中型普通车床主轴变速箱设计

1、 机械加工设备课程设计班 级： 学 号： 姓 名： 指导教师： 贵州大学机械工程学院机自专业机械加工设备课程设计任务书1、 设计题目：中型普通车床主轴变速箱设计2、 设计参数：床身上最大工件回转直径：400mm 主电动机功率： 5.5 千瓦 主轴最高转速：1800转/分 主轴最低转速： 40 转/分3、 设计要求：1、 主轴变速箱传动设计及计算；2、 主轴变速箱结构设计；3、 绘制主轴变速箱装配图；4、 编写设计计算说明书。4、 设计时间：开始日期：2013年12月16日结束日期：2013年1月4日学生姓名： 指导教师： 目录第一章 前言1一、机床地位1二、设计目的1三、设计概述1第二章 传动

2、设计2一、参数拟定21、主轴的极限转速22、主轴转速级数z和公比23、动力参数的确定34、操作性能要求3二、传动设计31、传动结构式、结构网的选择确定32、转速图的拟定5（1）主电机的选定6（2）确定传动比及各轴转速:6（3）画转速图：7（4）确定各轴及各齿轮计算转速73、变速系统图的绘制8（1）确定带轮直径和齿轮齿数8（2）验算主轴转速误差11（3）绘制变速系统图124、传动件的估算12（1）传动轴直径的估算12（2）片式摩擦离合器的选择和计算14（3）齿轮模数及中心距的估算15（4）主轴及其组件的设计18第三章 结构设计19一、结构设计的内容、技术要求和方案19二、展开图及其布置19三、轴

3、（输入轴）的设计19四、传动轴的设计20五、主轴轴承211、轴承类型选择212、轴承的精度和配合213、轴承间隙的调整21六、主轴与齿轮的连接22七、润滑与密封22八、其他问题22第四章 总结与致谢23参考文献24第一章 前言一、机床地位金属切削机床是国民经济赖以发展的基础，机床的种类、质量和加工效率直接影响着其他机械产品的生产技术水平和经济效益。因此，机床工业的现代化水平和规模，以及所拥有机床的数量和质量是一个国家工业发达程度的重要标志之一。二、设计目的1、课程设计属于机械系统设计课的延续，通过设计实践，进一步学习和掌握机械系统设计的一般方法。2、培养综合运用机械制图、机械设计基础、精度设计

4、、金属工艺学、材料热处理及结构工艺等相关知识，进行工程设计的能力。3、培养实用手册、图册、有关资料及设计标准规则的能力。4、提高技术总结及编制技术文件的能力。三、设计概述机床技术参数有主参数和基本参数，他们是运动传动和结构设计的依据，影响到机床是否满足所需要的基本功能要求，参数拟定就是机床性能设计。主参数是直接反映机床的加工能力、决定和影响其他基本参数的依据，如车床的最大加工直径，一般在设计题目中给定，基本参数是一些加工件尺寸、机床结构、运动和动力特性有关的参数，可归纳为尺寸参数、运动参数和动力参数。通用车床工艺范围广，所加工的工件形状、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬质合金刀具又

5、用高速钢刀具。因此，必须对所设计的机床工艺范围和使用情况做全面的调研和统计，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，使拟定的参数最大限度地适应各种不同的工艺要求和达到机床加工能力下经济合理。机床主传动系因机床的类型、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：满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性，如机床主轴油足够的转速范围和转速级数；满足机床传递动力的要求。

6、主电动机和传动机构能提供足够的功率和转矩，具有较高的传动效率；满足机床工作性能要求。主传动中所有零部件有足够的刚度、精度和抗震性，热变形特性稳定；满足产品的经济性要求。传动链尽可能简短，零件数目要少，以便节约材料，降低成本。第二章 传动设计一、参数拟定1、主轴的极限转速由设计任务书可知：机床主轴的极限转速为： ，则其转速范围考虑到设计的结构复杂程度要适中，故采用常规的扩大传动分级变速，并选取级数Z=12。设其转速公比为。则有式：现将=1.26和1.41代入上式得R=12.7和43.8，因此选=1.41各级转速数列由标准数列表中查出。因=1.41=，首先找到40，然后每隔5个数（1.26=1.0

7、6）取一个值，可得如下转速数列:40、56、80、112、160、224、315、450、630、900、1250、1800共12级转速。2、主轴转速级数z和公比已知= = ，且Z=·3ba、b为正整数，即Z应可以分解为2和3的因子，以便用2、3联滑移齿轮实现变速。（如取4或5的因子，则要用两个互锁的滑移齿轮，以确保只有一对齿轮啮合。使得结构过于复杂且不易控制。）取Z=12级 则z=22， 且=1800 =40 =45综合上述可得：主传动部件的运动参数 =1800 =40 Z=12 =1.413、动力参数的确定合理地确定电机功率N，使机床既能充分发挥其性能，满足生产需要，又不致使电机

8、经常轻载而降低功率因素。（1）中型普通车床典型重切削条件下的用量：刀具材料：YT15；工件材料45号钢；切削方式：车削外圆经查表可知：切深ap=4mm ；进给量f(s)=0.4mm/r；切削速度V=100m/min。（2）功率估算：a 主切削力：Fz=1900=1900×3.5×=3026.026Nb 切削功率： c 估算主电机功率： 故可选取电机型号为：Y132S， 额定功率为5.5KW，同步转速1500r/min,满载转速为1440rmin。4、操作性能要求（1）具有皮带轮卸荷装置；（2）手动操作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

9、柄完成。二、传动设计1、传动结构式、结构网的选择确定（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传递组组成，各传动组分别有Z1、Z2、Z3、个传动副.即Z=Z1Z2Z3传动副数为使结构尽量简单以2或3为适合，即变速级数Z应为2和3的因子： Z=2a3b实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副的组合:1) 12=3×4 2) 12=4×3 3) 12=3×2×2 4) 12=2×3×2 5) 12=2×2×3方案1）和方案2)可省掉一根轴。但有一个传动组有四个传动副。若用一个四联

10、滑移齿轮，则将大大增加其轴向尺寸；若用两个双联滑移齿轮，则操纵机构必须互锁以防止两个滑移齿轮同时啮合。将使得结构比较复杂。故在此不予采用。 按照传动副“前多后少”的原则选择Z=3×2×2这一方案，但主轴换向采用双向片式摩擦离合器结构，致使轴的轴向尺寸过大，所以此方案不宜采用，加之主轴对加工精度、表面粗超度的影响最大。因此在主轴的传动副不宜太多，故方案5）亦不采用。而应先择12=2×3×2。综上所述： 方案4）12=2×3×2 是比较合理的。 （2）传动系统扩大顺序的安排12=2×3×2的传动副组合，其传动组的扩大顺

11、序又可以有种形式：251) 12=21×32×26 2) 12=21×34×223) 12=23×31×264) 12=26×31×235) 12=22×34×21 6) 12=26×32×21以上各种结构式方案中，由于传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围的限制，一般升速时。故极限变速范围。检查传动组的变速范围时，只需检查最后一个扩大组,因其他传动组的变速范围都比他小。即对于方案2)和方案5)有：,故对于方案2）和 方案5）不予考虑。对于其余方案有：。然而在可行的结构式方

12、案1）、3）、4）、6）中，为了使中间轴变速范围最小，在各方案同号传动轴的最高转速相同时，变速范围越小，最低转速越高，转矩越小，传动件尺寸也就越小。比较方案1）、3）、4）、6），方案1）的中间传动轴变速范围最小，方案1）最佳。但由于轴装有摩擦离合器，在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合器的直径，因而采用方案3）12=23×31×26 的传动，以解决轴的装配工艺的结构。（3）绘制结构网由上选择的结构式12=23×31×26 画其结构图如下：图2.1结构网（4）传动组的变速范围的极限值齿轮传动最小传动比1/4,最大传动比,决定了一个传动组的最大变速范围。因

13、此，要按照下表，淘汰传动组变速范围超过极限值的所有传动方案。极限传动比及指数X,X,值为：表2.1 极限传动比及指数 公比极限传动比指数1.41X值：Umin=1/44X'值：Umax=x, =22(X+ X')值：rmin=x+x=8 6（5）最大扩大组的选择正常连续的顺序扩大组的传动结构式为：，最后扩大组的变速范围按照r原则，导出系统的最大级数Z和变速范围R为：表2.2 最大级数及变速范围 Z3 2 3 1.41Z=12R=44Z=9R=15.6 最后扩大组的传动副数目Z3=2时的转速范围远比Z3=3时大。Z3=2时:R64/ Z3=3时：R22.6/因此，在机床设计中，因

14、要求的R较大，最后扩大组应取2更为合适。同时，最后传动组与最后扩大组往往是一致的。安装在主轴与主轴前一传动轴的具有极限或接近传动比的齿轮副承受最大扭矩，在结构上可获得较为满意的处理，这也就是最后传动组的传动副经常为2的另一原因。2、转速图的拟定 运动参数确定以后，主轴各级转速就已知，切削耗能确定了电机功率。在此基础上，选择电机型号，确定各中间传动轴的转速，这样就拟定主运动的转速图，使主运动逐步具体化。（1）主电机的选定1）电机功率N：中型机床上，一般都采用三相交流异步电动机作为动力源。根据机床切削能力的要求确定电机功率：N=5.5KW2）电机转速：选用时，要使电机转速与主轴最高转速和I轴转速相

15、近或相宜，以免采用过大的升速或过小的降速传动。=1440r/min（2）确定传动比及各轴转速: 该车床主轴传动系统共设有四个传动组其中有一个是带传动。1) I轴的转速I轴从电机得到转速，经传动系统转化成各级转速。电机转速和主轴最高转速应相接近。从动件在高速条件下恒功率工作时将会扭矩作用，I轴转速不宜将电动机转速降得太低，且I轴上装有摩擦离合类，高速条件下摩擦损耗发热都将成为突出矛盾，因此，I轴转速也不宜太高。由电机的转速=1440r/min，查金属切削机床P18得I轴的转速为900r/min。2) 中间传动轴的转速a.轴III的转速传动组c的变速范围为,可知两个传动副的传动比必然是变速组的极限

16、：，这样就确定了轴III的六种转速只有一种可能，即为：160,224,315,450,630,900r/mn。b.轴II 的转速传动组b的级比指数为1，在传动比极限值的范围内，轴II的转速最高可为630,1800r/min，最低可为160,450r/min。为了避免升速，又不使传动比太小，可取，轴II的转速就确定为315,900r/min。3) 带传动电动机轴与轴I之间为带传动，传动比为。传动组a的传动比为，。（3）画转速图：由于结构式有三个传动组，变速机构共有四根轴，加上电动机轴共五根轴，由上分析画出其转速图如下：图2.2 转速图（4）确定各轴及各齿轮计算转速计算转速是指主轴或各传动件传递全

17、功率时的最低转速。由金属切削机床表82可查得主轴的计算转速为从主轴最低转速算起，第一个转速范围内的最高一级转速，即为,III轴的计算转速为，II轴的计算转速为、I轴的计算转速为各传动齿轮的计算转速如下表：齿轮计算转速（r/min）9009001250450450450450315224160160160315112表2.3 齿轮的计算转速3、变速系统图的绘制(1) 确定带轮直径和齿轮齿数1)带轮传动的选择a. 选择三角带型号及带轮直径的确定式中，为三角带计算功率;为工作情况系数,查机械设计表8-7，取=1.1;P为电动机额定功率，即P=5.5KW。故小带轮转速（即电机轴转速）为1440r/mi

18、n，查机床主轴变速箱设计指导图4-1，选用B型三角带。查表，取小轮直径150mm，大轮直径由式求得。式中，为带的滑动系数，一般取0.02。则根据三角带轮的基准直径系列圆整后取mm。b. 确定三角带速度v 由于，对于B型带比较经济耐用。c. 初定中心距A0带轮的中心距，通常根据机床总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取：中心距过小，将降低带的寿命；中心距过大又将引起带的振动。对重型机床电动机轴变速箱带轮轴的中心距一般为750850mm。故取为800mm。d. 确定三角带的计算长度L0及内周长LN代入数据得=2231.44 mm.将其圆整得标准的计算长度为L=2273 mm,查表得相应的内周长度

19、=2240mm，修正值Y=33mme. 验算三角带的挠曲次数 挠曲次数，故能满足要求f. 确定实际中心距 实际中心距 g. 验算最小包角 故能满足要求h. 确定三角带根数三角带根数，式中：N1为根三角带传动的功率；N0为单根三角带在、特定长度、平稳工作情况下传递的功率，查表得N0=2.71；C1包角系数，查表得C1=0.99。将所查数据代入可得所以，所需带轮的根数为3根i. 计算单根三角带的初拉力的最小值由机械设计表8-3得B型带的单位长度质量，所以=，故应使带的实际初拉力。j. 计算压轴力压轴力最小值：2）确定齿轮齿数当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于变速组内齿轮的齿数，变速组

20、内每对齿轮的齿数和及小齿轮的齿数可以从金属切削机床表8-1各种常用传动比的适用齿数中选取。选择时应考虑：1.传动组小齿轮应保证不产生根切。对于标准齿轮，其最小齿数=172.齿轮的齿数和不能太大，以免齿轮尺寸过大而引起机床结构增大，一般推荐齿数和100-120，常选用在100之内。3.同一变速组中的各对齿轮，其中心距必须保证相等。4.为防止碰撞和干涉，三联滑移齿轮的相邻两齿轮的齿数差应大于4。5. 保证主轴的转速误差在规定的范围之内。A. 对变速组a:a) 变速组a的各传动比为，能同时满足个传动比要求的齿数和有:=68、72、76、80、84、88、92、96、100、102、104、·

21、;06、108、110、115、118b) 确定合理的齿数和。为了使主轴箱轴向尺寸不宜太大，故选取较小的最小齿轮齿数，在以上同时满足三个传动比的齿数和中，选取最小齿轮齿数为18，则对应的齿数和为=68。c)依次可以查得各传动比对应的最小齿轮齿数为：=34, =18,故，即轴I齿轮齿数为34，18，轴II齿轮齿数为34，50。B. 对变速组b:同理变速组a ，查取=60，各传动比对应的最小齿轮齿数为：，故，即轴II齿轮齿数为30，25，20，轴III齿轮齿数为30，35，40。C. 对变速组c:同理变速组a ，查取=90，各传动比对应的最小齿轮齿数为：=18，=60，故，即轴III齿轮齿数为18

22、，60，轴IV齿轮齿数为72，30。将上述数据列表，得：变速组第一变速组a第二变速组b第三变速组c齿数和686090齿轮齿数3418345030252030356018607230表2.4 各传动组的最小齿轮齿数和齿数和（2）验算主轴转速误差由于确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计的理论转速难以完全相符，需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过，即主轴各级实际转速值用下式计算：，其中： u1、 u2 、u3 、u4分别为各级的传动比故第一级转速：n=(38.88-40)/40=2.8%=4.1% 即第一级转速满足要求。同样其他的实际转速及转速误差如下:表2.5各级传动组的转速误差主轴转速n1n

23、2n3n4n5n6n7n8n8n10n11n12理论转速40568011216022431545063090012501800实际转速38.8855.5477.76108154.29216311.04444.34622.088641234.31728转速误差（%）2.80.822.83.33.63.61.261.261.264.01.264.0故转速误差均满足要求。（3）绘制变速系统图根据轴数，齿轮副，电动机等已知条件可有如下系统图：图2.3 传动系统图4、传动件的估算（1）传动轴直径的估算传动轴直径按扭转刚度用下列公式估算传动轴直径：其中：N该传动轴的输入功率, KW，且从电机到该传动轴之间

24、传动件的传动效率的乘积；该传动轴的计算转速r/min；每米长度上允许的扭转角(deg/m),可根据传动轴的要求选取如表3.2所示：表2.5 允许扭转角 刚度要求允许的扭转角 主轴一般的传动轴较低的传动轴0.5111.51.52对于一般的传动轴，取=1.2。取估算的传动轴长度为1000mm。对I轴有：，=900r/min 对II轴有：KW ，=315r/min 对III轴有：KW ，=180r/min 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。故取轴I的直径mm，轴II 的直径mm，轴III的直径mm。采取花键轴结构

25、，即将估算的传动轴直径d减小7%为花键轴的直径，在选相近的标准花键。即：=25×0.93=23.25=33×0.93=30.69=38×0.93=35.34查表可以选取花键的型号其尺寸分别为轴取 6-25×21×5轴取 6-32×28×7轴取 6-38×33×10（2）片式摩擦离合器的选择和计算片式摩擦离合器可以在运转中接通或断开，且具有结合平稳、没有冲击、结构紧凑等特点，部分零件已标准化。在机床主轴箱变速传动中用于主轴的启动和正、反转。A. 摩擦离合器上扭矩的计算由上可知轴I取 6-25×21

26、×5，直径为23mm、转速为。摩擦离合器所在轴（轴）的扭矩由下式计算：式中:离合器的额定静扭矩 K安全系数,查机床设计手册表得 K=1.5。 运转时最大扭矩 N电动机额定功率，由上知N=5.5KW 轴计算转速，=1000电动机轴到轴传动效率，=0.96则B. 确定摩擦片内径根据结构需要，摩擦片的内径d应比安装轴的轴径大mm。故取d=30mm。C. 选择摩擦片尺寸根据机床主轴变速箱设计指导图4-2，查得摩擦片的尺寸如下表所示：表2.6 摩擦片尺寸dD1DBb30989030100D. 计算摩擦面对数Z 式中:f摩擦片间摩擦系数,查得f=0.06p许用压强MPa,查得p=1.2D摩擦片外

27、片外径mmd摩擦片内片内径mmKv速度修正系数，查得Kv =0.94Kz结合面数修正系数，Km =0.84Km 接触系数修正系数经计算得Z=7.8取Z=10，则摩擦片的总数为10+1=11片。E. 计算轴向压力Q轴向压力可由下式计算： N将D=90mm、d=30mm、 p=1.2、Kv =0.94代入上式得 Q=6375.5N(3)齿轮模数及中心距的估算1）齿轮模数的估算根据齿轮弯曲疲劳的估算：mm齿面点蚀的估算：mm其中：为大齿轮的计算转速，A为齿轮中心距。 由中心距A及齿数、求出模数：mm 根据估算所得和中较大的值，选取相近的标准模数。A. 齿数为34与34的齿轮mm= mm mm故取模数

28、为2.5B. 齿数为18与50的齿轮mm=mmmm故取模数为3C. 齿数为30与30的齿轮mm =mmmm取模数为3D. 齿数为25与35的齿轮mm=mmmm取模数为4E. 齿数为20与40的齿轮mm=mmmm取模数为4F. 齿数为18与72的齿轮mm =mmmm取模数为2.5G. 齿数为60与30的齿轮mm =mmmm取模数为32)齿轮分度圆直径及（轴）中心距的估算a. I-II传动轴间-传动轴两齿轮传动副齿轮齿数分别为：34与34、18与50。为了使轴上小齿轮齿根圆比摩擦离合器外片的外径大，即大于90mm,取模数为3，则其分度圆直径分别为：-传动轴间中心距 b. II-III传动轴间-传动

29、轴上齿轮传动副齿轮齿数分别为：34与30、25与35、20与40。模数为4,则其分度圆直径分别为：-传动轴间中心距c. III-IV传动轴间-传动轴上两齿轮传动副齿轮齿数分别为：60与30、18与72。模数为3，则其分度圆直径分别为：-传动轴间中心距 （4）主轴及其组件的设计 主轴组件结构复杂，技术要求高。它的精度和性能性能直接影响加工质量。1）主轴直径的选择由车床功率N=5.5kw,查表可以选取前支承轴颈直径:,考虑到轴承的直径系列均为5的倍数，故取后支承轴颈直径 D2=(0.70.85)D1=7085mm 选取 D2=80 mm2）主轴内径的选择车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机

30、构及通过卸顶尖的顶杆，必须是空心轴。由车床主参数（规格尺寸）和基本参数（GB1582-79,JB/Z143-79）查得最大工件回转直径D=400mm的主轴通孔直径d50，推荐：普通车床d/D=0.550.6。且D=(D1+D2)/2=90，d=(0.550.6)D=49.554mm。 所以，内孔直径取d=50mm3）前锥孔尺寸前锥孔用来装顶尖或其它工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。选择如下：莫氏锥度号取5号、标准莫氏锥度尺寸为：大端直径 D=63.348mm、锥度、长度L=181mm4）主轴前端悬伸量的选择确定主轴悬伸量a的原则是在满足结构要求的前提下，尽可能取小值。主轴悬伸量与前轴颈直

31、径之比a/D=0.61.5，a=(0.61.5)D1=60150 mm所以，悬伸量取100mm5）支承跨距及悬伸长度 为了提高主轴刚度，应尽量缩短主轴的外伸长度a，选择适当的支承跨距L。一般推荐取跨距L小时，轴承变形对轴端变形影响大。所以轴承刚度小时，应选大值，轴刚性差时，则取小值。在安排结构时力求接近即可。6）头部尺寸的选择 对机床主轴的头部广泛采用短圆周式结构，悬伸短，刚度好。在此选择B型，主轴前端轴径D1=100mm,故选代号为6的B型结构。其公称直径D=106.375,、偏差为+0.010、D1=170、D2=133.4、d1=19.05、d2=14、d3=M6、B=25、=14、h=

32、5。7）主轴材料与热处理材料为45钢，调质到220250HBS，主轴端部锥孔、定心轴颈或定心圆锥面等部位局部淬硬至HRC5055，轴径应淬硬。8）主轴轴承主轴的前轴承选取3182100系列双列向心短圆柱滚子轴承。这种轴承承载能力大，内孔有1：12锥度，磨擦系数小，温升低，但不能承受轴向力，必须和能承受轴向力的轴承配合使用，因此整个部件支承结构比较复杂。第三章 结构设计一、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。主轴变速箱是机床的

33、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必要的数据。二、展开图及其布置展

34、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，否则齿轮无法加工。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，右边接通得到三级正向转动。这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。我们采用第二种方案，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他轴上。制动器不要放在转速太低轴上，以免制动扭矩太大

35、，使制动器尺寸增大。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。三、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轮的拉力（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，换向频率较高。实现正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，常采用片式摩擦离合器。由于装在箱内，

36、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的两个自由度，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

37、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。装配时最后调整确定。 四、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。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、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。传动轴

38、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。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为6585。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

39、寸，首先取决于承载能力，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。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510，以免加工时孔变形。花键轴

40、两端装轴承的轴颈尺寸至少有一个应小于花键的内径。一般传动轴上轴承选用级精度。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，都必须有轴向定位。对受轴向力的轴，其轴向定位就更重要。回转的轴向定位（包括轴承在轴上定位和在箱体孔中定位）在选择定位方式时应注意：1) 轴的长度。长轴要考虑热伸长的问题，宜由一端定位。2) ￥轴承的间隙是否需要调整。3) 整个轴的轴向位置是否需要调整。4) 在有轴向载荷的情况下不宜采用弹簧卡圈。5) 加工和装配的工艺性等。五、 主轴轴承1、轴承类型选择 根据设计机床的功率和转速，选择装圆锥滚子轴承的主轴组件。这种主轴转速

41、较低，为25-1600r/min,电动机功率为5.5kw，故可用圆锥滚子轴承以简化支撑部的构造。这种构造仍可归入推力支承在前支承的一类后支承（6216）的辅助支承。采用三支承主轴，前、中为主支承，后为辅助支承。三支承中主支承应预紧，使轴承的滚道和滚动体之间处于过盈状态；“辅”支承常用深沟球轴承，保留游隙以至选用游隙增大的轴承。由于三个轴径和三个壳体不可能完全同轴，因此绝不能三个轴承都预紧，都预紧是要发生干涉的。会使轴承温度升高，空载功率大幅度上升。如果辅支承保持间隙，则当主轴不受载或载荷较小时，“辅”支承不起作用。当主轴载荷较大，“辅”支承处于绕度较大，超过了游隙，“辅”支承才参加工作。2、轴

42、承的精度和配合主轴轴承精度要求比一般传动轴高。前轴承的误差对主轴前端的影响最大，所以前轴承的精度一般比后轴承选择高一级。普通精度级机床的主轴，前轴承的选或级，后轴承选或级。选择轴承的精度时，既要考虑机床精度要求，也要考虑经济性。轴承与轴和轴承与箱体孔之间，一般都采用过渡配合。另外轴承的内外环都是薄壁件，轴和孔德形状误差都会反映到轴承滚道上去。如果配合精度选的太低，会降低轴承的回转精度，所以轴和孔的精度应与轴承精度相匹配。3、轴承间隙的调整为了提高主轴的回转精度和刚度，主轴轴承的间隙应能调整。把轴承调到合适的负间隙，形成一定的预负载，回转精度和刚度都能提高，寿命、噪声和抗震性也有改善。预负载使轴

43、承内产生接触变形，过大的预负载对提高刚度没有明显的小果，而磨损发热量和噪声都会增大，轴承寿命将因此而降低。轴承间隙的调整量，应该能方便而且能准确地控制，但调整机构的结构不能太复杂。双列短圆柱滚子轴承内圈相对外圈可以移动，当内圈向大端轴向移动时，由于1：12的内錐孔，内圈将胀大消除间隙。其他轴承调整也有与主轴轴承相似的问题。特别要注意：调整落幕的端面与螺纹中心线的垂直度，隔套两个端面的平行度都由较高要求，否则，调整时可能将轴承压偏而破坏精度。隔套越长，误差的影响越小。螺母端面对螺纹中心线垂直度、轴上和孔上套简两端平行度等均有严格的精度要求。六、主轴与齿轮的连接齿轮与主轴的连接可以用花键或者平键；轴做成圆柱体，或者锥面（锥度一般取1：15左右）。锥面配合对中性好，但加工较难。平键一般用一个或者两个（相隔180度布置），两国特键不但平衡较好，而且平键高度较低，避免因齿轮键槽太深导致小齿轮轮毂厚度不够的问题。七、润滑与密封主轴转速高，必须保证充分润滑，一般常用单独的油管将油引到轴承处。主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要而困难。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