普通车床主轴箱设计-毕业论文

太 原 理 工 大 学阳 泉 学 院课程设计说明书姓 名： 杨 绒学 号： 120511058班 级： 12 机制本二班专 业： 机械设计制造及其自动化题 目： 车床主轴箱设计装配图：1张截面图; 1张主轴零件图:1张指导教师： 赵彤涌1一、绪论二、设计计算2.1 机床课程设计的目的2.2 机床主参数和基本参数2.3 操作性能要求三、主动参数的拟定3.1 确定传动公比3.2 主电动机的选择四、变速结构的设计4.1.主变速方案拟定4.2.变速结构式、结构网的选择4.2.1.确定变速组及各变速组中变速副的数目4.2.2.变速式的拟定4.2.3.结构式的拟定4.2.4.结构网的拟定4.2.5.结构式的拟定4.2.6.结构式的拟定4.2.7.确定各变速组变速副齿数4.2.8.绘制变速系统图五、结构设计5.1.结构设计的内容、技术要求和方案5.2.展开图及其布置5.3.I轴（输入轴）的设计5.4.传动轴的设计5.5.主轴组件设计5.5.1.内孔直径d5.5.2.轴径直径5.5.3.前锥孔直径5.5.4.主轴悬伸量a和跨距5.5.5.主轴轴承5.5.6.主轴和齿轮的联接5.5.7.润滑和密封5.5.8.其它问题六、传动件的设计6.1带轮的设计26.2 传动轴直径的估算6.2.1 确定各轴计算转速6.2.2 传动轴直径的估算6.2.3 键的选择6.3传动轴的校核6.3.1 传动轴的校核6.3.2 键的校核6.4各变速组齿轮模数的确定6.5片式摩擦离合器的选择和计算七、本文工作总结参考文件致谢3一、绪论机床技术参数有主参数和基本参数，他们是运动传动和结构设计的依据，影响到机床是否满足所需要的基本功能要求，参数拟定就是机床性能设计。主参数是直接反映机床的加工能力、决定和影响其他基本参数的依据，如车床的最大加工直径，一般在设计题目中给定，基本参数是一些加工件尺寸、机床结构、运动和动力特性有关的参数，可归纳为尺寸参数、运动参数和动力参数。通用车床工艺范围广，所加工的工件形状、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬质合金刀具又用高速钢刀具。因此，必须对所设计的机床工艺范围和使用情况做全面的调研和统计，依据某些典型工艺和加工对象，兼顾其他的可能工艺加工的要求，拟定机床技术参数，拟定参数时，要考虑机床发展趋势和同国内外同类机床的对比，使拟定的参数最大限度地适应各种不同的工艺要求和达到机床加工能力下经济合理。机床主传动系因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同，应满足的要求也不一样。设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。在设计时应结合具体机床进行具体分析，一般应满足的基本要求有：满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性，如机床主轴油足够的转速范围和转速级数；满足机床传递动力的要求。主电动机和传动机构能提供足够的功率和转矩，具有较高的传动效率；满足机床工作性能要求。主传动中所有零部件有足够的刚度、精度和抗震性，热变形特性稳定；满足产品的经济性要求。传动链尽可能简短，零件数目要少，以便节约材料，降低成本。二、设计计算2.1机床课程设计的目的课程设计是在学生学完相应课程及先行课程之后进行的实习性教学环节，是大学生的必修环节，其目的在于通过机床运动机械变速传动系统的结构设计，使学生在拟定传动和变速的结构的结构方案过程中，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，并培养学生具有初步的结构分析，结构设计和计算能力。2.2机床主参数和基本参数根据《机床主轴变速箱设计指导》查得车床主参数和基本参数为2.3操作性能要求（1）具有皮带轮卸荷装置（2）手动操作纵双向摩擦片离合器实现主轴的正反转及停止运动要求4工件最大主轴最高电机功率主轴最低系列主轴转速最大工件回转直径转速N（kw）转速级数长度Dmax(mNmax(r/mNmin(r/mm)in)in)400 1320 5.5 30 轻型 12 750-2000（3）主轴的变速由变速手柄完成三、主动参数参数的拟定3.1确定传动公比Rn=nmax/nmin=1320/30=44 Rn zZ=lgRn+1lg=Z-1Rn=12-144=1.41这里我们取标准公比系列=1.41=1.066，根据【1】P73表2-5标准数列。首先找到最小极限转速30,再每跳过5个数（1.26～1.066）取一个转速，即可得到公比为1.41的数列：30，42.5，60，85，118，170，236,335，475，670，950，1320。3.2主电动机的选择给定主电机的功率是 5.5kw，查《机床主轴变速箱设计指导》，选取电动机型号为Y132S-4，额定功率5.5KW，满载转速1440r/min，同步转速1500r/min。四、变速结构的设计4.1主变速方案拟定拟定变速方案，包括变速型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个变速系统的确定。变速型式则指变速和变速的元件、 机构以及组成、安排不同特点的变速型式、变速类型。变速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，确定变速方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。变速方案有多种，变速型式更是众多，比如：变速型式上有集中变速，分离变速；扩大变速范围可用增加变速组数，也可采用背轮结构、分支变速等型式；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。5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，我们采用集中变速型式的主轴变速箱。4.2变速结构式、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变速不失为有用的方法，但对于分析复杂的变速并想由此导出实际的方案，就并非十分有效。4.2.1确定变速组及各变速组中变速副的数目数为Z的变速系统由若干个顺序的变速组组成，各变速组分别有 Z1、Z2、Z3个变速副。即Z=Z1Z2Z3...变速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的因子:Z a b，可以有三种方案：12=322,12=232，12=2234.2.2. 变速式的拟定级转速变速系统的变速组，选择变速组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。在Ⅰ轴如果安置换向摩擦离合器时，为减少轴向尺寸，第一变速组的变速副数不能多，以2为宜。主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴上齿轮少些为好。最后一个变速组的变速副数常选用2。综上所述，变速式为12=2×3×2。4.2.3. 结构式的拟定对于12=2×3×2传动式，有6种结构式和对应的结构网。分别为：， ， ，轴装有摩擦离合器，在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合器的直径。初选的方案。从电动机到主轴主要为降速变速，若使变速副较多的变速组放在较接近电动机处可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，节省材料，也就是满足变速副前多后少的原则，因此取12=2×3×2方案为好。6设计车床主变速传动系时，为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，在降速变速中，一般限制限制最小变速比umin≥1/4；为避免扩大传动误差，减少震动噪声，在升速时一般限制最大转速比umax≤2。斜齿圆柱齿轮传动较平稳，可取umax≤2.5。因此在主变速链任一变速组的最大变速范围在设计时必须保证中间变速轴的变速范围最小 Rmax=umax（≤2~2.5）/umin(≥1/4)≤(8~10)。4.2.4结构网的拟定根据中间变速轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构如下：4.2.5.结构式的拟定主轴的变速范围应等于住变速传动系中各个变速组变速范围的乘积，即：Rn R0R1R2 Ri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。R2X2P21其中1.41，X26，P22∴R21.41618.46(8~10)，符合要求。4.2.6.结构式的拟定绘制转速图⑴、选择Y132S-4型Y系列笼式三相异步电动机。7⑵、分配总降速变速比总降速变速比i=nmin/nd=30/1440=0.0208⑶、确定变速轴轴数变速轴轴数=变速组数+定比变速副数+1=3+1+1=5。⑷、确定各级转速由nmin=30r/min、=1.41、z=12确定各级转速：1320、950、670、475、335、236、170、118、85、60、42.5、30r/min。⑸、绘制转速图在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按变速顺序依次设为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ（主轴）。Ⅰ与Ⅱ、Ⅱ与Ⅲ、Ⅲ与Ⅳ轴之间的变速组分别设为a、b、c。现由Ⅳ（主轴）开始，确定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速：①先来确定Ⅲ轴的转速变速组c的变速范围为 6 1.416 8 Rmax [8,10]，结合结构式Ⅲ轴的转速只有一种可能：118、170、236、335、475、670r/min。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，又不致变速比太小，可取bi11/41/4，bi21/1.4121/2，bi31/11轴Ⅱ的转速确定为：400、560r/min。③确定轴Ⅰ的转速对于轴Ⅰ，其级比指数为1,可取ai11/2，ai21/1/1.41确定轴Ⅰ转速为750r/min。由此也可确定加在电动机与主轴之间的定变速i1440/7501.92。下面画出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）。电动机ⅠⅡⅢⅥ电动机电动机 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅵ8传动系统的转速图4.2.7 确定各变速组变速副齿数齿轮齿数的确定，当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于定比传动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，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和Sz及小齿轮的齿数可以从《机械加工设备》表8—1各种常用传动比的适用齿数中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于18。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【1】P94,查表3-9各种常用变速比的使用齿数。⑴、变速组a:∵ai11/2，ai21/1.41；可取Sz=84,于是可得轴Ⅰ齿轮齿数分别为：35、49于是ia135/49，ia228/56可得轴Ⅱ上的三联齿轮齿数分别为：28、56。⑵、变速组b:根据【1】P94,查表3-9各种常用变速比的使用齿数,∵bi11/41/4，bi21/2,bi31/11可取Sz=90，于是可得轴Ⅱ上两联齿轮的齿数分别为：18、30、45。于是bi118/72,bi230/60，bi245/45,得轴Ⅲ上两齿轮的齿数分别为：72，60、45。⑶、变速组c:ci11/4，ic22根据【1】P94,查表3-9各种常用变速比的使用齿数,取Sz=99.ci1=1/4为降速变速，取轴Ⅲ齿轮齿数为 19；ci2=2为升速变速，取轴Ⅲ齿轮齿数为 63。于是得ci1=19/76,ci2 63/329得轴Ⅲ两联动齿轮的齿数分别为 19、63；得轴Ⅳ两齿轮齿数分别为 76，32。4.2.8. 绘制变速系统图根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图：五、结构设计5.1结构设计的内容、技术要求和方案设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、齿轮、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结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。主轴变速箱是机床的重要部件。设计时除考虑一般机械传动的有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题： 精度方面的要求，刚度和抗震性的要求，传动效率要求，主轴前轴承处温度和温升的控制，结构工艺性，操作方便、安全、可靠原则，遵循标准化和通用化的原则。主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点，由于结构复杂，设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在正式画图前应该先画草图。目的是：1）布置传动件及选择结构方案。2）检验传动设计的结果中有无干涉、碰撞或其他不合理的情况，以便及时改正。3）确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置，以确定各轴的受力点和受力方向，为轴和轴承的验算提供必要的数据。5.2展开图及其布置展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序，假想将各轴沿其轴线剖开并将这些剖切面平整展开在同一个平面上。轴上装的摩擦离合器和变速齿轮。有两种布置方案，一是将两级变速齿轮和离合器做成一体。齿轮的直径受到离合器内径的约束，齿根圆的直径必须大于离10合器的外径，否则齿轮无法加工。这样轴的间距加大。另一种布置方案是离合器的左右部分分别装在同轴线的轴上，左边部分接通，得到一级反向转动，右边接通得到三级正向转动。这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。我们采用第二种方案，通过空心轴中的拉杆来操纵离合器的结构。总布置时需要考虑制动器的位置。制动器可以布置在背轮轴上也可以放在其他轴上。制动器不要放在转速太低轴上，以免制动扭矩太大，使制动器尺寸增大。齿轮在轴上布置很重要，关系到变速箱的轴向尺寸，减少轴向尺寸有利于提高刚度和减小体积。5.3轴（输入轴）的设计将运动带入变速箱的带轮一般都安装在轴端， 轴变形较大，结构上应注意加强轴的刚度或使轴部受带轮的拉力（采用卸荷装置）。轴上装有摩擦离合器，由于组成离合器的零件很多，装配很不方便，一般都是在箱外组装。我们采用的卸荷装置一般是把轴承装载法兰盘上，通过法兰盘将带轮的拉力传递到箱壁上。车床上的反转一般用于加工螺纹时退刀。车螺纹时，换向频率较高。实现正反转的变换方案很多，我们采用正反向离合器。正反向的转换在不停车的状态下进行，常采用片式摩擦离合器。由于装在箱内，一般采用湿式。在确定轴向尺寸时，摩擦片不压紧时，应留有0.2～0.4mm的间隙，间隙应能调整。离合器及其压紧装置中有三点值得注意：1）摩擦片的轴向定位：由两个带花键孔的圆盘实现。其中一个圆盘装在花键上，另一个装在花键轴上的一个环形沟槽里，并转过一个花键齿，和轴上的花键对正，然后用螺钉把错开的两个圆盘连接在一起。这样就限制了轴向和周向的两个自由度，起了定位作用。2）摩擦片的压紧由加力环的轴向移动实现，在轴系上形成了弹性力的封闭系统，不增加轴承轴向复合。3）结构设计时应使加力环推动摆杆和钢球的运动是不可逆的，即操纵力撤消后，有自锁作用。轴上装有摩擦离合器，两端的齿轮是空套在轴上，当离合器接通时才和轴一起转动。但脱开的另一端齿轮，与轴回转方向是相反的，二者的相对转速很高（约为两倍左右）。结构设计时应考虑这点。齿轮与轴之间的轴承可以用滚动轴承也可以用滑动轴承。滑动轴承在一些性能和维修上不如滚动轴承，但它的径向尺寸小。空套齿轮需要有轴向定位，轴承需要润滑。装配时最后调整确定。5.4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。传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作。11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。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D刀为65～85mm。机床传动轴常采用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升、空载功率和噪声等方面，球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支撑孔的加工精度要求都比较高。因此球轴承用的更多。但是滚锥轴承内外圈可以分开，装配方便，间隙容易调整。所以有时在没有轴向力时，也常采用这种轴承。选择轴承的型号和尺寸，首先取决于承载能力，但也要考虑其他结构条件。同一轴心线的箱体支撑直径安排要充分考虑镗孔工艺。成批生产中，广泛采用定径镗刀和可调镗刀头。在箱外调整好镗刀尺寸，可以提高生产率和加工精度。还常采用同一镗刀杆安装多刀同时加工几个同心孔的工艺。下面分析几种镗孔方式：对于支撑跨距长的箱体孔，要从两边同时进行加工；支撑跨距比较短的，可以从一边（丛大孔方面进刀）伸进镗杆，同时加工各孔；对中间孔径比两端大的箱体，镗中间孔必须在箱内调刀，设计时应尽可能避免。既要满足承载能力的要求，又要符合孔加工工艺，可以用轻、中或重系列轴承来达到支撑孔直径的安排要求。两孔间的最小壁厚，不得小于 5～10mm，以免加工时孔变形。花键轴两端装轴承的轴颈尺寸至少有一个应小于花键的内径。一般传动轴上轴承选用 G级精度。传动轴必须在箱体内保持准确位置，才能保证装在轴上各传动件的位置正确性，不论轴是否转动，是否受轴向力，都必须有轴向定位。对受轴向力的轴，其轴向定位就更重要。回转的轴向定位（包括轴承在轴上定位和在箱体孔中定位）在选择定位方式时应注意：1）轴的长度。长轴要考虑热伸长的问题，宜由一端定位。2）轴承的间隙是否需要调整。3）整个轴的轴向位置是否需要调整。4）在有轴向载荷的情况下不宜采用弹簧卡圈。5）加工和装配的工艺性等。5.5主轴组件设计主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件（车床）或者刀具（铣床、钻床等）的主轴参予切削成形运动，因此它的精度和性能直接影响加工质量 （加工精12度和表面粗糙度），设计时主要围绕着保证精度、刚度和抗振性，减少温升和热变形等几个方面考虑。主轴的结构储存应满足使用要求和结构要求，并能保证主轴组件具有较好的工作性能。主轴结构尺寸的影响因素比较复杂，目前尚难于用计算法准确定出。通常，根据使用要求和结构要求，进行同型号筒规格机床的类比分析，先初步选定尺寸，然后通过结构设计确定下来，最后在进行必要的验算或试验，如不能满足要求可重新修改尺寸，直到满意为直。5.5.1.内孔直径d车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶杆，必须是空心轴。为了扩大使用范围，加大可加工棒料结构，床主轴内孔直径由增大的趋势。我国已有了标准可循（见2-1）d50mm取d=50mm5.5.2.轴径直径前支承的直径是主轴上一主要尺寸，设计时，一般先估算或拟定一个尺寸（见2-1），结构确定后在进行核算。查《机床主轴变速箱设计指导》得外径D=95mm5.5.3.前锥孔尺寸前锥孔用来装顶尖或其它工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫式锥孔。参考《机床主轴变速箱设计指导》5-6，采用6号莫式锥度。5.5.4.主轴悬伸量a和跨距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，应最大限度的缩短主轴悬伸量a。根据结构,定悬伸长度a1=59mm。为了提高刚度，应尽量缩短主轴的外径长度a，选择适当的支撑跨距L，一般推荐取；L/a=3-5跨距L取240.5mm。5.5.5.主轴轴承1）轴承类型选择根据设计机床的功率和转速，选择装圆锥滚子轴承的主轴组件。这种主轴转速较低，为25-1600r/min,电动机功率为5.5kw，故可用圆锥滚子轴承以简化支撑部的构造。这种构造仍可归入推力支承在前支承的一类后支承（6216）的辅助支承。13采用三支承主轴，前、中为主支承，后为辅助支承。三支承中主支承应预紧，使轴承的滚道和滚动体之间处于过盈状态；“辅”支承常用深沟球轴承，保留游隙以至选用游隙增大的轴承。由于三个轴径和三个壳体不可能完全同轴，因此绝不能三个轴承都预紧，都预紧是要发生干涉的。会使轴承温度升高，空载功率大幅度上升。如果辅支承保持间隙，则当主轴不受载或载荷较小时，“辅”支承不起作用。当主轴载荷较大，“辅”支承处于绕度较大，超过了游隙，“辅”支承才参加工作。2）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C或D级，后轴承选D或E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。3）轴承间隙的调整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。5.5.6. 主轴与齿轮的连接齿轮与主轴的连接可以用花键或者平键；轴做成圆柱体，或者锥面（锥度一般取1：15左右）。锥面配合对中性好，但加工较难。平键一般用一个或者两个（相隔180度布置），两国特键不但平衡较好，而且平键高度较低，避免因齿轮键槽太深导致小齿轮轮毂厚度不够的问题。5.5.7. 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。14主轴转速高，多采用非接触式的密封装置， 形式很多，一种轴与轴承盖之间留0.1～0.3mm的间隙（间隙越小，密封效果越好，但工艺困难）。还有一种是在轴承盖的孔内开一个或几个并列的沟槽（圆弧形或v形），效果比上一种好些。在轴上增开了沟槽（矩形或锯齿形），效果又比前两种好。在有大量切屑、灰尘和冷却液的环境中工作时，可采用曲路密封，曲路可做成轴向或径向。径向式的轴承盖要做成剖分式，较为复杂。2）疏导——在适当的地方做出回油路，使油能顺利地流回到油箱。5.5.8.其他问题主轴上齿轮应尽可能靠近前轴承，大齿轮更应靠前，这样可以减小主轴的扭转变形。当后支承采用推力轴承时，推力轴承承受着前向后的轴向力，推力轴承紧靠在孔的内端面，所以，内端面需要加工，端面和孔有较高的垂直度要求，否则将影响主轴的回转精度。支承孔如果直接开在箱体上，内端面加工有一定难度。为此，可以加一个杯形套孔解决，套孔单独在车床上加工，保证高的端面与孔德垂直度。主轴的直径主要取决于主轴需要的刚度、结构等。各种牌号钢材的弹性模量基本一样，对刚度影响不大。主轴一般选优质中碳钢即可。精度较高的机床主轴考虑到热处理变形的影响，可以选用40Cr或其他合金钢。主轴头部需要淬火，硬度为HRC50～55。其他部分处理后，调整硬度为HBS220～250。六、传动件的设计6.1带轮的设计三角带传动中，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。电动机转速n=1440r/min,传递功率P=7.5kW,传动比i=1.8，两班制，一天运转16小时，工作年数10年。、选择三角带的型号由表得工作情况系数 KA查的共况系数KA=1.2。故根据公式Pca=KAP=1.2×5=6（kw）式中P--电动机额定功率， KA--工作情况系数因此根据Pca、n1由【4】P157图8-11普通V带轮型图选用A型。、确定带轮的基准直径D1，D2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DDmin。《机械设计》表取主动小带轮基准直径D1=106mm。由公式D2n1D11n215式中：-带的滑动系数，一般取 0.02。n2-大带轮转速，n1-小带轮转速，D2=1440×106×(1-0.02)=199.4mm750取圆整为200mm。、验算带速度V，按公式验算带的速度∵v=7.98m/s,5msv30ms，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：根据经验公式0.7(D1 D2) A0 2(D1 D2)取a0=400、三角带的计算基准长度L由公式计算带轮的基准长度L02A0D2D12D1D24A0L0=1286mm2由表，圆整到标准的计算长度 L=1400、确定实际中心距A按【4】P158公式（8-23）计算实际中心距L L0A=A0 =400(1400-1286)/2=457、验算小带轮包角根据公式1180oD2D157.3O168.20O120O故主动轮上包角合适。A、确定三角带根数Zpca根据【4】P158式（8-26）zp0p0kklZ9.04.390.15)0.98(1.921.01取Z=5根、计算预紧力查【4】表8-3，q=0.1kg/m由【4】式（8-27）F0500pca(2.5k)qv2vZk其中：pca-带的变速功率,KW；v-带速,m/s；q-每米带的质量，kg/m；取q=0.1kg/m。16v=1440r/min=9.42m/s。F05006.05(2.50.98)0.19.422107.66N9.420.98⑾、计算作用在轴上的压轴力FQ2ZF0sin125107.66168.21070.89N2sin26.2传动轴的直径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。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。6.2.1. 确定各轴转速⑴、确定主轴计算转速：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，按主轴的计算转速和相应的传动关系确z1121定。根据【1】表3-10，主轴的计算转速为njnmin3301.41385r/min⑵、各变速轴的计算转速：①轴Ⅲ的计算转速nj3为118r/min；②轴Ⅱ的计算转速nj2为475r/min；③轴Ⅰ的计算转速nj1为750r/min。⑶、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。①变速组c中，19/76只需计算z=19的齿轮，计算转速为335r/min；②变速组b计算z=18的齿轮，计算转速为475r/min；③变速组a应计算z=28的齿轮，计算转速为800r/min。⑷、核算主轴转速误n实1440106/20035/4945/4563/321367.4r/minn标=1320r/min(n实n标)(1367.41320)3.5%5%100%100%n标1320所以合适。6.2.2.传动轴直径的估算：确定各轴最小直径①Ⅰ轴的直径：取 n1j=750r/min17pnd≥914 =25.4mm②Ⅱ轴的直径：取 nj2=475r/minpnd≥91 4 =28.5mm③Ⅲ轴的直径：：取 nj3=118r/minpnd≥91 4 =36.9mm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；nj-该传动轴的计算转速（rmin）；传动轴允许的扭转角（om）。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【5】表7-12。Ⅰ和Ⅳ为由键槽并且轴Ⅳ为空心轴，Ⅱ和Ⅲ为花键轴。根据以上原则各轴的直径取值，d1=28mm，d 和d 在后文给定， 轴采用光轴， 轴和 轴因为要安装滑移齿轮所以都采用花键轴。因为矩形花键定心精度高，定心稳定性好，能用磨削的方法消除热处理变形，定心直径尺寸公差和位置公差都能获得较高的精度，故我采用矩形花键连接。按 GBT1144 1987规定，矩形花键的定心方式为小径定心。查【4】表5-3-30的矩形花键的基本尺寸系列，轴花键轴的规格NdDB为632287；轴花键轴的规格NdDB为6403510。④各轴间的中心距的确定：d(z1z2)m(4928)2.522105(mm)d(1872)32135(mm)d(3263)3.5166.5(mm)V2cos15.42o186.2.3键的选择查【3】表6-1选择轴 上的键，根据轴的直径 d 22~30，键的尺寸选择键宽b 键高h取8 7，键的长度L取22。主轴处键的选择同上，键的尺寸为键宽b 键高h取28 16，键的长度L取100。6.3传动轴的校核需要验算传动轴薄弱环节处的倾角荷挠度。验算倾角时，若支撑类型相同则只需验算支反力最大支撑处倾角；当此倾角小于安装齿轮处规定的许用值时，则齿轮处倾角不必验算。验算挠度时，要求验算受力最大的齿轮处，但通常可验算传动轴中点处挠度（误差<%3）.当轴的各段直径相差不大，计算精度要求不高时，可看做等直径，采用平均直径d1进行计算，计算花键轴传动轴一般只验算弯曲刚度， 花键轴还应进行键侧挤压验算。弯曲刚度验算；的刚度时可采用平均直径 d1或当量直径d2。一般将轴化为集中载荷下的简支梁，其挠度和倾角计算公式见【2】表7-15.分别求出各载荷作用下所产生的挠度和倾角，然后叠加，注意方向符号，在同一平面上进行代数叠加，不在同一平面上进行向量叠加。6.3.1传动轴的校核①Ⅰ轴的校核：通过受力分析，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对Ⅰ轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核T9.55106P/n9.551065.50.96/75067NmFr2T/d267/(112103)1196.4N最大挠度：maxFb3l24b248EI1196.44263242103446442648210930410341064101.8103mm19式中；E材料弹性模量；E2.1109MPa;I轴的；Id43.1430439740.6mm4;6464查【4】表3-12许用挠度y0.0340.12mm；YB y,所以合格 。②Ⅱ轴、Ⅲ轴的校核同上。6.3.2键的校核键和轴的材料都是钢，由【3】表6-2查的许用挤压应力[p]100~120MPa,取其中间值，[p]MPa。键的工作长度lLb22mm8mm14mm，键110与轮榖键槽的接触高度k0.5h0.57mm3.5mm。由【3】式（6-1）可得p2T103267103MPa91.2MPa[p]110MPakld3.51430式中：传递的转矩,Nm;键与轮毂键槽的接触高度,k0.5h,此处h为键的高度,mml 键的工作长度，mm，圆头平键l L b,L为键的公称长度，mm,b为键的宽度，mm；键的直径，mm；[ p] 键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力 ，MPa,键【3】表6 2；可见连接的挤压强度足够了，键的标记为： 键10 8GBT1096 20036.4各变速组齿轮模数的确定按接触疲劳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每个参数都已知道后方能确定，所以只在草图画完后校核用。在画草图之前，先估算，再选用标准齿轮模数。20齿轮弯曲疲劳的估算：mw=323 NmmZnjN齿面点蚀的估算：A3703 mm其中n，为大齿轮的计算转速， A为齿轮中心距。由中心距A及齿数Z1,Z2求出模数。Mf=2AZ1Z2a变组:齿数为56的齿轮齿轮弯曲疲劳的估算：Mw=3N=1.89ZnjN齿面点蚀的估算：A3703 =83.7m=2A/(Z1Z2)=283.7/91=1.83因为1轴上装有摩擦离合器，必有一齿轮的齿根圆应大于摩擦片外径。所以齿轮的直径应大些，模数m暂取2.5b变组:齿数为72的齿轮：N齿轮弯曲疲劳的估算：Mw=323 =2.77NMw=323齿面点蚀的估算：A≥3703 =133.16m=2A/(Z1Z2)=2133.16/90=2.96暂取m为3c变组:齿数为76的齿轮：N齿轮弯曲疲劳的估算：Mw=323 =2.99N齿面点蚀的估算：A3703 =148.54m=2A/(Z1Z2)=2148.54/99=3.1暂取m为3.5表5.1齿轮尺寸表 （单位：mm）21齿轮齿数模数分度圆齿顶圆齿根圆齿顶高齿根高zm/Mn直径d直径da直径dfhahf1352.587.592.581.252.53.1252282.5707563.752.53.1253562.5140145133.752.53.1254492.5122.5127.5116.252.53.755183546046.533.756303909682.533.757453135141127.533.758723216222208.533.759603180186172.533.7510453135141127.533.7511323.5112119103.253.54.37512633.5220.5227.5211.753.54.37513193.566.573.557.753.54.37514763.5266273257.253.54.375齿轮齿宽：b mm(m 5~10)①Ⅰ轴主动轮齿轮b 8 2.5 20mm；②Ⅱ轴主动轮齿轮b 8 3 24mm；③Ⅲ轴主动轮齿轮b 8 3.5 28mm；带轮结构设计⑴、带轮的材料常用的V带轮材料为HT150或HT200，转速较高时可以采用铸钢或钢板冲压焊接而成，小功略时采用铸铝或塑料。⑵、带轮结构形式带轮由轮缘、轮辐和轮毂组成，根据轮辐结构的不同可以分为实心式图、腹板式、孔板式、椭圆轮辐式。V带轮的结构形式与基准直径有关，当带轮基准直径dd 2.5d（d为安装带轮的轴的直径， mm）时。可以采用实心式，当dd 300mm可以采用腹板式，dd 300mm,同时D1 d1 100mm时可以采用孔板式，当dd 300mm时，可以采用轮辐式。分度圆直径：dd200mm，带轮宽度B (z 1)e 2f 65mm22接触。为此规定了轮槽基准直径到带轮外圆和底部的最小高度轮槽工作表面的粗糙度为R1.6或R3.2。⑷、V带轮的技术要求D=72mm是深沟球轴承6210轴承外径，其他尺寸见带轮零件图。⑶、V带轮的轮槽V带绕在带轮上以后发生弯曲变形，使V带工作面夹角发生变化。为了使V带的工作面与大论的轮槽工作面紧密贴合，将V带轮轮槽的工作面得夹角做成小于40度。带安装到轮槽中以后，一般不应该超出带轮外圆，也不应该与轮槽底部hamin和hfmin。铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有砂眼、裂缝、缩孔及气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面缺陷进行修补；转速高于极限转速的带轮要做静平衡， 反之做动平衡。其他条件参见GB13575.192中的规定。6.5、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。按扭矩选择，即：根据【15】和【14】表6-3-20，静扭矩Tt=95505.5/750=70.03Nm决定外摩擦片内径d：根据结构需要，摩擦片的内径 d应比安装轴的轴径大 2-6mm。故取d=32mm选择摩擦片尺寸目前摩擦片尺寸尚未制定系列标准，但也有一些通用型摩擦片系列尺寸（图4-2），可供设计机床时选用和参考。根据图4-2静转矩在60—100之间dD1DBb3098903010D1=98过大，不合适。对其尺寸进行自行设计。暂定摩擦片对数Z=1423公式KzZ=12MnK103fpD3d3KvKmD=312MnK103d3KzZKvKmfp查机床主轴变速箱设计指导表12，表13得：d=32k=1.4f=0.06[p]=1.1kv=0.86kz0.97km=1摩擦片的最终参数：dD1DBb3287.1803010七、本文工作总结机床产品设计是设计人员根据市场，社会和人们对机床的需要所进行的构思，计算，试验，选择方案，确定尺寸，绘制图纸以及编制技术文件等一系列创造性活动的总称，是机床产品实现的必要前提，是产品开发过程中至关重要的环节。机床产品设计的好坏，直接影响其成本，质量，研制周期及市场的竞争能力。本文的设计主要是从车床主轴箱的角度入手，使设计产品在给定的数值要求下达到最合理的经济和性能。虽然设计的过程比较繁琐，而且刚开始还有些不知所措，甚至是害怕与退缩，尽管“雄关漫道真如铁”，但是在我“而今迈步从头越”，再加上老师的悉心指导，我终于顺利地完成了这次设计任务。我们专业课已经学过车床相关的知识，尤其是《金属切削机床》这科中详尽的讲述了机床主传动系的设计，并且在大二的时候我们还做过二级减速器的课程设计，所以刚开始我对自己的课题满腹信心，但是当我仔细的审题后发现，并不是我想象的那么容易。一开始的主电动机的选择就让我吃尽了苦头，本来想直接参照CA6140车床的电动机型号，但是资料上并没有给出CA6140车床主电动机选用Y-132M-4的理由，所以我并没有随意参照选用。而是查阅了相关金属切削用量的相关资料，在车床最大切削用量的情况下（最大输出功率）选用了Y-112M-4电动机。另外，在主变速传动系设计中，我一味的追求主变速传动系设计的一般原则，采用了典型的结构式12=312326，但是当我涉及到离合器的选择时，才发现，先前设计的轴纵向尺寸过大，而且齿轮1、齿轮3的分度圆直径小于离合器的横向尺寸，这有迫使我不得不重新考虑结构式的设计，经过考虑才最终敲定了结构式12=213226。本次的设计是在反复的修改中完成的，巩固和深化了课堂理论教学的内容，锻炼和培养了我综合运用所学过的知识和理论的能力， 是我独立分析、解决问题的能力得到了强化. 在设计当中，我也遇到了一些问题 ,除了上述的以外比如在有些设计部分并没有完全严格计算， 参考的一些普遍车床的数据在保证安全可靠的基础上做到了尽量满足工艺要求。 在此过程中不断地发现问题和解决问题， 使我加深了对大学所学课程理解、 综合应用并得到进一步的巩固， 设计过程培养了24我认真细心的态度，这对以后的学习和工作都有积极的意义，也会是我大学积累的一笔非常宝贵的财富。参考文献【1】冯辛安主编. 机械制造装备设计 第2版大连理工大学 北京:机械工业出版社,2007.12【2】黄如林主编. 切削加工简明实用手册 北京：化学工业出版社,2004.7【3】吴宗泽主编. 机械设计课程设计手册 第三版清华大学 北京：高等教育出版社,2006.12【4】濮良贵主编.机械设计第八版北京：高等教育出版社,2007.8【5】金属切削机床设计4【6】范思冲主编. 画法几何及机械制图 东南大学 北京：机械工业出版社,2005.7【7】郑文纬,吴克坚主编. 机械原理 第七版 东南大学机械学学科组 北京：高等教育出版社,2006.1【8】减速器实用技术手册编辑委员会编.减速器实用技术手册北京:机械工业出版社,1992【9】戴曙主编. 金属切削机床 北京:机械工业出版社,2005.1【10】机床设计手册编写组主编 . 机床设计手册 北京:机械工业出版社,1980.8【11】华东纺织工学院、哈尔滨工业大学、天津大学主编.上海:上海科学技术出版社,1979.6（第六版北京：高等教育出版社,2006.12【12】哈尔滨工业大学理论力学教研室编.理论力学）（第四版 北京：高等教育出版社,2006.11【13】刘鸿文主编. 材料力学）【14】机械设计手册编委会主编 . 机械设计手册 单行本联轴器、离合器与制动器 北京:机械工业出版社,2007.3【15】成大先主编. 机械设计手册 第四版第二卷 北京：化学工业出版社,2003.9【16】方键主编.结构设计北京：化学工业出版社，2006致谢在这里我要感谢那些所有曾经寄予我关心和帮助的人，这篇论文的完成和他们中的任何一位都是分不开的。首先，我要向我的指导老师致以由衷的感谢和诚挚的敬意，他的指导为我们提供了设计的主题思想，在设计过程中，他在自己的繁忙工作之余指导我们，检查并排除了我们设计过程中的诸多漏洞。无论是理论的运用，还是零部件的设计计算，都给我们解惑答疑，我都有很大的收获。在论文的编写过程中，他给我提出宝贵的意见，并且给与细致的指导，不断地完善和改进。最重要的是赵老师教25会我们许多分析、解决问题的方法，这在书本中无法学到的，他的教诲培养了我科学的思维方法和一丝不苟的工作态度，渊博的学识更使我受益匪浅。其次，我要感谢的是我的同伴们——同设计组的所有同学。 在整个设计过程中，我们配合的非常默契，遇到不清楚地地方一起讨论、翻阅资料，共同克服困难，出谋划策寻求最简洁最佳的解决方案。 正是由于我们的努力，整个设计才能进行的那么顺利。基于C8051F单片机直流电动机反馈控制系统的设计与研究基于单片机的嵌入式Web服务器的研究MOTOROLA单片机MC68HC（8）05PV8/A内嵌EEPROM的工艺和制程方法及对良率的影响研究基于模糊控制的电阻钎焊单片机温度控制系统的研制基于MCS-51系列单片机的通用控制模块的研究基于单片机实现的供暖系统最佳启停自校正（STR）调节器单片机控制的二级倒立摆系统的研究基于增强型51系列单片机的TCP/IP协议栈的实现基于单片机的蓄电池自动监测系统基于32位嵌入式单片机系统的图像采集与处理技术的研究基于单片机的作物营养诊断专家系统的研究基于单片机的交流伺服电机运动控制系统研究与开发基于单片机的泵管内壁硬度测试仪的研制基于单片机的自动找平控制系统研究基于C8051F040单片机的嵌入式系统开发基于单片机的液压动力系统状态监测仪开发模糊Smith智能控制方法的研究及其单片机实现一种基于单片机的轴快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制基于双单片机冲床数控系统的研究基于CYGNAL单片机的在线间歇式浊度仪的研制基于单片机的喷油泵试验台控制器的研制基于单片机的软起动器的研究和设计基于单片机控制的高速快走丝电火花线切割机床短循环走丝方式研究基于单片机的机电产品控制系统开发基于PIC单片机的智能手机充电器基于单片机的实时内核设计及其应用研究基于单片机的远程抄表系统的设计与研究基于单片机的烟气二氧化硫浓度检测仪的研制基于微型光谱仪的单片机系统单片机系统软件构件开发的技术研究基于单片机的液体点滴速度自动检测仪的研制基于单片机系统的多功能温度测量仪的研制基于PIC单片机的电能采集终端的