C6140普通车床主轴箱传动设计--毕业论文.doc

本本 科科 毕毕 业业 论论 文文 C6140 普通普通车车床主床主轴轴箱箱传动设计传动设计 学 院 名 称： 专 业 班 级： 机械设计制造及自动化专业 学 生 姓 名： 指导教师姓名： 指导教师职称： 函 授 站： 2016 年 3 月 毕业设计 1 目录 1.车床参数的拟定 -2 1.1 概述-2 1.2 参数的拟定-2 2.运动设计 -3 2.1 传动结构式、结构网的选择确定- 3 2.1.1 传动组及各传动组中传动副的数目-3 2.1.2 传动系统扩大顺序的安排 -3 2.1.3 绘制结构网-4 2.1.4 传动组的变速范围的极限值-4 2.1.5 最大扩大组的选择-5 2.2 转速图的拟定-5 2.2.1 主电机的选定-5 2.3 齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制-5 2.3.1 齿轮齿数的确定的要求-5 2.3.2 变速传动组中齿轮齿数的确定-6 3.强度计算和结构草图设计- - 9 3.1 确定计算转速-9 3.1.1 主轴的计算转速-9 3.1.2 中间传动件的计算转速-9 3.1.3 齿轮的计算转速-10 3.2 传动轴的估算和验算-10 3.2.1 传动轴直径的估算-10 3.2.2 主轴的设计与计算-11 3.2.3 主轴材料与热处理-12 3.3 齿轮模数的估算和计算-14 3.3.1 齿轮模数的估算-14 毕业设计 2 3.3.2 齿轮模数的验算-17 3.4 轴承的选择与校核-19 3.4.1 一般传动轴上的轴承选择-19 3.4.2 主轴轴承的类型-20 3.4.3 轴承间隙调整-20 3.4.4 轴承的校核-21 3.5 摩擦离合器的选择与验算-22 3.5.1 按扭矩选择-22 3.5.2 外摩擦片的内径 d - 22 总结- 23 参考文献- - 24 致谢- 25 毕业设计 3 1.1.车床参数的拟定车床参数的拟定 1.1.1 1 概述概述 车床的规格系列和用处车床的规格系列和用处 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 C6140 主轴变速箱。 主要用于加工回转体。 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数（GB1582-79，JB/Z143-79） 工件最大 回转直径 D(mm)max 正转最高转 速 nmax( ) min r 电机功 率 N（kw） 公比 转 速 级 数 Z 反转 40014005.51.4112 级数 Z 反=Z 正 /2；n 反 max1.1n 正 max 1.21.2 参数的拟定参数的拟定 1.2.11.2.1 确定极限转速确定极限转速 ， n R n n = min max 1z n R = 又=1.41 得=43.79. 取 =45； n R n R ，去标准转速列.min/ 1 . 31min/45/1400/ maxmin rrRnn n =min/ 5 . 31 min rn= 1.2.21.2.2 主电机选择主电机选择 毕业设计 4 合理的确定电机功率 N，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。 已知电动机的功率是 5.5KW，根据车床设计手册附录表 2 选 Y132S-4， 额定功率 5.5，满载转速 1440 ，最大额定转距 2.2。kw min r 毕业设计 5 2.2.运动设计运动设计 2.12.1 传动结构式、结构网的选择传动结构式、结构网的选择确定确定 2.1.12.1.1 传动组及各传动组中传动副的数目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递组组成，各传动组分别有 Z1、Z2、Z3、个传动副.即 Z=Z1Z2Z3 传动副数由于结构的限制以 2 或 3 为适合，即变速级数 Z 应为 2 和 3 的因子： 即 Z=2a3b 实现 12 级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副的组合: 1) 12=34 2) 12=43 3) 12=322 4) 12=232 5) 12=223 按照传动副“前多后少”的原则选择 Z=322 这一方案，但主轴换向采用 双向片式摩擦离合器结构，致使轴的轴向尺寸过大，所以此方案不宜采用，而 应先择 12=232。 方案 4）是比较合理的 12=232 2.1.22.1.2 传动系统扩大顺序的安排传动系统扩大顺序的安排 12=232 的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有 6 种形式： 1) 12=213226 2) 12=213422 3) 12=233126 4) 12=263123 5) 12=223421 6) 12=263221 根据级比指数分配要“前密后疏”的原则，应选用 Z=这一方案， 1 2 2 3 6 2 然而对于我们所设计的结构将会出现两个问题： 毕业设计 6 第一变速组采用降速传动时，由于摩擦离合器径向结构尺寸限制，使得轴 上的齿轮直径不能太小，轴上的齿轮则会成倍增大。这样，不仅使-轴间 中心距加大，而且-轴间的中心距也会辊大，从而使整个传动系统结构尺寸 增大。这种传动不宜采用。 如果第一变速组采用升速传动，则轴至主轴间的降速传动只能同后两个变 速组承担。为了避免出现降速比小于允许的杉限值，常常需要增加一个定比降速 传动组，使系统结构复杂。这种传动也不是理想的。 如果采用Z= 这一方案则可解决上述存在的问题。 3 2 1 3 6 2 2.1.32.1.3 绘制结构网绘制结构网 图 2.1 结构网 2.1.42.1.4 传动组的变速范围的极限值传动组的变速范围的极限值 齿轮传动最小传动比 Umin1/4,最大传动比 Umax,决定了一个传动组的最2 大变速范围 rmax=umax/umin。8 因此，要按照下表，淘汰传动组变速范围超过极限值的所有传动方案。 极限传动比及指数 X,X,值为： 表 2.1 公比 极限传动比指数 1.41 X 值：Umin=1/4 x 1 4 毕业设计 7 X,值：Umax= x, =2 2 (X+ X,)值： rmin= x+x=8 6 2.1.5 最大扩大组的选择 正常连续的顺序扩大组的传动的传动结构式为： Z=Z11 Z2Z1 Z3Z1 Z2 最后扩大组的变速范围 按照 r原则，导出系统的最大级数Z和变速范围Rn为：8 表 2.2 Z3 2 3 1.41 Z=12 Rn=44 Z=9 Rn=15.6 最后扩大组的传动副数目 Z3=2 时的转速范围远比 Z3=3 时大 因此，在机床设计中，因要求的 R 较大，最后扩大组应取 2 更为合适。 同时，最后传动组与最后扩大组往往是一致的。安装在主轴与主轴前一传动轴的具有极限 或接近传动比的齿轮副承受最大扭距，在结构上可获得较为满意的处理，这也就是最后传动 组的传动副经常为 2 的另一原因。 2.22.2 转速图的拟定转速图的拟定 运动参数确定以后，主轴各级转速就已知，切削耗能确定了电机功率。在此基础上，选择 电机型号，确定各中间传动轴的转速，这样就拟定主运动的转速图，使主运动逐步具体化。 2.2.12.2.1 主电机的选定主电机的选定 1 1）电机功率）电机功率 N N： 中型机床上，一般都采用三相交流异步电动机作为动力源。 根据机床切削能力的要求确定电机功率： N=5.5KW 2 2）电机转速电机转速： d n 选用时，要使电机转速与主轴最高转速和 I 轴转速相近或相宜，以免 d n max n 采用过大的升速或过小的降速传动。 =1440r/min d n 3 3）分配降速比）分配降速比: : 毕业设计 8 该车床主轴传动系统共设有四个传动组其中有一个是带传动。根据降速比分 配应“前慢后快”的原则以及摩擦离合器的工作速度要求，确定各传动组最小传 动比。 u总=/ =28/1440=1/51.4 min n E n 分配总降速传动比时，要考虑是否增加定比传动副，以使转速数列符合标准 和有利于减小齿数和减小径向与轴向尺寸，必须按“前慢后快”的原则给串联的 各变速器分配最小传动比。 a 决定轴-的最小降速传动比主轴上的齿轮希望大一些，能起到飞轮的作用， 所以最后一个变速组的最小降速传动比取极限 1/4，公比 =1.41，1.414=4，因 此从 轴的最下点向上 4 格，找到上对应的点，连接对应的两点即为-轴 的最小传动比。 b 决定其余变速组的最小传动比根据“前慢后快”的原则，轴-间变速组取 umin=1/3，即从轴向上 3 格，同理，轴-间取 u=1/3，连接各线。 c 根据个变速组的传动比连线按基本组的级比指数 x0=3，第一扩大组的级比指 数 x1=1，第二扩大组的级比指数 x3=6,画出传动系统图如 2.2 所示 图 2.2 转速图 2.32.3 齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制 2.3.12.3.1 齿轮齿数的确定的要求齿轮齿数的确定的要求 可用计算法或查表确定齿轮齿数，后者更为简便，根据要求的传动比 u 和初 毕业设计 9 步定出的传动副齿数和，查表即可求出小齿轮齿数。 Z S 选择时应考虑： 1.传动组小齿轮应保证不产生根切。对于标准齿轮，其最小齿数=17 minmin ZZ 2.齿轮的齿数和不能太大，以免齿轮尺寸过大而引起机床结构增大，一般推荐 Z S 齿数和100-120，常选用在 100 之内。 Z S 3.同一变速组中的各对齿轮，其中心距必须保证 相等。 4.保证强度和防止热处理变形过大，齿轮齿根圆 到键槽的壁厚 5. 保证主轴的转速误差在规定的范围之内。 图 2.3 齿轮的壁厚 2.3.22.3.2 变速传动组中齿轮齿数的确定变速传动组中齿轮齿数的确定 1 1）确定齿轮齿数）确定齿轮齿数 1. 用计算法确定第一个变速组中各齿轮的齿数 Zj+Zj= Z S Zj/Zj =uj 其中 Zj主动齿轮的齿数 Zj被动齿轮的齿数 uj一对齿轮的传动比 一对齿轮的齿数和 Z S 为了保证不产生根切以及保证最小齿轮装到轴上或套筒上具有足够的强度， 最小齿轮必然是在降速比最大的传动副上出现。 毕业设计 10 把 Z1的齿数取大些： 取 Z1=Zmin=20 则 Z2= =58 85 . 2 /1 20 2 1 = u Z 齿数和=Z1+Z2=20+58=78 Z S 同样根据公式 Z3=39 4 Z 2. 用查表法确定第二变速组的齿数 a 首先在 u1、u2、u3中找出最小齿数的传动比 u1 b 为了避免根切和结构需要，取 Zmin=24 c 查表找到 u1=1/1.413的倒数 2.82 的行找到 Zmin=24 查表最小齿数和为 92 d 找出可能的齿数和的各种数值，这些数值必须同时满足各传动比要求的齿 Z S 轮齿数 能同时满足三个传动比要求的齿数和有 =92 96 99 102 Z S e 确定合理的齿数和 =102 Z S 依次可以查得 Z5=27 Z6=75 Z7=34 Z8=68 Z9=42 Z10=60 同理可得其它的齿轮如下表所示： 表 2.3 变速组第一变速组第二变速组第三变速组 齿数和 78102114 齿轮 Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14 齿数 2058393924783468426023917638 2 2）验算主轴转速误差）验算主轴转速误差 由于确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计的理论转速难以完全相符， 毕业设计 11 需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过10(-1)%。 主轴各级实际转速值用下式计算 n 实=nE(1-)uaubucud 其中 滑移系数 =0.2 ua ub uc ud分别为各级的传动比 12/45 转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示 n=10(-1)% 实际 标准实际 n nn n实 1=14400.6250.980.350.350.25=27.8 n=(27.8-28)/28=0.7% 同样其他的实际转速及转速误差如下: 表 2.4 主轴 转速 n1n2n3n4n5n6n7n8n9n10n11n12 标准 转速 284056801121602243154506309001250 实际 转速 27.839.855.779.6111.2159.3223.6314.5445.6628.4897.81244.9 转速 误差 0.70.5 0.50.50.70.40.10.20.90.30.20.4 转速误差满足要求。 3 3） 齿轮的布置齿轮的布置 为了使变速箱结构紧凑以及考虑主轴适当的支承 距离和散热条件，其齿轮的布置如下图 2.4 所示。 4 4）绘制主传动系统图）绘制主传动系统图 按照主传动转速图以及齿轮齿数绘制主传动系统 图如下 2.5 所示 图 2.4 齿轮结构的布置 毕业设计 12 图 2.5 主传动系统图 毕业设计 13 3 3 . .强度计算和结构草图设计强度计算和结构草图设计 3.13.1 确定计算转速确定计算转速 3.1.13.1.1 主轴的计算转速主轴的计算转速 nj=nminz/3-1 z=12 nj=nmin3 =282.82=79r/min 3.1.23.1.2 中间传动件的计算转速中间传动件的计算转速 轴上的 6 级转速分别为：112、160、224、315、450、630r/min.主轴在 79r/min 以上都可以传递全部功率。 轴经 Z13-Z14传递到主轴，这时从 112r/min 以上的转速全部功率，所以确定 最低转速 112r/min 为轴的计算转速。按上述的方法从转速图中分别可找到计 算转速：轴为 315r/min,轴为 900r/min,电动机轴为 1440r/min. 3.1.33.1.3 齿轮的计算转速齿轮的计算转速 Z10安装在轴上，从转速图可见 Z10齿轮本身有 6 种转速，其要传递全部的功 率的计算转速为 112r/min。 同样可以确定其余齿轮的转速如下表 3.1 所示： 表 3.1 3.23.2 传动轴的估算和验传动轴的估算和验算算 3.2.13.2.1 传动轴直径的估算传动轴直径的估算 传动轴直径按扭转刚度用下列公式估算传动轴直径： mm 4 94 j n N d = 其中：N该传动轴的输入功率 KW d NN = Nd电机额定功率； 齿轮 Z1 ZZZZZZZZZ1Z1Z1Z1Z1 计算转速 900315900900315112315112315112150160112112 毕业设计 14 从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积 该传动轴的计算转速 r/min j n 每米长度上允许的扭转角(deg/m),可根据传动轴的要求选取如表 3.2 所示 表 3.2 刚度要求 允许的扭转角 主 轴 一般的传动轴较低的传动轴 0.5111.51.52 对于一般的传动轴，取=1.5 KW28 . 5 96 . 0 5 . 5= d NN =900 r/min j n mm 5 . 28 5 . 1 1000 400 900 28 . 5 91 4 1 = =d 取mm32 1= d KW25 . 5 995 . 0 96 . 0 5 . 5 2 = d NN =425 r/min j n =37 mm 4 2 5 . 1 1000 400 315 25 . 5 91 =d 取36 2 =d KW20 . 5 99 . 0 995 . 0 96 . 0 5 . 5 3 = d NN =150 mm j n 2 . 42 5 . 1 1000 400 150 20 . 5 91 4 3 = =d 46 3 =d 采用花键轴结构，即将估算的传动轴直径 d 减小 7%为花键轴的直径，在选相 近的标准花键。 d1=29.30.93=27.0 d2=34.50.93=32.0 d3=42.20.93=40.0 查表可以选取花键的型号其尺寸分别为)741144(GBbdDZ 毕业设计 15 轴取 6-28327 1 d 轴取 8-32366 2 d 轴取 8-424680 3 d 3.2.23.2.2 主轴的设计与计算主轴的设计与计算 主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件的主轴参与切削成形运动，此， 它的精度和性能性能直接影响加工质量（加工精度与表面粗糙度） 。 1 1）主轴直径的选择）主轴直径的选择 查表可以选取前支承轴颈直径 D1=90 mm 后支承轴颈直径 D2=(0.70.85)D1=6377 mm 选取 D2=70 mm 2 2）主轴内径的选择）主轴内径的选择 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。 确定孔径的原则是在满足对空心主轴孔径要求和最小壁厚要求以及不削弱主 轴刚度的要求尽可能取大些。 推荐：普通车床 d/D(或 d1/D1)=0.550.6 其中 D主轴的平均直径，D= (D1+D2)/2 d1前轴颈处内孔直径 d=(0.550.6)D=4448 mm 所以，内孔直径取 45mm 3 3）前锥孔尺寸）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，目前采用莫氏锥孔。选择 如下： 莫氏锥度号取 5 号 标准莫氏锥度尺寸 大端直径 D=44.399 4 4）主轴前端悬伸量的选择）主轴前端悬伸量的选择 毕业设计 16 确定主轴悬伸量 a 的原则是在满足结构要求的前提下，尽可能取小值。 主轴悬伸量与前轴颈直径之比 a/D=0.61.5 a=(0.61.5)D1=54135 mm 所以，悬伸量取 100mm 5 5）主轴合理跨距和最佳跨距选择）主轴合理跨距和最佳跨距选择 根据表 3-14 见机械设计手册计算前支承刚度。 A K 前后轴承均用 3182100 系列轴承，并采用前端定位的方式。 查表 4 . 1 1 1700 DKA= =1700901.4=9.26105 N/mm A K 因为后轴承直径小于前轴承，取4 . 1= B A K K KB =6.61105N/mm ) 1(6 1 )( 0 3 0 + = B A K K a L a L 其中 为参变量 B A K K 综合变量 3 aK EI A = 其中 E弹性模量，取 E=2.0105 N/mm2 I转动惯量，I=(D4-d4)/64=3.14(804-454)=1.81106mm4 = 3 aK EI A = 35 65 1001026 . 9 1081 . 1 100 . 2 =0.3909 由图 3-34 中，在横坐标上找出 =0.3909 的点向上作垂线与的斜线4 . 1= B A K K 相交，由交点向左作水平线与纵坐标轴相交，得 L0/a=2.5。 所以最佳跨距 L0 毕业设计 17 L0=2.5a=2.5100=250 mm 又因为合理跨距的范围 L合理=(0.751.5)L0=187.5375 mm 所以取 L=260 mm 6 6）主轴刚度的验算）主轴刚度的验算 对于一般机床主轴，主要进行刚度验算，通常能满足刚度要求的主轴也能满 足强度要求。 对于一般受弯矩作用的主轴，需要进行弯矩刚度验算。主要验算主轴轴端的 位移 y 和前轴承处的转角A。 切削力 Fz=3026N 挠度 yA= EI aLaFz 3 )( 2 + = 65 2 1081 . 1 100 . 23 )100260(1003026 + =0.01 y=0.0002L=0.0002260=0.052 yAy 倾角 A= EI aLFa 6 )32(+ = 65 10181100 . 26 )10032602(1003026 + =0.00011 前端装有圆柱滚子轴承，查表A=0.001rad AA 符合刚度要求。 3.2.33.2.3 主轴材料与热处理主轴材料与热处理 材料为 45 钢，调质到 220250HBS，主轴端部锥孔、定心轴颈或定心圆锥面等部位局部 淬硬至 HRC5055，轴径应淬硬。 3.33.3 齿轮模数的估算和计算齿轮模数的估算和计算 3.3.13.3.1 齿轮模数的估算齿轮模数的估算 根据齿轮弯曲疲劳的估算： 毕业设计 18 mm 3 32 j zn N m 齿面点蚀的估算： mm 3370 j n N A 其中为大齿轮的计算转速，A 为齿轮中心距。 j n 由中心距 A 及齿数、求出模数：mm 1 z 2 z 21 2 zz A mj + = 根据估算所得和中较大的值，选取相近的标准模数。 m j m 1）齿数为 32 与 64 的齿轮 N=5.28KW mm85 . 1 42532 28 . 5 32 3 = m 3370 j n N A = mm 5 . 85 425 28 . 5 3703= mm 21 2 zz A mj + =78 . 1 6432 5 .852 = + = 取模数为 2 2）齿数为 56 与 40 的齿轮 mm54 . 1 85056 28 . 5 32 3 = m 3370 j n N A =mm68 1850 28 . 5 3703= mm 21 2 zz A mj + =42 . 1 4056 682 = + = 毕业设计 19 取模数为 2 3）齿数为 27 与 75 的齿轮 N=5.25KW mm 48 . 2 15075 25 . 5 32 3 = m 3370 j n N A =mm121 150 25 . 5 3703= mm 21 2 zz A mj + =37 . 2 7527 1212 = + = 取模数为 2.5 4）齿数为 34 与 68 的齿轮 N=525KW mm29 . 2 21268 25 . 5 32 3 = m 3370 j n N A =mm 8 . 107 212 25 . 5 3703= mm 21 2 zz A mj + =11 . 2 6834 8 . 1072 = + = 取模数为 2.5 5）齿数为 42 与 60 的齿轮 N=5.25KW mm12 . 2 30060 25 . 5 32 3 = m 3370 j n N A 毕业设计 20 =mm 3370 j n N A 1 . 96 300 25 . 5 3703= mm 21 2 zz A mj + =88 . 1 6042 1 . 962 = + = 取模数为 2.5 6）齿数为 23 与 91 的齿轮 N=5.20KW mm 32 . 2 15091 20 . 5 32 3 = m =mm 0 . 121 150 20 . 5 3703= mm 21 2 zz A mj + =12 . 2 9123 0 . 1212 = + = 取模数为 2.5 7）齿数为 76 与 38 的齿轮 N=5.20KW mm 46 . 2 15076 20 . 5 32 3 = m 3370 j n N A =mm 6 . 120 150 20 . 5 3703= mm 21 2 zz A mj + =12 . 2 3876 6 . 1202 = + = 取模数为 2.5 3.3.23.3.2 齿轮模数的验算齿轮模数的验算 结构确定以后，齿轮的工作条件、空间安排、材料和精度等级等都已确定， 才可能核验齿轮的接触疲劳和弯曲疲劳强度值是否满足要求。 毕业设计 21 根据齿轮的接触疲劳计算齿轮模数公式为： mm 3 2 2 1 321 ) 1( 16300 jjm S j niz NKKKKi m = 根据齿轮的弯曲疲劳强度计算齿轮模数公式为： mm 275 1 321 jm s nYz NKKKK m = 式中：N-计算齿轮传递的额定功率 -计算齿轮（小齿轮）的计算转速 r/min J N -齿宽系数，常取 610；m m b m =m -计算齿轮的齿数，一般取传动中最小齿轮的齿数； 1 z -大齿轮与小齿轮的齿数比，；“+”用于外啮合， “-”号用于i1 1 2 z z i = 内啮合； -寿命系数，；3.5Ks qNnr KKKKKs = -工作期限系数，；3.6 T Km T C nT K 0 60 = 齿轮等传动件在接触和弯曲交变载荷下的疲劳曲线指数 m 和基准循环次数 Co n-齿轮的最低转速 r/min; T-预定的齿轮工作期限，中型机床推荐：T=1500020000h; -转速变化系数 n K -功率利用系数 N K -材料强化系数。幅值低的交变我荷可使金属材料的晶粒边界强化，起 q K 着阻止疲劳细缝扩展的作用； （寿命系数）的极限 S K minmax,SS KK 当； minminmax SSSSS KKKKKK= 所以 取 Ks=0.6 由表 11 许用应力知，可取齿轮材料为 45 整淬 =1100MPa =320MPa j 由表 10 可知 可查得 Y=0.45 3 2 2 1 321 ) 1( 16300 jjm S j niz NKKKKi m =89 . 1 8501100 32 64 327 28 . 5 6 . 012 . 12 . 1) 1 32 64 ( 163003 22 = + = j m 275 1 321 jm s nYz NKKKK m = 51 . 1 320850745 . 0 32 28 . 5 6 . 012 . 12 . 1 275 = =m 所以 模数取 2 适合要求。 同样可以校核其它齿轮的模数也符合要求。 3.43.4 轴承轴承的选择与校核的选择与校核 机床传动轴常用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升。空载功率和噪音 毕业设计 23 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、支承孔的加工精 度要求都比较高，异常球轴承用得更多。但滚锥轴承的内外圈可以公开。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 型式和尺寸，首先取决于承载能力，但也要考虑其它结构条件。即要满足承载能 力要求，又要符合孔的加工工艺，可以用轻、中、或重系列的轴承来达到支承孔 直径的安排要求。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， 一般传动轴承选用 G 级精度。 3.4.13.4.1 一般传动轴上的轴承选择一般传动轴上的轴承选择 在传动轴上选择 6200 系列的深沟球轴承，其具体的型号和尺寸如下表 3.3 所示 表 3.3 传动轴 轴承型号620572067207 轴承尺寸 2552 30553572 3.4.23.4.2 主轴轴承的类型主轴轴承的类型 主轴的前轴承选取 3182100 系列双列向心短圆柱滚子轴承。这种轴承承载能 力大，内孔有 1：12 锥度，磨擦系数小，温升低，但不能承受轴向力，必须和能 承受轴向力的轴承配合使用，因此整个部件支承结构比较复杂。 图 3.1 3.4.33.4.3 轴承间隙调整轴承间隙调整 毕业设计 24 为了提高主轴回转精度和刚度，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、噪声和抗振性 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效 果，而磨损发热量和噪声都会增大，轴承寿命将因此而降低。 调整结构形式如下图所示： 图 3.2 调整说明： 转动调整螺母，使内圈向大端移动。 特点：结构简单。移动量完全靠经验，一旦调整过紧，难以把内圈退回。 3.4.43.4.4 轴承的较核轴承的较核 1) 滚动轴承的疲劳寿命验算 ( )hT FKKKK Cf L lHnHpA n h 500 = 或( )NCFKKKK f f C lHnHpA n h j = 额定寿命 (h) 额定动载荷(N) 动载荷(N) h LC j C 滚动轴承的许用寿命(h)，一般取 1000015000(h)T 毕业设计 25 寿命指数，对球轴承 =3 ，对滚子轴承=10/3 速度系数， 轴承的计算转数 r/min n f 3 100 c n n f =n 寿命系数， 使用系数 h f 500 h h L f = A K功率利用系数 Hp K 转化变化系数 齿轮轮换工作系数 当量动负荷(N) Hn K l KF 2)滚动轴承的静负荷验算 静负荷 (N) 额定静负荷 (N) 0000 CFKC j = j C0 0 C 安全系数 当量静载荷 (N) 0 K 0 F (N)取其中较大值或 ra FFFYFXF=+= 00000 径向负荷 r F 、静径向，轴向系数 0 X 0 Y 校验第根轴上的轴承 T=10000h 查轴承样本可知，6205 轴承的基本额定动载荷 =212000N =850 r/min C3 = j n34 . 0 8503 100 = = n f =096 =0.8 =0.81 . 1= A K Hn K Hp K l K 500= FKKKK Cf L lHnHpA n h = 3 30268 . 08 . 096 . 0 1 . 1 34 . 0 212000 500 =21437500)(hT 同样可以较核其它轴承也符合要求。 3.53.5 摩擦离合器的选择与验算摩擦离合器的选择与验算 3.5.13.5.1 按扭矩选择按扭矩选择 K=Kx9550 Nm j M max M j ny n 毕业设计 26 式中 离合器的额定静力矩(Kgm) K安全系数 j M 运转时的最大负载力矩 max M 查机械设计手册表，取 K=2 =0.96 则K= =118.8 Nm f M max M 850 96 . 0 5 . 595500 . 2 9550= j n N K 3.5.23.5.2 外摩擦片的内径外摩擦片的内径 d d 根据结构需要采用轴装式摩擦片，摩擦片的内径 d 应比安装在轴的轴径大 26mm,取 d=35mm 3.5.33.5.3 选择摩擦片尺寸选择摩擦片尺寸( (自行设计自行设计) ) 尺寸如下表 3.4 所示 表 3.4 片数静力矩 dDD1Bb 9603590983010 3.5.43.5.4 计算摩擦面的对数计算摩擦面的对数 Z Z mV zn KKdDpf KKM Z )( 120 33 = 式中：f-摩擦片间的摩擦系数； p-许用压强 MPa； D-摩擦片内片外径 mm； d-摩擦片外片内径 mm； -速度修正系数； -接合面数修正系数； v K z K -接个次数修正系数； K-安全系数。 m K 分别查表 1.2 mm =35mm 06. 0=f 0 . 1=P90=Dd94. 0= V K 1.085 . 0 = Z K= m K ()0 . 194. 035900 . 106 . 0 14 . 3 85 . 0 28 .11812 33 =Z =10 3.5.53.5.5 摩擦片片数摩擦片片数 毕业设计 27 摩擦片总数为（z+1）片，即 11 片，根据具体情况设内为 6 片，外 5 片。 计算轴向压力 Q () V KPDDQ 2 2 2 1 40 = =3.141.0 2 125 94 . 0 2 4590 =5073N 毕业设计 28 总结总结 经过大学四年艰苦学习，我们顺利的完成了机械设计制造及自动化专业所学 的全部课程，初步已具备了一个机械工程技术人员所具备的基本知识和技能，今 后还需要进一步在实践中不断地探索与积累。 这次毕业设计是我们零件课程设计和工艺课程设计之后的一次对我们更全面 更综合的考核是一次综合的训练. 我们毕业设计题目是 C6140 普通车床主轴箱传动设计。 通过毕业设计学到了很多知识，收获很大。 经过设计，分析得出了以下结论： （1） 进行了主传动设计 （2） 对传动件进行了估算和验算 （3） 对各部件断行了结构设计 （4） 对主轴组件进行了验算 这次毕业设计为我们走向工作岗位尊定了基础。 毕业设计 29 参考文献参考文献 1 上海纺织工学院编.机床设计图册.上海科技出版社，1997 2 孙桓，陈作模主编.机械原理.第六版.北京：高等教育出版社，2002 3 成大先主编.机械设计手册.北京：化学工业出版社，2004 4 张玉峰等主编.机床主轴变速箱设计指导.机械工业出版社，2000 5机械制造装备设计.冯辛安主编.机械工业出版社 6机械设计. 吴宗泽主编. 高等教育出版社 7 机械原理.邹慧君等主编. 高等教育出版社 8机械制造技术基础. 曾志新主编.武汉理工大学出版社 9理论力学. 陈昭仪. 航空工业出版社 10 材料力学. 戴少度. 国防工业出版社 11 机械加工手册. 陈心昭. 机械工业出版社 12 毛谦德 李振清主编.袖珍机械设计师手册第二版.机械工业出版社, 2002 13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 14华