机床课程设计-工件最大回转直径为φ360mm机床主轴箱设计（全套图纸） .doc

项目内容结果 第 1 页 共 49 页 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 1.概述概述.3 1.1 机床主轴箱课程设计的目的机床主轴箱课程设计的目的 .3 1.2 设计任务和主要技术要求设计任务和主要技术要求 .3 1.3 操作性能要求操作性能要求.5 2.参数的拟定参数的拟定.5 2.1 确定极限转速确定极限转速.5 2.2 主电机选择主电机选择.5 3.传动设计传动设计 6 3.1 主传动方案拟定主传动方案拟定.6 3.2 传动结构式、结构网的选择传动结构式、结构网的选择.6 3.2.1 确定传动组及各传动组中传动副的数目确定传动组及各传动组中传动副的数目7 3.2.2 传动式的拟定传动式的拟定7 3.2.3 结构式的拟定结构式的拟定7 4.4. 传动件的估算传动件的估算9 4.14.1 三角带传动的计算三角带传动的计算9 4.24.2 传动轴的估算传动轴的估算12 4.2.14.2.1 主轴的计算转速主轴的计算转速13 4.2.24.2.2 各传动轴的计算转速各传动轴的计算转速13 项目内容结果 第 2 页 共 49 页 4.2.34.2.3 各轴直径的估算各轴直径的估算13 4.34.3 齿轮齿数的确定和模数的计算齿轮齿数的确定和模数的计算15 4.3.14.3.1 齿轮齿数的确定齿轮齿数的确定15 4.3.24.3.2 齿轮模数的计算齿轮模数的计算16 4.3.44.3.4 齿宽确定齿宽确定 21 4.3.54.3.5 齿轮结构设计齿轮结构设计22 4.44.4 带轮结构设计带轮结构设计23 4.54.5 传动轴间的中心距传动轴间的中心距23 4.64.6 轴承的选择轴承的选择24 5.5. 动力设计动力设计27 5.15.1 传动轴的验算传动轴的验算27 5.1.15.1.1 轴的强度计算轴的强度计算28 5.1.25.1.2 作用在齿轮上的力的计算作用在齿轮上的力的计算28 5.1.35.1.3 主轴抗震性的验算主轴抗震性的验算31 5.25.2 齿轮校验齿轮校验34 5.35.3 轴承的校验轴承的校验 35 6.6.结构设计及说明结构设计及说明 .36 6.16.1 结构设计的内容、技术要求和方案结构设计的内容、技术要求和方案36 6.26.2 展开图及其布置展开图及其布置37 6.36.3 i i 轴（输入轴）的设计轴（输入轴）的设计.37 6.46.4 齿轮块设计齿轮块设计39 6.4.16.4.1 其他问题其他问题 40 6.56.5 传动轴的设计传动轴的设计40 6.66.6 主轴组件设计主轴组件设计42 6.6.16.6.1 各部分尺寸的选择各部分尺寸的选择42 项目内容结果 第 3 页 共 49 页 6.6.26.6.2 主轴轴承主轴轴承43 6.6.36.6.3 主轴与齿轮的连接主轴与齿轮的连接45 6.6.46.6.4 润滑与密封润滑与密封45 6.6.56.6.5 其他问题其他问题46 7.7.总结总结 .46 8.8.明细表明细表 .49 项目内容结果 第 4 页 共 49 页 概述 1.1 机床主机床主 轴箱课程设轴箱课程设 计的目的计的目的 1.2 设计任设计任 务和主要技务和主要技 术要求术要求 1.概述概述 1.1 机床主轴箱课程设计的目的机床主轴箱课程设计的目的 机床课程设计，是在学完基础课.技术基础课及有关专业课的基础 上，结合机床主传动部件设计进行的综合训练。其目的: 1. 掌握传动部件设计过程和方法，包括参数拟定，传动设计，零 件计算，结构设计等，培养结构分析设计的能力。 2. 综合应用过去所学的理论知识，提高联系实际和综合分析的能 力。 3. 训练和提高设计的基本技能。如计算，制图，应用设计资料， 标准和规范，编写技术文件等。 1.2 设计任务和主要技术要求设计任务和主要技术要求 普通机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的基础。 因此，对这些基本知识和资料作些简要介绍。本次设计的是普通 型车床主轴变速箱。主要用于加工回转体。 车床的主参数（规格尺寸）： 1、床身上工件最大回转直径为 360mm 2、变速范围 rn=25.396； 3、nmax =1600 r/min nmin =63 r/min 4、转速级数 8 级 5、电机功率 3kw 1450r/min 项目内容结果 第 5 页 共 49 页 2.参数的参数的 拟定拟定 2.2 主电主电 机选择机选择 3.传动设传动设 计计 3.1 主传主传 动方案拟定动方案拟定 2.参数的拟定参数的拟定 2.1 确定确定公比公比 n r n n min max z n r =25.396 z=8 知 =1.6 n r 2.2 主电机选择主电机选择 合理的确定电机功率，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。 已知是 3kw,车床设计手册附录表 2 选 y100l2-4，额定功 额 p 率 3，满载转速 1440 ，=0.855.kw min r 3.传动设计传动设计 3.1 主传动方案拟定主传动方案拟定 拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停、幻想、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 项目内容结果 第 6 页 共 49 页 3.2 传动传动 结构式、结结构式、结 构网的选择构网的选择 3.2.1 确定确定 传动组及各传动组及各 传动组中传传动组中传 动副的数目动副的数目 3.2.2 传动传动 式的拟定式的拟定 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 z z 321 zzzz 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 的因子： ，可以有多种方案，例： ba z 12=322 12=223 12=232 3.2.2 传动式的拟定传动式的拟定 12 速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，考虑到机床 主轴变速箱的具体结构、装置和性能。 在轴如果安置换向摩擦离合器时，为减少轴向尺寸，第一传动 项目内容结果 第 7 页 共 49 页 3.2.3 结构结构 式的拟定式的拟定 3.3 转速图转速图 的拟定的拟定 组的传动副数不能多，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。最后一个传动组的传动副常选用 2。 但选择传动组安排方式时，机床主轴变速箱的具体结构，装置和 性能，综上所述，传动式为8=4124. 3.2.3 结构式的拟定结构式的拟定 对于8=4124传动式，的结构式和对应的结构网。根据实现传 动的可能结构和综合效果分析，选择其中一作为设计方案。 结构式8=4124由于本次设计的机床 i 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 8=4124 的方案。 3.3 转速图的拟定转速图的拟定 正转转速图(见附图 1) 4.4. 传动件的估算传动件的估算 项目内容结果 第 8 页 共 49 页 4.14.1 三角带传动的计算三角带传动的计算 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 p=ka*p=3.3kw 式中 p-电动机额定功率，-工作情况系数,取 1.1 a k 查机械设计图 8-8 因此选择 a 型带。 (2)确定带轮的计算直径， d 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 的直径不宜过小，即。查机械设计表 8-3，8-7 d min dd 取主动轮基准直径=80。 dmm 由公式 1 2 1 2 d n n d 式中： n-小带轮转速，-大带轮转速，所以 d=80，由机械 n 720 1440 设计 a表 8-7 取园整为 160mm。 (3)确定三角带速度 按公式 min m 0288 . 6 100060 14408014 . 3 100060 nd v 11 因为 5m/minv25m/min ,所以选择合适。 (4)初步初定中心距 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 项目内容结果 第 9 页 共 49 页 4.4. 传动件传动件 的估算的估算 4.14.1 三角三角 带传动的计带传动的计 算算 列范围内选取： 根据经验公式 12012 0.72ddaddmm 即：168mm 480mm 0 a 取=400mm. 0 a (5)三角带的计算基准长度 l a dd ddal l=1182mm 由机械设计表 6-2，圆整到标准的计算长度 l=1250mm (6)验算三角带的挠曲次数 1000 11.0640 s mv u l 次 符合要求。 (7)确定实际中心距a 435 2 11821250 400 2 1 0 dd ll aa (8)验算小带轮包角 000 12 0 1 120169 5 . 57 a d-d 180 ，主动轮上包角合适。 (9)确定三角带根数z 根据机械设计式 8-22 得: 4 kkpp p z l00 ca ）（ 查表 8-5c，8-5d 得= 0.15kw,= 1.02kw 0 p 0 p 项目内容结果 第 10 页 共 49 页 查表 8-8，=0.98；查表 8-2，=0.93k l k 所以取 z=4 根 (10)计算预紧力 查机械设计表 6-1，q=0.1kg/m n 2 . 110 61 . 01 98 . 0 5 . 2 64 3 . 3500 qv1 k 5 . 2 zv p500 f 2 2 c 0 ）（ ）（ (11)计算压轴力 n fzfp 54.877 2 169 sin2 .11042 2 sin)(2)( 0 min0min 4.24.2 传动轴的估算传动轴的估算 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。因此，必须保证传 动轴有足够的刚度。 4.2.14.2.1 主轴的计算转速主轴的计算转速 主轴的计算转速是低速第一个三分之一变速范围的最高一级 转速： min/160rnj 项目内容结果 第 11 页 共 49 页 4.2.24.2.2 各传动轴的计算转速各传动轴的计算转速 轴：有 8 级转速，其中 195r/min 通过齿轮获得 400r/min，刚 好能传递全部功率： 所以：n =195r/min 同理可得：n =720r/min 4.2.34.2.3 各轴直径的估算各轴直径的估算 4 j p dkamm n 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； j n-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 j n 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。 轴：k=1.06，a=120 所以 mmd 7 . 23 720 3 . 3 914 ， 取 24mm 轴：k=1.06，a=120 项目内容结果 第 12 页 共 49 页 4.24.2 传动传动 轴的估算轴的估算 4.2.14.2.1 主轴主轴 的计算转速的计算转速 4.2.24.2.2 各传各传 动轴的计算动轴的计算 转速转速 mmd8 .32 195 3 . 3 914 ，取 34mm 同理，轴取 35mm 此轴径为平均轴径，设计时可相应调整。 4.34.3 齿轮齿数的确定和模数的计算齿轮齿数的确定和模数的计算 4.3.14.3.1 齿轮齿数的确定齿轮齿数的确定 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 齿轮的齿数和及小齿轮的齿数可以从表 3-6（机械制造装备设 z s 计）中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于 1820。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。 第一组齿轮： 传动比：u1=1.2 u2=0.8 u3=0.5 u4=0.3 查机械制造装备设计表 3-6，齿数和取 77 z s z11=42 z12=34 z13=25 z14=16 z21=34 z22=43 z23=52 z24=59 第二组齿轮： 传动比：u1=1.7 u2=0.3 由于采用不同的模数，故齿数和取 88 和 70： z s z25=62 z26=15 项目内容结果 第 13 页 共 49 页 z31=36 z32=55 4.3.24.3.2 齿轮模数的计算齿轮模数的计算 (1)- 齿轮弯曲疲劳的计算： 1 . 2 19559 3 . 3 3232 3 3 mm zn n m j w （为大齿轮 j n 的计算转速，可根据转速图确定） 齿面点蚀的计算： 95 195 3 . 3 370370 3 3mm n n a j 取 a=90，由中心距 a 及齿数计算出模数： 5 . 2 5916 9522 21 zz a mj 根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。 取mj=2.5 所以取2.5m (2) 同理可以求得，-的模数分别是 2.5 和 3.5 (4)标准齿轮： * 20h1c0.25 度， 从机械原理 表 10-2 查得以下公式 齿顶圆 mhzd a a )2+(= * 1 齿根圆 * 1 (22) fa dzhc m 分度圆 mzd = 齿顶高 mhh a a * = 齿根高 mchh a f )+(= * 齿轮的具体值见表 齿轮尺寸表 项目内容结果 第 14 页 共 49 页 4.34.3 齿轮齿轮 齿数的确定齿数的确定 和模数的计和模数的计 算算 4.3.14.3.1 齿轮齿轮 齿数的确定齿数的确定 齿轮齿数 z模数 m分度圆 d齿顶圆 a d 1 42 2.5105110 2 34 2.58590 3252.562.567.5 4162.54045 5342.58590 6432.5107.5112.5 7522.5130135 859 2.5 147.5152.5 9 62 2.5155160 1015 3.5 52.559.5 11362.59095 12553.5192.5199.5 齿轮 齿根圆 f d齿顶高 a h齿根高 f h 1 98.75 2.53.175 2 78.752.5 3.175 3 56.252.53.175 4 33.752.5 3.175 5 78.752.5 3.175 6 101.252.5 3.175 7 123.752.5 3.175 项目内容结果 第 15 页 共 49 页 4.3.24.3.2 齿轮齿轮 模数的计算模数的计算 8 141.252.5 3.175 9 148.752.5 3.175 10 43.753.5 4.375 11 83.752.5 3.175 12 183.753.5 4.375 4.3.44.3.4 齿宽确定齿宽确定 由公式得：6 10, mm bmm为模数 前五套齿轮与第一个齿轮的模数相同，故他们的啮合齿轮宽为： 6 102.515 25 i bmm 第六套啮合齿轮 35215 . 3106bv）（ mm 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，应主动轮比小齿轮 齿宽大，所以， 大齿轮为 24mm，小齿轮为 25mm 4.3.54.3.5 齿轮结构设计齿轮结构设计 当时，可做成腹板式结构，再考虑160500 a mmdmm 到加工问题，现敲定把齿轮 12 做成腹板式结构。其余做成实心结 构。齿轮 12 计算如下： d=70mm，m=3.5 d1=1.6d=112mm =（2.5-4）m=10mm 项目内容结果 第 16 页 共 49 页 d1=df-20=173.75mm c=0.3b=7.2mm d0=0.5(d1+d1)=142.875mm 4.44.4 带轮结构设计带轮结构设计 查机械设计p156 页，当。300 d dmm时, 采用腹板式 d 是轴承外径，查机械零件手册确定选用深沟球轴承 6205，d=25mm,d=52mm。带轮内孔尺寸是 48mm。齿机械设计 表 19-2 定参数得： dd=160 d0=48mm z=4 d1=(1.8-2)d0=88mm, =10-18mm,取 15mm 4.54.5 传动轴间的中心距传动轴间的中心距 mmd25.96 - 同理， mmd 5 . 122 - 机床传动系统图如下： 项目内容结果 第 17 页 共 49 页 4.64.6 轴承的选择轴承的选择 轴： 6025 d=52 b=15 深沟球轴承 轴： 6026 d=62 b=16 深沟球轴承 轴： 51208 d=68 d=40 b=9 51210 d=78 d=50 b=9 角推力球轴承 6209 d=85 b=19 深沟球轴承和圆柱滚子轴承 5.5. 动力设计动力设计 5.15.1 传动轴的验算传动轴的验算 由于变速箱各轴的应力都比较小，验算时，通常都 是用复合应力公式进行计算： 57 . 0 22 bb w m （mpa） 为复合应力（mpa） b 为许用应力（mpa） b w 为轴危险断面的抗弯断面模数 实心轴：)( 32 3 3 mm d w 空心轴：)()(1 32 340 3 mm d dd w 花键轴：)( 32 )( 32 3 24 mm ddddzb d d w d 为空心轴直径，花键轴内径 项目内容结果 第 18 页 共 49 页 d 为空心轴外径，花键轴外径 d0为空心轴内径 b 为花键轴的键宽 z 为花键轴的键数 m 为在危险断面的最大弯矩 22 yx mmm nmm t 为在危险断面的最大扭矩 j n n t 4 10955 n 为该轴传递的最大功率 nj为该轴的计算转速 齿轮的圆周力： d t pt 2 齿轮的径向力： tr pp5 . 0 5.1.15.1.1 轴的强度计算轴的强度计算 轴： mn196969 160 3 . 3 1055 . 9 n n 1055 . 9 n 6 j 6 5.1.25.1.2 作用在齿轮上的力的计算作用在齿轮上的力的计算 已知大齿轮的分度圆直径： d=mz=2.562=155mm， 项目内容结果 第 19 页 共 49 页 圆角力： n2541 155 1969692 d n2 f 2 径向力： n12710.5ff 轴向力： n2541ff 方向如图所示： 5.1.35.1.3 主轴抗震性的验算主轴抗震性的验算 （1）支撑刚度，包括轴承的弹性变形和坐圈接触变形。 向心推力球轴承：=（0.70.002）d 圆锥孔双列向力短圆柱滚子轴承： =（mm）r d 3 10 4 . 0 前轴承处 d=100，r=5400kgf，100dkgfr12500 所以： r =0.0108mm 1r =0.0251mm 项目内容结果 第 20 页 共 49 页 坐圆外变形：)1 ( 4 d d db rk r 对于向心球轴承：d=150，d=100，b=60，取 k=0.01 所以： mm r 016 . 0 ) 150 60 1 ( 6010014 . 3 01 . 0 54004 对于短圆柱滚子轴承：d=150，d=100，b=37，取 k=0.01，r=12500kgf 所以： mm r 053 . 0 ) 150 37 1 ( 3710014 . 3 01 . 0 125004 所以轴承的径向变形： r =mm rr 076 . 0 016 . 0 06 . 0 1r =+=0.05+0.053=0.103mm 1r 1r 支撑径向刚度： k=kgf r r 63.71052 076 . 0 5400 kgf r k r 22.121359 103 . 0 12500 1 1 （2）量主要支撑的刚度折算到切削点的变形 )1 2 )1( 8 . 9 2 2 l a l a k k ka p y b a z 其中 l=419mm，ka=121359.2kg/mm 所以： )1 2 )1( 8 . 9 2 2 l a l a k k ka p y b a z 项目内容结果 第 21 页 共 49 页 4.3.44.3.4 齿宽齿宽 确定确定 mm0045 . 0 )1 419 1252 419 125 ) 89.78709 22.121359 1( 22.1213598 . 9 2940 2 2 （3）主轴本身引起的切削点的变形 fi lpa ys 3 2 其中：p=2940n，a=125mm，l=419mm，e=2107n/cm，d=91mm i=0.05（d4-d4）=0.05（914-464）=3163377.25mm2 所以： fi lpa ys 3 2 mm 3 7 2 1025 . 4 25.31633771023 4191252940 （4） 主轴部件刚度 mnmmn yy p k sz /336/336000 00425 . 0 0045 . 0 2940 （5） 验算抗振性 cos )1 (2 lim bk k cd 则： 项目内容结果 第 22 页 共 49 页 4.44.4 带轮带轮 结构设计结构设计 4.54.5 传动轴传动轴 间的中心距间的中心距 cos )1 (2 lim cd k k b 所以： cos )1 (2 lim cd k k b mmdmm1002 . 0 6 . 22 8 . 68cos46 . 2 )03 . 0 1 (03 . 0 3362 max 所以主轴抗振性满足要求。 5.25.2 齿轮校验齿轮校验 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 2，齿轮 7，齿轮 12 这三个齿轮。 （1）接触应力公式： 4 1 2088 10 vas f j uk k k k n q zmubn u-大齿轮齿数与小齿轮齿数之比； k-齿向载荷分布系数；-动载荷系数；-工 v k a k 况系数；-寿命系数 s k 查机械装备设计表 10-4 及图 10-8 及表 10-2 分布得 1.15,1.20;1.05,1.25 hbfbva kkkk 假定齿轮工作寿命是 48000h，故应力循环次数为 9 6060 500 1 480001.44 10 h nnjl 次 项目内容结果 第 23 页 共 49 页 4.64.6 轴承的轴承的 选择选择 查机械装备设计图 10-18 得，所以：0.9,0.9 fnhn kk 2 3 3 72 11.15 1.05 1.25 0.9 7.5 0.96 0.98 2088 1018 1.024 10 72 18 4 21 500 18 f mpa （2）弯曲应力： 5 2 191 10 vas w j k k k k n q zm byn 查金属切削手册有 y=0.378，代入公式求得：=158.5mpa w q 查机械设计图 10-21e,齿轮的材产选，大齿轮、40cr 渗碳 小齿轮的硬度为 60hrc，故有，从图 10-21e 读1650 f mpa 出。因为：，故满足要求，920 w mpa, ffww 另外两齿轮计算方法如上，均符合要求。 5.35.3 轴承的校验轴承的校验 轴选用的是角接触轴承 7206 其基本额定负荷为 30.5kn 由于该轴的转速是定值所以齿轮越小越靠近轴承，710 /minnr 对轴承的要求越高。根据设计要求，应该对轴未端的滚子轴承 进行校核。 齿轮的直径 24 2.560dmm 轴传递的转矩 n p t9550 7.5 0.96 955059.3 710 t nm 项目内容结果 第 24 页 共 49 页 4.74.7 片式片式 摩擦离合器摩擦离合器 的选择和计的选择和计 算算 4.7.14.7.1 摩擦摩擦 片的径向尺片的径向尺 寸寸 4.7.24.7.2 按扭按扭 矩选择摩擦矩选择摩擦 片结合面的片结合面的 数目数目 齿轮受力 n 3 22 59.3 1412 60 10 r t f d 根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为 1060 21 1 1 ll lf r r v n 35210601412 2 v r n 因轴承在运转中有中等冲击载荷，又由于不受轴向力，按 机械设计表 10-5 查得 p f 为 1.2 到 1.8，取，则有：3 . 1 p f 137810623 . 1 111 rxfp p n 6 . 4573523 . 1 222 rxfp p n 轴承的寿命 因为，所以按轴承 1 的受力大小计算： 21 pp 1 . 38309) 1378 17200 ( 85060 10 )( 60 10 3 6 1 6 p c n lh h 故该轴承能满足要求。 6.6.结构设计及说明结构设计及说明 6.16.1 结构设计的内容、技术要求和方案结构设计的内容、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。课程设计由于时间的限制，一般只画展开图。 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 项目内容结果 第 25 页 共 49 页 4.7.34.7.3 离合离合 器的轴向拉器的轴向拉 紧力紧力 4.7.44.7.4 反转反转 摩擦片数摩擦片数 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。 6.26.2 展开图及其布置展开图及其布置 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。 i 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合器的外径，负责齿轮无法加工。 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 得到三级反向转动。这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。我们采用第 一种方案，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 项目内容结果 第 26 页 共 49 页 5.5. 动力设动力设 计计 5.15.1 传动轴传动轴 的验算的验算 矩太大，是制动尺寸增大。 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。 6.36.3 i i 轴（输入轴）的设计轴（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的拉力（采用卸荷装置） 。i 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好 i 轴在整体装入箱内。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。实现政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 0.20.4的间mm 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德两个自由度，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， 项目内容结果 第 27 页 共 49 页 5.1.15.1.1 轴轴 的强度计算的强度计算 5.1.25.1.2 作用作用 在齿轮上的在齿轮上的 力的计算力的计算 即操纵力撤消后，有自锁作用。 i 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。 6.46.4 齿轮块设计齿轮块设计 齿轮是变速箱中的重要元件。齿轮同时啮合的齿数是周期性变化 的。也就是说，作用在一个齿轮上的载荷是变化的。同时由于齿 轮制造及安装误差等，不可避免要产生动载荷而引起振动和噪音， 常成为变速箱的主要噪声源，并影响主轴回转均匀性。在齿轮块 设计时，应充分考虑这些问题。 齿轮块的结构形式很多，取决于下列有关因素： 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； 变速箱中齿轮用于传递动力和运动。它的精度选择主要取决于圆 周速度。采用同一精度时，圆周速度越高，振动和噪声越大，根 据实际结果得知，圆周速度会增加一倍，噪声约增大 6db。工作 平稳性和接触误差对振动和噪声的影响比运动误差要大，所以这 两项精度应选高一级。为了控制噪声，机床上主传动齿轮都要选 用较高的精度。大都是用 766，圆周速度很低的，才选 8 77。如果噪声要求很严，或一些关键齿轮，就应选 655。 项目内容结果 第 28 页 共 49 页 当精度从 766 提高到 655 时，制造费用将显著提高。不 同精度等级的齿轮，要采用不同的加工方法，对结构要求也有所 不同。8 级精度齿轮，一般滚齿或插齿就可以达到。7 级精度齿轮， 用较高精度滚齿机或插齿机可以达到。但淬火后，由于变形，精 度将下降。因此，需要淬火的 7 级齿轮一般滚（插）后要剃齿， 使精度高于 7，或者淬火后在衍齿。6 级精度的齿轮，用精密滚齿 机可以达到。淬火齿轮，必须磨齿才能达到 6 级。 机床主轴变速箱中齿轮齿部一般都需要淬火。 6.4.16.4.1 其他问题其他问题 滑移齿轮进出啮合的一端要圆齿，有规定的形状和尺寸。圆齿和 倒角性质不同，加工方法和画法也不一样，应予注意。 选择齿轮块的结构要考虑毛坯形式（棒料、自由锻或模锻）和机 械加工时的安装和定位基面。尽可能做到省工、省料又易于保证 精度。 齿轮磨齿时，要求有较大的空刀（砂轮）距离，因此多联齿轮不 便于做成整体的，一般都做成组合的齿轮块。有时为了缩短轴向 尺寸，也有用组合齿轮的。 要保证正确啮合，齿轮在轴上的位置应该可靠。滑移齿轮在轴向 位置由操纵机构中的定位槽、定位孔或其他方式保证，一般在装 配时最后调整确定。 6.56.5 传动轴的设计传动轴的设计 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。 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 项目内容结果 第 29 页 共 49 页 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为 刀 d 6585。mm 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 项目内容结果 第 30 页 共 49 页 5.1.35.1.3 主轴主轴 抗震性的验抗震性的验 算算 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 510，以免加工时孔变形。mm 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级精度。g 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。 6.66.6 主轴组件设计主轴组件设计 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。 6.6.16.6.1 各部分尺寸的选择各部分尺寸的选择 主轴形状与各部分尺寸不仅和强度、刚度有关，而且涉及多方面 的因素。 1） 内孔直径 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 项目内容结果 第 31 页 共 49 页 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 直径，车床主轴内孔直径有增大的趋势。 2） 轴颈直径 前支撑的直径是主轴上一主要的尺寸，设计时，一般先估算或拟 定一个尺寸，结构确定后再进行核算。 3） 前锥孔直径 前锥孔用来装顶尖或其他工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏 锥孔。 4）支撑跨距及悬伸长度 为了提高刚度，应尽量缩短主轴的外伸长度。选择适当的支撑a 跨距，一般推荐取： =35，跨距小时，轴承变形对轴l a l l 端变形的影响大。所以，轴承刚度小时，应选大值，轴刚度 a l 差时，则取小值。 跨距的大小，很大程度上受其他结构的限制，常常不能满足以l 上要求。安排结构时力求接近上述要求。 6.6.26.6.2 主轴轴承主轴轴承 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。 项目内容结果 第 32 页 共 49 页 推力球轴承。承受轴向力的能力最高，但允许的极限转速低，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。 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mm 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。 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cdd 项目内容结果 第 33 页 共 49 页 5.25.2 齿轮校齿轮校 验验 级。选择轴承的精度时，既要考虑机床精度要求，也要考虑经e 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。 1） 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 的内锥孔，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。 6.6.36.6.3 主轴与齿轮的连接主轴与齿轮的连接 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。 项目内容结果 第 34 页 共 49 页 5.35.3 轴承的轴承的 校验校验 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。 6.6.46.6.4 润滑与密封润滑与密封 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 与轴承盖之间留 0.10.3的间隙（间隙越小，密封效果越好，mm 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（圆弧形或形） ，效果比上一种好些。在轴上增开了沟槽（矩v 形或锯齿