400mm卧式铣床主传动系统设计18级混合公比

1、 陕西理工学院课程设计说明书金属切削机床课程设计题目：最大加工直径为400mm的卧式铣床主轴箱传动系统设计给出条件：z=18级（采用混合公比传动）1、 参数拟定：确定 、公比、主电机功率p。2、 运动设计：列出结构式，绘出结构网、转速图、传动系统图，计算各传动副的传动比及齿轮齿数。3、 强度计算和结构草图设计：估算齿轮模数m和轴径d，进行强度刚度验算。4、 主轴变速箱装配设计：用计算机绘出主轴箱剖视图一张，主轴箱装配图一张，并标注尺寸和配合。5、 编写设计说明书一份。如需 转速图、传动系统图、主轴箱剖视图、主轴箱装配图等cad图纸，请联系qq：1056703799. 课 程 设 计 (论 文)

2、专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 学生姓名 学 号 课 题 400mm卧式铣床主传动系统设计（18级混合公比） 指导教师 如需 转速图、传动系统图、主轴箱剖视图、主轴箱装配图等cad图纸，请联系qq：1056703799.目录引 言1一. 机床工艺范围的确定及主电机功率21.1 机床的工艺范围21.2 主要技术参数2二. 主传动系统的运动设计32.1 结构网与结构式32.2 主要参数的拟定32.2.1 确定传动公比32.2.2 转速图42.2.3 拟定转速图的一般原则62.3 齿数和的确定9 2.3.1 齿数和的确定9 2.3.2 最小齿数的确定92.4. 带轮及v带设计112.4.1

3、选择三角带的型号112.4.2 确定带轮的基准直径，112.4.3 验算带速度v112.4.4 初定中心距122.4.5 三角带的计算基准长度122.4.6 验算小带轮包角122.4.7 确定三角带根数122.4.8 计算预紧力132.4.9 计算作用在轴上的压轴力132.5 传动设计142.5.1 齿轮模数的估算142.5.2 齿轮的校核152.5.3 齿轮模数的校核152.5.4齿轮弯曲疲劳强度的校核152.5.5 标准齿轮参数17三. 主传动系统的结构设计193.1 齿轮的布置193.1.1 滑移齿轮的轴向布置193.1.2 一个变速组内齿轮轴向位置的排列193.1.3 缩小径向尺寸20

4、3.1.4 滑移齿轮的结构形式203.2 轴的空间布置213.2.1 主轴213.2.2 轴的位置223.2.3 中间各传动轴的位置223.3 各轴的布置233.3.1 主轴计算转速的确定233.3.2 传动轴计算转速的确定233.3.3 传动轴直径的估算243.3.4 确定各轴最小直径243.3.5 主要参数的确定253.3.6 主轴的构造263.3.7 轴上零件的定位263.4 主轴的校核283.4.1 主轴按扭转强度校核283.4.2 主轴的扭转刚度校核283.5 轴承的选取与校核303.5.1 轴承的选取303.5.2 各轴轴承的校核30四. 传动系统的润滑324.1 润滑系统的要求3

5、24.2 润滑剂的选择324.3 润滑方式33致 谢34参考文献35引 言 机床课程设计是在学完数控机床设计这门课以后，进行一次学习设计的综合性练习。通过设计，运用所学过的基础课、技术基础课和专业课的理论知识，生产实习和实验等实践知识，达到巩固、加深和扩大所学知识的目的。通过设计，分析比较机床主传动中某些典型机构，进行选择和改进，学习构造设计，进行设计计算和编写技术文件。完成机床主传动设计，达到学习设计步骤和方法的目的。通过机床课程设计，获得设计工作的基本技能的训练，提高分析和解决工程技术问题的能力。并为进行一般机械的设计创造一定的条件。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

6、切削加工的机器。我国机床工业从无到有，从小到大，从修配到制造，从仿制到自行设计，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。 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

7、：满足机床工艺范围柔性与物流系统的可接近性刚度精度噪声生产率自动化和成本等方面的要求。本文设计的为卧式铣床的主传动系统，根据不同的生产要求，对传动系统的要求也不尽相同，例如包括：加工工件类型加工方法加工表面形状材料工件和加工尺寸范围毛坯类型等。以及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，对于大批量生产模式，工序分散，一台机床仅需对一种工件完成一道或几道工序的加工，因而，范围窄，但要求的加工效率高，可采用专用机床；当单件小批量生产时，工序集中，要求机床有较大的加工范围，应采用普通机床或通用机床。所以在拟定机床技术参数时，要综合考虑机床发展趋势以及应用的领域和同国内外同类机床的对

8、比，从而获得最优的参数，使机床设计的较为合理。 1. 机床工艺范围的确定及主电机功率1.1 机床的工艺范围卧式铣床质量稳定，操作方便，性能可靠。卧式铣床可用各种圆柱铣刀、圆片铣刀、角度铣刀、成型铣刀和端面铣刀加工各种平面、斜面、沟槽等。如果使用适当铣床附件，可加工齿轮、凸轮、弧形槽及螺旋面等特殊形状的零件，配置万能铣头、圆工作台、分度头等铣床附件，采用镗刀杆后亦可对中、小零件进行孔加工。1.2 主要技术参数 根据金属切削机床设计指导表5选取400mm卧式铣床的主要参数。主电机：功率11千瓦转速1450转/分主轴转速范围（混合公比，18级）20 1600转/分主轴端孔锥度7:24工作台尺寸（长x

9、 宽）1700x400毫米工作台最大行程：纵向1000毫米横向375毫米垂直480毫米2. 主传动系统的运动设计主传动系统的运动设计是运用转速图的基本原理，以拟定满足给定的转速数列的经济合理的传动系统方案。其主要的内容包括选择变速组及其传动副数，确定各变速组中的传动比，以及计算齿轮齿数和皮带轮直径等。 设计主传动系统时，一般应满足下面的几项要求： a.机床的主轴须有足够的转速范围和转速级数（对于主传动系统为直线运动的机床则为直线速度的变速范围和变速级），以便满足实际使用要求。 b.主电动机和全部机构要能传递足够的功率和扭矩，并具有较高的传动效率。 c.执行部件（如主轴组件）须有足够的精度、刚度

10、、抗震性以及小于许可限度的热变形。 d.操纵要轻便灵活、迅速、安全可靠，必须便于调整和维修。 e.结构简单、润滑与密封良好，便于加工和装配，成本低。2.1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=32·33·29 ，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2、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

11、于结构式或结构网上。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，可见结构网或结构式与转速图具有一致的变速特性。2.2 主要参数的拟定2.2.1 确定传动公比 根据机械制造装备设计公式= 2-1因为=80 ， 所以=1.294式中：rn主轴变速范围 主轴转速数列的公比 z主轴转速级数 根据机械制造装备设计，标准公比。这里我们取标准公比系列=1.26.参考机械制造

12、装备设计转速数列例子，再查表3-3标准数列，找到最小极限转速20，再每跳过3个数取一个转速，即可得到公比为1.26的数列：20、25、31.5、40、50、63、80、100、125、160、200、250、315、400、500、630、800、1000、1250、1600。即可画出中间各级转速的公比=1.26，两端转速的公比则为=1.58的转速图，这就是混合公比的一种机床主轴转速数列是公比所组成的双公比的等比数列。 终上所述，采用混合公比之后的转速数列为：20、31.5、40、50、63、80、100、125、160、200、250、315、400、500、630、800、1000、160

13、0。 采用混合公比可以根据机床的实际要求来安排转速数列，将常用的排列的密一些，不常用的排列的疏一些，这样既扩大了机床的变速范围，又满足了使用要求，且结构紧凑又不致复杂。 2.2.2转速图分析研究传动系统，仅有机床的传动系统图是不够的，因为他不能直观的表明主轴每一种转速是通过哪些齿轮传动的，以及各对齿轮的传动比之间的内在联系，只有算出机床的每一种转速，按转速大小排成次序，画出传动路线的转速图，才能搞清楚。转速图的概念: 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

14、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化也很大，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： 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。 应考虑刀具材料的发展趋势。例如普通车床，现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。 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

15、速可按下式计算： 2-2 2-3其中： 、主轴最高、最低转速（r/min）； 、典型工序的最大、最小切削速度（r/min）； 、最大、最小计算直径。 采用最大速度vmax的典型工序一般为用硬质合金铣刀精加工或半精加工低强度的结构钢。根据金属切削用量手册查得vmax=250 r/min。采用最小速度vmin的典型工序为用高速钢端铣刀粗加工铸铁工件或用高速钢圆片铣刀铣削深槽。根据金属切削用量手册查得vmin=15 r/min。最大计算直径dmax=250mm，可按金属切削机床设计指导表6查得，最小计算直径dmin=（0.20.25）dmax,取dmin=0.2×250=50mm。 根据式

16、2-2，2-3得：=1592.36r/min， 取=1600r/min；=19.11 r/min， 取=20r/min； 与本次设计给定的参数相差不大，取计算值。2.2.3 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。a.变速组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=3×3×2 2)18=3×2×33)18=2×3×3 4)18=3×66)18=

17、6×3 6)18=2×9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；采用第4)及5)种方案时，需要3+6=9对齿轮；而第6)种方案要2+9=ll对齿轮。若一个变速组的传动副取时，不仅使变速箱的轴向尺寸增加，而且使操纵机构较为复杂。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

18、数 ，变速组的数量相应增加，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。根据扭矩公式： 2-4式中：p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

19、使较多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=3×3×2的方案。b.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=3×3×2，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。

20、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“前密后疏”原则。c.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

21、动比较平稳，可取。所以，主传动各变速组的最大变速范围为：。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。d. 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：a) 各传动副的传动比应尽可能不超出极限传动比和，即“升三降六”的原则。b) 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

22、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。c) 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。 d）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

23、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，即“前多后少”。根据以上的原则我们最终确定的传动方案是：根据以上原则其结构图如下：图2-1 铣床转速图2.3 齿轮齿数的确定拟定转速图后，可根据各传动副的传动比确定齿轮齿数，皮带轮的直径等。确定齿轮齿数的原则和要求： 2.3.1 齿数和的确定 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100200。 2.3.2 最小齿数的确定 最小齿轮的齿数要尽可能少；但同时要考虑： 1.最小齿轮不产生根切，机床变速箱中标准直齿圆柱齿轮，一般最小齿数18； 2.

24、受结构限制的最小齿轮最小齿数应大于1820； 3.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，但不能过大，确定齿轮齿数所造成的转速误差，一般不应超过10×（-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及小齿轮的齿数可以从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齿

25、数差应大于或等于4，以保证滑移时齿轮外圆不相碰。根据机械制造装备设计,查各种常用变速比的使用齿数。（1）变速组a传动比分别为：2-5 从查表所得的一系列分数中，选齿数和z=752-6（2）变速组b的传动比分别为：2-7 从查表所得的一系列分数中，选齿数和z=70即 2-8（3）变速组c的传动比分别为：2-9从查表所得的一系列分数中，选齿数和z=89,即 2-10表2-1 齿轮齿数齿号12345678910111213141516齿数334218572550205043273139663320793. 带轮及v带设计 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

26、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。电动机转速n=1440r/min,传递功率p=11kw,传动比i=1.26，两班制，一天运转16小时，工作年数10年。3.1 选择三角带的型号由机械设计工作情况系数,查得工作情况系数=1.4。故根据机械设计公式 3-1 式中p电动机额定功率， 工作情况系数 因此根据、由机械设计 普通v带轮型图选用b型。3.2 确定带轮的基准直径，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,取主动小带轮基准直径=140。由机械设计: 3-2小带轮转速，大带轮转速，带的滑动系数，一般取0

27、.02。由转速图查得的转速为630转故：由机械设计取圆整为315mm。3.3 验算带速度v按机械设计，验算带的速度v= 3-3所以，故带速合适。3.4 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： 根据机械设计: 3-4 取mm3.5 三角带的计算基准长度 由机械设计,计算带轮的基准长度 3-5 =1730mm由机械设计，圆整到标准的计算长度 l=1800mm由上式求得带的基准长度的初算值,查表选取与之接近的基准长度，实际中心距a由下式近似确定。a=+=500+=535mm 3-6中心距的调整范围为： =473mm 3-7 =554mm 3-83.6 验算小

28、带轮包角 根据机械设计: 3-9故主动轮上包角满足条件。3.7 确定三角带根数根据机械设计得 3-10 查表机械设计,得1.1373,i=1.26和得=2.83kw 因为: 3-11查表得：则 =0.46kw 由机械设计查得带长度修正系数0.95,包角系数=0.97，得普通v带根数为： =2.54 圆整得 z=3根。3.8 计算预紧力查机械设计得：q=0.17kg/m由机床设计得： 3-12其中：带的变速功率,kw； v带速,m/s； q每米带的质量，kg/m；取q=0.17kg/m。 所以 v = 1440r/min = 10.55m/s。 3.9 计算作用在轴上的压轴力 3-13 4. 传

29、动设计4.1 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，查机械设计齿轮精度选用7级精度，再由机械设计表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: 4-1式中： 解除疲劳强度

30、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：高频淬火，接触应力。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a变速组中齿轮最小齿数为z=18 在b变速组中齿轮最小齿数为z=20 在c变速组中齿轮最小齿数为z=20查渐开线齿轮模数表得：各齿轮组模数分别为： 综上所述，a变速组模数取3，b、c变速组模数取4。4.2 齿轮的校核4.2.1 齿轮模数的校核 4-2 其中为弹性系数 k为载荷系数 齿轮对的

31、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 分度圆的直径 作用在主动轮上的转矩4.2.2 齿轮弯曲疲劳强度的校核 4-3 主动轮的转矩 b 齿轮的接触宽度 主动轮齿数 查表得出40高频淬火的接触应力为1370，弯曲应力为385,取=188， 转矩计算公式 t= 4-4 对第一传动组z=22齿轮进行校核 齿面接触强度校核:根据4-54-2得： 取值1 =937.04 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，得非对称齿向载荷分配系数；h=11.25mm；, 查机械设计得 b 确定齿间载荷分配系数: 由机械设计查的使用， 由机械设

32、计查得齿间载荷分配系数 c 确定载荷系数: d 查机械设计得 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z=20校核 mm 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z=20校核 mm 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。 4.2.3 标准齿轮参数 从机械原理查得以下公式齿顶圆直径 ； 4-5齿根圆直径； 4-6分度圆直径 ； 4-7 齿顶高 ； 4-9 齿根高 ； 4-9表4-1齿轮参数齿轮齿数z模数分度圆直径d齿顶圆直径齿根圆直52

33、183546046.53253758167.54423126132118.55573171177163.56503150156142.57204808870843417218016293141241321141050420020819011274108116981239415616414613664264272254142048088701533413214012216794316224 3065. 主传动系统的结构设计5.1 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。5.1.1

34、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5-1所示，其间隙为14毫米(通常为12毫米)。 图5-1 滑移齿轮轴向布置 图5-2 双联滑移齿轮排列图5-3三联滑移齿轮轴向排列5.1.2 一个变速组内齿轮轴向位置的排列齿轮轴向位置的排列，如没有特殊情况，应尽量

35、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。图5-2左图所示的两级变速组占用的轴向长度l>4b。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。图5-3左上图所示的三级变速组占用的轴向长度l>7b。如按图5-2右图和图5-3右上图所示的宽式排列，则占用的轴向长度较大，以致在相同的负荷条件下，轴颈须加粗，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

36、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5-3中所示的排列方案，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。5.1.3 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。a.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。b

37、.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，则径向尺寸可缩小很多，而且减少了箱体上孔的数目，箱体孔的加工工艺性也得到改善。 c.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。5.1.4 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。如图5-4所示。图5-4 滑移齿轮的结构形式5.2 轴的空间布置 轴系布置的一般顺序是先确定主轴在变速箱中的位置，然后确定传动主轴以及与主轴

38、上的齿轮有啮合关系的轴，再确定电动机轴或输入轴的位置，最后确定其他传动轴的位置。图5-5 主轴的空间位置5.2.1 主轴 a.垂直方向（高度） b.水平方向 -主轴中心在尾架导轨中间，有偏向前导轨的，也有偏向后导轨的，为了降低床身导轨的变形，切削力的方向尽可能在前、后导轨之间。 主轴中心越往后越好，但从便于装卸工件，减轻劳动强度角度来讲，主轴中心越往前越好。一般中型车床取在尾架导轨中央或稍偏后，这样，即便于操作，又可使切削力均匀地作用于刀架的两导轨面上，如图5-5所示。5.2.2 轴的位置 a.轴上往往装有摩擦离合器等机构，这些部件的位置安排应便于调整。 b.摩擦离合器工作时，考虑便于冷却与润

39、滑，离主轴部件要远一些，以减少摩擦发热对主轴部件热变形的影响。 c.轴的轴端装有皮带轮，而主轴尾架端外伸，布置轴位置时，必须保证两者不会相互碰撞。 综合上述，卧式铣床轴一般多安排在变速箱后壁靠近箱盖处。5.2.3 中间各传动轴的位置 a.装有离合器的轴：要便于装调，维修和润滑。 b.装有制动装置的轴：布置在靠近箱盖或箱壁处。 c.与相关部件有联系的轴：铣床主运动与进给运动间的联系是通过变速箱内的进给运动输出轴，它应布置在主轴前下方靠近进给箱处。6. 计算转速 为了使传动件工作可靠，结构紧凑，对传动件进行动力计算。主传动系统中主轴及传动件的尺寸，主要是根据它所传递的扭矩大小来决定，扭矩大，结构尺

40、寸就大；扭矩小，则结构尺寸就可缩小。传动件传递扭矩的大小与它所传递的功率n和转速n两个因素有关。按传递全部功率时的转速中的最低转速进行计算，即可得出该传动件需要传递的最大扭矩。传递全部功率时的最低转速，则称为该传动件的计算转速。6.1 主轴计算转速的确定 主轴计算转速是主轴传递全功率(此时电动机为满载)时的最低转速，从这一转速起至主轴最高转速间所有转速都能够传递全部功率，而扭矩则随转速的增加而减少，此为恒功率工作范围；低于主轴计算转速的各级转速所能传递的扭矩与计算转速下的扭矩相等，它是该机床的最大传递扭矩(功率则随转速的降低而减少)，此为恒扭矩工作范围(图6-1)。图6-1 主传动功率和扭矩变

41、化图本铣床的主轴转速级数z=18，其转速图见图2-1，则主轴的计算转速：nc=nminrn0.3=n6=74.46转/分,取圆整为100。在转速图上以黑点表示。6.2 传动轴计算转速的确定 主轴从计算转速起至最高转速间的所有转速都传递全部功率，因此，实现上述主轴转速的传动件的实际工作转速也传递全功率，传动轴的计算转速就是其传递全功率时的最低转速。当主轴的计算转速确定后，就可以从转速图上确定传动轴的计算转速。确定的顺序通常是由后往前，即先定出位于传动链后面(靠近主轴)的传动轴的计算转速，再顺次由后往前定出传动链前面的传动件的计算转速。一般可先找出该传动轴共有几级实际工作转速，再找出其中能够传递全

42、功率时的那几级转速，最后确定能够传递全功率时的最低转速，即为该传动轴的计算转速。 （1) 轴的计算转速：从转速图上可以看出，轴共有9级转速为801600转分。主轴在80转分(计算转速)至1600转分(最高转速)之间的所有转速都传递全功率。此时，轴若经齿轮副传动主轴，它只有在250800转分4级转速时才能传递全功率；若经齿轮副传动主轴， 80800转分的9级转速都传递全功率，因此，其最低转速80转分即为轴的计算转速。 （2) 轴的计算转速：同理，轴上共有3级转速为200,315,500。此时，经齿轮副(、)传动轴，所得到9级转速都能够传递全功率。因此，轴上的这3级转速也都能传递全功率，其最低转速

43、160转/分即为轴的计算转速。其余依此类推，可得到表6-1。表6-1各轴的计算转速如下轴序号计算转速（转/分）6302001256.3 传动轴直径的估算6.3.1 确定各轴最小直径 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转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。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：

44、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。本设计中轴、轴、轴采用花键轴，根据文献3,5-3-40矩形花键基本尺寸系列，选取轴花键轴尺寸为，轴花键轴尺寸为，轴花键轴尺寸为。各轴间的中心距的确定： ；6.3.2 主要参数的确定a. 主轴前轴颈直径的选取 一般按机床类型、主轴传递的功率或最大加工直径，由参数表选取。根据现代实用机床设计手册表4-1-29，,当铣床功率为7.4

45、11kw时，主轴前轴颈直径约为90105mm，选为105mm。主轴后轴颈直径取=80mm，则，取主轴平均直径。b. 主轴内孔直径d的确定 很多机床的主轴是空心的，内孔直径与其用途有关，其中铣床主轴内孔用来通过拉杆拉紧刀杆。确定孔径d的原则是：为减轻主轴重量，在满足工艺要求及不削弱主轴刚度的前提下，尽量取较大值。因此为了不过多的削弱主轴的刚度，铣床主轴孔径d可比刀具拉杆直径大510mm。根据现代实用机床设计手册5图4-1-30可知，当时，内孔d对主轴刚度几乎无影响。当时，若孔径再增大，主轴刚度将急剧下降。在这里我们取。c. 主轴前端悬伸量a的确定 主轴前端悬伸量a是指主轴前端面到前轴承径向反力作

46、用中点（或前径向支承中点）的距离。它主要取决于主轴端部的结构，前支承轴承配置和密封装置的形式和尺寸，有结构设计确定。由于前端悬伸量对主轴部件的刚度、抗振性的影响很大，因此在满足结构要求的前提下，设计时应尽量缩短该悬伸量。此处我们根据50号主轴端部圆锥标准尺寸，选a为130mm.d. 主轴主要支承间跨距l的确定 合理确定主轴主要支承间的跨距l，是获得主轴部件最大静刚度的重要条件之一。支承跨距过小，主轴的弯曲变形固然较小，但因支承变形引起主轴前端的位移量增大；反之，支承跨距过大，支承变形引起主轴前端的位移量尽管减小了，但主轴的弯曲变形增大，也会引起主轴前轴端较大的位移。因此存在一个最佳跨距，在该跨

47、距时，因主轴弯曲变形和支承变形引起主轴前轴端的总位移量为最小。一般会不断降低，主轴主要支承间的实际跨距l往往大于上述最佳跨距。通常,因此这里选l=320mm。6.3.3 主轴的构造主轴的构造和形状主要取决于主轴上所安装的刀具、夹具、传动件、轴承等零件的类型、数量、位置和安装定位方法等。设计时还应考虑主轴加工工艺性和装配工艺性。框架式数控铣床主轴一般为空心阶梯轴，前端径向尺寸大，中间径向尺寸逐渐减小，尾部径向尺寸最小。主轴的前端形式取决于机床类型和安装夹具或刀具的形式。主轴头部的形状和尺寸已经标准化，应遵照标准进行设计。主轴的直径和长度的确定主要是根据轴上零件的装配关系。轴上主要尺寸已在前面介绍，在确