号钢的表面粗糙度=3.2mm。在加工的时候，因为刀具受力情况，正确调整刀杆尺寸：15mm26mm。刀具几何参数：=5，=70，=10，=-5，=10，=5，b=0.31mm，r=1.5mm。在得到具体的几何参数之后，我们就可以通过实际参数对粗车的切削用量进行初步预设了： 计算模拟数据所需的切削速度，参【2】表8-57，取V=1.7。 算出车床功率，首先是对主切削力的计算 参照【2】-表8-59和表8-60，得出有关参数，通过数据整理和分析，再结合参

17、考资料的公式：F=9.81 =9.8127040.920.95 =3242（N）切削功率=32421.7=5.5（kW）在正常情况下，设机床变速效率为=0.80.=6.860(kW)3表12-1（IP44）Y系列电动机，根据Y系列数据（IP44）电动机属于全封闭式的异步电动机，因此它具有防止机械工业厂进行机械加工时的剩余物进入电动机。其正常工作频率大约50Hz左右。此类型电动机对于大多数没有特定要求的机械都适用。像常见的工程机械，数控机床，以及水泵机等等。依上综述此类型电动机的所有优异特性，以数据的合理分析以及配合，所以最后确定选取Y132M-4型三相异步电动机作为我们车床的主供能电动机，根据

18、此章计算，得到上表1.1。第四章 变速结构的设计4.1 拟定主变速方案开发的传输节目时，需要考虑到许多方面，如选择结构的传输，以及选择的制动系统，转向系统架构相关系统，操作系统等，其中最重要的是下式的变速和主齿轮的组合和选择的机械部件的形式，从而与不同的传动机构，换档类型。对于变速方案而言，变速类型和变速机构的设计的简易程度有着紧密的关系。所以选择的变速方案在变速类型和变速结构方面都一定要符合经济合理的大前提，且有高性能和高复杂性。根据基准换档程序和替代传输系统组合列表，我们有很多可用的比赛。增加启闭壳体的尺寸可以增加组合的数量，以使换档，它可以在一个传统的启闭换档程序进行组合改变为后轮结构需

19、要一个分支或转移的形式;可在多速变速箱电机中使用，你可以在档位选择的类型发生了变化，也可以使多套换档轴公众。总结论是，我们可以选择换挡程序非常多，我们需要做根据具体情况选择具体的改进方向。而在车头设计的这个时候，你可以选择把重点转移在车头设计的传动机构的形式。4.2 变速结构式、结构网的选择结构式变速网络选择，如果结构的组合是相对简单的单一类型的换档，通常是，换档可以选择串联结构。但是，如果我们转移的组合的结构是更复杂类型的一部分，我们将使用并行移位结构。4.2.1 确定变速组及各变速组中变速副的数目 变速副中，范围不能太大，然而用2或3较为合适，得变速级数也为2和3，得 因此我们可以得出三种

20、方案：12=3×2×2， 12=2×3×2， 12=2×2×3。 4.2.2 变速式的拟定 关于变速式选项，因为给定的速度阶段的主要参数是12，所以在换档选择的组合以考虑到主轴箱传输系统的具体情况下应该尽量满足速级的基本要求。在这种设计中，装置倒车摩擦离合器轴安装轴，但为了减少由于加入部分的轴和增加的轴向尺寸，所以这是第组轴移位副副号码不应该太，所以第一组应该转移首席副号码设置为2。在变速系统中，最重要的就是主轴，因为主轴是直接影响车床的加工效能，直接影响成品质量。所以为了确保主轴运转的稳定性，主轴上放置的齿轮也不宜过多，所以主轴上的

21、变速副副数通常为2。结合所有的要求，所以最后选定的变速式为第二种方案：12=2×3×2。4.2.3 结构式的拟定对于12=2×3×2传动式，结构式可以有不同的6中陈列。同样也就是有相对的6种不同的结构网，分别为：， ， ， 我们这次采用的I轴是装有摩擦离合器的，所以在结构上，要求在I轴上应该设定其中一个齿轮的齿根圆的直径必须大于摩擦离合器的配合直径。因此我们可以试选的方案。从理论上讲，该马达的旋转速度一般为比所需的速度车床大得多，所以通常减慢主传动系统，即从马达轴传递到过程中的动能，在做减速基本换档。所以一般来说，代理副变速电机超过近的数量，从而降低材料

22、，并经过多一点在安置的基本原则，前见面。在我们设定车床主变速传动系统的过程中，为了不增加从动齿轮的尺寸，以致主轴箱的箱壳体无实用性地增加其径向长度，浪费材料。所以在设计降速轴的降速变速时，通常我们需要限定 ；然而为避免增加工作的误差，并且减少车床在工作时产生的噪声，所以在升速过程中需要。但如果采用斜齿圆柱齿轮的话，在传递动能的时候较为稳定，可取。因此在主变速传动系统中所有的变速组合的最大变速范围。4.2.4 结构网的拟定基于上述条件以及结构网选择的基本条件。从而确定结构网如下：4.2.5 结构式的拟定首先，主轴的变速系统是整个变速系统中最为关键的一部分，所以首先要确定主轴的变速范围R，根据公式

23、： （R0R1等为其他所有变速范围代号） 根据机械原理，和机械工艺学可知，在测验变速组合的范围是否超出规定的最大值的时候，检测的关键在于扩大组，根据参考资料，机件末端的扩大组的范围在所有的变速组合中，范围是最广大一个，所以才被称为扩大组，而扩大组的范围是许用范围的最大极限。 其中， ，没有超出规定范围。4.2.6 结构式的拟定拟定结构是，首先需要绘制转速图 选择Y132M-4型Y系列笼式三相异步电动机。 测定变速系统的总体降速变速比： 但是因为电动机转速远远大于所需的转速，所以需要适当增加一些降速变速型的变速副。 拟定变速轴轴数 确定各级转速根据先前给定的主参数以及第三章计算得到的数据、z =

24、 12每隔5个数取一个转速，然后算出各级的转速：1280、780、540、420、260、210、150、110、72、52、38.5、28r/min。 绘制转速图我们现在可以从（主轴）下手，通过类比和推算的方式来确定、轴的转速：使用倒推法：先可以知道变速组c。变速组c 的变速范围为，综合上述设定，推测出轴的转速为：100、140、200、280、400、560r/min。 确定轴的转速，即变速组b。变速组b的级比指数为2，但就像上面说过的，中间轴是低速轴，如果超速，则致使在变速时无法升速。但是中间轴的变速比如果太小，那即便可以升速，效用也不会明显，所以可设定b为： ，即轴的转速应该为：400

25、、560r/min。确定轴的转速，即变速组a。变速组a的级比指数为1,可取 ， 得到轴I的转速是780r/min。所以，主轴的定变速比。然后画出转速图。4.2.7 确定各变速组变速副齿数而根据参考材料，我们可以得知变速组中的传动比是否规律，也很重要。当传动比与标准公比呈几何关系时，就可以从【1】表3-9中选取相应齿数的标准齿轮配比。根据参考资料的列表可知，最小的齿轮齿数应该大于18。通过【1】,查表3-9可以得出常用的齿轮齿数配比有哪些。、变速组a:，； 时：57、60、63、66、69、72、75、78时：58、60、63、65、67、68、70、72、73、77取85,从而得知轴齿轮齿数分

26、别是：27、33。于是， 可得轴上的三联齿轮齿数分别为：58、47。、变速组b: ，,时：87、89、90、91、92时：87、89、90、91时：86、88、90、91得到 ，轴两齿轮齿数为：70，62、50。、变速组c:,时：、85、89、90、94、95、108时： 84、87、89、90、108可取 108.于是得,4.2.8 绘制变速系统图根据已知条件有下图：第五章 结构设计5.1 结构设计的内容、技术要求和方案主轴箱车床结构，一般来讲，包括相关联的连接部主轴组件，传动部件，润滑系统，操作机构与主轴壳体框。在设计中，有必要在其他领域，如这样的精度，材质，所述第一梁的刚性要考虑耐冲击性

27、的条件。同样地，经济合理的计算变速比的基础上设计，有必要提请动能保护方案中的传输系统的上下文中，在机器运行时，动能的传输过程中，因为它被转换成热，这将是动能的一部分，因为它们的温度车床，在操作期间，例如一个常规的工件，如在工作中的问题和精度的稳定性不仅旋转的结果：仅相反，多级的考虑的数量，一些一般温度机械传动除了考虑设计的有关要求是考虑到工作环境，热膨胀或收缩，高组件间兼容为了满足性别，经济合理的假设线，和维护是容易的，因为其结果是被改变。所以，这章所述是十分重要的，所以考虑必须全面且完善，仅仅一次的设计，是不足以为定论的，为了方便及时修改和加强即视感，可以先模拟草图只有的目的和好处有：（1）

28、可以是在比赛的装配结构的传输系统中更为明显。（2）通过模拟草图，在假设条件下观察到的结构简单的设计，操作条件，有什么利弊，进而为缺乏有效合理，并及时修复。如上所述，显然布置结构，确定安排用于支撑轴承跨度，以及与各轴和齿轮的具体位置，以便于传输总体机械分析用于检查设计过程中稍后节省时间。5.2 展开图及其布置所谓放大图，该模型平面2D附图中，驱动系统的结构，尺寸的各个部件的设计和，实例化的基本参数。第一个问题，在需求，围绕I轴，I轴，与齿轮和摩擦离合器的浴室中，响应于该请求，我们可以选择的是两个放置的程序事它可以：第一，两个用于但一齿轮和离合器闭合。而占据小的体积，以便处理，势必是所需齿轮的大小

29、，或不能匹配，这导致轴向重力的轴的中心和时刻的位移间隔已被提高。另一个布置方案中，为了补偿它，通过对接的方法的反转沿下，分为左，右离合器，根据本方法，不仅转移到不同的操作原理，离合器到但减少的空间中，它不会增加的轴向距离。它总是指出，第一种选择，第二个选项的操作可以消除。缩短寿命，边际性能制动在高速轴或非常慢轴不存在，解决了离合器制动器激活，引起疲劳，避免用力过大穿透。最后是关于齿轮的位置安排，如果安排的不适当，会白白地浪费制作材料，增加箱壳体的体积，还会影响整体的刚度。5.3 输入轴的设计输入轴的动能被车削接受第一关。因此，它的材料刚度和强度要求，也可以说在所有的情况下轴最高绝大多数是玩输入

30、轴减速换挡的作用，他忍受了所有轴的扭矩是最大的。其通常皮带轮从整体考虑团结，为了，滑轮放置，通常在为了减小力轴，外加附件在其上更为不利组件，通常我们组装输入该轴的端部时的轴，将采用“与”的方法，以节省组装时间。今天主要是数控加工中心为主，但即使是普通车床，还经常有空中交通管制的要求，根据不同的加工工艺，具有不同换刀，高频转向，离合器损坏非常合理的选择合适的离合器式安装方法，可以延长整体使用寿命。在n顺序，因为它是在摩擦离合器配备，确定所述输入轴的幅度，以弹性方式，以减少设计错误时应该充分余量它，它会影响整个数据的大小。简单的离开维修一点空间对于离合器的具体装配方面有些地方需要注意：1） 摩擦片

31、的轴向定位，我现在的输入轴属于花键轴，利用轴上的花键，可以很好地和齿轮进行接合，再利用有弹性的摩擦片，将各个齿轮进行有效的间隔，从而控制轴向尺寸和齿轮位置。起到定位的作用。2） 摩擦片的弹性势能，可以帮助轴承在轴和齿轮间进行往返的来回远动，形成一个有差别的封闭式空间，增加活动性。3） 结构设计时要确保要求组件的结构稳定性，对于特殊搭配，应保持特有的自锁性能，以确保机床在工作时不会出现大故障。5.4 齿轮块设计齿轮间的有效搭配非常的多，但都要依照几点重要因素：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；为了降低车床在正常时的噪声，机床的齿轮要求有极高的精度。

32、不同精度的齿轮通过不同顺序的排位可以有不同的作用，例如：766，877，655。根据对噪音的控制要求不同而有着不同的选择，精度越高的配合，噪音就越小，成本也就越高。如上述，结构要求的分别导致齿轮精度分不同，而不同精度的齿轮的制造也就有了区别，可还是一句话，越好的，越难，越贵。然而身为机床的重要部位，变速箱中齿轮要求一律较高，所有都要经过热处理。5.5 传动轴的设计 高和低动能轴，该机用于调节驱动轴，大部分的驱动轴轴线的所有的功能需求，以确保不影响车床的操作中，它总是在驱动轴的有效性的要求，如在整个制动的动力学稳定性的所有方面都必须是正常的。首先，为在机器的整个使用寿命，并考虑到疲劳磨损的影响，

33、所以该轴的强度，必须有一个恒定的力。而且，以防止轴间距比磨损和动能损失的组装过程中的热传递，应注意的是，中心轴，若节距误差过大，它可以很容易导致这些问题，另外，这也是很重要的如果有效齿轮啮合无法实现在机器的操作过程中预期的，这是不可避免的会有稳定性差，嘈杂的不良反应，严重时，可能会导致机器的瘫痪。驱动轴的光轴可以花尽可能键轴。因为，它不是强制性的要求，和简单花键加工，可以在任何时间进行处理，之所以有差异，这主要是因为，如果需要滑动齿轮轴，但基于对装配问题的方便，花键轴，是比较常见的选择。的轴承的选择，并选择轴，因为可以任意选择基于所述结构的前提下，没有强制要求，虽然圆锥滚子轴承容易在装配，但考

34、虑到机器的要求，以及运行 - 时间，一个强大的扭矩和弯曲力，所以一般在轴的整体刚度需要正常熊，旨在选择球轴承的情况下的具体情况更然后再加上型和滚珠轴承模型选择。5.6 主轴组件设计这是所有的最重要的结构设计主轴轴线。相对最严格的设计要求，尤其是对精度的要求，因为主轴精度可以直接决定车床的稳定性和效率。因此，为了保证正常的工作效率车床主轴稳定性和地震的要求非常高。而且，以控制材料的温度和刚度，以避免失真。5.6.1 各部分尺寸的选择主轴形状与各部分尺寸除了和上述的材料刚度，温升和稳定性之外，还涉及到很多其他因素：1） 内孔直径2） 轴颈直径即主轴前端的支撑点出主轴的某一段出的直径，这一定值无法直

35、接取得，所以在通常情况下，我们可以用预设值的方法计算。3） 前锥孔直径前锥孔需有自锁的性能，以此确保机件在工作时不会离开或倒退本来位置，所以可用莫氏六号锥孔。5.6.2 主轴材料和热处理在主轴结构的形状和一定条件下的大小，以增加材料本身的弹性率E，该材料可以相对地增加主轴本身的刚度。根据经济合理的基本前提，普通机床是比较合算使用45号钢。的材料强，不易变形，和长期的耐久性。并且因为主轴轴线移动所有的最高数目之一，因此常产生磨损和摩擦热，所以要经过一些热处理，以改善精度：通常HRC40-50硬度钢。以猝灭表面光滑，回火然后后，增加硬度，提高该机构的整体稳定性，以免影响精度和降低生产性能。5.6.

36、3 主轴轴承1）轴承类型选择我们可以选择双列短圆柱滚子轴承。其优点有刚度强，可承受多方向力矩，而且本身结构不复杂，但其不能承受太高速度运转。通常与其进行配合的轴承类型如下：一：600角双向推力向心球轴承。新出来的一种，作用范围广，而且性价比高，尤其是在控速和负荷方面，比绝大多数的老型号都要好，唯一美中不足的就是难承受多方向的作用力。2）轴承的配置市场上机床主轴一般有两个支撑，控温和空载更方便。但有时也有用三个支持的：不是真的三个主支撑，而是用轴上预设三支撑，然后将其中两个支撑作为主要支撑，而把第三个做为辅助支撑轴承配置时，除了要挑出适合的轴承，还有分清推力轴承。因为可以直接影响到轴在温升情况下

37、轴向距离的变化。3）轴承的精度和配合首先在精度方面，在主轴上以轴承的位置来决定精度，通常来说，放置在前的轴承精度会比其他轴承要求高，但就算是主轴上精度要求最低的轴承，也比其它轴上轴承要高的多。但不管怎么选择，都必须符合经济合理的大前提下。为了轴和轴承之间不会有过激的碰撞，不会造成过大的不必要误差，所以在装配上常用过渡配合，也就不会影响使用寿命和造成损伤，从而影响配合精度。直接造成配合不当，导致机床易受损，出故障，降低机床的生产效率。5.6.4 主轴与齿轮的连接 连接键没什么特别要求，但轴的现状通常选择圆形，一来圆形轴较广泛，而且运转时较流畅，而且圆形轴可以配合大多数齿轮，配合性高，且易于安装组

38、合。5.6.5 润滑与密封 主轴转速高，必须保证充分润滑，但同时也要防止漏油。防漏的措施有两种： 1）堵采用不会直接接触轴的密封装置，在装置和轴之间，留有一定余地，但这种方法对精度的要求很高，而且在实际操作中难度也很高。 2）疏导合适的地方让出回油路，从而能循环利用，更节省。5.6.6 其他问题 主轴上齿轮能靠近轴承最好，齿轮的尺寸越靠前说明越大，从而使得减少了受力矩。 第六章 传动件的设计6.1 带轮的设计(1)选择三角带的型号故根据【4】公式（8-21） 式中P-电动机额定功率， -工作情况系数 (2)带轮的基准直径，由【4】公式(8-15a) 式中-小带轮转速，-带的滑动系数，一般取0.

39、02，-大带轮转速。 ，由【4】表8-8取带轮直径=162mm。(3)带速度V ，故带速合适。(4)初定中心距带轮的中心距在一般情况下是取不了定值的，不过我可以用近似值的方法进行计算，得出大致的范围。然后再简化取值。 根据【4】经验公式（8-20）取=380mm.(5)、三角带的计算基准长度 (6)、验算三角带的挠曲次数 ，符合要求。 (7)、确定实际中心距(8)、验算小带轮包角根据【4】公式（8-25），故主动轮上包角合适。(9)、确定三角带根数根据【4】式（8-26）得 取 根(10)、计算预紧力由【4】式（8-27）其中： -带的变速功率,KW； v-带速,m/s； v = 1440r/

40、min = 9.42m/s。 、计算作用在轴上的压轴力 传动比6.2 传动轴的直径估算除了的驱动轴强制性要求的材料强度，以防止在正常工作疲劳损伤需要相同的刚度，导致影响精度。它不允许修改或结构过载断裂，结果，并以能够实现这一要求，我们只能合理设计，以增加在该极限压应力轴的刚度和弯曲应力的估计。6.2.1 确定各轴转速 、确定主轴计算转速：、各变速轴的计算转速：、各齿轮的计算转速一般只要算出变速组中要求最小的齿轮。因为他们是底线，只有能保障他们，那么就可以基本确定了。 在变速组c当中，传动比24/86只需计算z = 24的齿轮，算得转速是300r/min；、核算主轴转速误差 所以合适。6.2.2

41、传动轴直径的估算：确定各轴最小直径根据公式查表得，.轴的直径：取轴的直径：取轴的直径：取 -该传动轴的计算转速（）； -传动轴允许的扭转角（）。各轴间的中心距的确定：；6.3 传动轴的校核.6.3.1 传动轴的校核轴的校核：最大挠度：查【1】表3-12许用挠度； 。轴、轴的校核同上。6.3.2 键的校核算得中间值：。预设轴上的键的长度，间隔高度。由【4】式（6-1）可得键与轮毂见到挤压强度已经符合要求了，键的标记为：6.4 各变速组齿轮模数的确定和校核6.4.1 齿轮模数的确定：首先估算齿轮模数：如上述，我们可以优先选择尺寸最小的齿轮进行计算，这样一来，计算过程简单，不易出现误差，而且计算量少

42、，节省时间，关于相关的齿轮摩擦以及疲劳强度等基本参数，可以参考【5】表7-17进行估算，得出模数和，取出最大值且在范围内的标准模数，但为了验算的方便性，通常不超过23种模数。根据【5】表7-17；有公式：齿面接触疲劳强度：齿轮弯曲疲劳强度：、a变速组：计算最小齿数33的齿轮。齿面接触疲劳强度：其中: -公比 ； = 2； -齿宽系数=； -计算齿轮计算转速;K-载荷系数取1.2。=650MPa， 齿轮弯曲疲劳强度： -齿宽系数=； 查取；-计算齿轮计算转速; K-载荷系数取1.2。，从【6】表10-4把齿轮模数调为2.2mm 。所以轴上主动轮齿轮的直径： 。轴上三联从动轮齿轮的直径分别为： 齿

43、面接触疲劳强度：其中: -公比 ； =4； -齿宽系数=； -计算齿轮计算转速;K-载荷系数取1.2。=650MPa， 齿轮弯曲疲劳强度：其中: P-齿轮传递的名义功率；P =0.9227.5=6.915KW； -齿宽系数=；-计算齿轮计算转速; K-载荷系数取1.2。，所以得到变速组b的齿轮模数得m = 4mm，b = 32mm。 轴上主动轮齿轮的直径： 轴上三联从动轮齿轮的直径分别为：、c变速组： 用斜齿轮防止传动不平稳，所以取，螺旋角。计算中心距a，圆整为280mm。修正螺旋角， 、标准齿轮参数：从【7】表5-1查得以下公式齿顶圆直径 ； 齿根圆直径；分度圆直径 ；齿顶高 ；齿根高 ；

44、齿轮的具体值见表6.4.2 齿宽的确定 由公式得：轴主动轮齿轮；轴主动轮齿轮；轴主动轮齿轮；为了防止在装配组合时产生不必要的误差，通常选择的主动轮要比从动轮的尺寸要大一些（510mm）。所以：， ，。6.4.3 齿轮结构的设计由上述的方法计算可以得到齿轮的基本参数，但还有很多例如：轮辐，轮毂等设计尺寸是得不到的，所以只有通过对齿轮结构的确定，才能得到这些数据，取齿轮高的直径时，可得实心式结构。当时，可做成腹板式结构，根据主轴箱设计结构：现决定把齿轮8、12和14做成腹板式结构。齿轮8、12和14结构尺寸计算如下：齿轮8结构尺寸计算， ；，C取12cm。齿轮12结构尺寸计算;；，C取12cm。齿

45、轮14结构尺寸计算，；，C取14cm。6.5 带轮结构设计、带轮的材料常用的V带轮材料为HT150或HT200，其材料和结合方式分别为铸钢和铸铝两种。因转速的不同，区别选择。、带轮结构形式V带轮根据基准直径的不同，有着不同的适合结构，如直径要求较小时可选择实心式，如果基准直径要求很大时，则适合用轮辐式。 所以估测带轮宽度：。 分度圆直径： 。、V带轮的论槽 V带绕在带轮上后运转容易发生偏离或贴得不是十分的紧凑，为了确保正常工作时不会因为贴合角度的误差影响效率，所以一般情况下，设计的工作面夹角需小于。、V带轮的技术要求带轮在众多组件安装上，要求十分紧密，不允许一点的马虎。以免出现结构漏洞，在机床

46、正常工作时出现机件偏离的现象，影响工作情况和生产效率。如果不小心出现了裂缝，气泡等不良现象，在不影响机床内部动力传动的前提下，也允许进行修改。其他条件参见中的规定。6.6 片式摩擦离合器的选择和计算如上述，基于机械工艺的要求，主轴箱中的传动轴需要安装片式摩擦离合器，因为它可以在车床运转中接通或脱开，具有极高的稳定性。 根据【15】和【14】表6-3-20，计算转矩，摩擦盘工作面的平均直径式中d为轴的直径。摩擦盘工作面的外直径摩擦盘工作面的内直径摩擦盘宽度b对于摩擦面的对数m的计算，通过查【15】表6-3-17，可知通常情况下，我们选择的相应材料多为淬火钢，因此摩擦因数是相通的，摩擦因数取0.0

47、8，许用压强取，许用温度<120.m圆整为7.摩擦面片数z=7+1=8.摩擦片脱开所需要的间隙，它采用了湿式，所以许用传递转矩因为压紧力Q摩擦面压强p根据【14】表22.7-7，基于主轴箱的整体结构，再考虑到机件之间的配合问题，所以选择湿式安装。结构形式见【14】表22.7-7图（a）。表5.26.7 齿轮校验 在验算算速箱中的齿轮应力时，考虑到齿轮啮合时的实际受力分析，和拟定模数一样，我们应该优先选择选择齿数最少的齿轮进行较算，一来是为了节省时间，二来计算简单，不易出现误差。齿轮强度校核：计算公式：弯曲疲劳强度;接触疲劳强度6.7.1 校核a变速组齿轮即验算齿轮1：弯曲疲劳强度；校核齿

48、数为33的齿轮，确定各项参数、 ,n=840r/min,、确定动载系数、。、确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数查【4】表10-4，得非对称齿向载荷分配系数； ,查【4】图10-13得、确定齿间载荷分配系数: 由【4】表10-2查的使用，取得齿间载荷分配系数、确定载荷系数: ；、计算弯曲疲劳许用应力 ， 接触疲劳强度、载荷系数K的确定：、得， 故齿轮1合适。6.7.2 校核b变速组齿轮即验算齿轮5：校核齿数为18得齿轮，参考各项参数、,n=420r/min,、确定动载系数：、 ,查【4】图10-13得、确定齿间载荷分配系数: ；、确定动载系数: 、计算弯曲疲劳许用应力 ， 、载荷系数K的确定：、弹

49、性影响系数的确定；据图得、据图查得， 故齿轮8合适。6.7.3 校核c变速组齿轮即验算齿轮11：、,n=200r/min,、确定动载系数：齿轮精度为7级，据图查得动载系数、 ,查【4】图10-13得、确定齿间载荷分配系数: 齿间载荷分布系数，、确定荷载系数: 、齿形系数和应力校正系数 、计算弯曲疲劳许用应力差得可知小齿轮弯曲疲劳强度。 【4】 ， 接触疲劳强度、载荷系数K的确定：、得、得， 故齿轮11合适。6.8 轴承的选用与校核6.8.1 各轴轴承的选用 前主轴轴承：NN3022K;支持：NN3020K;后方支援N219E这是利用支撑轴的离合器和齿轮：6206;支撑滑轮：6210前轴轴承：3

50、0207;支持：NN3009;后支持：30207前6.8.2 各轴轴承的校核、轴轴承的校核关于轴，根据参考资料，我所选择的轴承是球轴承，配合I轴端要求，我们可以选择负荷在15KN以上的球轴承，所以这次选择的是深沟球轴承6206， 上面也说过了，I轴的属降速轴，转速慢且稳定，而轴承的精度要求与齿轮的尺寸和轴向距离密不可分，所以应该重点计算最末端的轴承进行验算：齿轮的直径 轴传递的转矩 齿轮受力 通过理论力学的知识，根据公式计算得出不同轴承在不同位置上的径向力为:在水平面：在水平面： 根据题目要求以及上述计算，从【4】表13-6查得载荷系数，取，则有： 轴承的寿命计算: 故该轴承6206能满足要求

51、。、介于轴承的验算主要在于其受力的分布，所以其他轴上的轴承也都同上，可以确定基本上都符合基本要求。第七章 主轴组件设计7.1 主轴的基本尺寸确定7.1.1 外径尺寸D 所谓的外径尺寸，也就是指主轴的前端的支撑点与前轴承的结合直径。选定后，就可以和主轴一样，以它为基本，从而推测出主轴其他机件的外围直径，而关于的选定，只有通过同类型的车床进行类比测试进行确定。7.1.2 主轴孔径d根据给定参数可以确定，选取中型卧式车床，且需增加主轴上的孔径，而在增加主轴孔径的同时，也需注意结构的影响和对材料刚度的影响，因为主轴上受力越往后受到的力矩越小，相对受力也就越大，所以要注意主轴末端处的壁厚，以免形成疲劳磨

52、损。而且随着孔径的增加，主轴内部的轴壁也会相对地变薄，自然而然，对主轴材料的刚度也就要求地更高。总上所述，结合多方面的综合考虑，通过材料力学，利用刚度和截面惯性矩之间的关系，进行合理模拟计算。即：式中：根据上述公式，我们可以看出主轴的刚度和选取的实际孔径是呈几何关系的，如下图：当时，也就是说主轴的材料刚度减少的不多，但一旦超过0.7，就会大幅度地降低空心主轴的材料刚度，所以为了防止这种情况的发生，所以也需要对孔径和外径比的值控制在0.7以下，不让刚度大幅度下降。之后根据削度比，确定主轴孔径，随后根据锥孔的作用不同，来推算出锥孔的大小，还有是否需要自锁，基于上述原因，我可以选用莫氏六号锥孔。7.1.3 主轴悬伸量a主轴悬伸量往往没有定值，因为它的尺寸通常和主轴的整体结构形式有关，而且主轴的尺寸也会影响到它的尺寸范围，而主轴悬伸量可以决定前轴承的类型及配置，所以在设计主轴悬伸量的时候，应在主轴结构允许的情况下，根据结构,定悬伸长度。7.1.4 支撑跨距L支撑跨距L，如上所述，通常车床主轴都是用两个支撑，然后有第三个支撑位副支撑，即简单，易装配，有够稳定，而且此类