机床主传动课程设计说明书

1、太 原 科 技 大 学 机 械 电 子 工 程课程设计说明书 设计题目 车床的主传动系统设计 院 系： 机械工程学院 专 业： 机械电子工程 班 级： 机电131202班 学 号： 201312010234 姓 名： 张 宇 辰 指导老师： 宋 建 军 日 期： 2017年 3月 21日车床的主传动系统设计任务书 姓名 张宇辰 学号 201312010234 专业 机械电子工程 班级 2班 最大加工直径为460mm的普通车床的主轴箱部件设计原始数据：主要技术参数题目主电动机功率P/kw4.3最大转速480最小转速9.6公比1.26工件材料：钢铁材料。刀具材料：硬质合金。设计内容：1）运动设计：

2、根据给定的转速范围及公比确定变速级数，绘制结构网、转速图、传动系统图，计算齿轮齿数。2）动力计算：选择电动机型号及转速，确定各传动件的计算转速，对主要零件（如带、齿轮、主轴、传动轴、轴承等）进行计算（初算和验算）。3）绘制下列图纸： 机床主传动系统图（画在说明书上）。 主轴箱部件展开图及主要剖面图。 主轴零件图。4）编写设计说明书1份。目 录一、绪论5二、普通车床主动传动系统参数的拟定62.1电动机的选择62.2确定转速级数6三、传动设计73.1拟定传动方案73.2 确定结构式73.3设计结构网73.4绘制转速图83.5各传动组传动副齿轮齿数113.6绘制传动系统图12四、传动机构设计124.

3、1齿轮传动设计124.3轴的设计计算194.4轴承的选用234.5 键的选用244.6 圆盘摩擦离合器的选择和计算254.7轴承端盖设计26五、动力计算265.1齿轮的强度校核265.2各传动轴轴承的校核295.3主轴的校核305.4键的校核32六、润滑设计及润滑油选择336.1润滑设计336.2润滑油的选择34七、总结35八、参考文献36一、绪论机械制造装备课程设计是在学习完机械设计、机械制造技术基础、机械工程材料、简明材料力学、机械原理、机械制图、互换性与测量技术、Auto CAD、计算机基础与应用等大学大部分课程后进行的实践性教学环节，是对我们大学几年所学知识的一次深入地综合性地考核，也

4、是一次理论联系实际的训练。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，培养学生具有初步的结构分析，结构设计和计算能力。机床主传动系统因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同，应满足的要求也不一样。设计机床主传动系统时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。在设计时应结合具体机床进行具体分析，一般应满足的基本要求有：满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性，如机床主轴应有足够的转速范围和转速级

5、数；满足机床传递动力的要求。 本次课程设计的为普通车床的传动系统，根据不同的加工条件,对传动系统的要求也不尽相同，依据某些典型工艺和加工对象，兼顾其他的可能工艺加工的要求，拟定机床技术参数，拟定参数时要考虑机床发展趋势，和同国内外同类机床的对比，从而获得最优的参数，使机床主传动系统的设计最为合理。 毫无疑问，这次课程设计在我们大学生活中占有重要地位。就我个人而言，希望通过这次课程设计，可以对未来将要从事的工作有很大的帮助，加强与他人沟通、与他人的合作能力，从中锻炼自己分析问题，解决问题的能力，为将来的工作发展打下一个良好的基础。二、普通车床主动传动系统参数的拟定2.1电动机的选择 根据任务书提

6、供的电动机转速，选择电动机的型号为Y160M,电动机具体参数如下表所示：表2-1 电动机参数表电动机型号额定功率满载转速级数同步转速Y132S5.51440r/min4级1500r/min2.2确定转速级数 已知条件: 主轴，电动机P=4.3KW，最大加工直径460mm，公比。 由公式，,则转速范围综上可知Z=18，故机床主轴为18级变速。因为根据机械制造装备设计查表2-4标准公比和表2-5标准数列,首先找到最大极限转速1000，再每跳过7个数取一个转速，即可得到公比为1.26的等比数列:480r/min、380r/min、300r/min、240r/min、190r/min、150r/min

7、、120r/min、95r/min、76r/min、60r/min、46r/min、36r/min、30r/min、24r/min、19r/min、15r/min、12r/min、9.6r/min。三、传动设计3.1拟定传动方案 拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停、换向、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、机构以及其组成、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、性能及经济性等多方面统一考虑。3.2 确定结构式 因为我的级数是18级，为了实现18级，本次设计中， 18=

8、23（22-1）1主变速传动系从电动机到主轴，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，减小变速箱的外形尺寸；也就是满足传动副前多后少的原则，因此确定传动方案为：18=23（22-1）13.3设计结构网传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围：在降速传动时，为防止被动齿轮的直径过大而使进径向尺寸过大，常限制最小传动比，升速传动时，为防止产

9、生过大的振动和噪音，常限制最大传动比，斜齿轮比较平稳，可取，故变速组的最大变速范围。检查变速组的变速范围是否超过极限值时，只需检查最后一个扩大组。因为其他变速组的变速范围都比最后扩大组的小，只要最后扩大组的变速范围不超过极限值，其他变速组就不会超过极限值。 主轴的变速范围应等于住变速传动系中各个变速组变速范围的乘积，即：。检查变速组的变速范围是否超过极限值时，只需检查最后一个扩大组。因为其他变速组的变速范围都比最后扩大组的小，只要最后扩大组的变速范围不超过极限值，其他变速组就不会超过极限值。最后扩大组的变速范围是 符合要求。3.4绘制转速图1.选择Y132S型Y系列笼式三相异步电动机分配总降速

10、变速比：总降速变速比 。又电动机转速符合转速数列标准，因而不增加一定比变速副。2.确定各级转速由前面计算已知：480，380，300，240，190，150，120,95,76,60,46,36,30,24,19,15,12,9.6r/min。3.绘制转速图四根轴按变速顺序依次设为、（主轴）。（1） 先来确定轴的转速 电动机转速为1430r/min 传动比=1 轴的转速=14301=1430 r/min（2） 确定轴的转速 从轴传到轴有两对齿轮所以有两对传动比=54/36 =41/49 所以轴的转速=/=953.3 r/min =/=1196.5 r/min（3）确定轴的转速 从轴传到轴有两对

11、齿轮所以有三对传动比= 52/20 =44/28=36/36所以轴的转速=/= 366.7r/min =/=478.6r/min =/= 606.6r/min =/=761.4r/min =/= 953.3r/min =/= 1196.5r/min（4） 确定轴的转速 从轴传到轴有两对齿轮所以有两对传动比=80/20 =50/50 所以轴的转速=/=91.7r/min =/=366.7r/min =/=119.7r/min =/=478.6r/min =/= 151.7r/min =/=606.6r/min =/=190.35 r/min =/=761.4r/min =/=238.3r/min

12、 =/=953.3r/min =/=299.1r/min =/=1196.5r/min （5） 确定轴的转速从轴传到轴有两对齿轮所以有两对传动比=80/20 =50/50所以轴的转速 ： =/=22.9r/min =/=91.7r/min =/=84.2r/min =/=366.7r/min =/= 29.9r/min =/=119.7r/min =/=119.65r/min =/=478.6r/min =/=37.9r/min =/=151.7r/min =/=151.7r/min =/=606.6r/min =/=47.6r/min =/=190.35r/min =/=190.35r/mi

13、n =/=761.4r/min =/=59.6r/min =/=238.3r/min =/=238.3r/min =/=953.3r/min =/=74.8r/min =/=299.1r/min =/=299.1r/min =/=1196.5r/min （6） 确定主轴的转速从轴传到轴有一对齿轮所以有传动比=75/30 =/=480r/min =/=380r/min =/=300r/min =/=240r/min =/= 190r/min =/=150r/min =/=120r/min =/=95r/min =/=76r/min =/=60r/min =/=46r/min =/=36r/min

14、 =/=30r/min =/=24r/min =/=19r/min =/=15r/min =/=12r/min =/=9.6r/min 下面画出转速图： 图3-2 转速图3.5各传动组传动副齿轮齿数 1.确定齿轮齿数的原则和要求 (1)齿轮的齿数和不应过大；齿轮的齿数和过大会加大两轴之间的中心距，使机床结构庞大，一般推荐。 (2)最小齿轮的齿数要尽可能少；但同时要考虑：最小齿轮不产生根切，机床变速箱中标准直圆柱齿轮，一般最小齿数； (3)受结构限制的最小齿轮最小齿数应大于1820； (4)齿轮齿数应符合转速图上传动比的要求：实际传动比（齿数之比）与理论 传动比（转速图上要求的传动比）之间有误差

15、，但不能过大，确定齿轮数所造成的转速误差，一般不应超过，即:2.齿轮齿数的确定 由查的资料得轴上齿轮的齿数为41 、36.轴上齿轮的齿数为49、54、28、 20、36.轴上的齿轮齿数为44、52、36、20、50。轴上的齿轮齿数为80、50、20、50.轴上齿轮齿数为50、80、30.轴上的齿轮齿数为75.3.6绘制传动系统图 根据前边计算数据绘制传动系统图：图3-3 变速传动系统图四、传动机构设计4.1齿轮传动设计 直齿圆柱齿轮材料选择40Cr调质后表面淬火。硬度范围48-55HRC平均52HRC。斜齿圆柱齿轮小齿轮材料选择40Cr调质，硬度274-286HBW，平均280HBW；大齿轮材

16、料选择45钢调质，硬度225-255HBW，平均240HBW，相差40HBW。1.确定模数：（1）确定1-2轴齿轮模数： 1）按齿根弯曲疲劳强度设计 试选载荷系数 2）计算小齿轮传递的转矩9.55xP/=28717Nmm 3） 选齿宽系数（非对称布置） 4）查得齿形系数 查得应力修正系数 5）由式1.88-3.2（1/Z1+1/Z2）1.732 0.25+0.75/0.683 6）按齿面硬度查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 7）计算应力循环次数 60j=1.716x /i=1.144x 8)查得弯曲疲劳寿命系数 9）计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数1=/=392.31MPa2=/=406.15MPa

17、 10)计算大小齿轮的，并进行比较，则 ，=0.0099096 小齿轮的大，应以小齿轮的计算 11）计算模数 1.25 取为标准值2 同理求得该轴的其他齿轮模数也都为212).确定齿轮参数（36/54）： 标准齿轮参数： ,， 模数m=2mm，齿数z1=36 z2=54 , i=1.5 分度圆直径d1=mz1=72mm，d2=mz2=108mm 中心距a=（d1+d2）/2=90mm 齿宽b=65mm13).确定齿轮参数（41/49）： 标准齿轮参数： ,， 模数m=2mm，齿数z1=41 z2=49 , i=1.2 分度圆直径d1=mz1=82mm，d2=mz2=98mm 中心距a=（d1+

18、d2）/2=90mm 齿宽b=57mm（2）确定2-3轴齿轮模数： 1）按齿根弯曲疲劳强度设计 试选载荷系数 2）计算小齿轮传递的转矩9.55xP/=43090Nmm 3） 选齿宽系数（非对称布置） 4）查得齿形系数 查得应力修正系数 5）由式1.88-3.2（1/Z1+1/Z2）1.658 0.25+0.75/0.7024 6）按齿面硬度查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 7）计算应力循环次数 60j=1.1436x /i=4.398x 8)查得弯曲疲劳寿命系数 9）计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数1=/=392.31MPa2=/=406.15MPa 10)计算大小齿轮的，并进行比较，则 ，=0.0

19、099519 小齿轮的大，应以小齿轮的计算 11）计算模数 1.7 取为标准值2 同理求得该轴的其他齿轮模数也都为2 12).确定齿轮参数（20/52）： 标准齿轮参数： ,， 模数m=2mm，齿数z1=20 z2=52 , i=2.6 分度圆直径d1=mz1=40mm，d2=mz2=104mm 中心距a=（d1+d2）/2=72mm 齿宽b=40mm 13).确定齿轮参数（28/44）： 标准齿轮参数： ,， 模数m=2mm，齿数z1=28 z2=44 , i=1.57 分度圆直径d1=mz1=56mm，d2=mz2=88mm 中心距a=（d1+d2）/2=72mm 齿宽b=56mm 14)

20、.确定齿轮参数（36/36）： 标准齿轮参数： ,， 模数m=2mm，齿数z1=36 z2=36 , i=1 分度圆直径d1=mz1=72mm，d2=mz2=72mm 中心距a=（d1+d2）/2=72mm 齿宽b=72mm（3）确定3-4轴齿轮模数： 1）按齿根弯曲疲劳强度设计 试选载荷系数 2）计算小齿轮传递的转矩9.55xP/=111985Nmm 3） 选齿宽系数（非对称布置） 4）查得齿形系数 查得应力修正系数 5）由式1.88-3.2（1/Z1+1/Z2）1.68 0.25+0.75/0.696 6）按齿面硬度查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 7）计算应力循环次数 60j=4.4x /i=

21、1.1x 8)查得弯曲疲劳寿命系数 9）计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数1=/=392.31MPa2=/=406.15MPa 10)计算大小齿轮的，并进行比较，则 ，=0.0097619 小齿轮的大，应以小齿轮的计算 11）计算模数 2.132 取为标准值2.5 同理求得该轴的其他齿轮模数也都为2.5 12).确定齿轮参数（20/80）： 标准齿轮参数： ,， 模数m=2.5mm，齿数z1=20 z2=80 , i=4 分度圆直径d1=mz1=50mm，d2=mz2=200mm 中心距a=（d1+d2）/2=125mm 齿宽b=50mm 13).确定齿轮参数（50/50）： 标准齿轮参数： ,

22、， 模数m=2.5mm，齿数z1=50 z2=50 , i=1 分度圆直径d1=mz1=125mm，d2=mz2=125mm 中心距a=（d1+d2）/2=125mm 齿宽b=125mm （4）确定4-5轴齿轮模数： 1）按齿根弯曲疲劳强度设计 试选载荷系数 2）计算小齿轮传递的转矩9.55xP/=447819Nmm 3） 选齿宽系数（非对称布置） 4）查得齿形系数 查得应力修正系数 5）由式1.88-3.2（1/Z1+1/Z2）1.68 0.25+0.75/0.696 6）按齿面硬度查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 7）计算应力循环次数 60j=4.4x /i=1.1x 8)查得弯曲疲劳寿命系数

23、9）计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数1=/=392.31MPa2=/=406.15MPa 10)计算大小齿轮的，并进行比较，则 ，=0.0097619 小齿轮的大，应以小齿轮的计算 3.645 取为标准值4 同理求得该轴的其他齿轮模数也都为4 12).确定齿轮参数（20/80）： 标准齿轮参数： ,， 模数m=4mm，齿数z1=20 z2=80 , i=4 分度圆直径d1=mz1=80mm，d2=mz2=320mm 中心距a=（d1+d2）/2=200mm 齿宽b=64mm 13).确定齿轮参数（50/50）： 标准齿轮参数： ,， 模数m=4mm，齿数z1=50 z2=50 , i=1 分度

24、圆直径d1=mz1=200mm，d2=mz2=200mm 中心距a=（d1+d2）/2=200mm 齿宽b=160mm（5）确定5-6轴齿轮模数（斜齿）： 1）按齿根弯曲疲劳强度设计 试选载荷系数，初选螺旋角2）计算小齿轮传递的转矩9.55xP/=1785435Nmm3）选齿宽系数（非对称布置）4）材料弹性影响系数，节点区域系数5）由式1.88-3.2（1/Z1+1/Z2）1.672 =1.7891，取16） 7)查得 8）计算应力循环次数 60j=2.76x /i=1.104x 8)查得接触疲劳寿命系数 9）计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数1=/=630.5MPa2=/=514.1MPa 1

25、0)计算小齿轮分度圆，带入的小者 11）确定模数6.99 取为标准值7 12)中心距mm 13)螺旋角 14）分度圆直径mm mm 15）齿宽 4.3轴的设计计算1).确定主轴的计算转速：计算转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2-9，主轴的计算转速为由转速图可知即：表4-3各轴转速轴计算转速r/min143095336691239.6 3).各轴的功率： 取各传动件效率如下： 轴承传动效率: 齿轮传动效率:则有各传动轴传递功率计算如下：4).计算各轴的输入转矩：由机械原理可知转矩计算公式为： 5)

26、.传动轴的直径估算： 轴的设计计算: (1)选择轴的材料选用45号钢，调质处理。 (2)按扭矩初算轴径 根据机机械设计式（15-2），并查得=113，则 轴的设计计算: (1)选择轴的材料选用45号钢，调质处理。 (2)按扭矩初算轴径 根据机机械设计式（15-2），并查得A=113，则 轴的设计计算: (1)选择轴的材料选用45号钢，调质处理 (2)按扭矩初算轴径 根据机机械设计式（15-2），并查得A=113，则轴的设计计算: (1)选择轴的材料选用45号钢，调质处理 (2)按扭矩初算轴径 根据机机械设计式（15-2），并查得A=113，则轴的设计计算: (1)选择轴的材料选用45号钢，调质

27、处理 (2)按扭矩初算轴径 根据机机械设计式（15-2），并查得A=113，则根据以上计算各轴的直径取值如下表示：表4-4各轴直径尺寸轴轴轴轴轴轴最小轴径值1819254065 主轴的设计计算 (1)选择轴的材料选用45号钢，调质处理 (2)按扭矩初算轴径 根据机机械设计式（15-2），并查得A=113，则 估算主轴直径为85mm (1)主轴前后轴颈直径的选择主轴前轴颈直径选取，一般按照机床类型、主轴传递的功率或最大加工直径选取。最大回转直径460mm车床，P=4.3KW，前轴颈应,初选,后轴颈取。 (2)主轴内孔直径的确定很多机床的主轴是空心的，为了不过多的削主轴刚度，一般应保证，卧式车床的

28、主轴孔径d通常不小于主轴平均直径的。经计算选取内孔直径d=60mm。 4.4轴承的选用 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。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，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，首先取决于承载能力，但也要考虑其他结构条件。 根据机械设计课程设计表15-3、表15-6、表15-7可查的各传动轴轴承选取的型号如下：1).各传动轴轴承选取的型号： (1) 主轴 前支承：30220型圆锥孔双列圆柱滚子轴承

29、: ； 后支撑：30217型圆锥滚子轴承:； (2) 轴 齿轮:6205深沟球轴承：； (3) 轴 前、后支承:6205深沟球轴承:； (4) 轴 前、后支承:6205深沟球轴承: ； (5) 轴 前、后支承:6208深沟球轴承: ； (6) 轴 前、后支承:7213C角接触球轴承: ；4.5 键的选用主轴上有键槽并且为空心轴，和为花键轴。轴采用光轴，轴和轴因为要安装滑移齿轮所以都采用花键轴。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。查机械设计课程设计表14-2的矩

30、形花键的基本尺寸系列：轴花键轴的规格；轴花键轴的规格。轴花键轴规格。轴花键轴规格查机械设计课程设计表14-1选择主轴上齿轮处的键，根据轴的直径，齿轮宽95mm，选用A型平键，键的尺寸选择，键的长度L取80mm；轴上齿轮处的键，根据轴的直径选取键的尺寸为键宽b键高h为，键的长度为100mm。4.6 圆盘摩擦离合器的选择和计算1).摩擦面的径向尺寸 摩擦面的内径可取：d为轴段的直径，所以，取摩擦面的外径：，取2).摩擦片数目由公式式中：为工作系数-摩擦面对数修正系数。滑动速度系数离合器合频系数-摩擦工作面的平均压强。 -摩擦面的内外半径。-离合器的计算转矩。-摩擦系数。选用摩擦副材料匹配为淬火钢-

31、淬火钢，查的，,。由上式求的，取故摩擦片总数为片，内摩擦片为8片。4.7轴承端盖设计 图4-1 轴承端盖示意图参照机械设计课程设计减速器端盖设计方案来设计主轴箱端盖，材料采用HT150，依据轴承外径确定各端盖的结构尺寸，详见装配图纸尺寸。五、动力计算5.1齿轮的强度校核 在验算变速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大、齿数最小的齿轮进行接触应力和弯曲应力的校核计算。 计算公式1).校核第一传动组齿轮 校核齿数为36/54，确定各项参数： (1)， (2)确定动载系数：齿轮精度为8级，由机械设计表10-2查使用系数，图10-8查动载系数 (3) (4)确定齿向载荷分配系数：取齿宽系数 查机

32、械设计表10-4得 由，查机械设计图10-13得 (5)确定齿间载荷分配系数：由，查机械设计表10-3得 (6)确定动载系数： (7)查机械设计表10-5，取齿形系数，应力校正系数 (8)许用接触应力，失效率1%，安全系数 代入中的小者强度足够 2).校核第二传动组齿轮 校核齿数为24的即可，确定各项参数： (1)， (2)确定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计表10-2查使用系数，图10-8查动载系数 (3) (4)确定齿向载荷分配系数：取齿宽系数 查机械设计表10-4得 由，查机械设计图10-13得 (5)确定齿间载荷分配系数：由，查机械设计表10-3得 (6)确定动载系数： (7)查机

33、械设计表10-5，取齿形系数，应力校正系数 (8)计算弯曲疲劳许用应力 查机械设计图10-20c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，图10-18得，则：，,故合适。3).校核第三传动组齿轮 校核齿数为40的即可，确定各项参数： (1)， (2)确定动载系数：齿轮精度为7级，由机械设计表10-2查使用系数，图10-8查动载系数 (3) (4)确定齿向载荷分配系数：取齿宽系数 查机械设计表10-4得 由，查机械设计图10-13得 (5)确定齿间载荷分配系数：由，查机械设计表10-3得 (6)确定动载系数： (7)查机械设计表10-5，取齿形系数，应力校正系数 (8)计算弯曲疲劳许用应力 查机械设计图10-

34、20c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，图10-18得，则：，,故合适。5.2各传动轴轴承的校核假定：按两班制工作，工作期限10年，每年按300天计，T=48000h，依据机械设计轴承校核公式如下： 1) . 轴轴承校核 已知选用轴承为：深沟球轴承 6305 GB276-89:；基本额定动载荷；由于该轴的转速为定值；最小齿轮直径；轴传递转矩齿轮受到的切向力齿轮受到的轴向力齿轮受到的径向力因此轴承当量动载荷(查机械设计得，查机械设计表13-5得X=1，Y=0）； 因此该轴承符合要求，选取合适。 同理可校核其他传动轴轴承，经校核各轴轴承选取均合适。5.3主轴的校核主轴刚度校验：机床在切削加工过程中，主轴

35、的负荷较重，而允许的变形量很小，因此决定主轴结构尺寸的主要因素是它的变形大小。对于普通机床的主轴，一般只进行刚度验算。通常能满足刚度要求的主轴，也能满足强度要求。只有重载荷的机床的主轴才进行强度验算。对于高速主轴，还要进行临界转速的验算，以免发生共振。以弯曲变形为主的机床主轴(如车床、铣床)，需要进行弯曲刚度验算，以扭转变形为主的机床（如钻床），需要进行扭转刚度验算。当前主轴组件刚度验算方法较多，没能统一，还属近似计算，刚度的允许值也未做规定。考虑动态因素的计算方法，如根据部产生切削颤动条件来确定主轴组件刚度，计算较为复杂。现在仍多用静态计算法，计算简单，也较适用。主轴弯曲刚度的验算；验算内容

36、有两项：其一，验算主轴前支撑处的变形转角，是否满足轴承正常工作的要求；其二，验算主轴悬伸端处的变形位移y，是否满足加工精度的要求。对于粗加工机床需要验算、y值；对于精加工或半精加工机床值需验算y值；对于可进行粗加工由能进行半精的机床（如卧式车床），需要验算值，同时还需要按不同加工条件验算y值。支撑主轴组件的刚度验算，可按两支撑结构近似计算。如前后支撑为紧支撑、中间支撑位松支撑，可舍弃中间支撑不计（因轴承间隙较大，主要起阻尼作用，对刚度影响较小）；若前中支撑位紧支撑、后支撑为松支撑时，可将前中支距当做两支撑的之距计算，中后支撑段主轴不计。机床粗加工时，主轴的变形最大，主轴前支撑处的转角有可能超过

37、允许值，故应验算此处的转角。因主轴后支撑的变形一般较小，故可不必计算。主轴在某一平面内的受力情况如图：图5-1 主轴受力图 在近似计算中可不计轴承变形的影响，则该平面内主轴前支撑处的转角用下式计算：切削力的作用点到主轴前支承支承的距离S=a+W，对于普通车床，W=0.4H，（H是车床中心高，设H=200mm)。则：当量切削力的计算：主轴惯性矩式中：因为；所以可知主轴前支撑转角满足要求。5.4键的校核主轴上键的强度校核：主轴与齿轮的联接采用普通平键联接，轴径d=70mm；齿轮宽度L=95mm；传递扭；选用A型平键，由于主轴空心所以选择键尺寸:，。需传递的转矩为：查机械设计表6-2得。由机械设计式

38、（6-1）可得由上式计算可知挤压强度满足。同理可校核其他键，经校核各键选取均合适。六、润滑设计及润滑油选择6.1润滑设计1).主轴转速高，必须保证充分润滑，一般常用单独的油管将油引到轴承处。2).主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要且困难。防漏的措施有两种： (1)堵加密封装置防止油外流。 主轴转速高，多采用非接触式的密封装置，形式很多，一种轴与轴承盖之间留0.10.3的间隙（间隙越小，密封效果越好，但工艺困难）。还有一种是在轴承盖的孔内开一个或几个并列的沟槽（圆弧形或形），效果比上一种好些。在轴上增开了沟槽（矩形或锯齿形），效果又比前两种好。 在有大量切屑、灰尘和冷却液的环境中工作时，可采用

39、曲路密封，曲路可做成轴向或径向。径向式的轴承盖要做成剖分式，较为复杂。(2)疏导在适当的地方做出回油路，使油能顺利地流回到油箱。3).其他问题：主轴上齿轮应尽可能靠近前轴承，大齿轮更应靠前，这样可以减小主轴的扭转变形。 主轴的直径主要取决于主轴需要的刚度、结构等。各种牌号钢材的弹性模量基本一样，对刚度影响不大。主轴一般选优质中碳钢即可。精度较高的机床主轴考虑到热处理变形的影响，可以选用或其他合金钢。主轴头部需要淬火，硬度为5055。其他部分处理后，调整硬度为220250。4).本机床采用结构简单的飞溅润滑。 (1)飞溅润滑 要求贱油件的圆周速度为0.68米/秒，贱油件浸油深为1020毫米（不大于23倍轮齿高）。速度过低或浸油深度过浅，都达不到润滑目的，速度过高或浸油深度过深，搅油功率损失过大产生热变形大，且油液容易气化，影响机床的正常工作。油的深度要足够，以免油池底部杂质被搅上来。 (2)进油量的大小和方向 回油要保