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机械制造装备设计

课程设计车床的主传动系统设计任务书专业机械设计制造及其自动化6.最大加工直径为250mm的普通车床的主轴箱部件设计原始数据：主要技术参数题目主电动机功率P/kw3最大转速1800最小转速355公比1.26工件材料：钢铁材料。刀具材料：硬质合金。设计内容：1）运动设计：根据给定的转速范围及公比确定变速级数，绘制结构网、转速图、传动系统图，计算齿轮齿数。2）动力计算：选择电动机型号及转速，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）绘制下列图纸：机床主传动系统图（画在说明书上）。主轴箱部件展开图及主要剖面图。主轴零件图。4）编写设计说明书1份。设计指导教师目录TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"一.设计目的1\o"CurrentDocument"二・普通车床主动传动系统参数的拟定1\o"CurrentDocument"已知条件；1\o"CurrentDocument"车床参数和电动机的选择；1\o"CurrentDocument"确定转速级数；1\o"CurrentDocument"车床的规格；2\o"CurrentDocument"运动设计2\o"CurrentDocument"拟定传动方案；2\o"CurrentDocument"确定结构式；2\o"CurrentDocument"设计结构网；3\o"CurrentDocument"确定各轴转速；3\o"CurrentDocument"确定转速图；4\o"CurrentDocument"确定各变速组传动副齿轮齿数；4\o"CurrentDocument"绘制传动系统图；6\o"CurrentDocument"动力设计6\o"CurrentDocument"带传动设计；6\o"CurrentDocument"齿轮传动设计；9\o"CurrentDocument"轴的设计与校核；14\o"CurrentDocument"主轴的设计计算及校核；19\o"CurrentDocument"片式摩擦离合器的选择和计算；22\o"CurrentDocument"轴承的选用及校核；23\o"CurrentDocument"键的选用及校核；25轴承端盖设计26\o"CurrentDocument"箱体的结构设计26箱体材料26箱体结构26\o"CurrentDocument"润滑与密封27\o"CurrentDocument"润滑设计27\o"CurrentDocument"润滑油的选择28A■.总结29参考文献绪论主传动系统的设计是机床设计中非常重要的组成部分，本次设计主要从机床的级数入手，与结构式，结构网拟定，再到齿轮和轴的设计，再选择主传动配合件对轴和齿轮及配合件进行校核，将主传动方案“结构化”，设计主轴变速箱装配图及零件图，侧重进行传动轴组件、主轴组件、变速机构、箱体、润滑、与密封、传动轴及滑移齿轮零件的设计，完成设计任务。本次突出了机构设计的要求，在保证机床的基本要求下，根据机床设计的原则拟定结构式和结构网，对机床的机构进行精简，力求降低生产成本；主轴和齿轮设计在满足强度要求的同时材料的选择也应采用折中的原则，，不选择过高强度的材料从而造成浪费。设计目的通过机床主运动机械变速传动系统得结构设计，在拟定传动和变速的结构方案过程中，得到设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练，树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。普通车床主动传动系统参数的拟定已知条件：最大加工直径为D=O250mm；主轴最大转速=1800r/min;最小转速=355/min；电动机的功率P=3kW.车床参数和电动机的选择：此经济型数控车床根据任务书上提供的条件，电动机的功率为3kW,选择电动机的型号为Y100L2-4，电动机具体数据如下表所示：电动机参数表电动机信号额定功率满载转速级数同步转速Y100L2-43kW1420r/min4级1500r/min确定转速级数:根据任务书提供的条件，可知传动公比中=1.26.根据《机械制造装备设计》由公式：勺=中ITOC\o"1-5"\h\zlgRn则有：z=m卡+1ig中\o"CurrentDocument"rn1800转速范围n=f*=编n355由上述综合可得Z=魇七+1=英+1=8由此可知机床主轴共有lg甲lg1.268级.因为中=1.26=,P2=2，根据《机械制造装备设计》查表标准数列。首先找到最小极限转速355,再每跳过3个数（1.26）取一个转速，即可得到公比为1.26的数列:355、450、560、710、900、1120、1400、1800r/min。车床的规格：根据以上的计算和设计任务书可得到本次设计车床的基本参数:

车床的主参数（规格尺寸）和基本参数表最大加工直径最大加工直径Dmax最高转速nmax（rmin）最低转速nmin（rmin）电机功率P（kW）公比中转速级数Z250180035531.268三.运动设计1.拟定传动方案: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、性能及经济性等多方面统一考虑。确定结构式：8=2x2x2由Z=8可得：8=2x48=4x2主变速传动系从电动机到主轴，通常为降速传动，接近电动机的传动转速较高，传动的转矩较小，尺寸小一些，反之，靠近主轴的传动件转速较低，传递的转矩较大，尺寸就较大。因此在拟定主变速传动系时，应尽可能将传动副较多的变速组安排在前面，传动副数少的变速组放在后面，使主变速传动系中更多的传动件在高速范围内工作，尺寸小一些，以节省变速箱的造价，减小变速箱的外形尺寸；也就是满足传动副前多后少的原则，因此确定传动方案为：8=2X2X2；由8=2X2X2传动式可得6种结构式和对应的结构网。分别为：8=2x2x28=2x2x28=2x2x21244122148=2x2x28=2x2x28=2x2x2142421241依据传动顺序与扩大顺序相一致的原则选择方案为：8=21x22x24；

设计结构网：传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围：在降速传动时，为防止被动齿轮的直径过大而使进径向尺寸过大，常限制最小传动比，Ln21/4,升速传动时，为防止产生过大的振动和噪音，常限制最大传动比'max-2，斜齿轮比较平稳，可取'mxx-25，故变速组的最大变速范围为"max='nnx/LnW8〜10。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，其他变速组就不会超过极限值。依据中间轴变速范围小的原则设计设计结构网如下所示：系统结构网图检查传动组的变速范围时，只检查最后一个扩大组：P=2R主max="主U主min=^0'25=8其中中=1-26，X2=4P=2最后一个扩大组转速符合要求，则其他变速组的变速范围肯定也符合要求。确定各轴转速：.分配总降速变速比总降速变速比=355/1420=0.25。由电动机转速不符合转速数列标准，因而增加一定比变速副。.确定传动轴数变速轴轴数=变速组数+定比变速副数+1=3+1+1=5。.确定各轴转速在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按变速顺序依次设为i、ii、m、w（主轴）。1与ii、ii与m、m与w轴之间的变速组分别设为a、b、c。现由w（主轴）开始，确定I、ii、m轴的转速。已知各级转速如下：1800、1400、1120、900、710、560、450、355r/min。1）先来确定m轴的转速变速组c的变速范围为，故两个传动副的传动比是:、结合结构式，m轴的转速可能：450、560、710、900.2）确定轴II的转速变速组b的级比指数为2,希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致变1速比太小，可取，农=1轴I的转速确定为：710、900.3）定轴I的转速对于轴I，其级比指数为1,可取：、二二、二确定轴I转速为900；电动机与轴I的定变传动比i=1420/900=1.58确定转速图：Inhiiv、确定各变速组传动副齿轮齿数：确定齿轮齿数的原则和要求：（1）齿轮的齿数和\不应过大；齿轮的齿数和\过大会加大两轴之间的中心距，使机床结构庞大，一般推荐\<100-200.'（2）最小齿轮的齿数要尽可能少；但同时要考虑：※最小齿轮不产生根切，机床变速箱中标准直圆柱齿轮，一般最小齿数zmin巳18；mn※受结构限制的最小齿轮最小齿数应大于18,20；※齿轮齿数应符合转速图上传动比的要求：实际传动比（齿数之比）与理论传动比（转速图上要求的传动比）之间又误差，但不能过大，确定齿轮数所造成的转速误差，一般不应超过土10（中-1）%即：式中〃实一主轴实际转速；n标一主轴的标准转速；中——公比。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，如传动比制造装备设计》表2-8中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于18〜20。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。根据表2-8（《机械制造装备设计》主编关慧贞）查得①动组a:由，"a.2=1，26-时：%=……59、61、63、65、66、68、70、72、74、75……时：S广……58、60、62、64、66、68、70、72、74、76……可取S=72，于是可得轴I齿轮齿数分别为：32、36。z于是，；齿轮SI轴齿数323672II轴齿数4036②动组b：由，b.1=1b.2=1.58；时：Sz1=……65、67、70、72、73、75、77、78、80、82……时：Sz2=……68、70、72、74、76、78、80、82、84、86……可取S「二72，于是可得轴11上双联齿轮的齿数分别为：28、36。于是，是，得轴III上两齿轮的齿数分别为：44、36。③动组c:由，c=2.52时：78、80、81、84、85、87、88、91、92z1时：7.绘制传动系统图四.动力设计带传动设计：V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。电动机转速n=1420r/min,传递功率P=3kW,传动比i=1.26、两班制，一天运转16小时，工作年数10年。确定计算功率：由《机械设计》表8-8工作情况系数KA查得KA=1.2O由《机械设计》公式(8-21)得：Pca=3.6KWP--电动机额定功率，KA一工作情况系数因此根据Pca、n1由《机械设计》P⑸图8-11普通V带轮选型图选用A型。确定带轮的基准直径只，D；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D］不宜过小，即D产Dmin=75mm。查《机械设计》%表8-9、图8-11和P155表8-7取主动小带轮基准直径D=125mm。由《机械设计》P50公式(8-15a)得式：D2=nD1Gf)2式中：n「小带轮转速，n2-大带轮转速，£-带的滑动系数，一般取0.015o故200mm。由《机械设计》P⑸表8-8取圆整为。验算带速度V，按《机械设计》P0式(8-13)验算带的速度V=9.3m/s所以5m/s<V<30m/s，故带速合适。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《机械设计》中心距公式(8-20)0.7(D+D)<a0<2(D+D)即：227.5<a0<650，取a0=400.V带的计算基准长度L由《机械设计》公式(8-22)计算带轮的基准长度:代入数据为：L0=2a0+：(D1+D2)+(°；°2)=1314mm24a0由《机械设计》表8-2，圆整到标准的基准长度Ld，取整为Ld=1430mm确定实际中心距a按《机械设计》九公式(8-23)计算实际中心距a牝a0+(L1+L2)/2=458mm(7)验算小带轮包角a1根据《机械设计》二8公式(8-25)a1=180。—(d1-d2)57.3。/a=170。2120。故主动轮上包角合适。确定三角带根数Z根据《机械设计》匕58式(8-26)得z=Pca3.6p+Apkkz==1.79(1.92+0.13)x0.98x1.03.6查表《机械设计》表8-4由和得。P0=1.92查表《机械设计》P153表8-5由和n=1420r/min得Ap0=0.11kW。查表《机械设计》表8-5,；查表《机械设计》表8-2，长度系数取整即带数Z=2根。计算预紧力查《机械设计》表8-3,q=0.105kg/m由《机械设计》式(8-27)巴=500(2.5一4)Pc+qu20KazvF0=500x3.6/9.3x2x((2.5-0.98)+0.98)+0.1x9.32=158.74N其中：Pca一带的变速功率,3.6kw；v-带速,9.3m/s；q-每米带的质量，0.105kg/m；取q=0.1kg/m；z-带数取；z=2。F0=158.74N（10）计算作用在轴上的压轴力根据《机械设计》式（8-31）FP=2F0sina1/2Fr2ZFsin匕r2x2x158.74xsin170。/2=634.96NTOC\o"1-5"\h\zP02（11）带轮结构设计：V带轮的结构形式与基准直径有关，因为且，所以采用孔板式结构，查［3］机械设计机械设计基础课程设计表9-1可得出大带轮结构尺寸如下：\o"CurrentDocument"b=118=6d=49\o"CurrentDocument"h=2.75甲=38D=238\o"CurrentDocument"h.=8.7B=50D=140e=l5d=255.5d=42\o"CurrentDocument"f=10d=250d=22齿轮传动设计：（1）.确定模数：1）i-n轴：按齿轮弯曲疲劳计算：由式（10-7）试算模数3mN"2试选Kf1=1.3由式（10-5）计算弯曲疲劳度用重合度系数

Y=0.25+竺=0.25+-°^=0.688681.711a计算YFaYa[bF」由图10-17查得齿形系数YFa1=2.65,YFa2=2.23由图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.58,Ysa2=1.76由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为"=500MP,bF阮2=380MP由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.85,Kfn2=0.88取弯曲疲劳安全系数S=1.4有式（10-14）得[b]=KFN.FLiml=303.57MPF1s[b]=KfnAflm=238.86MPF2s=0.0138%2匕2=0.0164"f〕2因为大齿轮的牛大于小齿轮，所以取[bF][%]”F】2试算模数E=YFa2Ysa2=00164[%]”F】2试算模数3m.>2A:竺匹x(YY)=1.412x5172=1.41圆整为mj=2；z+z巧和m.中较大值，故第一变数组齿轮模数因取m=2；2）II-III就J按齿轮弯曲疲劳计算：由式（10-7）试算模数，即3m.>模数m取m：2KT1%x（U）试选Kf1=L3由式（10-5）计算弯曲疲劳度用重合度系数Y=0.25+竺=0.25+-°^=0.688681.711a计算YFaYa[bF」由图10-17查得齿形系数Ya1=2.65,YFa2=2.23由图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.58,Ysa2=1.76由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为"=500MP,bF阮2=380MP由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.85,Kfn2=0.88取弯曲疲劳安全系数S=1.4有式（10-14）得[b]=KFN.FLiml=303.57MPF1s[b]=KfnAflm=238.86MPF2sYFa1Ysa1=0.0138HL%2匕2=0.0164"f〕2因为大齿轮的牛大于小齿轮，所以取

付F]"f]试算模数3m.>岫2YFaYsa=YFa2Ysa2=00164x(YFaYsa)=1.5

b"f]试算模数3m.>岫2由中心距A及齿数计算模数：2A2x54由中心距A及齿数计算模数：2A2x54721.5圆整为mj=2.0；模数m取m^和m.中较大值。故第一变数组齿轮模数因取m=2.0；3）III-W轴：巧J按齿轮弯曲疲劳计算：由式（10-7）试算模数，即

3m.>：2KTYx（3m.>试选kfi=1.3由式（10-5）计算弯曲疲劳度用重合度系数Y=0.25+竺=0.25+^075=0.6886电侦11计算丰r[bF]由图10-17查得齿形系数YFa1=2.65,YFa2=2.23由图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.58,Ysa2=1.76由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为bFLm1=500MP,bF阮2=380MP由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.85,Kfn2=0.88取弯曲疲劳安全系数S=1.4有式（10-14）得[b]=KFN.FLiml=303.57MPF1s[b]=KfnAflm=238.86MPF2s=0.0138"f]1%2匕2=0.0164"f〕2因为大齿轮的牛^大于小齿轮，所以取

[bF]"f]试算模数"f]2YF儿—YFa2Ysa"f]试算模数"f]23m.>^KFTYYY\‘岫2x（_fu）=1.33

bF由以上计算可知：「[[[=2.66kW；=3.09圆整为m==3.09圆整为m=4.0；2A2x125m==z1+z281模数m取m和m.中较大值。故齿轮模数因取m=2；变速组i-n轴n-m轴m-w轴模数m224wj.确定齿宽：由公式B二甲m(甲=5~10；m为模数)得：第一套啮合齿轮"第二套啮合齿轮第三套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，应使小齿轮齿宽比相齿合的另一齿轮宽一些。.确定齿轮参数：标准齿轮参数：a=20度，小以二1，c*=0.25从《机械原理》表5-1查得以下公式齿顶圆直径d=(z1+2h*a)m；齿根圆直径d§=(z1—2h*—2c*)m；分度圆直径d=mz；齿顶高h=h*am；齿根高七=(h*a+c*)m；齿轮的具体值见下表：模数齿数齿宽分度圆直径d齿顶圆直径da齿根圆直径d§齿顶高ha齿根高hf2322064685922.54015808475362072766736157276672282056605122.544158892833620727667

361572766742320921008245581523224022245151801881703620144152134.确定轴间中心距:d=(J一尸=(32+40)x2=72(mm)iti22ii-iii(28+44)x2=72(mmii-iii(28+44)x2=72(mm)dii-vi(23+58)x2=23i.42(mm)2cos15.42。dii-vi轴的设计与校核：(1)确定主轴的计算转速：由转速图可知：主轴的计算转速是低速第一个三分之一变速范围的最高以转速，即同理可得各传动轴的计算转速:轴IIImw计算转速n(r/min)900710560450确定各齿轮的计算转速：传动组c中，23/58只需计算z=23的齿轮，计算转速为900r/min；45/36只需计算z=36的齿轮，计算转速为710r/min；传动组b计算z=32的齿轮，计算转速为900r/min；传动组a计算z=28的齿轮，计算转速为710r/min。核算主轴转速误差：n实=1420xQ125/。200x36/36x44/28x45/36=1743.30r/minn标=1800r/min气一〃标）

n标x100%=(1743-1800)1800X100%=0.31%<5%即主轴转速合适。（4）各轴的功率：取各传动件效率如下：带传动效率：门1=0.96轴承传动效率：2=°."齿轮传动效率：七=0.97则有各传动轴传递功率计算如下:p=P『=3x0.96=2.88kWp=Pd"门门3=3x0.96x0.99p=P门门2叫2=3x0.96x0.992HId123p=Pdnn3门3=3x0.96x0.993(5广计算各轴的输入转矩：x0.97=2.77kWx0.972=2.66kWx0.973=2.55kW一八…P由机械原理可知转矩计算公式为：气=9550x-d-mEP3…、Td=9550x寸=9550x-4__=20.18(N•m)mT=9550x£\=9550x3乂0.96=30.56(N-m)in900PnnnTo9550xdi23=9550x3x0.96x0.99x爵7710=37.26(N-m)mPnn2n2T=9550x2尸nmPnn3n3T=9550x工2顷n3x0.96x0.992x0.972=9550x5603x0.96x0.993x0.973=9550x45045.29(N54.13(N传动轴电机轴IIImW传动功率kw32.882.772.662.55传递转矩N-m20.1830.5637.2645.2954.13m以上计算数据总结如下:（6）传动轴的直径估算:当轴上有键槽时，d值应相应增大4〜5%;当轴为花键轴时，可将估算的d值减小7%为花键轴的小径;空心轴时，d需乘以计算系数b,b值见《机械设计手册》表7-12。1轴有键槽，11轴和皿轴因为要安装滑移齿轮所以都采用花键轴,w有键槽并且轴w为空心轴.根据以上原则各轴的直径取值：I轴的设计计算：1）选择轴的材料°C由文献［1］中的表11-1和表11-3选用45号钢，调质处理，硬度，［-i］=55MPa,°b=650MPa，°s=360MPa。2）按扭矩初算轴径根据文献［1］中式（11-2），并查表11-2，取C=115，贝考虑有键槽和轴承，轴加大5%：，所以取d=20mmII轴的设计计算：TOC\o"1-5"\h\z1）选择轴的材料°°由文献［1］中的表11-1和表11-3选用45号钢，调质处理，硬度，［-」=55MPa，°b=650MPa，°s=360MPa。2）按扭矩初算轴径°根据文献［1］中式（11-2），并查表11-2，取C=115，则考虑有键槽，轴加大5%：，所以取最小d=25mmm轴的设计计算：1）选择轴的材料°°由文献［1］中的表11-1和表11-3选用45号钢，调质处理，硬度，［-」=55MPa，°b=650MPa，°s=360MPa。2）按扭矩初算轴径根据文献［1］中式（11-2），并查表11-2，取C=115，则有键槽和轴承，轴加大5%：，取d=30mm.根据以上计算各轴的直径取值如下表示：轴1轴11轴皿轴最小轴径值202530（7）11轴的结构设计及校核计算:1）确定轴各段直径和长度：L1段：安装圆锥滚子轴承，d]=25mm；L1=20mm；L2段：安装两个个双联齿轮块，同时利用轴肩定位轴承，由轴肩计算公式T=98.21KN；d6=mz=3x42L左=105mm；L右=177mm；所以取d2=30mm；有结构确定LT=98.21KN；d6=mz=3x42L左=105mm；L右=177mm；轴的校核主要校核危险截面已知II轴齿轮6、齿轮8数据如下:T=98.21KN；2=126mm；d=mz=3x22=66mm；L左=250mm；L右=32mm；求圆周力：Ftd；径向力F=Ftanp2T2x98210.1558.89KN；d126Fr6=FtanB=1558.89xtan20=567.39KN；t2T2X98210=2976.06KN；dFr6F8=FtanB=2976.06xtan20=1083.20KN；轴承支反力：F=FLb；F=FLa；

佐tL+Lt右tL+Labab齿轮6对轴的支反力：F=F——b—=1558.89x一177一=978.45KN；佐tL+Lb105+177F=F一=1558.89x一1^一=580.44KN；t右tl+L105+177齿轮8对轴的支反力：=337.71KN；=2638.35KN；=FLb=2976.06x—32—tL+Lb250+32=F—=2976.06x250tL=337.71KN；=2638.35KN；齿轮6：M=L•F=105x978.45=102737.25KN；齿轮8：M2=L•F右=32x2638.35=84427.2KN；由以上计算可知危险截面在轴的右端齿轮6处，，跨距282mm；直径为48mm段;轴承的支反力：Fr左Fr右=FLb=567.39x__177Fr左Fr右rL+Lb105+177=F—=567.39x—105—=211.26KN；rL+Lb105+177水平面弯矩:M1=L•F左=105x356.13=37393.65KN；合成弯矩：M=(Mc「+Mc；二^37393.652+102737.252=109330.81KN；已知转矩为：T2=98.21KN；转矩产生的剪力按脉动循环变化，取a=0.6;截面C处的当量弯矩：M=([M2+(aT)2]=124199.43KN;校核危险截面C的强度b=M/(0.1d)=124199.43十(0.1x363)=26.62KN<[b]=55MPa；-1则有该轴强度满足要求。同理可知，按照此方法校核其他传动轴，经检验，传动轴设计均符合要求。转矩图

主轴设计计算及校核:主轴上的结构尺寸虽然很多，但起决定作用的尺寸是：外径。、孔径d、悬伸量a和支撑跨距L。.主轴前后轴颈直径的选择：主轴的外径尺寸，关键是主轴前轴颈直径D1。一般按照机床类型、主轴传递的功率或最大加工直径，参考表3-7选取D1。最大回转直径400mm车床，P=4KW查《机械制造装备设计》表3-7，前轴颈应D1=70-105,初选D1=90mm,后轴颈D=(0.6〜0.85)D取D=60mm。1.主轴内孔直径1的确定：很多机床的主轴是空心的，为了不过多的削主轴刚度，一般应保证d/D<0.7。睥=90±60=75心22取d=Dx(0.55~0.6)；经计算选取内孔直径d=40mm。.主轴前端伸长量a:减小主轴前端伸长量对提高提高主轴组件的旋转精度、刚度、和抗震性有显著效果，因此在主轴设计时，在满足结构的前提下，应最大限度的缩短主轴悬伸量a。根据结构，定悬伸长度a=(0.6~1.25)x90=54~112.5m;取a=100mm。.支撑跨距L:最佳跨距L=(2~3.5)a=200~350；取值L=300mm合理跨距L=(0.75~3.5)a=225~1050mm；取值L=600mm。.主轴刚度校验：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L［当做两支撑的之距计算，中后支撑段主轴不计。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cFaL(1-8)-0.5Qbc(1+-)+ML(1-8)L0=搭FaL-0.5Qbc（1+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cFaL(1-8)-0.5Qbc(1+-)+ML(1-8)L切削力F'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）。则上S=120+0.4X200=200mm当量切削力的计算：F=a^WF'=120+80x3732.2=6220.33N

a120主轴惯性矩I=0.05以4-d4）e式中：F-主轴传递全部功率时，作用于主轴端部的当量切削力（N）；Q-主轴传递全部功率时，作用于主轴上的传动力（N）;M-轴向切削力引起力偶矩（N-cm）,若轴向切削力较小（如车床、磨床），M可忽略不计;Ma-主轴前支撑反力矩；E-支撑反力系数；a-主轴悬伸量（cm）；L、b、c-主轴有关尺寸（cm）;E-主轴材料的弹性模量（MPa）,钢E=2.1x107MPa;D-主轴当量外径（cm）,冗L-王轴支撑段的惯性矩（cm4）;I=—（D4-d4）;64d-主轴孔径；。=上FaL(1-&)-0.5Qbc(1+-)+ML(1-8)3EIL=1655(33x12x1848-0.5x3739x5.4x278x(1+26653x21x10x2.63x10)L3208=5.67x10-4rad因为9<b]=0.001rad；所以可知主轴前支撑转角满足要求。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。(1)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：气=d+(2~6)mmd为轴的直径，取d=25，所以'D=25+5=30mm特性系数甲是外片内径D1与内片外径D2之比取甲=0.69，则内摩擦片外径D=—1=-3^牝44mm2中0.69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M.和额定动扭矩Md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。根据《机械制造装备设计课程设计》有公式。即：式中——速度修正系数，由表10.7。——每小时结合数修正系数，干式取1；湿式按表10.8选取。——摩擦面对数修正系数。KZ=12x3.65x1.4xI000=6.5.7Z3.14x0.06x1x(443-303)x1x0.84取Z=7故摩擦片总数为Z+1=8片，内摩擦片为9片。用同样的方法可以算出反转摩擦片数：外摩擦片4片，内摩擦片5片。(3)离合器的轴向拉紧力由得：3.14Q=—x(442-302)x1x1=406.638

查《机床零件手册》，摩擦片的型号如下：内片：Dp=72.85，查表取：D=44mm,d=26mmb=3mm,B=9.7mmH=23.5mm,Y=0.5mm外片：Dp=72.85，查表取：D=86mm，d=30mmb=2mm,B=20mmH=48mm,H1=42mmY=0.5mm内外片的最小间隙为：0.2〜0.4轴承的选用及校核：(1)各传动轴轴承选取的型号：主轴前支承：NN3018K型圆锥孔双列圆柱滚子轴承：dxDxB=90x140x37；后支撑：352212双列圆锥滚子轴承：dxDxB=60x110x66；TOC\o"1-5"\h\zI轴带轮处：308深沟球轴承轴dxDxB=40x90x23；轴与箱体处：305GB276-89:dxDxB=25x62x17；齿轮：7305C角接触轴承GB292-83:dxDxB=25x52x15；II轴前、后支承：7306E圆锥滚子轴承GBT297-84:dxDxB=30x72x19；m轴前、后支承：7308E圆锥滚子轴承GBT297-84:dxDxB=40x90x23；(2)各传动轴轴承的校核：假定：按两班制工作，工作期限10年，每年按300天计，T=48000h。依据《机械设计》轴承校核公式如下：L=500(Cn)8>T或C=LkKKKP<C(N)hPhjfAHPfHO0nP=KKKKP；L-额定寿命h；C-额定动载荷N；AHPFHO0hT-滚动轴承的许用寿命h，一般取10000~15000h；8-寿命指数，对球轴承8=3，对滚子轴承8=103；f-速度系数，f=/—；3nf-速度系数，f=/—；3nf-寿命系数，f=8；—IhJh\500n-轴承的计算转速,/min；KA-使用系数；KHp-功率利用系数；Kho-转化变化系数；K：—齿轮轮换工作系数；H°P-当量动载荷(N),P=XF+YF；F-径向负荷(N)；F-轴向「负荷'(N)；X、Y-径向、轴向系数；I轴轴承校核：已知选用轴承为：深沟球轴承305GB276-89:dxDxB=25x62x17；基本额定动载荷C」=\7.2KN；由于该轴的转速为定值710r/min；依据设计要求应对I轴末端轴承进行校核。最小齿轮直径d28=28X3=84mm；I轴传递转矩T=9550xPdn\n2=9550x4X0.96X0.99=5\.\3(N-m)in7\0齿轮受到的切向力Ft=夷=2必\.\3Xi。0。川口就knd齿轮受到的切向力Ft=夷=2必\.\3Xi。0。川口就knd84齿轮受到的轴向力Fa=Ftanp=\2\7.38x0=0N齿轮受到的径向力七=F=\2\7.38xtan20。=443.09KN1cosp因此轴承当量动载荷P=XFr+YFa=F=443.09KNf=/匝=3；卫=0.36；*3n33x7\0Ka=\.\；Kho=0.96；Khp=0.8；Kf=0.8；Lh=500（土）8\7.2x\000x0.36=500（\.\x0.96x0.8x0.8x443.09)3=4420336.4龙>T=\0x300x\6=48000h因此该轴承符合要求，选取合适。同理可校核其他传动轴轴承，经校核各轴轴承选取均合适。7.键的选用及校核:(1)111轴上的键的选用和强度校核:Ill轴与齿轮的联接采用普通平键联接，轴径d=48mm；齿轮快厚度L=78.5mm；传递扭矩T[广267840N-mm；选用A型平键，初选键型号为14x70,GB1096-79,l=70(mm)。查《机械设计》表7-9得Q]=100MPa,[T]=90MPa。由《机械设p计》式(7-14)和式(7-15)得。=4T田/dhl=4x267840/(48x14x70)=22.86MPa<[a]p=110MPa由上式计算可知挤压强度满足。t=2T田/dbl=2x267840/(48x14x70)=11.43MPa<[a]p=110MPa由上式计算可知抗剪切强度满足。(2)主轴上的键的选用和强度校核主轴与齿轮的联接采用普通平键联接，轴径d=80mm；齿轮快厚度L=95mm；传递扭矩孔=357230N-mm；选用A型平键，由于主轴空心所以选择键B22x14x80,GB1096-79，l=80(mm)。查《机械设计》表7-9得[a]广100MPa，[t]=90MPa。由《机械设计》式(7-14)和式(7-15)得ap=4孔/dhl=4x357230/(80x14x80)=13.43MPa<[a]尸=110MPa由上式计算可知挤压强度满足。由上式计算可知抗剪切强度满足。五.轴承端盖设计t=2T四/dbl=2x357230/(80x22x80)=5.07MPa<[a]尸=110由上式计算可知抗剪切强度满足。五.轴承端盖设计d=d+1；D=D+2.5d；D=D+2.5d；e=1.2d；D=D-3d；503D=D-(10〜15)；4D=D-(2-4)；6m由结构确定；D为轴承外径；«为螺钉直径；参照《机械设计及机械制造基础课程设计》减速器端盖设计方案来设计主轴箱端盖，材料采用HT150，依据轴承