机床课程设计说明书机床主轴箱

1、机床课程设计说明书机床课程设计说明书 题目：机床主轴箱题目：机床主轴箱 开始时间：开始时间： 2012.02.252012.02.25 完成时间：完成时间： 2012.03.082012.03.08 答辩日期：答辩日期： 2012.03.092012.03.09 指导教师：指导教师： 学生姓名：学生姓名： 学号：学号： 班级：机自班级：机自 08110811 班班 学校名：太原科技大学学校名：太原科技大学 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、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 .5 3.1 主传动方案拟定主传动方案拟定.5 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.6 3.2.2 传动式的拟定传动式的拟定.6 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.7 4.14.1 三角带传动的计算三角带传动的计算.7 4.24.2 传动轴的估算传动轴的估算.10 4.2.14.2.1 主轴的计算转速主轴的计算转速.10

3、4.2.24.2.2 各传动轴的计算转速各传动轴的计算转速.10 4.2.34.2.3 各轴直径的估算各轴直径的估算.11 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.12 4.3.14.3.1 齿轮齿数的确定齿轮齿数的确定.12 4.3.24.3.2 齿轮模数的计算齿轮模数的计算.12 4.3.44.3.4 齿宽确定齿宽确定 .14 4.44.4 带轮结构设计带轮结构设计.15 4.54.5 传动轴间的中心距传动轴间的中心距.15 4.64.6 轴承的选择轴承的选择.15 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.16 5.5. 动力设计动力

4、设计.16 5.15.1 传动轴的验算传动轴的验算.16 5.1.15.1.1 轴的强度计算轴的强度计算.17 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.17 5.25.2 齿轮校验齿轮校验.18 5.35.3 轴承的校验轴承的校验 .20 6.6.结构设计及说明结构设计及说明 .21 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.21 6.26.2 展开图及其布置展开图及其布置.22 6.36.3 i i 轴（输入轴）的设计轴（输入轴）的设计.23 6.46.4 齿轮块设计齿轮块设计.24 6.4.16.4.1 其他问题其他问题 .25

5、 6.56.5 传动轴的设计传动轴的设计.26 6.66.6 主轴组件设计主轴组件设计.28 6.6.16.6.1 各部分尺寸的选择各部分尺寸的选择.28 6.6.26.6.2 主轴轴承主轴轴承.29 6.6.36.6.3 主轴与齿轮的连接主轴与齿轮的连接.32 6.6.46.6.4 润滑与密封润滑与密封.32 6.6.56.6.5 其他问题其他问题.33 7.7.总结总结 .34 8 草考文献草考文献.34 1.1.概述概述 1.11.1 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床课程设计是在学习过课程机械制造装备设计机械制造装备设计 之后进行的实践性教

6、学环节，其目的在于通过机床运动机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、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、编写技术文件和阅读技术资料等方机械制图、零件计算、编写技术文件和阅读技术资料等方 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，机构设计和计算能法，并培养学生具有初步的结构分析，机构设计和计算能 力

7、。力。 1.21.2 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师应该遵普通机床的规格和类型有系列型谱作为设计师应该遵 照的基础。因此，对这些基本知识和资料做些简要介绍。照的基础。因此，对这些基本知识和资料做些简要介绍。 本次设计的目的是普通机床主轴变速箱，主要加工回转体，本次设计的目的是普通机床主轴变速箱，主要加工回转体， 车床的主要参数如下：车床的主要参数如下： （1）加工工件最大直径为：加工工件最大直径为：320mm （2）变速范围：变速范围：rn=178.571 （3）公比：公比：=1.41=1.41 （4）抗振性：一般抗振性：一般 （5） m

8、in/2000 max r n min/ r 2 . 11 nmin （6 6）转速级数：转速级数：1616 级级 （7 7）电动机功率：电动机功率：2/32/3 千瓦千瓦 转速转速 710/1410r/min710/1410r/min 1.31.3 操作性能要求操作性能要求 11具有皮带轮卸荷装置具有皮带轮卸荷装置 22手动操纵双向齿轮离合器实现主轴的正反转及停止运动手动操纵双向齿轮离合器实现主轴的正反转及停止运动 要求。要求。 33主轴的变速由变速手柄完成主轴的变速由变速手柄完成 2.2.参数的拟定参数的拟定 2.12.1 确定极限转速确定极限转速 由机床主参数知：由机床主参数知： min

9、/2000 max r n min/ r 2 . 11 nmin 2.22.2 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，又不至于使电机经常轻载而降低功率能，满足生产需要，又不至于使电机经常轻载而降低功率 因素。因素。 已知异步电动机的转速有已知异步电动机的转速有 3000r/min3000r/min 1500r/min1500r/min 1000r/min1000r/min 750r/min,750r/min,已知已知 p p 额分别为额分别为 2 2 千瓦和千瓦和 3 3 千瓦，千瓦， 所以选所以选

10、 y132s-8y132s-8 3.3.传动设计传动设计 3.13.1 主传动方案拟定主传动方案拟定 拟定传动方包括传动形式的选择以及开停、幻想、制拟定传动方包括传动形式的选择以及开停、幻想、制 动、操纵等整个传动系统的制定。传动形式则指传动和变动、操纵等整个传动系统的制定。传动形式则指传动和变 速的原件、机构以及组成、安排不同特点的传动形式、变速的原件、机构以及组成、安排不同特点的传动形式、变 速类型。速类型。 传动方案和形式与结构的复杂程度密切相关，和工作传动方案和形式与结构的复杂程度密切相关，和工作 性能也有关系。因此，确定传动方案和形式要从结构、工性能也有关系。因此，确定传动方案和形式

11、要从结构、工 艺、性能及经济等多方面考虑。艺、性能及经济等多方面考虑。 传动方案有多种，传动形式更是多样。比如：传动形传动方案有多种，传动形式更是多样。比如：传动形 式上有集中传动、分离传动；扩大变速范围可用增加传动式上有集中传动、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、分支传动等形式；变速箱上即可组数，也可用背轮结构、分支传动等形式；变速箱上即可 用多速电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。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，优化的条件也因条件而异。显然，可能的方案有很多，优化的条件也因条件而异。 此次设计中，我们采用分离传动形

12、式的变速箱。此次设计中，我们采用分离传动形式的变速箱。 3.23.2 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，但是对于分析复杂的传动并想由此导不失为有用的方法，但是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。出实际的方案，就并非十分有效。 3.2.13.2.1 确定传动组及各传动组中传动副的确定传动组及各传动组中传动副的 数目数目 技术为技术为 z z 的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各 传动组分别有传动组分别有 z

13、1,z2.z1,z2.传动副，即传动副，即 z=z1*z2*z3*.znz=z1*z2*z3*.zn，z z 应为应为 2 2 和和 3 3 的因子。的因子。 3.2.23.2.2 传动式的拟定传动式的拟定 由设计图纸知此次设计的机床主轴箱采用由设计图纸知此次设计的机床主轴箱采用 1616 级转速传动系级转速传动系 统，选择传动组安排方式时，考虑到机床主轴箱的具体结统，选择传动组安排方式时，考虑到机床主轴箱的具体结 构、装置和吸能。在构、装置和吸能。在 i i 轴上如果安装滑移齿轮组时，为减轴上如果安装滑移齿轮组时，为减 少轴向尺寸第一传动组的传动副数不能多，所以选择少轴向尺寸第一传动组的传动

14、副数不能多，所以选择 3.3. 主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴 上齿轮少些为好。最后一个传动组传动副数为上齿轮少些为好。最后一个传动组传动副数为 2.2.综上所述，综上所述， 传动式为传动式为 16=3*2*1*2+16=3*2*1*2+（3-13-1）*2*1*2-1*2*1*2*2*1*2-1*2*1*2 3.2.33.2.3 结构式的拟定结构式的拟定 21212121321232152/1215 2/12151 *16 ）（ 3.33.3 转速图的拟定转速图的拟定 4.传动件的估算传动件的估算 4.1 三角带传动的计算三角带传

15、动的计算 三角带传动中，轴间距三角带传动中，轴间距 a 可以加大。由于是摩擦传递，可以加大。由于是摩擦传递， 带与轮槽间会有打滑，亦可缓和冲击及隔离震动，使传动带与轮槽间会有打滑，亦可缓和冲击及隔离震动，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。轴的定比传动。 （1）选择三角带的型号）选择三角带的型号 根据公式根据公式 kw p k p a ca 2 . 22*1 . 1* 11 kw pkp a ca 3.33*1.1* 22 式中式中 p 为电机额定功率，为电机额定功率，ka 为工作情况系数。查为工作情况系数

16、。查机械机械 设计设计图图 8-8 因此选因此选 b 型带。型带。 （2）确定带轮的计算直径确定带轮的计算直径 带轮的直径越小带的弯曲应力就越大，为挺高带的寿命，带轮的直径越小带的弯曲应力就越大，为挺高带的寿命， 小带轮直径小带轮直径 d1 不宜过小，即不宜过小，即 d1dmin。查。查机械设计机械设计 表表 8-3 8-7 取取 d1=215mm。 式中：式中：小带轮最高转速小带轮最高转速 2140r/min,大带轮最高转速大带轮最高转速 n1n2 2000r/min,所以所以 d2=2140/2000 *215=230mm，由，由机械设计机械设计 表表 8-7 查的取查的取 230mm。

17、（3）确定三角带速度确定三角带速度 按公式：按公式： min/m24 1000*60 d1n1 v 因为因为 5m/minv25m/min,所以选择合适。所以选择合适。 （4）初步初定中心距初步初定中心距 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：根据公式：在下列范围内选取：根据公式： 0.7（d1+d2)a02*(d1+d2)mm 即即 311.5mma0890mm 取取 a0=600mm。 （5）三角带的计算基准长度三角带的计算基准长度 =1898.74mm 04 )21( 2 020 ) 12( 2 a dda

18、l dd 由由机械设计机械设计表表 8-2 圆整到标准长度圆整到标准长度 l=1900mm。 （6）确定实际中心距确定实际中心距 a=a0+(l-l0)/2=600.63mm (7) 验算小带轮包角验算小带轮包角 主轴轮上包角合适。主轴轮上包角合适。 0000 1 1206 .1785 .57* 12 180 a dd （8）确定三角带根数）确定三角带根数 z 根据根据机械设计机械设计式式 8-22 得得 z= kk pp p v ca 1 0 传动比：传动比：i=v1/v2=1.07 查表查表 8-5c，8-5d 得得查表查表 8-8，,16 . 3 0,40 . 0 0kwpkwp ；查表

19、；查表 8-2 z=1.40 所以取所以取 z=2 根根97 . 0 k 95 . 0 kl （9）计算预紧力）计算预紧力 查查机械设计机械设计表表 8-4，q=0.18kg/m =145.325n v kv p f q z ca 2 0 ) 1 5 . 2 (500 (10)计算压轴力计算压轴力 nz ffp 26.581 2 sin*)(*2)( minmin p 4.2 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要求，强度要求传动轴除应满足强度要求外还应满足刚度要求，强度要求 保证轴在反复载荷和扭荷作用下不发生疲劳破坏。机床主保证轴在反复载荷和扭荷作用下不发生疲劳破坏

20、。机床主 传动系统要求精度较高，不允许有较大变形。因此疲劳强传动系统要求精度较高，不允许有较大变形。因此疲劳强 度一般不是主要矛盾，除了载核很大的情况外，可以不必度一般不是主要矛盾，除了载核很大的情况外，可以不必 演算轴的强度，刚度要求保证轴在载荷下不发生较大变形，演算轴的强度，刚度要求保证轴在载荷下不发生较大变形， 因此，必须保证传动轴有足够的刚度。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（当电动机转速为主轴的计算转速（当电动机转速为 1410r/min）主轴的计算转速是低速第一个三分之一变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，所以范围的最高一级

21、转速，所以 nvi=63r/min 4.2.2 各传动轴的计算转速各传动轴的计算转速 轴轴v:有有 16 级转速，其中级转速，其中 90r/min 通过齿轮获得通过齿轮获得 63r/min 刚刚 好能传递全部功率，所以好能传递全部功率，所以 nv=90r/min 同理：同理：niv=180r/min ,niii=192.6r/min ,nii=539.2r/min ,ni=1500r/min. 4.2.3 各传动直径的估算各传动直径的估算 根据公式：根据公式：mm n p kd a j 4 其中：其中：p 为电动机额定功率为电动机额定功率 k 为键槽系数为键槽系数 a 为系数为系数 为从电动机

22、到该传动轴之间的传递效率的乘积。为从电动机到该传动轴之间的传递效率的乘积。p nj 为该传动轴的计算转速为该传动轴的计算转速 i轴：轴：k=1.06，a=120 所以所以 dii=26.6mm 取整为取整为 dii=28mm ii轴：轴：k=1.06，a=110 所以所以 dii=34.13mm 取整为取整为 35mm iii轴：轴：k=1.06，a=110 所以所以 diii=40.16mm 取整为取整为 45mm iv轴：轴：k=1.06，a=100 所以所以 div=36.9mm 取整为取整为 40mm v轴：轴：k=1.06，a=90 所以所以 dv=39mm 取整为取整为 40mm

23、vi轴：轴：k=1.06，a=80 所以所以 dvi=37.8mm 取整得取整得 40mm，因为其为空心轴，查，因为其为空心轴，查机械设计机械设计的内径为的内径为 20mm。 4.3 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 4.3.1 齿轮齿数得确定齿轮齿数得确定 当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于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。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

24、每对齿轮的齿数和方时，变速组内每对齿轮的齿数和及小齿轮的齿数可以从及小齿轮的齿数可以从 z s 表表 3-63-6（机械制造装备设计）中选取。一般在主传动中，最（机械制造装备设计）中选取。一般在主传动中，最 小齿数应大于小齿数应大于 18182020。采用三联滑移齿轮时，应检查滑移。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 数差应大于或等于数差应大于或等于 4 4，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。 由设计图知各组齿轮齿数如下：由设计图知各组齿轮齿数如下： 第一组：第一组：z1=

25、33z1=33，z2=31z2=31 第二组：第二组：z3=20z3=20，z4=56z4=56，z5=32z5=32，z6=44z6=44，z7=26z7=26，z8=50z8=50 第三组：第三组：z9=26z9=26，z10=20z10=20，z11=56z11=56 第四组：第四组：z12=35z12=35，z13=70z13=70 第五组：第五组：z14=21z14=21，z15=84z15=84 4.3.24.3.2 齿轮模数的计算齿轮模数的计算 （1 1）电动机电动机-i轴齿轮模数的计算轴齿轮模数的计算 n1=n1= kw88. 2kw96. 0*3y* nd 27 . 1 14

26、10*33 88 . 2 323 wm 齿轮中心距的计算：齿轮中心距的计算： mm47mm nj 3703 - n a电 取取 a=47a=47，4 . 1 3133 47*2 21 2 mj zz a 根据计算结果选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。根据计算结果选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。 取取 m1=m2=2.5.m1=m2=2.5. 同理可确定：同理可确定： m3=m4=2.5m3=m4=2.5，m5=m6=2.5m5=m6=2.5，m7=m8=2.5m7=m8=2.5，m9=m10=2.5m9=m10=2.5，m11=m1m11=m1 2=2.52=2.5，m13=m1

27、4=m15=2.5m13=m14=m15=2.5。 （2 2）标准齿轮参数如下：标准齿轮参数如下： =20=20 度，度，25 . 0 1c h * a 从从机械原理机械原理表表 10-210-2 查的如下公式：查的如下公式： 吃顶圆吃顶圆 ： m*21z hd * aa ）（ 吃根圆：吃根圆：m*22z1 chd * af ）（ 分度圆：分度圆：d=m*zd=m*z 齿顶高：齿顶高：m* hh * aa 吃根高：吃根高：m* chh * af ）（ 齿轮的具体值见表：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 1332.582.5 87.5 2 31 2.5

28、 77.582.5 3 20 2.5 5055 4 56 2.5 140145 532 2.580 85 6 442.5110115 7 262.56570 8 502.5125130 9 262.56570 10 202.550 55 11 562.5140145 12 352.587.5 92.5 13 702.5175 180 14 212.552.557.5 15 842.5210215 齿轮 齿根圆 f d齿顶高 a h齿根高 f h 1 76.25 2.5 3.125 2 71.252.53.125 3 43.752.53.125 4 133.752.53.125 5 73.752

29、.53.125 6 103.75 2.53.125 7 58.752.53.125 8 118.752.53.125 9 58.75 2.53.125 10 43.752.53.125 11 133.752.53.125 12 81.252.53.125 13 168.75 2.5 3.125 14 46.25 2.5 3.125 15 203.75 2.5 3.125 4.3.44.3.4 齿宽确定齿宽确定 由公式由公式 b=b=得：得：b1=(6-10)b1=(6-10) 为模数），（m106m* mm *2.5=15-25mm*2.5=15-25mm，同理：，同理： b2=b3=b4=b

30、5=b6=b7=b8=b9=b10=b11=b12=b13=b14=b15=15-b2=b3=b4=b5=b6=b7=b8=b9=b10=b11=b12=b13=b14=b15=15- 25mm25mm 一对齿和齿轮，为防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位一对齿和齿轮，为防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位 时导致齿合齿宽减少而增大齿轮载荷，设计上应使主动轮时导致齿合齿宽减少而增大齿轮载荷，设计上应使主动轮 比从动轮齿宽。所以：比从动轮齿宽。所以： b1=19mm,b2=17mmb1=19mm,b2=17mm，b3=19mm,b4=17mmb3=19mm,b4=17mm，b5=19mm,b6=17

31、mm,bb5=19mm,b6=17mm,b 7=19mm,b8=17mm,b9=15mm,b10=19mm,b11=17mm,b12=19mm,b7=19mm,b8=17mm,b9=15mm,b10=19mm,b11=17mm,b12=19mm,b 13=17mm,b14=19mm,b15=17mm.13=17mm,b14=19mm,b15=17mm. 4.44.4 带轮结构设计带轮结构设计 查查机械设计机械设计知，当知，当300mmk=ka*kv*kh1k=ka*kv*kh *kh*kh =1.84=1.84 22由由机械设计机械设计表表 8-58-5 查的材料弹性影响系数查的材料弹性影响系

32、数=189.8=189.8 ze amp 33由图由图 8-158-15 查的节点区域系数查的节点区域系数=2.5=2.5 zh 4n1=9.55*104n1=9.55*10 * *=1.7*10=1.7*10 n.mmn.mm n2=1.4*10n2=1.4*10 n.mmn.mm 6 j 87 . 0 *3 n 77 55由图由图 8-198-19 查的接触疲劳寿命系数查的接触疲劳寿命系数 khn1=0.94khn1=0.94 ,khn2=0.91,khn2=0.91 66由图由图 8-21e8-21e 按齿面硬度查的齿轮的接触疲劳强度极限按齿面硬度查的齿轮的接触疲劳强度极限 a1100

33、2limlim1 mp hh 77计算接触疲劳许用应力，取失效概率为计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1%1%，安全系数，安全系数 sh=1.sh=1. khn1*khn1*/sh=1034mpa/sh=1034mpa 1 h lim1h khn2*khn2*/sh=1001mpa/sh=1001mpa 2 h lim2h 88 1 22. 1128376 . 1 0 . 3 m2 b h b ch * a kf kh 查的，由机械设计图，且 ）【（ k=ka*kv*kfk=ka*kv*kf *kf*kf =2.0496=2.0496 2z2z=33.6=33.6 2v z z=35.8=3

34、5.8 由图由图 8-17,8-188-17,8-18 查的齿形系数查的齿形系数 2v 应力修正系数应力修正系数，41 . 2 2a yf ，19 . 2 1a yf ，82 . 1 1a ys ，67 . 1 2a ys 33由图由图 8-22c8-22c 按齿面硬度查的小齿轮弯曲疲劳按齿面硬度查的小齿轮弯曲疲劳a500 lim2 mp f 大齿轮弯曲疲劳强度极限大齿轮弯曲疲劳强度极限a380 1lim mp f 4n1=1.7*104n1=1.7*10 n.mn.m n2=1.4*10n2=1.4*10 n.mn.m 77 55由图由图 8-208-20 查的弯曲疲劳寿命系数查的弯曲疲劳寿

35、命系数 kfn1=0.87kfn1=0.87 ,kfn2=0.85,kfn2=0.85 66计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数 sf=1.31sf=1.31 =327mpa=327mpa sf kfn f f 1lim 1 *1 =254mpa=254mpa sf kfn f f 2lim 2 *2 77由式由式由图由图 8-268-26 查的螺旋角系数查的螺旋角系数=0.88=0.883 . 2 y 88由式由式 =26.6mpa=26.6mpa n f md kt 2 2 2 b *2 yf 2ays 2ay 2 f =27.1mpa=27.1mpa n f

36、md kt 1 1 1 b *2 yf 1ays 1ay 1 f 同理其他齿轮用同种方法校核均满足要求。同理其他齿轮用同种方法校核均满足要求。 5.35.3 轴承校核轴承校核 i轴选用的是角接触球轴承轴选用的是角接触球轴承 72057205 其基本额定载荷为其基本额定载荷为 16.5kw16.5kw，由于该轴转速为，由于该轴转速为 1500r/min,1500r/min,所以齿轮越小越靠近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，应该对轴承，对轴承的要求越高。根据设计要求，应该对轴未轴未 端的轴承进行校核。端的轴承进行校核。 齿轮的直径齿轮的直径 d=77.5mmd=77.5m

37、m 轴传递的转矩轴传递的转矩 n p t9550 t=9550t=9550=18.336=18.336 nmnm n p 齿轮受力齿轮受力 fr=0.5fr=0.5=179.09=179.09 n n d 2t 根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为 rv1=298.4rv1=298.4 n n rv2=54.19rv2=54.19 n n 因轴承在运转中有中等冲击载荷，又由于不受轴向力，因轴承在运转中有中等冲击载荷，又由于不受轴向力， 按按机械设计机械设计表表 10-510-5 查得查得 p f 为为 1.21.2 到到 1.81.8，取，取，则

38、有：，则有：3 . 1 p f p1=p1=rv1=387.92rv1=387.92 n n fp p2=p2= rv2=70.447rv2=70.447 n n fp 轴承的寿命轴承的寿命 因为因为，所以按轴承，所以按轴承 1 1 的受力大小计算：的受力大小计算： 21 pp lh=lh=968.5=968.5 h h 3 6 p c n60 10 ）（ 故该轴承能满足要求。故该轴承能满足要求。 同理：用同种方法校核其他轴承均满足设计要求！同理：用同种方法校核其他轴承均满足设计要求！ 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

39、方案 设计主轴变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、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）带轮、齿轮、离合器和制动器等） 、主轴组件、操纵机构、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。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。械传动

40、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。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：正式画图前应该先画草图。目的是：

41、1 1）布置传动件及选择结构方案。布置传动件及选择结构方案。 2 2）检验传动设计的结果中有无干涉、碰撞或其他不合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。理的情况，以便及时改正。 3 3）确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各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。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，假想将各展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序，假想

42、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。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 i 轴上装的摩擦离合器和变速齿轮。有两种布置方案，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，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，左边部分接是离合器的左右部分分别装在

43、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。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。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，

44、关系到变速箱的轴向尺寸，减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。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）用卸荷装置） 。i i 轴上装有摩擦离合器，由于组成离合器的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零件很多，装配很不方便，一般都是在箱

45、外组装好 i i 轴在轴在 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。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。片式摩擦离合器。由于装在箱内，一般

46、采用湿式。 在确定轴向尺寸时，摩擦片不压紧时，应留有在确定轴向尺寸时，摩擦片不压紧时，应留有 0.20.20.40.4 的间隙，间隙应能调整。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：离合器及其压紧装置中有三点值得注意： 1 1）摩擦片的轴向定位：由两个带花键孔的圆盘实现。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。这样正，然后用螺钉把错开的两

47、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。就限制了轴向和周向德两个自由度，起了定位作用。 2 2）摩擦片的压紧由加力环的轴向移动实现，在轴系上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。形成了弹性力的封闭系统，不增加轴承轴向复合。 3 3）结构设计时应使加力环推动摆杆和钢球的运动是不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。可逆的，即操纵力撤消后，有自锁作用。 i i 轴上装有摩擦离合器，两端的齿轮是空套在轴上，当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

48、起转动。但脱开的另一端齿轮，与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（约为两倍左轴回转方向是相反的，二者的相对转速很高（约为两倍左 右）右） 。结构设计时应考虑这点。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。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。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

49、。齿轮同时啮合的齿数是周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。问题。 齿轮块的结构形式很多，取决于下列有关因素：齿轮块的结构形式很多，取决于下列有关因素： 1 1）是固定齿轮

50、还是滑移齿轮；是固定齿轮还是滑移齿轮； 2 2）移动滑移齿轮的方法；移动滑移齿轮的方法； 3 3）齿轮精度和加工方法；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，动和噪声越大，根据实际结果得知，圆周速度会增加一倍， 噪声约增大噪声约增大 6db6db。工作平稳性和接触误差对振动和噪声的影。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

51、了控响比运动误差要大，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。大都是制噪声，机床上主传动齿轮都要选用较高的精度。大都是 用用 7 76 66 6，圆周速度很低的，才选，圆周速度很低的，才选 8 87 77 7。如果噪声要。如果噪声要 求很严，或一些关键齿轮，就应选求很严，或一些关键齿轮，就应选 6 65 55 5。当精度从。当精度从 7 7 6 66 6 提高到提高到 6 65 55 5 时，制造费用将显著提高。不同精度时，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，对结构要求也有所等级的齿轮，要采用不同的加工方法，对结构要求也有所 不

52、同。不同。8 8 级精度齿轮，一般滚齿或插齿就可以达到。级精度齿轮，一般滚齿或插齿就可以达到。7 7 级精级精 度齿轮，用较高精度滚齿机或插齿机可以达到。但淬火后，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，需要淬火的由于变形，精度将下降。因此，需要淬火的 7 7 级齿轮一般级齿轮一般 滚（插）后要剃齿，使精度高于滚（插）后要剃齿，使精度高于 7 7，或者淬火后在衍齿。，或者淬火后在衍齿。6 6 级精度的齿轮，用精密滚齿机可以达到。淬火齿轮，必须级精度的齿轮，用精密滚齿机可以达到。淬火齿轮，必须 磨齿才能达到磨齿才能达到 6 6 级。级。 机床主轴变速箱中

53、齿轮齿部一般都需要淬火。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。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，应予注圆齿和倒角性质不同，加工方法和画法也不一样，应予注 意。意。 选择齿轮块的结构要考虑毛坯形式（棒料、自由锻或模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、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。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

54、离，因此多齿轮磨齿时，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。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。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。轴上要安装机床传动

55、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。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，首先传动轴应有足够的强度、刚度。如挠度和倾角过大， 将使齿轮啮合不良，轴承工作条件恶化，使振动、噪声、将使齿轮啮合不良，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。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

56、生产中，有专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。轴。 花键轴承载能力高，加工和装配也比带单键的光轴方便。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 滚刀直径滚刀直径为为

57、65658585。 刀 dmm 机床传动轴常采用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在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。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，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，首先取决于承常采

58、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。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。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，要从两边同时几种镗孔方式：对于支撑跨距长的箱

59、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。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、中或重系列轴承来达到支撑孔直径的安排要求。用轻、中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，不得小于两孔间的最小壁厚，不得小于 5 51010，以免加工

60、时孔，以免加工时孔mm 变形。变形。 花键轴两端装轴承的轴颈尺寸至少有一个应小于花键的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。内径。 一般传动轴上轴承选用一般传动轴上轴承选用级精度。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，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，其轴向定位就更重都必须有轴向定位。对受轴向力的轴，其轴向定位就更重 要。要。 回转的轴向定位（包括轴承在轴上定位和在箱体孔中定回转的轴向定位（包括轴承在