400mm立式铣床主传动系统说明书

1、目录第一章 绪论3第二章 主传动系统设计42.1 铣床主轴极限转速的确定52.2 主运动参数的拟定62.3 主电机的选择7第三章 变速结构设计83.1 转速图的拟定主轴83.2 确定变速组83.3 齿轮齿数的确定93.4 带轮及V带的设计18第四章机床零件的计算204.1齿轮模数的估算204.2齿轮模数的校核214.3齿轮的布置234.4 转动轴直径的估算254.5 确定各轴的转速274.6 传动轴的校核284.7 主轴的校核30第五章主轴组件设计315.1主轴组件的基本要求335.2主轴的基本尺寸的确定345.3主轴最佳跨距的确定365.4 主轴刚度验算385.5 各轴轴承的选用及验算41第

2、六章传动系统的润滑436.1润滑系统的要求436.2润滑剂的选择436.3润滑方式44小结46参考文献47第一章 绪 论金属切削机床（以下简称机床）是用刀具或磨具对金属工件进行切削加工的机器。在一般机械制造工厂中，机床约占机器设备总台数的5070%，它所担负的工作量约占总劳动量的一半。现代化工业生产主要表现在生产总量的提高与先进的技术指标两方面，而这些则取决于机械制造工业提供的装备的技术水平、机床工业是及其制造业的重要部门，担负着为农业、工业、科学技术和国防等现代化提供技术装备的任务，在整个国民经济中占有重要地位。一个国家机床工业的技术水平。机床的拥有量和现代化程度是这个国家工业生产能力核技术

3、水平的重要标志之一。我国机床工业从无到有，从小到大，从修配到制造，从纺织到自行设计，从沿海到内地，从通用机床到专用机床，从单机到配套，不断发展壮大。目前，我国的机床工业体系已经基本形成，并设计和制造了一些具有先进水平的机床，逐步掌握了精密、高效、简短、重型等机床品种。许多工厂已试制和生产了数控车床、数控铣床、数控镗床以及加工中心。机关技术、静压技术、数显装置、电子计算机等也成功地用到机床上。虽然我国的机床工业取得了巨大的成就，但还不能满足国防建设和工业高速发展的需要，特别是在质量和品种方面，在重型机床和高效机床方面，在基本理论和试验研究方面，与世界先进水平相比还存在一定的差距。第二章 主传动系

4、统设计第一节 铣床主轴极限转速的确定确定主轴的最高转速和最低转速，应该在分析所设计机床几种典型加工方式的切削用量和参考现有同类型机床的技术性能的基础上，并按照“技术上先进，经济上合理”的原则进行。 由于通用性机床加工对象很广，不同工序所采用的切削用量相差悬殊，而且加工零件的尺寸变换也很大，所以要合理地确定其极限转速是一个复杂的任务，必须对有关加工工序和切削用量进行分析，在分析切削用量的过程中，应特别注意下列几点： 1.考虑先进加工方法，但所选的切削用量不应该是个别记录，而应该具有普遍性。 2.应考虑刀具材料的发展趋势。例如普通车到在大多数情况下已经采用硬质合金，目前陶瓷刀具也已开始应用等情况。

5、 3.最高和最低转速不能仅用计算方法来确定。还应该和先进的同类机床比较，因为过大的转速范围不仅不能充分发挥其性能，而且还可能使结构无法实现。在传动系统拟定好以后，验算各主要传动件的最大圆周速度应不超过允许值。 主轴最高和最低转速可按下列计算： = (rpm) （2-1） = (rpm) （2-2）其中： 、主轴最高、最低转速（m/min）； 、典型工序的最大、最小切削速度（m/min）； 、最大、最小计算直径。通用铣床采用的典型工序为硬质合金端铣刀加工或精加工低强度的结构钢，因而，查机械设计手册【1】取=180m/min。采用最小速度的典型工序为高速钢端铣刀粗加工铸铁工件或用高速钢圆片端铣刀铣

6、削深槽。同理有手册取=16m/min。通过对机械设计手册的查询，=160mm, =(0.20.25)由经验取=0.25 所以，=0.25。故 =1433.2 r/min， 取=1500 r/min； =31.85 r/min， =30 r/min；第二节 主运动参数的拟定2.1确定传动公比主轴的变速范围主轴的最高转速与最低转速之比值，称为主轴的变速范围，用表示,即： =根据机械制造装备设计公式 Z=+1 =1.25871.26根据机械制造装备设计2表3-5 标准公比。这里我们取标准公比系列=1.26。因为=1.26=1.06，根据机械制造装备设计表3-6标准数列。首先找到最小极限转速30，再每

7、跳过3个数（1.261.06）取一个转速，即可得到公比为1.26的数列：30、37.5、47.5、60、75、95、118、150、190、236、300、375、475、600、750、950、1180、1500。第三节 主电动机的选择合理的确定电机功率P，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。本立式铣床设计类型为通用中型机床，具有较大的加工范围，但加工效率和自动化程度的要求相对低一些。因而选择电机时按以下：主切削力的计算公式： （2-3）式中：C-系数，其值取决于切削条件和工件材料，当工件为碳钢时，根据简明铣工手册3表313，取， ：每齿进给量，取

8、 ：背吃刀量，取 z：铣刀齿数，取 ：铣刀直径 ，取 n： 铣刀转速 ，取其中： 及均为各个参数的指数。在确定系数时按实际加工过程中平均铣削条件选择，由已知条件取 加工碳钢时，其修正系数由简明铣工手册表得：，由以上收据选择电动机的型号，查机械设计课程设计手册4，表12-1 Y系列（IP44）电动机的技术数据,Y系列（IP44）电动机为一般用途全封闭自扇冷式笼型异步电动机，具有防尘埃、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点，B级绝缘，工业环境温度不超过+40，相对湿度不超过95%，海拔高度不超过1000m，额定电压380V，频率50Hz。适用于无特殊要求的机械上，如机床，泵，风机，搅拌机，运输机，农

9、业机械等。根据以上要求，选取Y132M-4型三相异步电动机，额定功率7.5kW,满载转速1440，质量81kg。由以上的计算和设计任务书可得到本次设计立式铣床的基本参数：立式铣床的主参数（规格尺寸）和基本参数表工做台的宽度 B (mm)最高转速()最低转速()电机功率P（kW）公比转速级数Z4001500307.51.2618 第三章 变速结构的设计 第一节 转速图的拟定分析和设计主传动系统须应用一种特殊线图，称为转速图。转速图能够清楚的表达出：传动轴的数目，主轴及各传动轴的转速级数、转速值及其传动路线，变速组的个数、传动顺序及扩大顺序，各变速组的传动副数及其传动比数值，变速规律等。首先根据最

10、高转速和最低转速确定变速范围，选择合适的公比后再确定转速级数。其次变速方案有多种，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。显然，可能的方案有很多，优化的方案也因条件而异。 在转速图中距离相等的一组竖直线代表各轴，从左向右依次标注、与传动系统图上各传动轴相对应，其中轴即主轴。通常，电动机轴是以最左面一条竖直线表示。应该指出，在转速图上的竖直线间的距离相等，并不表示各轴的中心距相等，其目的是在于是图画清晰。距离相等的一组水平线代表各级转速，与竖线的交点代表各

11、轴的转速。由于分级变速机构的转速是按等比级数排列的，如纵坐标是对数坐标，则相邻水平线的距离是相等的，表示的转速之比是等比级数的公比。传动轴格线间转速点的连线称为传动线，表示两轴间一对传动副的传动比u,用主动齿轮与从动齿轮的齿数比或主动带轮与从动带轮的轮径比表示，并且它们之间是倒数的关系。 最后按照任务书上的要求，本机床设计采用的机构是背轮机构，这类机构可以扩大系统的变速范围。背轮机构占用排空位置少，可以减少变速箱尺寸，而镗孔数目少，故工艺性好。第二节 确定变速组1拟定转速图的一般原则通过对铣床主传动系统的分析可知，拟定转速图是设计传动系统的重要内容。它对整个机床设计质量有较大影响。(1)变速组

12、及其传动副数的确定 实现一定的主轴转速级数的传动系统，可由不同的变速组来组成。例如，主轴为18级转速的传动系统有下列几种可能实现的方案； 1)18=332 2)18=323 3)18=233 首先应该确定，若使主轴得到18级转速需要选择几个变速组，以及各变速组中的传动副数。由于机床的传动系统通常是采用双联或三联滑移齿轮进行变速，所以每个变速组的传动副数最好取为p=2或3。这样可使总的传动副数量最少，如采用第1)3)种方案时，需要3+3+2=8对齿轮；根据机床性能的要求，一般主轴的最低转速，要比电动机的转速低得多，须进行降速，才能满足主轴最低转速的要求。如果采用或3时，达到同样的变速级数，变速组

13、的数量相应增加，这样，可利用变速组的传动副兼起降速作用，以减少专门用于降速的定比传动副。综上所述，主轴为l8级转速的传动系统，应采用由三个变速组所组成的方案，即选择上述第l)3)种方案。电动机的转速一般比主轴大部分的转速高，从电动机到主轴之间，总的趋势是降速传动。也就是说，从电动机轴起愈靠近主轴的轴的最低转速就愈低(见图31)。根据扭矩公式： 式中：N传动件传递的功率(千瓦)； N传动件的转速(转分)。当传递功率为一定时，转速n较高的轴所传递的扭矩M较小，在其他条件相同的情况下，传动件(齿轮、轴)的尺寸就可以小一些，这对于节省材料、减小机床重量及尺寸都是有利的。因此，在设计传动系统时，应使较多

14、的传动件在高转速下进行工作，应尽可能地使靠近电动机的变速组中的传动副数多一些，而靠近主轴的变速组中传动副数少一些即所谓前多后少的原则，故要求 。按此原则，上述实例中1)3)的三种方案应选用第1)种，即选用18=332的方案。(2) 基本组和扩大组的确定 根据上述原则，传动系统的变速组及传动副数虽已确定，但基本组和扩大组的排列次序不同，还可有许多方案。例如18=332，就可以得下列多种不同扩大顺序方案，其结构式分别为： ； ；与上述结构式相对应的还有结构网。一般情况下，各变速组的排列应尽可能设计成基本组在前，第一扩大组次之，最后扩大组的顺序。也就是说，各变速组的扩大顺序应尽可能与运动的传递顺序相

15、一致。只要扩大顺序与传动顺序一致，就能使中间传动轴的变速范围缩小。这时，中间传动轴的最高转速与最低转速的差值也就较小，这样，便可缩小该轴上的传动件的尺寸。因此，各变速组的变速范围应逐渐增大，在转速图或结构网中表现出前面变速组传动比的连线的分布较紧密，而后面变速组传动比连线的分布则较琉松，即所谓前紧后松原则。(3)变速组中的极限传动比及变速范围 设计机床主传动系统时要考虑两种情况：降速传动应避免被动齿轮尺寸过大而增加变速箱的径向尺寸，一般限制降速传动比的最小值；升速传动应避免扩大传动误差和减少振动，一般限制直齿轮升速传动比的最大值；斜齿轮传动比较平稳，可取。所以，主传动各变速组的最大变速范围为：

16、。一般在设计机床传动系统时，任何一个变速组的变速范围都应尽量满足上述要求，当然在条件许可或处理得当时，也可以超出这个范围。初步方案定出后，应检查变速范围是否超出允许值。由于最后扩大组的变速范围最大，一般只要检查最后扩大组的变速范围合乎要求，其他变速组也就不会超出上述允许值。 (4)合理分配传动比的数值 确定了结构网或结构式方案后，拟定转速图，合理地分配各传动副的传动比，一般应尽量注意以下几点：1)各传动副的传动比应尽可能不超出极限传动比和。2)各中间传动轴应有适当高的转速。因为中间传动轴的转速愈高，在一定的功率条件下，传递的扭矩也愈小，相应也减少了传动件的尺寸，因此，在传动顺序上各变速组的最小

17、传动比，应采取逐渐降速的原则，即要求 这样可使中间传动轴的最低转速提高，即所谓先慢后快的原则。3)为了便于设计及使用，传动比值最好取标准公比的整数幂次，即，其中E为整数。这样，中间轴的转速可以从转速图中直接读出来，不必分别进行计算；并可直接查表，确定齿轮齿数。4）主变速传动系统从电动机到主轴，通常为降速传动，接近电动机的传动转速较高， 传动的转矩较小，尺寸小一些，反之，靠近主轴的传动件转速较低，传递的转矩较大，尺寸就较大。因此在拟定主变速传动系时，应尽可能将传动副较多的变速组安排在前面，传动副数少的变速组放在后面，使主变速传动系中更多的传动件在高速范围内工作，尺寸小一些，以节省变速箱的造价，减

18、小变速箱的外形尺寸，即前多后少。由于我们做的传动形式为混合公比，基本组传动副为3，为了实现高速更高，低速更低，且在变速范围内对称存在2个空挡转速。所以确定的传动方案是：2.结构网与结构式结构网或结构式可以用来分析和比较机床传动系统的方案。结构网与转速图的主要差别是，结构网只表示传动比的相对关系，而不表示传动比和转速的绝对值，而且结构网上代表传动比的射线呈对称分布。结构网也可写成结构式来表示：18=313329 ，式中，l8表示变速级数；3、3、2分别表示各变速组的传动副数；脚标中1、3、9则分别表示各变速组中相邻传动比的比值关系，即变速组级比指数。显然，变速组内的相邻传动比关系可以表述于结构式

19、或结构网上。一个结构式对应一个结构网，一个结构式可以画出不同的转速图(如改变中间轴的转速)，但一个转速图只能表示出一个结构式。从上述的结构式可以表示出：传动系统的组成情况，即主轴得到Z=332=18种公比为的等比数列的转速；各变速组的传动副数，即p0=3，p1=3，p2=2；各变速组中相邻传动比之间的关系，即、3、6；各变连组的变速范围，即r0=2、r1=6、r2=9。，可见结构网或结构式与转速图具有一致的变速特性。3结构式的拟定对于18=332传动式，有6种结构式和对应的结构网。分别为： 根据主变速系统设计的一般原则： 传动副前多后少的原则； 主变速传动系从电动机到主轴，通常为降速传动，接近

20、电动机的传动转速较高，传动的转矩较小，尺寸小一些，反之，靠近主轴的传动件转速较低，传递的转矩较大，尺寸就较大。因此在拟定主变速传动系时，应尽可能将传动副较多的变速组安排在前面，传动副数少的变速组放在后面，使主变速传动系中更多的传动件在高速范围内工作，尺寸小一些，以节省变速箱的造价，减小变速箱的外形尺寸； 传动顺序与扩大顺序相一致的原则； 尽可能做到变速组的传动顺序与扩大顺序相一致。当满足这样条件时，前面变速组的传动路线分布紧密，而后面变速组传动路线分布较疏松，所以“变速组的扩大顺序与传动顺序相一致”原则可简称“前密后疏”原则。 变速组的降速要前慢后快，中间轴的速度不易超过电动机的转速； 如前所

21、述，从电机到主轴之间的总趋势是降速传动，在分配各变速组传动比时，为使中间传动轴具有较高的转速，以减小传动件的尺寸，前面的变速组减速要慢些，后面变速组降速要快些，也就是 以上是主传动系的常规设计方法，在实际应用中，还将采用多速电动机传动 变换齿轮传动和其它机构的配合，本设计采用的是背轮机构，原因根据实际情况最终确定的传动方案是：4.转速图 第三节 齿轮齿数的确定 确定齿轮齿数应注意的问题： 齿轮的齿数和不应过大，以免加大两轴之间的中心距，使机床的机构庞大；同时，增加齿数和，还会提高齿轮的线速度而加大噪音。一般推荐齿数和。 齿轮的齿数和不应过小，应考虑： a.最小齿轮不产生根切现象，对于标准直齿圆

22、柱齿轮，一般取最小齿数。 b.受结构限制的各齿轮（尤其是最小齿轮），应能可靠地装到轴上或进行套装；齿轮的齿槽到孔壁或键槽的厚度 (为模数），以保证有足够的强度，避免出现变形或断裂现象。其图示如下： c.两轴间最小中心距应取得适宜。若齿数和太小，则中心距过小，将导致两轴上的轴承及其他结构之间的距离过近或相碰。确定齿轮齿数时，应符合转速图上传动比的要求。实际传动比（齿轮齿数之比）与理论传动比（转速图上给定的传动比）之间允许有误差，但不应过大。由于确定齿轮齿数所造成的主轴转速相对误差，一般于允许超过。即 式中 主轴的实际转速； 主轴的标准转速； 公比。 确定齿轮齿数（变速组内齿轮模数相同时齿轮齿数的

23、定）： 确定齿轮齿数时，首先必须确定出各变速组内齿轮副的模数，以便根据结构尺寸判断其最小齿轮齿数或齿数和是否适宜。在同一变速组内的齿轮可取相同的模数，也可取不同的模数。 后者只有在一些特殊的情况下，如最后扩大组或背轮传动中，因各齿轮副的速度变化大，受力情况相差也较大，在同一变速组内才采用不同的模数。在本课程设计中，同一变速组内的齿轮取相同的模数。在同一变速组内，各对齿轮的齿数之比，必须满足转速图上已经确定的传动比。计算公式为： （2-4） （2-5） 式中 分别为齿轮副的主动与从动齿轮的齿数； 齿轮副的传动比； 齿轮副的齿数和。确定变速组的齿数和时，一般地说主要是受最小齿轮的限制。显然最小齿轮

24、是在变速组内降速比或升速比最大的一对齿轮中，因此可先假定该小齿轮的齿数，根据传动比求出齿数和，然后按各齿轮副的传动比，再分配其他齿轮副的齿数；如果传动比误差较大，应重新调整齿数和，再按传动比分配齿数。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机械制造装备设计5表3-9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。根据金属切削机床,查表8.1各种常用变速比的使用齿数。变速组a的齿数确定: ， ， 在合适的齿数和

25、范围内，查出同时存在上述三个传动比的，并且选传动比接近的。从表中可以查出三个传动副的主动齿轮齿数分别为50,40和45，则可以算出三个传动副的齿轮齿数为，(2) 变速组b的齿数确定: ，同理三个传动副的主动齿轮齿数分别为24,48和36，则可以算出三个传动副的齿轮齿数为，同理可确定: ，齿轮齿数的确定，往往须反复多次计算才能确定，合理与否还要在结构设计中进一步检验，必要时还会改变。比如因中心距过小，两轴上的零件相碰或因齿轮(尤其应注意滑移齿轮)与其他件相碰时，就须改变齿数和，个别情况下只有改变有关齿轮副的传动比才能解决问题。如果根据传动比要求，按上述计算所得到的齿教和过大以及传动比误差过大时，

26、还可采用变位齿轮的方法来凄中心距，以获得要求的传动比值，这时齿数的计算比较灵活。各齿轮齿数统计于下表表3-1 齿轮齿数表 Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14Z15Z1650404050454524484824363660242060前面提到由于实际齿轮齿数在选取过程中部分齿数与查表所得有一定差异，因此常常在选取齿轮后将有差异的齿数进行校验，当误差范围小于等于允许误差值时，可以予以采用齿数校验公式： （2-6）I轴齿数校验=|50-40/50%|=0.20%2.6% =|50-40/50%|=0.20%2.6%=|45-45/45%|=0%2.6% =|45-40

27、/45%|=0.09%2.6%=|50-45/50%|=1.8%2.6% =|40-40/40%|=0%2.6%II轴齿数校验=|48-24/48%|=0.22%2.6% =|36-24/36%|=0.18%2.6%=|48-36/48%|=0.15%2.6% =|36-36/36%|=0.%2.6%III轴齿数校验=|20-64/64%|=0.05%2.6% =|60-64/60%|=0.07%2.6%=|24-24/20%|=0%2.6% =|60-48/60%|=0.14%2.6%均满足允许误差范围传动图：第四节 带轮及V带设计已知电机额定功率P=7.5kw，转速n=1440r/min，

28、传动比，机床按每天工作1016小时计。1确定计算功率PC选取V带类型查机械设计手册，得工作情况系数KA=1.2则有： 根据，n=1440r/min，悬崖B型普通V带。2确定带轮基准直径由机械设计手册及上述已知条件，查得主动轮最小直径，根据带轮基准直径系列，取。则从动轮基准直径，根据基准直径系列取。3验算带的速度 11.07m/s速度在之间，所以速度合适。4确定普通V带的基准长度和传动中心距由 ，初步确定中心距： ，计算带的初选长度 =2500+ =1566.28mm由基准长度选： 则实际中心距： 则： 即中心距的可调整范围为： 5验算主动轮上的包角所以，主动轮上包角大于120o，合适。6计算V

29、带根数z （2-8）由B型普通V带，n=1440 r/min，通过查机械设计手册6可得；由查出；由，查出。则： 取： 根7计算拉力F0 由已知数据查得：所以有： 8计算作用在轴上的压力FQ第四章 机床零件的验算第一节 齿轮模数的估算 齿轮模数的估算。通常同一变速组内的齿轮取相同的模数，如齿轮材料相同时，选择负荷最重的小齿轮，根据齿面接触疲劳强度和齿轮弯曲疲劳强度条件按金属切削机床设计表7-17进行估算模数和，并按其中较大者选取相近的标准模数，为简化工艺变速传动系统内各变速组的齿轮模数最好一样，通常不超过23种模数。先计算最小齿数齿轮的模数，齿轮选用直齿圆柱齿轮及斜齿轮传动，查机械设计表10-8

30、齿轮精度选用7级精度，再由机械设计8表10-1选择小齿轮材料为40C(调质)，硬度为280HBS： 一般同一变速组中的齿轮模数相同，按简化的疲劳强度公式对负荷最重的小齿轮的模数进行估算. 式中： 解除疲劳强度计算的各齿轮模数 电动机功率 齿轮对的传动比，为大齿轮齿数与小齿轮齿数之比 即;i后面的正号用于外啮合 ，负号用于内啮合 小齿轮齿数 该齿轮的计算转速 齿宽系数 许用接触应力考虑到机床所传递的功率，取齿轮材料为40，热处理方式为：整体淬火，接触应力，弯曲应力确定各变速组的模数如下：选取各变速组中最小的齿轮的模数在变速组中齿轮最小齿数为Z40 查渐开线齿轮模数表得：各齿轮组模数分别为： 第二

31、节 齿轮模数的校核 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5，齿轮11，齿轮15这三个齿轮。根据金属切削机床设计9表7-17；有公式：齿面接触疲劳强度： （4-1） 其中为弹性系数 K为载荷系数 齿轮对的传动比，为大齿轮齿数与小齿轮齿数之比 即;i后面的正号用于外啮合 ，负号用于内啮合 d 分度圆的直径 作用在主动轮上的转矩齿轮弯曲疲劳强度： （4-2） 主动轮的转矩b 齿轮的接触宽度 主动轮齿数查表得出40整体淬火的接触应力为1250，弯曲应力为385，选取弹性系数转矩计算公式 T=对第一传动组Z40齿轮进行校核齿面

32、接触强度校核T= =773.5齿根弯曲强度校核a 确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数 查机械设计手册【12】表10-4，得非对称齿向载荷分配系数； h=11.25； , 查机械设计图10-13得 b 确定齿间载荷分配系数: 由机械设计表10-2查的使用， 由机械设计表10-3查得齿间载荷分配系数c 确定载荷系数: d 查机械设计表 10-5 齿形系数及应力校正系数 所以根据接触应力和疲劳校核该齿轮模数合适对第二组中的Z40校核 齿面接触强度校核齿根弯曲强度校核所以根据接触应力和疲劳校核该齿轮模数合适对第三组中的Z24校核 齿面接触强度校核齿根弯曲强度校核所以根据接触应力和疲劳校核该齿轮模数合适、

33、标准齿轮参数：从机械原理【13】表5-1查得以下公式齿顶圆直径 ； 齿根圆直径；分度圆直径 ；齿顶高 ；齿根高 ； 齿轮的具体值见下表：表4-1 齿轮参数表齿轮齿数z模数分度圆直径d齿顶圆直径齿根圆直径5021001049745290948540280847540280847545290948540280847524248524548296100933627276694829610093242485245362727669243727864.5603180186172.515203606652.516643192198184.5第三节 齿轮的布置初步确定了转速图和齿轮齿数之后，合理地布置齿轮排

34、列方式，是一个比较重要的问题。它将直接影响到变速箱的尺寸、变速操纵的方便性以及结构实现的可能性等。1滑移齿轮的轴向布置变速组中的滑移齿轮最好布置在主动轴上，因其转速一般比被动轴的转速高，因此，可使滑移齿轮的尺寸小，重量轻，操纵省力；但由于具体结构要求，有时则须将滑移齿轮放在被动轴上。为了变速操纵方便，还可以将两个相邻变速组的滑移齿轮放在同一根轴上。在一个变速组内，须注意当一对齿轮完全脱开啮合之后，另一对齿轮才能开始进入啮合，就是说两个固定齿轮的间距，应大于滑移齿轮的宽度，如图4-1所示，其间隙为14毫米(通常为12毫米)。2一个变速组内齿轮轴向位置的排列齿轮在轴向位置的排列，如没有特殊情况，应

35、尽量缩短轴向长度。滑移齿轮的结构通常有窄式和宽式两种，一般窄式排列(即滑移齿轮轴向尺寸窄小)所占用的轴向长度较小。两级变速组占用的轴向长度L4b。其中L为齿轮变速组在轴上所占有的空间长度；b为一个齿轮的齿部宽度。三级变速组占用的轴向长度L7b。如按宽式排列，则占用的轴向长度较大，以致在相同的负荷条件下，轴径须加粗，从而使轴上小齿轮的齿数增加，相应使齿数和及径向尺寸加大，因此，一般不希望采用宽式排列。三联滑移齿轮的两种排列方式，必须保证同轴上相邻两齿轮的齿数差大于4，才能使滑移齿轮在越过某个固定齿轮时避免齿顶相碰。若相邻齿数差小于4，除了采用增加齿数和的方法(使相邻两齿轮的齿数差增加，此时径向尺

36、寸也加大)、或者采用变位齿轮的方法予以解决外，还可采用如图4-3中图所示的排列方案，让滑移齿轮中的最小齿轮越过同定的小齿轮，即最大齿轮与最小齿轮的齿数差大于4，而其他两个齿轮的齿数差允许小些，但这种排列方法的轴向尺寸较大。3缩小径向尺寸为了减小变速箱的尺寸，既要缩短轴向尺寸，又要缩小径向尺寸，它们之问往往是相互联系的。(1)缩小轴间距离 在强度允许的条件下，尽量选用较小的齿数和，并使齿轮的降速传动比大于1/4，以避免采用过大的齿轮。这样，既缩小了基本变速组的轴间距离，又不致妨碍其他变速组轴间距离的减小。(2)采用轴线相互重合 在相邻变速组的轴间距离相等的情况下，可将其中两根轴布置在同一轴线上，

37、则径向尺寸可缩小很多，而且减少了箱体上孔的排数，箱体孔的加工工艺性也得到改善。(3)合理安排变速箱内各轴的位置,在不发生干涉的条件下，尽可能要紧凑一些。5滑移齿轮的结构形式机床主传动系统中常见的滑移齿轮结构形式有：整体式及装配式，设计滑移齿轮结构，一般应考虑齿轮的工艺方法。为了保证齿轮的导向性良好，滑移齿轮的轮毂长度不应小于(1.21.5)d，d为轴的直径。第四节 传动轴直径的估算 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

38、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。根据机械设计手册表7-13，并查金属切削机床设计表7-13得到取1. 轴的直径：取 轴的直径：取 轴的直径：取 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；-该传动轴的计算转速（）； -传动轴允许的扭转角（）。当轴上有键槽时，d值应相应增大45%;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值见机械设计手册表7-12。为由键槽并且轴为空心轴，为花键轴。根据以上原则各轴的直径取值：，和在后文给定，轴、，轴，因为要安装滑移齿轮所以都采用花

39、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。按规定，矩形花键的定心方式为小径定心。查机械设计手册的矩形花键的基本尺寸系列，轴花键轴的规格各轴间的中心距的确定：； ；(2)主轴颈的确定 为保证机床的工作精度，主轴尺寸一般都是根据某刚度要求决定的，对于通用机床的主轴尺寸参数通常有结构上的需要而确定，故主轴前轴劲的尺寸按金属切削机床设计一书，查表所列的统计数据确定。主轴的轴颈，一般推荐位主轴前轴劲的0.70.85倍，即=（0.70.85）查表通用机床主轴前轴劲尺寸表得主轴驱动功率在45.5之间，主轴前轴

40、劲尺寸在70105mm之间，故选主轴前轴劲为80mm,所以主轴后轴颈=800.8=64mm通过查机械设计手册，可知带的平均传动效率为，齿轮的平均传动效率为，由各轴的计算转速，,.,。并且传动轴直径按钮度刚度用下式进行估算： （4-3）（mm）(kw) 一般取传动轴，对空心轴在原计算式上乘以系数k。所以各轴的轴直径如下表所示：轴序号轴直径25mm30mm35mm35mm第五节 确定各轴转速确定主轴计算转速： 速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。根据机械制造装备设计表3-10，主轴的计算转速为 计算转速必须是主轴实际的工作转速

41、，如果所得计算转速不再转速点上，则应选定与其靠近的转速值。 所以由转速图确定95r/min各变速轴的计算转速： 机床主传动中的齿轮，传动轴及其他传动件的计算转速，应是传递全部功率的最低转速，主轴从计算转速起至最高转速间的所有转速都能传递全部功率。轴的计算转速的确定a 轴共有九级转速实际工作转速95950r/minb 主轴在95至1500r/min之间的所有转速都能传递全部功率，此时才能轴若经齿轮副传到主轴，只有375950r/min 4级转速才能传递全部功率，若经齿轮副传动主轴，则95-950r/min的9级转速都能全部传递功率，因此轴共有9级转速都能全部传递功率，其中传递全部功率的最低转速为

42、 轴的计算转速为118 r/min 轴的最低转速时通过轴的最低转速950r/min获得的所以轴的最低转速时475r/min 轴的最低转速是通过轴的转速950r/min获得的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。齿轮Z24的计算转速 Z24装在轴上共有9级转速，95950r/min,经Z24：Z48传动，主轴所得9级转速301500r/min都能传递全部功率，故Z24的这9级转速也能传递全部功率，其中最低转速95r/min即为Z24的计算转速。Z20的计算转速Z20装轴上，共有301500r/min级转速，他们都能传递全部功率，其中最

43、低转速118r/min即为Z20的计算转速。第六节 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；可采用平均直径或当量直径。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金属切削机床设计表7-15.分别求出各载荷作用下所产生的挠度和

44、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。 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最大挠度： （4-5） = = 查机械制造装备设计表3-12许用挠度 轴、轴的校核同上。键和轴的材料都是钢，由机械设计表6-2查的许用挤压应力,取其中间值，。键的工作长度，键与轮榖键槽的接触高度。由机械设计式（6-1）可得可见连接的挤压强度足够了，键的标记为：第七节 主轴的校核1主轴按扭转强度校核这种方法只是按轴所受的扭矩来计算轴的强度；如果轴还受到不大的弯矩时，则用降低需用扭转切应力的办

45、法予以考虑。轴的扭转强度条件为： (4-6) (4-7) (4-8) 式中： 扭转切应力，单位为； T 轴所受的扭矩，单位为； 轴的抗扭截面系数，单位为； n 轴的转速，单位为； P 轴传递的功率，单位为kW； d 计算截面处轴的直径，单位为mm；需用扭转切应力，单位为。因为=7.5 ，mm，查表得40 的值为：3555，则0.29成立，所以此主轴满足扭转强度要求。2主轴的扭转刚度校核。 轴的扭转变形用每米长的扭转角表示。阶梯轴的扭转角单位为（）/m的计算公式为： (4-9)式中， 轴所受的扭矩，单位为； 轴的材料的剪切弹性模量，单位为，对于钢材，G=8.1 ； 轴截面的极惯性矩，单位为； L

46、 阶梯轴受扭矩作用的长度，单位为mm；z 阶梯轴受扭矩作用的轴段数。 对圆轴： 轴的扭转刚度的条件为： （4-10）的取值为 0.51计算得阶梯轴的扭转角为： 0.04则轴满足扭转刚度要求。第五章 主轴组件设计 主轴组件是机床的重要组件之一。它通常由主轴、主轴支轴和安装在主轴上的传动件等组成。主轴是机床的执行件，由它带动工件或刀具直接参加表面成形运动，主轴组件的工件性能直接影响加工质量（包括几何精度、表面粗糙度等）和机床生产率。因此，对于机床主轴组件，除应满足一般传动轴的要求外，还应满足有别于一般传动轴的特殊要求 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

47、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，如不能足要求可重新修改尺寸，直到满意为直。第一节 主轴组件的基本要求为了保证主轴组件在规定的条件下获得要求的工作性能，应满足以下要求：一旋转精度 主轴的旋转精度是指主轴前端夹持工件或刀具部分的径向跳动、端面跳动和轴向窜动的大小。旋转精度通常是在机床不受载荷的情况下，用手动或低速空转主轴时进行测量的。主轴旋转精度直接影响工件的加工精度，例如在车床上，安装卡盘的定心轴颈与安装顶尖的锥孔中心线的径向跳动，直接影响加工表面的圆度，而轴向窜动则影响端面加工以及所加工的螺纹螺距精度。 二刚度主轴组件的刚度是指承受切削力时，主轴抵抗变形的能力。 如果主轴刚度不足，在切削力和传动力的作用下，主轴将产生过大的变形，会使装在主轴上的齿轮啮合不好，轴承的工作条件恶化，从而加快磨顺损。三抗振性主轴组件的抗振性性是指机床工作时，主轴组件保持平稳地运转而不发生振动的能力。主轴组件的振动，影响被加工表面的质量，限制机床的生产率；此外，还降低刀具耐用度