机电一体化毕业设计（论文）CA6140机床主轴箱设计

1、毕业设计（论文）毕业设计（论文） 题题 目目 ca6140 机床主轴箱设计机床主轴箱设计 教教 学学 点点 甘肃省国防科技学校甘肃省国防科技学校 专专 业业 机电一体化机电一体化 年年 级级 学学 号号 姓姓 名名 指指 导导 教教 师师 时时 间间 2010 年年 6 月月 25 日日 目录目录 1.概述概述.4 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 .4 1.2 设计任务和主要技术要求设计任务和主要技术要求 .4 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

2、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 4.2.34.2.3 各轴直径的估算各轴直径

3、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 4.74.7 片式摩擦离合器的选择和计算片式摩擦离合器的选择和计算.25 4.7.14.7.1 摩擦片的径向尺寸摩擦片的径向尺寸.25 4.7.24

4、.7.2 按扭矩选择摩擦片结合面的数目按扭矩选择摩擦片结合面的数目.25 4.7.34.7.3 离合器的轴向拉紧力离合器的轴向拉紧力.2626 4.7.44.7.4 反转摩擦片数反转摩擦片数.26 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.

5、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 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 .4

6、5 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 1.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 1.3 操作性操作性 能要求能要求 2.参数的参数的 拟定拟定 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，是在学习过课程机械制造装备设计之后 进行的实践性教学环节。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

7、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。 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）和基本参数： 1、加工工件直径为：60时，机床达到的最高切削速度 vmax=150m/min; 2、变速范围 rn=4351； 3、v=100 m/min 时，切削 45 号钢时，机床功率允许的最大切削 用量为：ap=5，f=0

8、.3/r； 4、抗振性：一般。 1.3 操作性能要求操作性能要求 1）具有皮带轮卸荷装置 2）手动操纵双向摩擦片离合器实现主轴的正反转及停止运动要求 3）主轴的变速由变速手柄完成 4）床头箱的外型尺寸、与床头床身的联接要求与 c618k-i 车床的 床头箱相同 2.参数的拟定参数的拟定 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 2.1 确定极限转速确定极限转速 n r n n min max z n r 因为 k=0.5，rd=0.20.25 =kd=0.5500=250mm max d =（0.20.25）=5062.5 min d d

9、r max d max d 又 =4351 n r minmax/ 18.73 22.2 /min n nnrr maxmaxmin 1000/955.4 /minnvdr 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。 已知异步电动机的转速有 3000 、1500 /minr/minr 、1000、750 ，已知是 7.1kw，根据车床设/minr/minr 额 p 计手册附录表 2 选 y132m-4，额定功率 7.5，满载转速 1440 kw ，。 min r 87 . 0 3.传动设计传动设计 3.1

10、 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 min 18.73 22.2 /min n r max 955.4 /minnr 电机： y132m- 4，额定功率 7.5，满kw 载转速 1440 ， min r 。 87 . 0 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

11、动传动 式的拟定式的拟定 3.2.3 结构结构 式的拟定式的拟定 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

12、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 18=332；18=2322； 18=231+211；18=23121 3.2.2 传动式的拟定传动式的拟定 18 级转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

13、尺寸，第一传动 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。 综上所述，传动式为 18=2322。 3.2.3 结构式的拟定结构式的拟定 对于 18=2322 传动式，有 2 种结构式和对应的结构网。分 3.3 转速图转速图 的拟定的拟定 别为： (：内轮+背轮，：重复 6 级) 612621 223218 6 2 612 2 (：重复 6 级) 612621 223218 612 2 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 (：内轮+背轮，：重复

14、6 级) 612621 223218 6 2 612 2 的方案。 3.3 转速图的拟定转速图的拟定 正转转速图： 初选 612 621 2 232 18 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 4.4. 传动件的估算传动件的估算 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 1.1 7.57.18 caa pk pkw 式中 p-电动机额

15、定功率，-工作情况系数 a k 查机械设计图 8-8 因此选择 b 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- d min dd 3，8-7 取主动轮基准直径=125。 dmm 由公式 1 2 1 2 d n n d 式中： -小带轮转速，-大带轮转速，所以 n n ，由机械设计 a表 8-7 取园整为 2 1440 125225 800 dmm 250mm。 (3)确定三角带速度 按公式 1 1 3.14 125 1440 9.95 60 100060 1000 dn m v s 因为 5m/m

16、inv25 m/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 可在下列范围内选取： 根据经验公式 12012 0.72ddaddmm 即：262.5mm 750mm 0 a 选择 b 型带 =125 dmm 2 250dmm 取=600mm. 0 a (5)三角带的计算基准长度 l a dd ddal 2 0 250 1253.14 2 600125250 24 600 1795.5 l mm 由机械设计表 8-2，圆整到标准的计算长度 1800lmm (6)验算三角带的挠曲次数 1000 11.0640 s mv u l 次 符合要求。 (

17、7)确定实际中心距a 0 0 a 2 6001800 1795.52 602.25 ll a mm （） (8)验算小带轮包角 ，主动轮上包角 0000 21 1 18057.5168120 dd a 合适。 (9)确定三角带根数z 根据机械设计式 8-22 得: 00 ca l p z pp k k 传动比: 1 2 1440/8001.8 v i v 查表 8-5c，8-5d 得= 0.40kw,= 3.16kw 0 p 0 p 查表 8-8，=0.97；查表 8-2，=0.95k l k 7.18 z2.19 3.160.40.97 0.95 所以取 根z3 =600mm 0 a l 1

18、795.5mm 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 (10)计算预紧力 查机械设计表 8-4，q=0.18kg/m 2 0 2 2.5 5001 7.182.5 50010.18 9.95 9.95 3 0.97 207.52 ca p fqv vzk n (11)计算压轴力 n fzfp 3 . 1238 2/168sin52.20732 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

19、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/6326 . 1 20 1 3 18 1 3 min rn nn j z 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 18 级转速，其中 80r/min 通过齿轮获得 63r/min，刚好能传递全部功率：

20、 所以：nv =80r/min 同理可得：n =250r/min ，n =630r/min ， n =630r/min,n =800r/min 4.2.34.2.3 各轴直径的估算各轴直径的估算 z3 转速转速 4.2.3 各轴直各轴直 径的估算径的估算 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； -该传动轴的计算转速。 j n 计算转速是传动件能传递全部功率的最低转速。各传动件 j n 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 系确定。 轴：k=1.06，a=120 所以 ， 4 1 7.5 0

21、.96 (120 1.06)25.3 800 dmmmm 取 28mm 轴：k=1.06，a=120 4 2 7.5 0.96 0.99 0.98 (120 1.06)27.4 630 dmmmm , 取 30mm 轴：k=1.06，a=110 4 3 6.98544 0.99 0.98 (110 1.06)38.5 630 dmmmm , 取 40mm 轴：k=1.06，a=100 4 4 6.98544 0.99 0.98 0.99 0.98 (100 1.06) 250 27.4 dmm mm , 取 30mm 轴：k=1.06，a=90 n =250r/min ，n =630r/min

22、 ，n =630r/min, n =800r/min 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 , 取 40mm 4 5 6.5753 0.99 0.98 (90 1.06) 80 38.5 dmm mm 取 39mm 轴：k=1.06，a=80 4 6 6.3794 0.99 0.98 (80 1.06) 63 38.5 dmm mm 取 39mm 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

23、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 z s 备设计）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：, 1 0 1 1u 2 22 11 1.41 u 查机械制造装备设计表 3-6，齿数和取 88 z s =34，=54，=39，=49； z 2

24、 z 3 z 4 z 第二组齿轮： 传动比：,， 1 0 1 1u 2 2 1 u 2 3 1 u 齿数和取 88： z s =34，=54，=44，=44，=25，=63； 5 z 6 z 7 z 8 z 9 z 10 z 第三组齿轮： =34 z ，=54， 2 z =39， 3 z 4 z 4.3.24.3.2 齿轮齿轮 模数的计算模数的计算 传动比：, 2 1 1 u 2 4 1 u 齿数和取 91： z s =26，=65，=56，=35， 11 z 12 z 13 z 14 z 第四组齿轮： 传动比：, 1 u 2 5 1 u 齿数和取 95： z s =26，=65，=56，=3

25、5， 15 z 16 z 17 z 18 z 第五组齿轮： 传动比： 1 1 u 齿数和取 100： z s =26，=65 19 z 20 z 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： 1d nn7.5 0.96kw7.2kw 3 3 7.2 32322.05 54 500 j n mmm zn （机床主轴变速箱设计指导 p36，为大齿轮的计算转速， j n 可根据转速图确定） 齿面点蚀的计算： 3 3 7.2 37037090 560 j n amm n 取 a=90，由中心距 a 及齿数计算出模数： 12 22 90 2.045 5434 j a

26、 m zz 根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。 取 所以取 j 2.05m 2.5m (2) -齿轮弯曲疲劳的计算： =49； =34， 5 z 6 z =54，=44 7 z ，=44， 8 z =25， 9 z 10 z =63 =26， 11 z =65， 12 z =56， 13 z =35 14 z =26， 15 z =65， 16 z =56， 17 z =35 18 z =26， 19 z =65 20 z 2 n7.5 0.96 0.99 0.98 0.99kw6.916kw 3 3 6.916 32322.62 63 200 j n mmm zn 齿面点蚀的计

27、算： 33 6.916 370370120.5 200 n amm n 取 a=121，由中心距 a 及齿数计算出模数： 12 22 121 2.75 6325 j a m zz 根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。 取 j 2.75m 所以取3m (3)- 齿轮弯曲疲劳的计算： 3 n7.5 0.96 0.99 0.98 0.99 0.98 0.99kw 6.71kw 3 3 6.71 32322.64 65 80 j n mmm zn 齿面点蚀的计算： ， 33 6.71 370370161.9 80 n amm n 取 a=162，由中心距 a 及齿数计算出模数： 12 22

28、 162 2.83 6526 j a m zz 根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。 取 所以取2.83m3m (4)- 齿轮弯曲疲劳的计算： 3 n7.5 0.96 0.99 0.98 0.99 0.98 0.99 0.98 0.99kw 6.51kw 3 3 6.51 32323.53 72 80 j n mmm zn 齿面点蚀的计算： ， 33 6.51 370370160.3 80 n amm n 取 a=161，由中心距 a 及齿数计算出模数： 12 22 161 3.69 7223 j a m zz 根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。 取 所以取3.69m

29、4m (5)- 齿轮弯曲疲劳的计算： 3 n7.5 0.96 0.99 0.98 0.99 0.98 0.99 0.98 0.99 0.98 0.99kw 6.31kw 3 3 6.31 32323.89 56 63 j n mmm zn 齿面点蚀的计算： ， 33 6.31 370370171.89 63 n amm n 取 a=172，由中心距 a 及齿数计算出模数： 12 22 172 3.44 5644 j a m zz 根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。 取 所以取3.89m4m (4)标准齿轮： * 20h1c0.25 度， 从机械原理 表 10-2 查得以下公式 齿

30、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 齿轮齿数 z模数 m分度圆 d齿顶圆 a d 1342.58590 2542.5135140 3392.597.5102.5 4492.5122.5127.5 5343102108 6543162168 7443132138 8443132138 92537581 10633189195 112637884 1265319520114353105111 152

31、3492100 1672428829618424168176 19444176184 20564224232 齿轮 齿根圆 f d齿顶高 a h齿根高 f h 191.2591.2591.25 2141.25141.25141.25 3103.75103.75103.75 4128.75128.75128.75 5109.5109.5109.5 6169.5169.5169.5 7139.5139.5139.5 8139.5139.5139.5 982.582.582.5 10196.5196.5196.5 1185.585.585.5 4.3.44.3.4 齿宽齿宽

32、 确定确定 12202.5202.5202.5 13175.5175.5175.5 14112.5112.5112.51629829829818178178178 19186186186 20234234234 4.3.44.3.4 齿宽确定齿宽确定 由公式得：6 10, mm bmm为模数 第一套啮合齿轮6 102.515 25 i bmm 第二套啮合齿轮6 10318 30 ii bmm 第三套啮合齿轮6 10318 30 iii bmm 第四套啮合齿轮6 10424 40ivbmm 第五套啮合齿轮6 10424 40vbmm 一对啮合齿

33、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， 12 17,15bmm bmm 3 17bmm 4 15bmm 567 8910 19,18,18 18,19,18 bmm bmm bmm bmm bmm bmm 11121314 19,18,18,19bmm bmm bmm bmm 151617 25,24,25bmm bmm bmm 181920 24,30,29bmm bmm bmm 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 1 2 17 15 bm

34、m bmm 3 17bmm 4 15bmm 4.3.5 齿轮结齿轮结 构设计构设计 4.44.4 带轮带轮 结构设计结构设计 到加工问题，现敲定把齿轮 14 做成腹板式结构。其余做成实心结 构。齿轮 14 计算如下： ， 0 10 14 270 12 4222 an ddm mm 44 86ddmm ， 33 1.61.6 86138ddmm 203 0.25 0.35 0.3222 138 25 ddd mm 103 /2180,12dddmm cmm 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

35、用深沟球轴承 6211，d=55mm,d=100mm。带轮内孔尺寸是轴承外径尺寸 100mm。 齿机械设计表 8-10 确定参数得： min 8.5,2.0,9.0,12,8,5.5,38 daf bhhef 带轮宽度：125 182 764bzefmm 分度圆直径：，280 d dmm 1 1.91.8 100180 5/2811.412 ddmmmm cbmm 64,lbmm 4.54.5 传动轴间的中心距传动轴间的中心距 mm dd d110 2 5 .1225 .97 2 21 mmd iii 132 2 132132 mmd iviii 5 . 136 2 168105 mmd vi

36、v 190 2 168212 mmd ivv 200 2 224176 4.64.6 轴承的选择轴承的选择： 轴： 6208 d=80 b=18 深沟球轴承 5 6 7 8 9 10 19 18 18 18 19 18 bmm bmm bmm bmm bmm bmm 11 12 13 14 19 18 18 19 bmm bmm bmm bmm 15 16 17 25 24 25 bmm bmm bmm 18 19 20 24 30 29 bmm bmm bmm mmd110 mmd iii 132 4.54.5 传动轴传动轴 间的中心距间的中心距 4.64.6 轴承的轴承的 选择选择 4.7

37、4.7 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 轴： 7207c d=72 b=17 角接触球轴承 轴： 7207c d=72 b=17 角接触球轴承 轴： 7208c d=80 b=18 角接触球轴承 轴： 7210c d=90 b=20 角接触球轴承 轴： 3182115 d=115 b=30 双向推力球轴承 4.74.7 片式摩擦离合器的选择和计算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

38、机床主传动。 4.7.14.7.1 摩擦片的径向尺寸摩擦片的径向尺寸 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：mmdd)62( 1 d 为轴的直径，取 d=55，所以 55+5=60mm 1 d 特性系数是外片内径与内片外径 d2之比 1 d 取=0.7，则内摩擦片外径mm d d 7 . 85 7 . 0 60 1 2 4.7.24.7.2 按扭矩选择摩擦片结合面的数目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和额定动扭 j m 矩满足工作

39、要求，由于普通机床是在空载下启动反向的，故 d m 只需按离合器结合后的静负载扭矩来计算。即： 2 0 21000 7.03 1.4 10000 3.14 0.06 75 75 36.4 1.0 8.89 n m k z fd b p mmd iviii 5 . 136 mmd viv 190 mmd ivv 200 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 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 取 z=9 4.7.34.7.3 离合器的轴向拉紧力离合器的轴向拉紧力 由，得：

40、kpsq n q 6 . 3315 94 . 0 1 . 1 4 . 2939 查机床零件手册 ，摩擦片的型号如下： 内片：dp=72.85，查表取：d=85mm，d=55mm b=1.5mm,b=9.7mm h=23.5mm,=0.5mm 外片：dp=72.85，查表取：d=87mm，d=56mm b=1.5mm,b=20mm h=48mm,h1=42mm =0.5mm 内外片的最小间隙为：0.20.4mm 4.7.44.7.4 反转摩擦片数反转摩擦片数 4 9550 7.5 0.96 1.3 95500.96 0.98 800 2.8 10 jn j n mkmkn m n n m 2 0

41、 21000 2.810000 3.14 0.06 75 75 36.4 1.0 3.55 n m k z fd b p 取 z=4 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： z=9 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 （mpa） 57 . 0 22 bb w m 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：)(

42、32 )( 32 3 24 mm ddddzb d d w d 为空心轴直径，花键轴内径 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 nmm 22 yx mmm 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：26 . 6 96 . 0 87 . 0 5 . 7 2 i p mn n n n j i 75.74728 800 26 . 6 1

43、055 . 9 1055 . 9 4 4 z=4 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 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=2.539=97.5mm 圆角力： n d ft 9 . 1532 5 . 97 75.7472822 2 径向力：nff tr 45.766 9 . 15325 . 05 . 0 轴向力：nff ta 9 . 1532 方向如图所示： 由受力平衡：0fff r12 拉 f =1759.2n 拉 f =766.45n r

44、f 所以=（1759.2+766.45）=2525.65n 12 ff 以 a 点为参考点，由弯矩平衡得： 105+（105+40）（300+40+105）=0 1 f r f 2 f 所以：=2245.5n 1 f =280.1n 2 f 在 v 面内的受力情况如下： 受力平衡：0 21 ffff te 即：1759.2+1532.90 21 ff 以 a 点为参考点，由弯矩平衡： 105（105+40）+（30010540）=0 1 f t f 2 f 所以=3629n 1 f =3653n 2 f 在 v 面的弯矩图如下： 5.1.35.1.3 主轴抗震性的验算主轴抗震性的验算 （1）支

45、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： =0.0108mm r =0.0251mm 1r 5.1.35.1.3 主轴主轴 抗震性的验抗震性的验 算算 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

46、，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 =+=0.05+0.053=0.103mm 1r 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

47、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 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

48、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： 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

49、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： 5.25.2 齿轮校齿轮校 验验 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； -齿向载荷分布系数；-动载荷系数；-工况系k v k a k 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

50、.44 10 h nnjl 次 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：

51、，故满足要求，, 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 主轴抗振性 满足要求。 5.35.3 轴承的轴承的 校验校验 轴传递的转矩 n p t9550 nm 7.5 0.96 955059.3 710 t 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

52、 n1060 21 1 1 ll lf r r v n35210601412 2 v r 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 n 137810623 . 1 111 rxfp p n 6 . 4573523 . 1 222 rxfp p 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.

53、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、 齿轮均符合 要求 6.6.结构设计结构设计 及说明及说明 6.16.1 结构结构 设计的内容、设

54、计的内容、 技术要求和技术要求和 方案方案 6.26.2 展开展开 图及其布置图及其布置 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

55、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 动扭矩太大，是制动尺寸增大。 齿轮

56、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 轴承能满足 要求 6.36.3 i i 轴轴 （输入轴）（输入轴） 的设计的设计 率较高

57、。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 的间隙，间隙应能调整。mm 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

58、。 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。 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

59、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 6.46.4 齿轮齿轮 块设计块设计 6.4.16.4.1 其他其他 问题问题 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

60、。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。 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