级主轴箱毕业设计

1、蚌埠学院本科毕业设计（论文）普通车床主轴变速系统设计（18级）摘 要:传动系统是指将动力机的运动和动力传递给执行机构或执行末端件的中间装置。组成传动系统的一系列传动件称为传动链，所有传动链及它们之间的相互联系组成传动系统。而机床传动系统的现状及发展趋势由整体机床表现出来，我国现今企业机械加工机床大多数还是以普通车床为主，但数控机床占有率逐年上升，且在大中企业已有较多的使用，在中小企业甚至个体企业中也使用。但除少量机床以FMS 模式集成使用外，大都处于单机运行状态，并且有相当的一部分使用效率并不高。而世界上许多国家机床的发展正向着高速、精密、复合、智能和绿色的数控机床发展。本课题是以普通车床传动

2、系统为研究目标，从其主传动系统结构入手，对其系统结构设计、结构组成分析、分级变速分析、传动件的计算分析等几个方面进行研究。为优化传动系统结构和改善传动系统的精度及稳定特性提供必要的理论依据。通过本课题的研究，使机床结构更加紧凑，性能更加优越，生产加工更加精密。关键词:传动链；传动系统；数控机床；FMS。18 variable speed machine transmission system designAbstract : Transmission refers to the movement of the power machine and power passed to the impl

3、ementing agencies or the implementation of the end of the intermediate device. Up the drive links a series of drive known as the drive chain of transmission chains and their inter-linkages between the transmission systems. Situation and development trend of the machine drive system overall machine p

4、erformance, our present most of the enterprise machining machine tool or an ordinary lathe-based, but the CNC machine tools market share increased year by year, and more use in large and medium enterprises, is also used in small and medium enterprises and even individual companies. Apart from a smal

5、l amount of machine tools to integrated use of the FMS mode, mostly in the stand-alone operation status, and a considerable part in the inefficient use of backward, management status. The development of many countries, machine tools in the world! High-speed, precision, complex, intelligent and green

6、 is the general trend of the CNC machine tool technology development. This topic is a variable speed lathe drive system for the study objectives, starting from the structure of the main transmission system, system architecture design, structure, grading, several aspects of the calculation of the tra

7、nsmission study. In order to optimize the transmission system and to improve the accuracy and stability characteristics of the transmission system to provide the necessary theoretical basis for the research of this subject, to make the machine more compact, more superior, more sophisticated producti

8、on and processingKeywords: transmission chain; transmission;CNC; FMS.1、 设计要求及用途1.1 要求级数，最低转速，最高转速本课题主要的参考机床：CA61401.2 用途普通车床适用于各套筒类、轴类以及盘类零件上的回转体表面的加工。也可用于车削端面、内外圆锥面、外圆柱面，孔类加工（钻孔、扩孔、铰孔、镗孔），各种常用的螺纹以及滚花等，加工范围较广。由于机床结构复杂，自动化程度不高，故常用于单件、小批量生产。2、 设计意义通过对普通车床主轴变速系统的优化设计，从而更加深入的了解了机床的结构，以及国内外机床的发展趋势。基本了解机床

9、的设计构思、方案分析、工艺性分析，巩固了AutoCAD软件，并且学会了编写技术文件、查阅相关技术资料，为以后的学习工作打下了坚实的基础。3、 设计内容3.1 传动设计3.1.1 已知条件1 转速范围：，2 转速级数：3 确定公比及最终极限转速：根据公式可知：公比。根据我国机床专业标准规定的标准公比，圆整后取。由此，最优化的选择出机床主轴最低、高转速分别为：，。3.1.2 确定结构式、结构网将主轴转速级数分解因子，可能的方案有：第一行 第二行 在上面的两行方案中，第一行方案是由11对传动副组成的两个变速组，这两个变速组串联构成了主轴的18级转速。这样的方案能够省掉一根轴，但有一个传动组内将出现9

10、个传动副。假如用一个九联滑移齿轮，那么轴向尺寸会增大。假如采用若干个双联滑移齿轮与若干个三联滑移齿轮组合使用，那么，为了防止各滑移齿轮同时啮合，操纵机构必须实现互锁。综上所述，第一行中的方案一般不采用。对于第二行中的三个方案，将出现三个变速组，每个变数组中有2个或者3个传动副。我们能够采用双联或者三联滑移齿轮来变速。该行方案中总的传动副数最少，轴向尺寸较小，操纵机构也相对简单。因此，在主轴转速为18级的分级变速系统设计中，通常采用第二行中的方案。根据公式可得，传动件所传递的功率P与它的计算转速决定了传递转矩T。一般情况下，从电动机到主轴为降速传动。即所谓的“近电机高转速”，从而计算转速也较高，

11、那么需要传递的转矩就较小，尺寸也较小。根据传动副的“前多后少”原则，即将传动副较多的变速组安排在靠近电动机处，这样可以多些小尺寸的零件，少些大尺寸的零件，不仅可以节省材料，还可以使变速箱结构紧凑。因此，对于第二行中的三种方案，我们通常采用的方案，它表示该传动系统是由3个变速组共8对传动副组成（不包含可能的定比传动副）。在方案中，由于基本组与扩大组之间的排列顺序不同，又将衍生出6种不同的方案。6种方案的结构式如下： 在这6个方案中，首先应对各个方案变速组的变速范围进行验算。在一般情况下，变速范围最大的是最后一个扩大组，所以只需要对最后一个扩大组的变速范围进行校验。设计机床的变速系统中，在降速传动

12、时，为了避免从动齿轮的直径过大而使径向尺寸随之增大，通常使传动副的最小传动比。在升速传动中，防止产生过大的噪声与震动，通常使传动副的最大传动比。对于斜齿圆柱齿轮传动比较平稳，所以取。故，在一般情况下变速组的变速范围应满足以下条件： 在、这四种方案中，最后一个扩大组都是，其变速范围： 所以不满足传动组的极限变速范围要求。在、这两种方案中，最后一个扩大组都是，其变速范围： 满足传动组的极限变速范围要求。根据中间轴变速范围最小的原则，即“前密后疏”，方案为最佳方案，结构式为：。画出结构网如下：(变速系统共需4根轴，其中轴为主轴) 图3-1 结构网 3.1.3 绘制转速图（1） 选择电动机类型根据已知

13、的工作条件和要求，我们通常选用一般用途的Y型系列鼠笼式三相异步电动机，卧式封闭结构。（2） 机械传递效率的计算式中为传动装置中各传动副（带、链、蜗轮、齿轮）、轴承和齿轮的效率。则上述效率可改写成式中分别为带传动、轴承和齿轮的传动效率。根据参考文献3表5-1查取： （齿轮8级精度）。有：（3） 确定电动机型号根据已知条件，选择Y132S1-2三相鼠笼异步电动机，参数如下表：表3-1 Y132S1-2电机基本参数电机型号额定功率/kW轴径/mm电机转速/(r/min)同步转速满载转速Y132S1-25.53830002900（4） 选定电动机转速在相同的额定功率下，普通交流异步电动机的同步转速有（

14、2级）、（4级）、（6级）和（8级）等几种。在无特殊要求是，我们通常优先选用价格低的2级或者4级电机，并且尽量使所选电机的同步转速和主轴的最高转速想接近，故，所取电动机的同步转速为（满载时为）。（5） 电动机的输出功率其中： 电动机的额定功率，kW ； 工作机所需的输入功率，kW ； 电动机与工作机之间总的传动效率。有：（6） 分配降速比在分配传动系统的降速比时，其实质是根据极限传动比：、（直齿圆柱齿轮传动）的要求，对各变速组的传动比进行分配，以确定各轴的转速。由上知：、，根据参考文献1表2-5查得，主轴的各级转速为：63、80、100、125、160、200、250、315、400、500、

15、630、800、1000、1250、1600、2000、2500、3150。将-轴、-轴、-轴间的各变速组命名为a、b、c。对于变速组c的变速范围有：所以，变速组c的两对传动副的传动比只能是极限传动比。即：于是，确定了-轴间的传动为：向右上方升三格的升速，向右下方降六格的降速。同时也确定了轴的最低转速是250。对于变速组b，其级比指数。分配降速比时，在满足极限传动比的条件下，应遵守“前慢后快”原则，即要求。因此，轴的最低转速可以是：500（，）、630（，）、800（，）。为了避免升速，并满足降速递减原则，可取轴的最低转速为800。即 ， ， 在-轴之间的变速组是基本组a，它有三对传动副，级比

16、指数。同样道理，可取轴的转速为1205，此时， ， ， 于是确定了各个轴的转速分别为： 轴的转速：1250轴的转速：800、1000、1250轴的转速：250、315、400、500、630、800、1000、1250、1600。从而确定了电动机轴与轴间的定传动比。（7） 确定各变速组内齿轮齿数由以上确定的各个传动比，根据参考文献1表5-2，有： a变速组， ， 时，=，58，60，62，64，66，68，70，72，74，76，时，=，56，59，61，63，65，66，68，70，72，74，时，=57，59，60，62，65，67，70，72，73，75，可知，=70和72是共同适用的，

17、可取=72。再由参考文献1表5-2查出各对齿轮副中小齿轮的齿数为：36、32和28。则：； b变速组， ， 时，=，70，72，74，75，77，79，81，82，83，84， 时，=，70，72，73，75，77，78，80，82，83，85， 时，=，66，67，70，71，75，79，80，83，84，87，可取=83，查出齿轮齿数为：37、32、和20。则：图3-2 转速图； c变速组， 时，=，80，84，85，95，96，99，100，104，105， 时，=，92，93，95，96，98，99，101，102，104，可取=99，查出齿轮齿数为：20和33。则： ；（8） 拟定转

18、速图由以上推理计算，可得如图3-2转速图：3.1.4 绘制传动系统图根据上述分析推理，画出3-3所示的传动系统图图3-3 传动系统图3.2 动力设计（1） 主轴计算转速的确定根据参考文献2表2-2知，主轴的计算转速为：有： （2） 其余各轴的计算转速主轴的计算转速是轴经20/79的传动副获得的，这时轴的对应转速为800r/min。但变速组c有两个传动副，当轴取最低转速250 r/min时，通过传动副66/33可使主轴获得500 r/min的转速，此时500 r/min>200 r/min，能够传递全部功率，故轴的计算转速为250r/min；轴的计算转速是通过轴的最低转速800 r/min

19、获得的，所以轴的计算转速为800 r/min；同样的道理，轴的计算转速为1250 r/min。（3） 各齿轮副的计算转速c变速组中，20/79产生主轴的计算转速，则主动齿轮z20的的计算转速为800 r/min；66/33的主动齿轮z66的计算转速为250 r/min；可以知道，b变速组中的三对传动副主动齿轮z20、z32、z46的计算转速为800 r/min；a变速组中的主动齿轮的计算转速为1250 r/min。（4） 主轴转速误差的校核算出转速误差：所以适合。（5） 计算各轴的功率（6） 计算各轴的最大转矩3.3 带传动设计已知电动机功率kW，转速，传动比，两班制，一天运转16小时，工作1

20、0年。（1） 确定计算功率根据参考文献4表8-7，查得工作情况系数,则 （2） 选择V带的带型根据、，由参考文献4图8-11选用A型带。（3） 确定带轮的基准直径并验算带速 初选小带轮的基准直径。由参考文献4表8-6和表8-8，选取小带轮的基准直径。 验算带速。由公式得：由于，故带速适合。 计算大带轮的基准直径。由公式得： 根据参考文献4表8-8，圆整为。（4） 确定V带的中心距a和基准长度 根据公式初定中心距。 由公式计算基准长度由参考文献4表8-2选择V带的基准长度。 计算实际的中心距。根据以下公式：有：中心距的变化范围公式如下算出中心距的变化范围是：420483 mm 。（5） 验算小带

21、轮上的包角（6） 计算带的根数 计算单根V带的额定功率。由上知、，根据参考文献4表8-4a得。根据、和A带型，查参考文献4表8-4b得。查参考文献4表8-5得，表8-2得,于是得到单根V带的额定功率： 计算V带的根数。取3根。（7） 计算单根V带的处拉力的最小值根据参考文献4表8-3得A带单位长度的质量，则应使带的实际拉力。（8） 计算压力轴压力轴的最小值为 （9） 带轮结构设计以下对小带轮进行结构设计。由表3-1知，电动机的轴径为，小带轮的基准直径，所以采用腹板式（图3-4）。 为了使带轮轴与轴能以任何速度随时结合与分离，在大带轮与轴之间用多片摩擦离合器连接（如图3-5）。图3-4 V带轮结

22、构图图3-5 多片摩擦离合器3.4 齿轮传动设计3.4.1 第一变速组齿轮的结构设计已知输入功率，主动轮转速，最大齿数比。工作平稳，单向回转，由电动机驱动，工作寿命15年（每年工作300天），两班制。（一） 选定齿轮类型、材料及精度等级（1） 按图3-3所示的传动方案，选择直齿圆柱齿轮传动。（2） 根据参考文献4表10-1，小齿轮选用40Cr（调质），硬度达280 HBS，大齿轮选用45钢（调质），硬度达250 HBS，两者材料硬度差为40 HBS。（3） 为一般工作机器，初选8级精度（根据参考文献3表5-1）。（二） 按齿面接触强度设计齿轮计算公式为（参考文献410-9a）：（1） 确定公式

23、内各个计算数值 选取载荷系数。 计算小齿轮（主动轮）传动的转矩。 根据参考文献4表10-7，选择齿宽系数。 根据参考文献4表10-6查得材料的弹性影响系数。 根据参考文献4图10-21d，查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限为。 计算应力循环次数。 根据参考文献4图10-19，选取接触疲劳寿命系数；。 计算接触疲劳许用应力。选失效概率为1%，安全系数S=1，则：（2） 计算 初算小齿轮分度圆直径。在带入接触疲劳需用应力时，取中较小的一个。取。 计算圆周速度。（三） 几何尺寸计算（1）第一对齿轮（28/44） 模数 计算分度圆直径 计算齿顶圆直径 计算齿根圆直径 计算中心距 计

24、算齿轮宽度取。（2）第二对齿轮（32/40） 计算分度圆直径 计算齿顶圆直径 计算齿根圆直径 计算齿轮宽度取。（3）第三对齿轮（36/36） 计算分度圆直径 计算齿顶圆直径 计算齿根圆直径 计算齿轮宽度取。（四） 按齿根弯曲强度校核（1）由参考文献4图10-20c查取，小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限。（2）由参考文献4图10-18，查取弯曲疲劳寿命系数。（3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数，有： （4）根据参考文献4表10-5查取齿形系数及应力校正系数。 （5）计算实际弯曲疲劳应力。 所以，符合要求。3.4.2 第二变速组齿轮的结构设计已知输入功率，主动轮最低转速

25、，最大齿数比。工作平稳，单向回转，由电动机驱动，工作寿命15年（每年工作300天），两班制。（一） 选定齿轮类型、材料及精度等级（1） 按图3-3所示的传动方案，选择直齿圆柱齿轮传动。（2） 根据参考文献4表10-1，小齿轮选用45钢（正火处理），硬度达450HBS，大齿轮选用45钢（正火处理），硬度达410 HBS，两者材料硬度差为40 HBS。（3） 为一般工作机器，初选8级精度（根据参考文献3表5-1）。（二） 按齿面接触强度设计齿轮计算公式为（参考文献410-9a）：（1） 确定公式内各个计算数值 选取载荷系数。 计算小齿轮（主动轮）传动的转矩。 根据参考文献4表10-7，选择齿宽系数

26、。 根据参考文献4表10-6查得材料的弹性影响系数。 根据参考文献4图10-21d，查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限为。 计算应力循环次数。 根据参考文献4图10-19，选取接触疲劳寿命系数；。 计算接触疲劳许用应力。选失效概率为1%，安全系数S=1，则：（2） 计算 初算小齿轮分度圆直径。在带入接触疲劳需用应力时，取中较小的一个。取。 计算圆周速度。（三） 几何尺寸计算（1）第一对齿轮（20/63） 模数 计算分度圆直径 计算齿顶圆直径 计算齿根圆直径 计算中心距 计算齿轮宽度取。（2）第二对齿轮（32/51） 计算分度圆直径 计算齿顶圆直径 计算齿根圆直径 计算齿轮宽

27、度取。（3）第三对齿轮（46/37） 计算分度圆直径 计算齿顶圆直径 计算齿根圆直径 计算齿轮宽度取。（四） 按齿根弯曲强度校核（1）由参考文献4图10-20c查取，小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限。（2）由参考文献4图10-18，查取弯曲疲劳寿命系数。（3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数，有： （4）根据参考文献4表10-5查取齿形系数及应力校正系数。 （5）计算实际弯曲疲劳应力。 所以，符合要求。3.4.3 第三变速组齿轮的结构设计已知输入功率，主动轮最低转速，齿数比。工作平稳，单向回转，由电动机驱动，工作寿命15年（每年工作300天），两班制。（一） 选定齿轮

28、类型、材料及精度等级（1） 按图3-3所示的传动方案，选择直齿圆柱齿轮传动。（2） 根据参考文献4表10-1，小齿轮选用45钢（高频淬火），硬度达550 HBS，大齿轮选用45钢（高频淬火），硬度达520 HBS，两者材料硬度差为30 HBS。（3） 为一般工作机器，初选8级精度（根据参考文献3表5-1）。（二） 按齿面接触强度设计齿轮计算公式为（参考文献410-9a）：（1） 确定公式内各个计算数值 选取载荷系数。 计算小齿轮（主动轮）传动的转矩。 根据参考文献4表10-7，选择齿宽系数。 根据参考文献4表10-6查得材料的弹性影响系数。 根据参考文献4图10-21d，查得小齿轮的接触疲劳强

29、度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限为。 计算应力循环次数。 根据参考文献4图10-19，选取接触疲劳寿命系数；。 计算接触疲劳许用应力。选失效概率为1%，安全系数S=1，则：（2） 计算 初算小齿轮分度圆直径。在带入接触疲劳需用应力时，取中较小的一个。取。 计算圆周速度。（三） 几何尺寸计算（1）第一对齿轮（20/79） 模数 计算分度圆直径 计算齿顶圆直径 计算齿根圆直径 计算中心距 计算齿轮宽度取。（2）第二对齿轮（66/33） 计算分度圆直径 计算齿顶圆直径 计算齿根圆直径 计算齿轮宽度取。（四） 按齿根弯曲强度校核（1）由参考文献4图10-20c查取，小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯

30、曲疲劳强度极限。（2）由参考文献4图10-18，查取弯曲疲劳寿命系数。（3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数，有： （4）根据参考文献4表10-5查取齿形系数及应力校正系数。 （5）计算实际弯曲疲劳应力。 所以，符合要求。3.5 轴的设计3.5.1 轴的设计（1） 材料的选取由参考文献4表15-1选45号钢，正火回火，硬度达170217HBS，抗拉强度极限，屈服强度极限，弯曲疲劳极限，剪切疲劳极限，许用弯曲应力。（2） 按扭转强度条件试算轴径由参考文献4式（15-2），有（参考文献4表15-3，取）考虑到键槽，应将轴径增大5%，则：取。输出轴需安装多片摩擦离合器。（3） 确定各段轴的长

31、度和直径-段 ,（离合器及套筒总长）。-段 （根据轴径，初步选取30205圆锥滚子轴承，其尺寸参数为），（轴承宽度及套筒长度）。-段 ，（所安装的齿轮宽度及变速时齿轮的滑移距离）。-段 （30205圆锥滚子轴承），（轴承宽度及套筒长度）。总长。（结构如图5-1） 图 5-1 轴结构图（4） 轴的强度校核同一根轴上，只要受力最大时轴不断裂即可。由上知，齿轮直径，该轴转矩,。得出圆周力和径向力。 支持力 xy平面内的弯矩得 支持力 xz平面内的弯矩得 合成弯矩 由图5-2知，危险截面为B面，故对B面进行校核。转矩产生的剪力按脉动循环变化，取。则B截面处的当量弯矩为： 对B截面强度校核 故，该轴合格

32、。 图 5-2 轴载荷分析图 3.5.2 轴的设计（1） 材料的选取由参考文献4表15-1选45号钢，正火回火，硬度达170217HBS，抗拉强度极限，屈服强度极限，弯曲疲劳极限，剪切疲劳极限，许用弯曲应力。（2） 按扭转强度条件试算轴径由参考文献4式（15-2），有（参考文献4表15-3，取）考虑到键槽，应将轴径增大5%，则： 圆整后取。（3） 确定各段轴的长度和直径-段 （根据轴径，初步选取30205圆锥滚子轴承，其尺寸参数为），（轴承宽度及套筒长度）。-段 段与相应的齿轮连接属于花键连接，初选花键型号为，所以，（a、b传动组滑移齿轮滑动距离，中间轴承选用双列圆柱滚子轴承NN3006E）。

33、-段 ，（选用30205圆锥滚子轴承）。总长。（结构如图5-3）图5-3 轴结构图（4） 轴的强度校核同一根轴上，只要受力最大时轴不断裂即可。由上知，齿轮直径，该轴转矩,。得出圆周力和径向力。 支持力 xy平面内的弯矩得 支持力 xz平面内的弯矩得 合成弯矩 由图5-4知，危险截面为B面，故对B面进行校核。转矩产生的剪力按脉动循环变化，取。则B截面处的当量弯矩为： 对B截面强度校核 故，该轴合格。图5-4 轴载荷分析图3.5.3 轴的设计（1） 材料的选取由参考文献4表15-1选45号钢，调质处理，硬度达217255HBS，抗拉强度极限，屈服强度极限，弯曲疲劳极限，剪切疲劳极限，许用弯曲应力。

34、（2） 按扭转强度条件试算轴径由参考文献4式（15-2），有（参考文献4表15-3，取）考虑到键槽，应将轴径增大5%，则： 圆整后取。（3） 确定各段轴的长度和直径-段 （根据轴径，初步选取30207圆锥滚子轴承，其尺寸参数为），（轴承宽度及套筒长度）。-段 段上有固定齿轮，上属于花键连接。初选花键型号为，所以，（滑移齿轮的滑移距离以及固定齿轮间的距离）。-段 ，（选用30207圆锥滚子轴承）。总长。（结构如图5-5）图5-5 轴结构图（4） 轴的强度校核同一根轴上，只要受力最大时轴不断裂即可。由上知，齿轮直径，该轴转矩,。得出圆周力和径向力。 支持力 xy平面内的弯矩得 支持力 xz平面内的

35、弯矩得 合成弯矩 由图5-6知，危险截面为B面，故对B面进行校核。转矩产生的剪力按脉动循环变化，取。则B截面处的当量弯矩为： 对B截面强度校核 故，该轴合格。图5-6 轴载荷分析图3.5.4 主轴的设计（1） 材料的选取为了节省材料，主轴选用空心轴，承受的扭矩也较大，所以选用38SiMnMo，调质处理，由参考文献4表15-1知，硬度229286HBS，抗拉强度极限，屈服强度极限，弯曲疲劳极限，剪切疲劳极限，许用弯曲应力。（2） 按扭转强度条件试算轴径由参考文献4式（15-2），有（参考文献4表15-3，取）考虑到键槽且为空心，应将轴径增大75%，则： 圆整后取。（3） 确定各段轴的长度和直径-

36、段 ，。-段 ，（密封和端盖总距离）。-段 该段是一带锥度的轴（锥度为1:12），（选用双列圆柱滚子轴承NN30103E-）。-段 ，。-段 外螺纹，（选用双列圆柱滚子轴承NN30106E-）。-段 ，；带锥度轴（锥度为1:12）；，；，（安装端盖以及挡油环等）。-段 ，；，（安装卡盘等）。总长。（结构如图5-7）（4） 轴的强度校核已知，该轴的转矩,，齿轮直径，得出圆周力和径向力。 支持力 图5-7 主轴结构图xy平面内的弯矩得 支持力 xz平面内的弯矩得 合成弯矩 图5-8 主轴载荷分析图 由图5-8知，危险截面为B面，故对B面进行校核。转矩产生的剪力按脉动循环变化，取。则B截面处的当量弯

37、矩为： 对B截面强度校核 （为主轴内孔的孔径，） 故，该轴合格。3.6 轴承的校核3.6.1 轴上轴承的校核已知轴的计算转速为，该轴上的两个轴承为圆锥滚子轴承30205，其额定动载荷为，两轴承的径向载荷为，轴向载荷为，。两个轴承的当量动载荷为： 根据参看文献4表13-5和13-6知，式中。根据参看文献4式（13-5a），有 式中。对于两个轴承，有 故，满足使用寿命。3.6.2 轴上轴承的校核已知轴的计算转速为，在该轴上使用了一个双列圆柱滚子轴承NN3006E（其额定动载荷为）和两个圆锥滚子轴承30205（其额定动载荷为）。对于双列圆柱滚子轴承，其径向载荷为，轴向载荷为；对于圆锥滚子轴承，其径向

38、载荷为，轴向载荷为。另一个圆锥滚子轴承的力时通过轴传递的，则径向载荷与轴向载荷分别为，。三个轴承的当量动载荷为： 根据参看文献4表13-5和13-6知，式中，。根据参看文献4式（13-5a），有 式中。对于三个轴承，有 故，满足使用寿命。3.6.3 轴上轴承的校核已知轴的计算转速为，该轴上的两个轴承为圆锥滚子轴承30207，其额定动载荷为，两轴承的径向载荷为，轴向载荷为，。两个轴承的当量动载荷为： 根据参看文献4表13-5和13-6知，式中。根据参看文献4式（13-5a），有 式中。对于两个轴承，有 故，满足使用寿命。3.6.4 主轴上轴承的校核已知主轴的计算转速为。主轴所承受齿轮的载荷不大，

39、一般情况下轴承寿命满足条件。由于主轴传动要求平稳且具有一定的刚度要求，所以该轴使用的三个轴承为双列圆柱滚子轴承（NN30103E-额定动载荷为；NN30106E-额定动载荷为）和单列圆柱滚子轴承（N214E-额定动载荷为）。3.7 键的选用及其强度校核3.7.1 轴上键的选用及其强度校核（1） 轴与多片摩擦离合器之间采用平键连接 轴径，所传递的扭矩。 选用圆头普通平键（A型），其尺寸（其中为键宽，为键高，为公称长度），工作长度。 由参考文献4表6-2知，许用挤压应力，许用剪切应力为。 计算实际应力（式中）。 故，键选用适合。（2） 轴与齿轮之间采用平键连接 轴径，所传递的扭矩。 选用平头普通平

40、键（B型），其尺寸（其中为键宽，为键高，为公称长度），工作长度（只要宽度最窄的齿轮符合，其他符合）。 由参考文献4表6-2知，许用挤压应力，许用剪切应力为。 计算实际应力（式中）。 故，键选用适合。3.7.2 轴上键的选用及其强度校核 轴径，所传递的扭矩。 轴与齿轮之间采用花键连接，其尺寸为。工作长度（只要宽度最窄的齿轮符合，其他符合）。 由参考文献4表6-2知，许用挤压应力，许用剪切应力为。 计算实际应力（为载荷分配不均系数，与齿数有关，一般取；为花键齿数；为花键侧面的工作高度；为花键的平均直径）。 故，键选用适合。3.7.3 轴上键的选用及其强度校核（一）轴与固定齿轮连接处采用平键连接 轴

41、径，所传递的扭矩。 选用平头普通平键（B型），其尺寸（其中为键宽，为键高，为公称长度），工作长度（只要宽度最窄的齿轮符合，其他符合）。 由参考文献4表6-2知，许用挤压应力，许用剪切应力为。 计算实际应力（式中）。 故，键选用适合。（二）轴与滑移齿轮连接处采用花键连接 轴径，所传递的扭矩。 轴与齿轮之间采用花键连接，其尺寸为。工作长度（只要宽度最窄的齿轮符合，其他符合）。 由参考文献4表6-2知，许用挤压应力，许用剪切应力为。 计算实际应力（为载荷分配不均系数，与齿数有关，一般取；为花键齿数；为花键侧面的工作高度；为花键的平均直径）。 故，键选用适合。3.7.4 主轴上键的选用及其强度校核 主

42、轴与固定齿轮连接处采用平键连接，轴径，所传递的扭矩。 选用平头普通平键（B型），其尺寸（其中为键宽，为键高，为公称长度），工作长度（只要宽度最窄的齿轮符合，其他符合）。 由参考文献4表6-2知，许用挤压应力，许用剪切应力为。 计算实际应力（式中）。 故，键选用适合。3.8 轴承端盖的结构3.8.1 轴轴承端盖的结构如图8-1为轴端盖的外形尺寸，密封槽的尺寸由毛毡的标准尺寸决定。图8-1 轴端盖结构3.8.2 、轴轴承端盖的结构 、轴轴承端盖结构相同，尺寸由各轴尺寸决定（如图8-2）。图8-2 、轴端盖结构3.8.3 主轴轴承端盖的结构图8-3（a） 主轴前端盖结构图8-3（b） 主轴后端盖结构

43、4、机座与箱体的结构设计4.1 机座的结构 机座的形式很多，分类方法也各部相同。但就其一般的构造形式而言，可分为四类：卧式机座、立式机座、门式机座和环式机座。对于普通车床而言，以卧式和立式居多。4.2 箱体的机构4.2.1 箱体的材料对于普通车床，箱体结构通常采用铸造。箱体的材料常常即要求便于施工，又价格低廉，所以通常采用球墨铸铁、普通灰铸铁以及变性灰铸铁等；对于那些要求强度高、刚度大的机械，箱体的材料通常采用铸钢；对于那些减小质量具有很大意义的机械（如运行式机器），采用铝合金等轻金属。4.2.2 箱体的设计（一） 箱体的设计概要刚度是箱体类零件工作能力的最主要指标，其次是强度和抗振性能。此外

44、，对于具体的机械，还应该符合特殊要求，并力求具有良好的工艺性。如图4-1为主轴箱展开图。箱体的结构及尺寸取决于内外部零部件的形状和尺寸。由以上设计出的各几何尺寸（齿顶圆直径、齿宽以及各轴间的中心距等）确定箱体的机构和尺寸大小（表4-1为箱体的尺寸）。图4-1 主轴箱展开图 （2） 铸造工艺要求 箱体应具有良好的铸造工艺性，铸件冷却时不应产生缩孔和裂纹。（三） 加工工艺对结构的要求由于声场和加工方法不尽相同，对零件的结构也有不同的要求，因此要特别注意加工工艺对结构的要求。表4-1 箱体尺寸名 称符 号尺 寸 关 系箱座壁厚24箱盖壁厚25箱座凸缘厚10箱盖凸缘厚10箱座底凸缘厚35地脚螺钉数目1

45、8轴承旁凸台半径外箱壁至轴承端面距离铸造过渡尺寸“一般标准”中的“铸造过渡斜度”齿轮顶圆与内箱壁距离齿轮端面与内箱壁距离箱盖、箱座肋厚（四） 装配工艺对结构的要求为了缩短装配时间，提高工作效率，必须对装配工艺有较高要求。5、 润滑5.1 润滑剂在摩擦面间加入一定量的润滑剂不但能减轻磨损、降低摩擦，保护零件不受腐蚀，而且在采用循环润滑时还能够具有散热降温的功能。润滑剂可分为以下四类：气体、液体、半固体和固体。对于气体润滑剂，任何形式的气体均可用，其中以空气居多；在液体润滑剂中应用最多的是润滑油（包括矿物油、动植物油和合成油等）；半固体润滑剂主要是一些润滑脂；固体润滑剂时任何可以形成固体膜用以减少

46、摩擦阻力的物质，比如：石墨、聚四氟乙烯二硫化钼等；5.2 普通车床主轴箱润滑剂的选择普通车床的主轴箱润滑多采用润滑油。对于粗加工机床多采用飞溅式润滑；半精加工、精加工和没有油式摩擦离合器的机床，常常采用油泵进行强制的箱内或箱外润滑。故本次设计采用结构简单的飞溅式润滑油润滑。润滑油的选择与相应润滑件的尺寸、类型和运转条件有关。速度越高，选择润滑油粘度应该越低。5.3 防止机床漏油的措施 箱体上外露处最低位置的孔应高于油面。 轴与法兰盘的间隙要适当，通常径向间隙11.5 mm。 轴上常采用环形槽和间隙密封，效果要好，槽形的方向应正确。 箱盖处防漏油沟应设计成沟边向箱体油沟内侧偏一定距离，大约为35