机床主轴箱课程设计方案[]

1、1. 概述 41.1 机床主轴箱课程设计的目的 41.2 设计任务和主要技术要求 41.3 操作性能要求 42. 参数的拟定 52.1 确定调速范围 52.2 主电机选择 53. 传动设计 53.1 主传动方案拟定 53.2 传动结构式、结构网的选择 63.2.1 确定传动组及各传动组中传动副的数目 63.2.2 传动式的拟定 63.2.3 结构式的拟定 64. 传动件的估算 84.1三角带传动的计算 84.2传动轴的估算 114.2.1主轴的计算转速114.2.2各传动轴的计算转速 114.2.3各轴直径的估算124.3齿轮齿数的确定和模数的计算134.3.1齿轮齿数的确定134.3.2齿轮

2、模数的计算144.3.4齿宽确定 184.3.5齿轮结构设计 194.4带轮结构设计 194.5 传动轴间的中心距 204.6 轴承的选择 204.7 片式摩擦离合器的选择和计算 214.7.1 摩擦片的径向尺寸 214.7.2 按扭矩选择摩擦片结合面的数目 214.7.3 离合器的轴向拉紧力 21214.7.4 反转摩擦片数 225. 动力设计 225.1 传动轴的验算 225.1.1 I轴的强度计算 235.1.2 作用在齿轮上的力的计算 235.1.3 主轴抗震性的验算 265.2 齿轮校验 285.3 轴承的校验 296. 结构设计及说明 306.1结构设计的内容、技术要求和方案306

3、.2展开图及其布置 316.3I 轴输入轴）的设计316.4齿轮块设计 326.4.1其他问题 336.5传动轴的设计 336.6主轴组件设计 356.6.1各部分尺寸的选择356.6.2主轴轴承 366.6.3主轴与齿轮的连接386.6.4润滑与密封 386.6.5其他问题 387. 总结 393 / 39概述1.1机床主轴箱课程设计的目的1.2设计任务和主要技术要求1.3操作性能要求1概述1.1机床主轴箱课程设计的目的机床课程设计，是在学习过课程之后进行的实践性教案环 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，

4、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。1.2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、 床上最大最大工件回转直径为420mm.2、；最大转速 2000,最下转速8，变速范围是250 ；3、 公比 1 =1.12, ：2 =1.16, ：3 =1.584、转速极速为 27，电动机 7.5KW,

5、 1440r/min,主轴内孔 50mm.1.3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2.1确定调速范围nmaxnmin=Rn2.参数的拟定Rn =Rn =2000/8=2502.2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 r / min、1500 r / min、1000 r/min、750 r / min，已知P额是7

6、.1KW,根据车床设计手rmin= 0.87。2.2主电机选择3.传动设计电机：Y132M-4，额定功率7.5 kw，满 载转速 1440 rmin ，-0.87 。册附录表 2选Y132M-4,额定功率 7.5 kw，满载转速 14403.传动设计3.1主传动3.1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。方案拟定3.2传动结构

7、式、结 构网的选 择3.2.1确定传动组及 各传动组 中传动副 的数目传动方案有多种，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级数为z的传动系统由若干个顺序的

8、传动组组成，各传动 组分别有Z Z、个传动副。即 Z1Z2Z3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：Z二?a 3b，可以有多种方案，例：27=3 X 3 3; 27=3X 3X 1 X 3 1;27=3 3 1 1x213.2.2传动式的拟定3.2.2传动式的拟定27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I轴如果安置换向摩擦离合器时，为减少轴向尺寸，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 27=

9、3 311x21初选27=3361153.2.3结构式的拟定3.2.3结构式的拟定对于 27=3 31 1x2丨的传动式，27=32 33 14 15 26 1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。所以选 27=32 33 14 - 15 26 1 的方案。3.3转速图的拟定3.3 转速图的拟定正转转速图：I /ru II II It-JLJII选择B型带4传动件的估算4.1 三角带传动的计算D =l25mmD2 = 250mmA =600mm主传动系图为：4传动件的估算4.1三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

10、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Li=1795.5mmpca =KaP -1.1 7.5-7.18KW式中P-电动机额定功率，Ka -工作情况系数查机械设计图 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 D 不宜过小，即 D - Dmin。查机械设计表 8- 3， 8-7取主动轮基准直径 D =l25mm。由公式d2 =BDi式中：n -小带轮转速，n、-大带轮转速，所以1440D2125 = 225mm，由机

11、械设计 A表8-7取园整为800250mm(3确定三角带速度二 D1n160 10003.14 125 144060 1000= 9.95ms因为5m/mi*V25 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0.7 D1 D2 : A : 2 D1 D2 mm即: 262.5mm A 三角带的计算基准长度 L.十认 I D D23.14 (250-125 )L。=2 600 亠“125 25024 600= 1795.5mm由机械设计表8-2 ,圆整到标准的计算长度L = 1800 mm(6验算三角带的挠曲次数

12、1000mvu11.06 _ 40L符合要求。(7确定实际中心距AA卡Lt2-600(1800 -1795.5)2=602.25mm(8验算小带轮包角芒：1 ： 180 - D2 -D1 57.50 =1680 1200，主动轮上包角A合适。(9确定三角带根数Z根据机械设计式 8-22得:4.2 传动轴的估算Z PeaP0：P0k：K传动比：i =仝=1440/800 =1.8V2查表8-5c，8-5d 得.：p0 = 0.40KW, p0 = 3.16KW查表8-8，k- =0.97 ;查表 8-2， kl =0.954.2.1 主轴的计算转速7.18Z 一 3.16 0.40.97 0.9

13、5-2.19所以取Z = 3根(10计算预紧力n=250r/min,n皿=630r/min,n=630r/mi n,ni=800r/min查机械设计表 8-4 , q=0.18kg/mF0=5OO 竺1 +qv2422各传动轴的计算转速vz也丿7 1825=50010.18 9.9529.95 汉 3 10.97丿= 207.52 N(11计算压轴力(Fp)min =2 Z (F)min sin： /2=2 3 207.52 sin 1680 /2= 1238.3N4.2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

14、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。4.2.1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:184.nj = 20 1.26 3 63r/min4.2.2各传动轴的计算转速轴V :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：所以：nv =80r/min同理可得：niv=250r/min, n皿=630r/minn n =630r/mi n, n i =800r/min4.

15、2.3 各轴直径的估算d _ KA4 mm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； nj-该传动轴的计算转速。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 系确定。4.3 齿轮 齿数的确 定和模数 的计算4.3.1 齿轮齿数的确定n轴：K=1.06 , A=120d2 = (120汇 I.OG)7 O96汇 0.99x 0.98口口 = 27.4mm630取 30mm川轴：K=1.06 , A=110d3 =(110 1.06),698544 0.99 0.98460mm =3

16、8.5mm取 40mm轴:K=1.06 , A=100d4 =(100 1.06),6.98544 0.99 0.98 0.99 0.984250mmZ =34，Z2 =54 ,Z3=39,乙=49;Z5=34,Z6=54,Z7=44,Z8=44,Z9=25,Z10 =63乙1 =26 ,乙2 =65 ,乙3 =56 ,Z14 =35Z15 =26 ,二 27.4mm取 30mmV 轴：K=1.06 , A=90d5 =(90 1.06)6.5753 0.99 0.98 mm80取 40mm=38.5mm乙6 =65 ,乙7=56,乙8 =35Z19 =26,Z20 =65取 39mmW 轴：

17、K=1.06 , A=80d6 =(80 1.06)4 6.3794 0.99 0.98V63mm=38.5mm取 39mm此轴径为平均轴径，设计时可相应调整。4.3 齿轮齿数的确定和模数的计算432齿轮模数的计算4.3.1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表3-6机械制造装备设计）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

18、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:1.41查机械制造装备设计表3-6，齿数和Sz取88Z =34, 乙=54, Z3=39, Z4 =49;第二组齿轮:一 1 1 1传动比：u10 = 1 , U22 , U23齿数和Sz取88:Z5 =34,Z6=54, Z7 =44, Z8 =44, Z9 =25,乙o=63;第三组齿轮:传动比:U1 ：,U21齿数和SZ取91:乙 1 =26 , Z12 =65,乙3 =56,乙4 =35,第四组齿轮:1j5齿数和St取95:乙5=26,乙6 =65,乙7 =56,乙8 =35,第五组齿轮:传动比:1u1 =齿数和St取100

19、:乙 9=26, Z20 =654.3.2齿轮模数的计算(1 I - n齿轮弯曲疲劳的计算:NNd =7.5 0.96kw =7.2kw3 N mm =32 37-2= 2.05zrij54 500 n -川齿轮弯曲疲劳的计算：N2 =7.5 0.96 0.99 0.98 0.99kw =6.916kwm. ._323N mm =323 佃6.62齿面点蚀的计算:A_ 3703 帥=3703需加120.5znj，63 200取A=121，由中心距A及齿数计算出模数:mj2A乙Z22 12163 25= 2.75根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。取 mj -2.75所以取m =3(

20、3川-IV齿轮弯曲疲劳的计算:N3 =7.5 0.96 0.99 0.98 0.99 0.98 0.99kw =6.71kw齿面点蚀的计算:A-370-161.9,取A=162，由中心距A及齿数计算出模数:2AZi Z22 16265 26= 2.83根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。取m”：=：2.83所以取m = 3(4 IV - V齿轮弯曲疲劳的计算：N3 =7.5 0.96 0.99 0.98 0.99 0.98 0.99 0.98 0.99kw =6.51kw 32-Nm = 323f 6.51=3.53Y znjY 72 x 80齿面点蚀的计算：A _ 3703mm

21、= 3703160.3,Y n 80取A=161，由中心距A及齿数计算出模数：mj2A乙乙2 16172 23-3.69根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。取m”： =3.69所以取m = 4(5 V - W齿轮弯曲疲劳的计算：N3 =7.5 0.96 0.99 0.98 0.99 0.980.99 0.98 0.99 0.98 0.99kw二 6.31kwm八323mm = 32” 6.31 =3.89 znjY 56 汉 63mj齿面点蚀的计算:= 171.89,取A=172，由中心距A及齿数计算出模数:2A乙乙2 17256 44= 3.44根据计算选取两个中的较大值，选取相

22、近的标准模数。取m . =3.89所以取m =4Cu、 * *(4 标准齿轮：=20度，h：=：1, c =0.25从机械原理表10-2查得以下公式=(z1 + 2h*a)m齿顶圆da4.3.4 齿宽齿根圆df=(zi +2h a +2c )m确定分度圆d =:mz齿顶咼ha=h*am齿根高hf=(h*a + c*)m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da1342.585902542.51351403392.597.5102.54492.5122.5127.5534310210865431621687443132138844313213892537581106331891

23、951126378841265319520113563168174143531051111523492100167242882961753421222018424168176B = 17mmB2 = 15mm民=17mm15mmB5 = 19mmBe 二 18mmB7 = 18mmB8 = 18mmB9 = 19mmB10 = 18mmB1 19mmB12 = 18mmB13 = 18mmB14 = 19mmB15 = 25mmB1e = 24mmB仃二 25mmB18 = 24mmB19 = 30mmB20 = 29mm4.4 带轮结构设计4.5 传动轴间的中心距4.6 轴承的选择19444

24、17618420564224232I齿轮齿根圆df齿顶咼h.齿根高hf191.2591.2591.252141.25141.25141.253103.75103.75103.754128.75128.75128.755109.5109.5109.56169.5169.5169.57139.5139.5139.58139.5139.5139.5982.582.582.510196.5196.5196.51185.585.585.512202.5202.5202.513175.5175.5175.514112.5112.5112.5151021021021629829829817222222222

25、1817817817819186186186202342342344.3.4齿宽确定由公式8= mm ：m=610,m为模数得：第一套啮合齿轮 B| =16102.5 =15 25mm第二套啮合齿轮 BI：6103=1830mm第三套啮合齿轮 Bui = 6 103 = 18 30mmd 工=110mmd-=132mmdHI JV = 136.5mmdiv _v = 190mmdv=200mm第四套啮合齿轮 Biv二6 TO 4 = 24 40mm第五套啮合齿轮 Bv = 6104 = 24 40mm4.7 片式 摩擦离合 器的选择 和计算4.7.1 摩擦 片的径向尺 寸一对啮合齿轮，为了防止

26、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 B =17mm,B2 =15mm， B3 =17mm， B4 =15mm，B5 =19mm, B6 =18mm, B7 = 18mmB8 =18mm, B9 = 19mm,B10 = 18mmBn = 19mm, B12 = 18mm, B13 =18mm, B4 = 19mmB15 = 25mm, B16 = 24mm, B7 二 25mm4.3.5齿轮结构设计B18 =24mm, B19 =30mm, B0 = 29mm当160mm _ da 500mm时，可做成腹板式结构，再考虑到加

27、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：D4 二 d4 =86mm，Z=9D。二da - 1014 Mn4.7.2 按扭 矩选择摩擦 片结合面的 数目= 270 12 4 =222mmD3 = 1.6d3 =1.6 86 = 138mm，D2 二 0.250.35 D0 -D3= 0.3222-138二 25mmU = D0 D3 /2 =180mm,C = 12mm4.4 带轮结构设计6211，100mm齿机查机械设计P156页，当dd乞300mmi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d=55mm,D=100mm带轮内孔尺

28、寸是轴承外径尺寸4.7.3 离合器的轴向拉械设计表8-10确定参数得：紧力bd =8.5,h = 2.0,hf =9.0,e = 12, f =8,6min =5.5, =38，带轮宽度：B=（z1）e + 2f=(518+ 2x7 = 64mm分度圆直径：dd = 280mm,d1 =1.9D =1.8d00mm=180mmC =5/28 B = 11.4 常 12mmL =B =64mm,Z=44.5传动轴间的中心距dr +d297.5+122.5d 幻 _-=110mm2132+132dppi -132mm2105+168 d III _LV-136.5mm2212+168d iv jv

29、 -190mm2176+ 224dv jy -200mm24.6轴承的选择I轴:6208 D=80 B=18深沟球轴承n轴:7207C D=72 B=17角接触球轴承川轴:7207C D=72 B=17角接触球轴承轴:7208C D=80 B=18角接触球轴承V轴:7210C D=90 B=20角接触球轴承w轴:3182115 D=115 B=30双向推力球轴承4.7.4 反转摩擦片数5.动力设计5.1 传动轴的验算4.7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。

30、4.7.1 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：D d (26)mmd为轴的直径，取 d=55,所以D1 =55+5=60mm特性系数是外片内径D1与内片外径D2之比取半=0.7，则内摩擦片外径 d2 = D1 = 85.7mm20.74.7.2 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 j和额定动扭5.1.1 I 轴的强度计矩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。即：Z

31、 = 2MnK 1000: fD；b Ip 17.03 疋 1.4 F00003.14 0.06 75 75 36.4 1.0= 8.895.1.2 作 用在齿轮 上的力的 计算取Z=94.7.3离合器的轴向拉紧力由Q二Sp 心，得：Q =2939.4 1.1 0.94-3315.6N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=9.7mmH=23.5mm, =0.5mm外片：Dp=72.85，查表取：D=87mm d=56mmb=1.5mm,B=20mmH=48mm,H 仁42mm=0.5mm内外片的最小间隙为：0.20.4

32、mm4.7.4反转摩擦片数NMj _KMn 二 K 9550： N mnj7.5996= 1.3 95500.96 0.98800= 2.8 104N m2MnK 1000Z -n兀 fD；b p 2.8 汉x 100003.14 0.06 75 75 36.4 1.0=3.55取Z=45. 动力设计5.1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:M 20.572十b MPa)-b为复合应力MPa为许用应力MPa5.1.3 主轴抗震性的验算W为轴危险断面的抗弯断面模数兀d 3实心轴：W =(mm )32空心轴：W =二d 1 (d)4(mm3)32 D4

33、2花键轴：WdZb(D-d)(D d)32兀D32兀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M = M；亠 M；N mmT为在危险断面的最大扭矩4 NT =955 104NjN为该轴传递的最大功率N为该轴的计算转速齿轮的圆周力：PtD齿轮的径向力：R =0.5R5.1.1 I轴的强度计算I轴：PI =7.5 0.872 0.96 =6.26ni =9.55汉 104 汇-Nj-9.55 1046.26800(mm3)= 74728.75N m5.1.2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.

34、5X 39=97.5mm圆角力：Ft2-=2 74728.75-1532.9ND297.5径向力：Fr=0.5Ft= 0.5 1532.9 =766.45N轴向力：Fa=Ft =1532.9N方向如图所示:I亠Bb.、曝FirF1F由受力平衡：卩拉 F2 Fi F 0F 拉=1759.2NFr=766.45N所以 F2 + F= 1759.2+766.45) = 2525.65N以a点为参考点，由弯矩平衡得：105 F7!+ Fr 105+40) F? 300+40+105 ) =0所以：R=2245.5NF2 =280.1N在V面内的受力情况如下:主轴抗振性满足要求。受力平衡：Fe +Ft

35、-R -F2 = 0即：1759.2+1532.9 F, F2 =0以a点为参考点，由弯矩平衡：Fi X 105- Ft X 105+40) + F2300 + 105 + 40) =0 所以 F1 =- 3629NF2=3653N5.2 齿轮在v面的弯矩图如下：校验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：.0.43、=10 R mm)d齿轮均符合要求前轴承处 d=100，d、100，R=5400kgf, R12500kgf所以：、r =0.0108mm-r1 =0.0251mm坐圆外变形：= 4rk (1 d

36、)兀dbD对于向心球轴承：D=150，d=100，b=60，取k=0.01所以：4 5400 0.01(13.14 100 60-60) = 0.016mm150对 于短圆柱滚子 轴承：D=150，d=100， b=37，取k=0.01，5.3轴承的校验R=12500kgf所以：4 12500 0.013.14 100 37(1二 0.053mm所以轴承的径向变形:、.r =、!= - 0.06 0.016 = 0.076mm、r1=、ri+、r1 =0.05+0.053=0.103mm支撑径向刚度：R 5400k=71052.63kgf、r 0.076k1 二R 12500 =121359.

37、22kgf0.1032）量主要支撑的刚度折算到切削点的变形Yzm轴承能满足要求其中 L=419mm，KA=121359.2kg/mm所以:Yz 二P (19.8kA2“丄 121359.22 125 丄 2汉125 丄 (1 +)十+1)9.8 121359.2278709.89 419241929406.结构设计及说明6.1 结构设计的内 容、技术 要求和方 案=0.0045mm3 )主轴本身引起的切削点的变形Y严泌3FI其中：P=2940N, a=125mm, L=419mm , E=2X 107N/cm, D=91mm44442I=0.0 5 D-d ) =0.05 X 91 -46 )

38、 =3163377.25mm所以:YsPa2L3FI2_294125x419一 3一2一1073163377.25=4.25 10，mm4）主轴部件刚度P2940,K336000N / mm =336N /mYz Ys 0.0045 0.004255）验算抗振性6.2 展开图及其布K cd blimK ； cos -2 ；（1 ；）biim 2K ；（1；）Kcd cos :则：所以:b 2K ；（1；）blim =Kcd cos :_ 2 336 0.03（1 0.03） 2.46XOS68.822.6mm 0.02D max 二 10mm所以主轴抗振性满足要求。5.2齿轮校验在验算算速箱中

39、的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数6.3 I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 轴2,齿轮7,齿轮12这三个齿轮。输入轴）1）接触应力公式:的设计Q = 2088104 u 1 kKkaksNzmuBnju-大齿轮齿数与小齿轮齿数之比;k，：.-齿向载何分布系数；kv 动载荷系数；kA 工况系数；ks -寿命系数查 机械零件设计 表及图得kHB =1.15,kFB = 1.20;kv = 1.05,kA =1.25假定齿轮工作寿命是 48000h,故应力循环次数为N =60njLh =60 500 1 48000 = 1.44 109 次查机械零件设计图 10-

40、18得kfn =0.9,Khn =0.9，所以:2088 勺03-f18 4使十 111.1505259957H8丿722仆5001896 汉 0.982= 1.( )24 x2）弯曲应力：19105kpkvkaksN 2zm2 BYq查金属切削手册有Y=0.378，代入公式求得：QW=158.5Mpa6.4 齿轮块设计查机械设计图 10-21e,齿轮的材产选 40Cr渗碳，大齿 轮、小齿轮的硬度为 60HRC故有炉f = 1650MPa，从图10- 21e 读出 LW = 920MPa。因为：；f ： ；f ,；、： 丨，故满 足要求，另外两齿轮计算方法如上，均符合要求。5.3轴承的校验I轴

41、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 n =710r/min所以齿轮越小越靠近轴承，对轴承的要求越高。根据设计要求，应该对I轴未端的滚子轴承进行校核。齿轮的直径d = 24 2.5二60mmI轴传递的转矩T =9550 Pn7.5x0.96T =955059.3 Nm7102T 2 59.3齿轮受力Fr3=1412 Nd 600根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为Rv1 =-=1060 Nh +匚Rv2 =1412 -1060 =352 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fp为1.2到1.8，取fp =1.3，

42、则有：R = fpXR =1.3 1062=1378 N641其他问题P2 二 fpX2R2 =1.3 352 =457.6 N106（C）, 106（17200）3= 383091 h60n R 60 850 1378轴承的寿命 因为P1 P2，所以按轴承1的受力大小计算:Lh 二 故该轴承能满足要求。6. 结构设计及说明6.1 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6.5 传动轴的设计轮、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

43、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、 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

44、必要的数据。6.2 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。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

45、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。6.3 I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6.6主轴组件设计6.6.1各部分尺寸的选择率较高。实现政反转

46、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 mm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

47、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。6.4 齿轮块设计6.6.2 主轴轴承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

48、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7 6 6，圆周速度很低的，才选 87 7。如果噪声要求很严，或一些关键齿轮，就应 选6 5 5。当精度从 7 6 6提高到6 5 5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