主轴箱课程设计说明书

1、机械制造装备课程设计任务书一、课程设计目的：通过本课程设计的训练，使学生初步掌握机床的运动设计(包括主轴箱、变速箱传动链)，动力计算(包括确定电机型号，主轴、传动轴、齿轮的计算转速)，以及关键零部件的强度校核，获得工程师必备设计能力的初步训练，从而提高分析问题、解决问题尽快适应工程实践的能力。二、课程设计内容：根据给定的设计条件，先进行动力参数计算、运动参数计算，然后进行结构设计，绘制传动系统展开图草图，再进行主要零件的强度或刚度计算，根据计算结果修改草图后，进行加深，最后编写设计计算说明书。(1)电动机的选择根据机床类型和给定的主要技术参数及设计条件，计算主电动机的功率，选定电动机的型号和转

2、速；(2)运动参数计算根据使用条件，确定主轴的极限转速，进而确定传动系统的变速组数、各变速组的传动副数，设计结构式，绘制转速图并计算皮带轮的计算直径，齿轮的齿数，最后绘制传动系统图；(3)动力参数计算根据电机功率以及确定的转速图和传动系统图，确定计算转速，计算传动轴的直径，齿轮的模数，选择支承轴承的类型等；(4)结构设计根据计算结果，进行主传动系统的轴系、变速机构、主轴组件等的布置和设计并绘制展开图、主要剖面图和主要零件工作图。(5)主要零件的验算根据设计结构和载荷情况，验算最后一根传动轴的刚度和强度、最后一个传动组的齿轮模数、支承轴承的寿命(若系统比较复杂，此项内容可略去)。(6)根据验算结

3、果，对车床主轴箱的展开图和主要剖面图进行修改加深，完成车床主轴箱的图纸绘制；(7)编写设计计算说明书。内容包括运动设计、动力设计和结构设计的计算和分析等三、课程设计任务：（1）每个学生在1.5周内必须完成对中等尺寸车床主传动系统的设计：（2）绘制车床主轴箱展开图和主要剖面图一张，图幅不得小于A1;绘制主轴零件工作图一张，图幅不小于A2;图纸要求按制图规范，包含标题栏、序号、明细表等。（3）设计计算说明书一份，必须按照设计过程分章节编写，插图要规范，并且必须有较为详细的转速图和传动系统图，篇幅约800010000字（按版面约25页计算）。大致包含以下内容：1）前言、2）参数确定、3）传动设计、4

4、）动力设计、5）结构设计、6）结束语四、时间安排：设计时间共计7.5天，其中收集资料1天，总体方案设计（包括运动参数、动力参数计算，转速图和传动系统图绘制等）2大，结构设计（包括展开图和主要剖面图的草图绘制等）1.5天,验算1天，加深图纸1天,编写设计计算说明书1天。五、主要参考资料：1、机床设计手册，机械工业出版社，19952、机床设计图册，上海科技出版社，19883、机床课程设计指导书,哈尔滨工业大学，19864、金属切削机床设计，各种版本4、机械制造装备设计，各种版本5、机械制造装备设计课程设计,陈立德，高教出版社，2007机床装备课程设计设计条件序号电机功率P电机转速n0主轴最低转速n

5、min公比。转速级数z131450201.2682314501301.418331450401.2684314501801.4112:531450901.26126314501001.41127414501201.2681841450301.418941450401.2681041450801.41121141450901.261212414501001.411213514501201.26811451450301.4181551450401.26816514501801.411211751450901.261218514501001.4112195.51450201.268205.51450

6、1301.418215.51450401.268225.51450801.41121235.514501901.2612245.514501001.4112257.51450201.2681267.51450301.418277.51450401.268287.51450801.4112297.514501901.2612307.514501001.4112目录一、前言错误!未定义书签。1.1金属切削机床在国民经济中的地位错误!未定义书签。1.2机床课程设计的目的1.1.3车床的规格系列和用处2.1.4操作性能要求2.二、参数的确定错误!未定义书签。2.1确定转速范围2.2.2主电机选择2.三

7、、传动设计3.3.1主传动方案拟定3.3.2传动结构式、结构网的选择3.3.2.1确定传动组及各传动组中传动副的数目33.2.2传动式的拟定3.3.2.3结构式的拟定4.3.3转速图的拟定4.四、传动件的估算4.4.1三角带传动的计算7.4.2传动轴的估算7.4.2.1传动轴直径的估算7.4.3齿轮齿数的确定和模数的计算9.4.3.1齿轮齿数的确定9.4.3.2齿轮模数的计算1.04.3.4齿宽确定164.4带轮结构设计错误!未定义书签。4.5片式摩擦离合器的选择和计算20五、动力设计235.1主轴刚度验算235.1.1选定前端悬伸量C235.1.2主轴支承跨距L的确定235.1.3计算C点挠

8、度235.2齿轮校验27六、结构设计及说明296.1结构设计的内容、技术要求和方案296.2展开图及其布置296.3齿轮块设计286.3.1.其他问题306.4主轴组件设计31七、结束语31.八、参考文献32、前言1.1绪论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

9、、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

10、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。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。1.2机床课程设计的目的课程设计是在学生学完相应课程及先行课程之后进行的实习性教学环节，是大学生的必修环节，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结构的结构方案过程中，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

11、计思想，掌握基本的设计方法，并培养1学生具有初步的结构分析，结构设计和计算能力1.3车床的规格系列和用处普通机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应该遵照的基础。因此，对这些基本知识和资料作些简要介绍。本次设计的是普通型车床主轴变速箱。主要用于加工回转体。表1车床的主参数(规格尺寸)和基本参数厅 P电机功率N(kw)止转最高转速Nmax(rmin)主轴最低转速nmin(/min)公比转速级数Z257.51450201.2681.4操作性能要求1)具有皮带轮卸荷装置2)手动操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柄完成2.1确定转速范围查金属切削机床表4-2得:20

12、r/min,25r/min,31.5r/min,40r/min,40r/min,63r/min,80r/min,100r/min2.2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能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。已知电动机的功率是7.5KW,根据课程设计附录表九选Y132S2-4,额定功率7.5kw满载转速14407min,最大额定转距2.2Nm,4=0.87。2三、传动设计3.1主传动方案拟定拟定传动方案，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、机构以及组成、安排不同特点的传动型式、变速类型。传动方案和型

13、式与结构的复杂程度密切相关， 和工作性能也有关系。 因止匕， 确定传动方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。传动方案有多种，传动型式更是众多，比如：传动型式上有集中传动，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、分支传动等型式;变速箱上既可用多速电机，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，优化的方案也因条件而异。此次设计中，我们采用集中传动型式的主轴变速箱。3.2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不失为有用的方法，但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。3.2.1确定传动组及各传动组

14、中传动副的数目级数为Z的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有Z、Z、个传动副。即Z乙Z2Z3传动副中由于结构的限制以2或3为合适，即变速级数Z应为2和3的.ab.一、因子：Z,可以有三种方案：8=4X2;8=2X4;8=2X2X2;3.2.2传动式的拟定8级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。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。最后一个传动组的传动副常选用2。综上所述，传动式为8=2X2X23.2.3结构式的拟定传动副应前多后少的原则，故8=222传动式，有6种结构式和对应的结构网。又因为传动顺序应前密后

15、疏，变速组的降速要前慢后快，所以结构式为：8=2122243.3转速图的拟定n息就击槌1第4燧IU黄二子姆WXXXW1450r/mir；r/nlr)3552001601253033504031.5?520图1正转转速图图2主传动系图四、传动件的估算4.1三角带传动的计算三角带传动中，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。(1)选择三角带的型号根据公式：%KAP1.27.59.0(kW)式中P-电动机额定功率，Ka工作情况系数查机械设计图8-8因此选择A型带，尺寸参数为B=80mm,bd

16、=11mm,h=10,40。(2)确定带轮的计算直径D,D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D不宜过小，即DDmin。查机械设计表8-3,8-7取主动轮基准直径D=100mD2%D11n2由公式式中：n-小带轮转速，n-大带轮转速，-带的滑动系数，一般取0.02.所以，由机械设计A表8-7取园整为400mm。1450D2100(10.02)400.3mm355(3)确定三角带速度(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：根据经验公式0.7D1D2A2D1D2mm取，2X(100+400)=1000mm取A0=1000mm.

17、(5)三角带的计算基准长度L3.14.、L021000+(100400)+2确定实际中心距AAA+LL01000+(28002807)2996.5mm2按公式冗Dn6010003.141001450-601000-7.6m/s(400-100)22807.5mm41000由机械设计表8-2,圆整到标准的计算长度L=2800mm(6)验算三角带的挠曲次数1000mvL符合要求。5.D2D11180-57.3162.3120(8)验算小带轮包角,A主动轮上包角合适。(9)确定三角带根数Z根据机械设计式8-22得ZpcaP0Pokk|传动比V1450i4.08v2355查表8-5c,8-5d得p0=

18、0.17KW,P0=1.32KW查表8-5,k=0.96;查表8-2,k=1.11所以取z=6根(10)计算预紧力查机械设计表8-4,q=0.1kg/m9.0,2.50.962500()0.17.627.660.964.2传动轴的估算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失是主要矛盾，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。9.01.320.170.961.115.996164.076N4.

19、2.1传动轴直径的估算I轴的直径：取1-96,n1j355r/min4,27.52,7.5.922d9149134.34mm-nj.3551,1取4mmd914根据公式PmmnjII轴的直径：取2.98.99.99.922,nj216r/min4c.7.5c.7.5.922，一d91491、41.1mmnj.161取45mmin轴的直径：取32.98.99.89,ni363r/min4，j、I41,7.57.5.89d914,91.51.92mm取6mmIV轴的直径：取432.98.99.86,nj329r/min由材料力学知，主轴轴端部的刚度与截面惯性矩成正比,Kd11(D4d4)641(M

20、)4即：KID464D式中：Kd、K空心、实心截面主轴刚度;Id、I空心、实心截面惯性矩：D主轴平均外径：d主轴孔径：据上式可得出主轴孔径对偶刚度影响的，有图可当d/D.5时,网 A，*主轴孔径对刚度的影响KJK.94,说明空心主轴的刚度降低较小。当火。?时，K/K0.76,空心主轴刚度降低了24%,因此为了避免过多削弱主轴的刚度，一般取d/D。.7。主轴孔径d确定后，可根据主轴的使用及加工要求选择锥孔的锥度。锥孔仅用于定心时，则锥孔应大些，若锥孔除用于定心，还要求自锁，借以传递转矩时，锥度应小些，我这里选用莫氏六号锥孔。初步设定主轴孔径d=60mm,主轴孔径与外径比为0.67。初步设定主轴孔

21、径d=60mm,主轴孔径与外径比为0.67,即取外径90mm其中：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；n-该传动轴的计算转速（r/min）；-传动轴允许的扭转角（o/m）o-传动轴允许的扭转角（”m）。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【5】表7-12。I和IV为由键槽并且轴IV为空心轴，II和田为花键轴。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，故我

22、采用矩形花键连接。按GB711441987规定，矩形花键的定心方式为小径定心。查【15】表5-3-30的矩形花键的基本尺寸系列，轴花键轴的规格NdDB为846509;轴花键轴的规格NdDB为8626812。4.3齿轮齿数的确定和模数的计算4.3 .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Sz及小齿轮的齿数可以从表3-6（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

23、移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于4,以保证滑移是齿轮外圆不相碰。第一组齿轮：1111ui丁二山）二传动比：2,1.6查机械制造装备设计表3-6,齿数和Sz取72第二组齿轮:12.51第三组齿轮:4.4 .2齿轮模数的计算齿轮模数的估算。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【5】表7-17进行估算模数mH和mF,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【4】表10-8齿轮精度选

24、用7级精度，再由【4】表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质）,硬度为280HBS:根据【5】表7-17;有公式：乙二48,乙=44,乙=28;传动比:U1齿数和Sz取73:Z528,Z721Z645Z852.?J?1U1一传动比：1U21.2613.1齿数和Sz取75:Z933Z1042,Zn18,Z1257;10、a变速组：分别计算各齿轮模数，先计算最小齿数24的齿轮。其中：-公比；=2;P-齿轮传递的名义功率；P=0.967.5=7.2KW;m-齿宽系数m=b/m5-10;HP-齿轮许允接触应力HP0.9Hlim,Hlim由【5】图7-6按MQ线查取；nj-计算齿轮计算转速；K-载荷系

25、数取1.2。Hlim=650MPa,HP650MPa0.9585MPa1.27.23224.74mm.824225852355根据【6】表10-4将齿轮模数圆整为5mm。其中：P-齿轮传递的名义功率；P=0.967.5=7.2KW;m-齿宽系数m=b/m5-10；1齿面接触疲劳强度:mH160203KP(1)22mnjzHPmF齿轮弯曲疲劳强度：4303KPmnjzFPmH160203齿面接触疲劳强度：KP(1)22mnjzHP齿轮弯曲疲劳强度:KPmF4303:mnjzFP11FP-齿轮许允齿根应力FP1.4Flim,Flim由【5】图7-11按MQ线查取；nj-计算齿轮计算转速K-载荷系数

26、取1.2。Flim300MPaFP300MPa1.4420MPa根据【6】表10-4将齿轮模数圆整为3mmmH1mF1所以m15mm于是变速组a的齿轮模数取m=5mm,b=40mm。轴I上主动轮齿轮的直径：da1524120mm;da2528140mm;o轴n上三联从动轮齿轮的直径分别为：da1548240mm;da2544220mm;、b变速组：确定轴R上另两联齿轮的模数，先计算最小齿数其中：-公比；=2.51;P-齿轮传递的名义功率；P=0.9227.5=6.915KW;m-齿宽系数m=b/m510；HP0.9Hlim,Hlim由【5】图7-6按MQ121.27.2430383552442

27、03.07mm21的齿轮齿面接触疲劳强度:mH160203：5mnjzHPHP-齿轮许允接触应力n-计算齿轮计算转速；K-载荷系数取1.2。Hlim=650MPa,HP650MPa0.9585MPa1.26.9153.51226.72mm8212.51585160根据【6】表10-4将齿轮模数圆整为8mm。查取;nj-计算齿轮计算转速；K-载荷系数取1.2。43031.26.915,516021420根据【6】表10-4将齿轮模数圆整为6mmmH2mF2所以m28mm线查取;Flim300MPaFP300MPa1.4420MPa13mH2160203齿轮弯曲疲劳强度:一KPmF4303mnjz

28、FP其中：P-齿轮传递的名义功率;P=0.9227.5=6.915KW;m-齿宽系数m=bm510.FP-齿轮许允齿根应力FP1.4FlimFlm由【5】图7-11按MQ线mF24.74mm于是变速组b的齿轮模数取m=8mm,b=40mm。轴R上主动轮齿轮的直径:db1821168mm;db2828224mm;轴加上三联从动轮齿轮的直径分别为:db1845360mm;db2852416mm;(3)、c变速组：确定轴加上另两联齿轮的模数，先计算最小齿数18的齿轮。P-齿轮传递的名义功率;P=0.8857.5=6.54KW齿面接触疲劳强度:其中:mH160203-公比；=3.16;KP(1)22m

29、njzHP线查取;m-齿宽系数m=b/mHp-齿轮许允接触应力nj-计算齿轮计算转速；K-载荷系数取1.2。Hlim=650MPa,HP650MPa0.9585MPamH2160203HP0.9Hlim,Hlim由【5】图7按MQ1.26.544.16-2_2一10183.16585638.21mm根据【6】表10-4将齿轮模数圆整为8mm。KPmF4303齿轮弯曲疲劳强度：mnjzFP其中：P-齿轮传递的名义功率；P=0.8857.5=6.64KW14FPL4Flim,Flm由【5】图7-11按MQ线查取;nj-计算齿轮计算转速；K-载荷系数取1.2。根据【6】表10-4将齿轮模数圆整为6m

30、m。mH?mF2所以叫8mm于是变速组b的齿轮模数取m=8mm,b=80mm。轴m上主动轮齿轮的直径:db1818144mm;db2833264mm;轴iv上三联从动轮齿轮的直径分别为:db1842336mm;db2857456mm;_,、，_*.*_20度，h1,c0.25从【7】表5-1查得以下公式*、齿顶圆直径da=(z1+2ha)m；齿根圆直径df(z12ha2c)m；m-齿宽系数m=b/m510.Flim300MPaFP300MPa1.4420MPa一mF24303位“4,1063184205.02mm15FP-齿轮许允齿根应力、标准齿轮参数:分度圆直径d=mz；*齿顶高ha=ham

31、；八*、齿根高hf=(ha+c)m;齿轮的具体值见表表5.1齿轮尺寸表(单位：mm)齿轮齿数z模数m/mn分度圆直彳全d齿顶圆直径da齿根圆直径df齿顶局ha齿根高hf1.245120130107.556.252.485240250227.556.253.445220230207.556.254.285140150127.556.255.2882242402048106.4583603763408107.2181681841488108.5284164323968109.33826428024481010.42833635231681011.18814416012481012.57845647

32、24368104.3.3各轴间的中心距的确定:16(Ziz2)m(2448)5d180(mm)22；(2152)8d)-292(mm)2；(1857)8dV-300(mm);4.3.4齿宽确定由公式bmm(m510)得：I轴主动轮齿轮b5525mm；II轴主动轮齿轮b5840mm；ID轴主动轮齿轮b81080mm；一般一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应主动轮比从动轮齿宽大(510mm)。所以.b1b425mmb5b740mmb9b1180mmb2b320mmbeb835mm“皿70mm,04.4齿轮结构的设计通过齿轮传动强度的计算

33、，只能确定出齿轮的主要尺寸，如齿数、模数、齿宽、螺旋角、分度圆直径等，而齿圈、轮辐、轮毂等的结构形式及尺寸大小，通常都由结构设计而定。当齿顶圆直径da160mm时，可以做成实心式结构的齿轮。当160mm或500mm时，可做成腹板式结构，再考虑到加工问题，现决定把齿轮6、8、9、10和12做成腹板式结构。其余做成实心结构。根据4】图10-39(a结构尺寸计算如下：17齿轮6结构尺寸计算,D0da(1014)mn376128280mm.?D460mm.?D3I.6D41.66096mm,D3取96mm.?D2(0.250.35)(D0D3)(0.250.35)(28096)4666.4mm,D27

34、0mm；C(0.20.3)B0.35516.5mm,C取16mm。齿轮8结构尺寸计算；D0da(1014)mn432128336mm;D0330mm;.?D460mm.?D31.6D41.66096mm,口3取96mm“丁，“JD2(0.250.35)(D0D3)(0.25-0.35)(33096)58.581.9mm,D2取70mm；C(0.20.3)B0.35516.5mm,C取16cm。齿轮9结构尺寸计算D0da(1014)mn328128232mm,D0取230mmD460mm.?D31.6D41.66096mm,D2(0.250.35)(D0D3)(0.250.35)(23096)7

35、5105mm,D2取90mm.?C(0.20.3)B0.38024mm,C取24cm。齿轮10结构尺寸计算D0da(1014)mn336128240mm,D0取240mmD490mm.?D31.6D41.690144mm,D2(0.250.35)(D0D3)(0.250.35)(240144)2433.6mm,D2取30mm18C(0.20.3)B0.37021mm,C取20mm。齿轮12结构尺寸计算D0da(1014)mn456128360mm,D0取350mmD490mm;D31.6D41.690144mm,D2(0.250.35)(D0D3)(0.250.35)(350144)51.57

36、1.6mm,D2取60mm；C(0.20.3)B0.37021mm,C取20cm。4.4带轮结构设计、带轮的材料常用的V带轮材料为HT150或HT200,转速较高时可以采用铸钢或钢板冲压焊接而成，小功略时采用铸铝或塑料。、带轮结构形式V带轮由轮缘、轮辐和轮毂组成，根据轮辐结构的不同可以分为实心式（【4】图8-14a）、腹板式（【4】图8-14b）、孔板式（【4】图8-14c）、椭圆轮辐式（【4】图8-14d）。V带轮的结构形式与基准直径有关，当带轮基准直径dd2.5d（d为安装带轮的轴的直径，mm）时。可以采用实心式，当dd300mm可以采用腹板式,1)e2f(61)152993mm。dd30

37、0mm，同时D1d1用轮辐式。100mm时可以采用孔板式，当dd300mm时，可以采带轮宽度：B（z分度圆直径：dd400mmo槽型bdhaminhfminefmindd与dd相对应得其他尺寸见带轮零件图。、V带轮的论槽V带轮的轮槽与所选的V带型号向对应，见【4】表8-10.mm1932o34o36o38oA11.02.758.7150.39一118一118V带绕在带轮上以后发生弯曲变形，使V带工作面夹角发生变化。为了使V带的工作面与大论的轮槽工作面紧密贴合，将V带轮轮槽的工作面得夹角做成小于4。V带安装到轮槽中以后，一般不应该超出带轮外圆，也不应该与轮槽底部接触。为此规定了轮槽基准直径到带轮

38、外圆和底部的最小高度ha诬和hfmin。轮槽工作表面的粗糙度为R1.6或R3.2。、V带轮的技术要求铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有傻眼、裂缝、缩孔及气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面缺陷进行修补；转速高于极限转速的带轮要做静平衡，反之做动平衡。其他条件参见GB/T13575.192中的规定。4.5片式摩擦离合器的选择和计算片式摩擦离合器目前在机床中应用广泛，因为它可以在运转中接通或脱开，具有结合平稳、没有冲击、结构紧凑的特点，部分零件已经标准化，多用于机床主传动。按扭矩选择，即：根据【15】和【14】表6-3-20,计算转矩Tc

39、Tt,7.50.96Tt95500.960.98182Nm355查【15】表6-3-21得1.4.Tc1821.4255Nm摩擦盘工作面的平均直径DP1DP(D1D2)(2.54)d340120mm2式中d为轴的直径。摩擦盘工作面的外直径D120压紧力D11.25DP1.25120150mm摩擦盘工作面的内直径D2D20.75DP0.7512090mm摩擦盘宽度bD1D2b1221509030mm摩擦面对数m,查【15】表6-3-17,摩擦副材料为淬火钢，对偶材料为淬火钢,摩擦因数取0.08,许用压强取100N/cm2,许用温度120C.8Tc(D；D；)DpPp825510003.14(15

40、02902)1200.0810010010.19m圆整为11.摩擦面片数z=11+1=12.摩擦片脱开时所需的间隙，因为采用湿式所以0.20.5许用传递转矩TcpTcp1228(D12D；)DPmPPKIKVKTTc因为vmKI81.4Dpn600000.88,Kv3.143.1414400120110.081000.880.861100001759.8Nm255Nm120355c”2.23600000.86,KT1.2TcDpm25510001200.08118854N摩擦面压强p4Qp1r(DI1Df)PP48854100p3.141440078.33N cm2100Ncm221Tc需传递

41、的转矩，Ncm工作储备系数，见【15】表6321m摩擦面对数，通常湿式m515,干式m1611外摩擦盘数12内摩擦盘数z摩擦盘总数，zi1i2m1摩擦因数，查【15】表6317Pp许用压强，N/cm2查【15】表6317K1摩擦片修正系数，见【15】表6322Kv速度修正系数，见【15】表6322KT结合次数修正系数，见【15】表6322根据【14】表22.7-7选用带滚动轴承的多片双联摩擦离合器，因为安装在箱内，所以采取湿式。结构形式见【14】表22.7-7图（a）。表5.2特征参数图号许用转距T/Nm重量/kg转动惯量/kgm接合力/N脱开力/N内部外部图a1204.70.00350.00

42、50170100表5.3主要尺寸图号许用转矩T/NmDDmaxABccmaxEFG闭式开式图a1201832-1081001832604570表5.422主要尺寸图号HJ1I12LLIL2L3RSaSI图a85475181152656435-102011五、动力设计5.1主轴刚度验算5.1.1选定前端悬伸量C主轴悬伸量的大小往往收结构限制，主要取决于主轴端部的结构形式及尺寸、刀具或夹具的安装方式、前轴承的类型及配置、润滑与密封装置的结构尺寸等。主轴设计时，在满足结构的前提下，应最大限度的缩短主轴悬伸量a。根据结构,定悬伸长度ai120mmo5.1.2主轴支承跨距L的确定一般最佳跨距Lo2:3C

43、240:420mm,考虑到结构以及支承刚度因磨损会不断降低，应取跨距L比最佳支承跨距Lo大一些，再考虑到结构需要，这里取L=750mm。5.1.3计算C点挠度计算C点挠度、当量切削力F的计算考虑机械效率，主轴最大输出转距P0.85T95502100Nm29床身上最大加工直径约为最大回转直径的160mm，则半径为0.08m.50到60%,即加工工件直径取为前后支撑力分别设为FA,FB.al120750FAF2625030450Nl750a120FBF-262504200Nl750、驱动力Q的计算Q2.12107PmzAj其中：P7.50.856.375KWz88,m8.02j 主30r/min所

44、以八2.12107P2.121076.375Q6383Nmznj8.028830、轴承刚度的计算1）轴承类型选择主轴前轴承有两种常用的类型：双列短圆柱滚子轴承。承载能力大，可同时承受径向力和轴向力，结构比较简单，但允许的极限转速低一些。与双列短圆柱滚子轴承配套使用承受轴向力的轴承有三种：2100Nm0.08mm26250N23600角双向推力向心球轴承。是一种新型轴承，在近年生产的机床上广泛采用。具有承载能力大，允许极限转速高的特点。外径比同规格的双列圆柱滚子轴24承小一些。在使用中，这种轴承不承受径向力。推力球轴承。承受轴向力的能力最高，但允许的极限转速低，容易发热。向心推力球轴承。允许的极

45、限转速高，但承载能力低，主要用于高速轻载的机床。2）轴承的配置大多数机床主轴采用两个支撑，结构简单，制造方便，但为了提高主轴刚度也有用三个支撑的了。三支撑结构要求箱体上三支撑孔具有良好的同心度，否则温升和空载功率增大，效果不一定好。三孔同心在工艺上难度较大，可以用两个支撑的主要支撑，第三个为辅助支撑。 辅助支撑轴承 （中间支撑或后支撑） 保持比较大的游隙 （约0.030.07mm） ,只有在载荷比较大、轴产生弯曲变形时，辅助支撑轴承才起作用。轴承配置时，除选择轴承的类型不同外，推力轴承的布置是主要差别。推力轴承布置在前轴承、后轴承还是分别布置在前、后轴承，影响着温升后轴的伸长方向以及结构的负责

46、程度，应根据机床的实际要求确定。在配置轴承时，应注意以下几点：每个支撑点都要能承受经向力。两个方向的轴向力应分别有相应的轴承承受。径向力和两个方向的轴向力都应传递到箱体上，即负荷都由机床支撑件承受。3）轴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C或D级，后轴承选D或E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，

47、所以轴和孔的精度应与轴承精度相匹配。1）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25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的内金隹孔，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

48、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。轴承的选择：I轴：6208D=80B=18深沟球轴承II轴：7209BD=85B=19角接触球轴承田轴：7012CD=95B=18角接触球轴承选择主轴的轴承于采用三支承结构的箱体加工工艺性较差，前、中、后三个支承孔很难保证有较高的同轴度。主轴安装时，易产生变形，影响转动件精度啮合，工作时噪声及发热较大，故车床主轴部件采用二支承结构中，主轴(IV轴)前支承任采用NN3020双列圆柱滚子轴承(D=150B=37),承受径向力；后支承采

49、用推力轴承51218,承受轴向力；及单列圆锥滚子轴承30217(D=160B=30),承受向左方向的轴向力及径向力。双列圆柱滚子轴承具有旋转精度高，刚度好，调整方便等优点，但只能承受径向载荷。、确定弹性模量E、惯性距I、1c和长度a、b、so主轴的惯性距I为:_44一64I0.05102.5604.8710mm26轴的材产选用40Cr,E2.1107MPa;主轴C段的惯性距Ic可近似地算:Ia1.2I1.24.871065.85106mm4根据齿轮、轴承宽度以及结构需要，取b=54mm、只考虑F力作用在主轴前端时轴端的位移VF2aaLVFF-KAKAa2(L)VFF3EIaI-(1AKA(L)

50、21786411075854872218.41104,12、4()2218.41104617.2103cm、只考虑驱动力Q作用在主轴两支撑间时，轴端的位移VQVQabc(1一)Lc(La)6EIKAL2abKBL2125.427.8(127.8VQ3844617.68103cm62.110748727.8(6112)_Z41_22218.411061125.44_22068.581061、求主轴前端C点的终合挠度Vc3综合挠度VcVFVQ7.210(7.68103)1.61102cm；又y0.0002L0.000210160.2032cm.因为VcV,所以此轴满足要求

51、。5.2齿轮校验272088104,u1kkvkaksNQfzmu-大齿轮齿数与小齿轮齿数之比;k-齿向载荷分布系数；kv-动载荷系数；kA-工况系数；K-寿命系查机械装备设计表10-4及图10-8及表10-2分布得kHB1.15,kFB1.20;kv1.05,kA1.25假定齿轮工作寿命是48000h,故应力循环次数为N60njLh60301480008.64107次查机械装备设计图10-18得KFN0.9,KHN0.9,所以:2）弯曲应力:191105kkvkaksN2zmBYnj查金属切削手册有Y=0.378,代入公式求得：Qw=158.5Mpa查机械设计图10-21e,齿轮的材产选40

52、Cr渗碳，大齿轮、小齿轮的硬度为60HRC,故有f1650Mpa,从图10-21e读出w920Mpa。因为：28w,故满足要求，另外两齿轮计算方法如上，均符合要求。在验算算速箱中的齿轮应力时,轮进接触应力和弯曲应力的验算。轮。选相同模数中承受载荷最大， 齿数最小的齿这里要验算的是齿轮1,齿轮11,这两个齿齿轮11的齿数为21,模数为8,齿轮的应力:1）接触应力:uBnj3208810f21867、(1)1.151.051.250.97.50.960.980.982167803021_3_1.1210MPa六、结构设计及说明6.1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

53、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。课程设计由于时间的限制，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。6.2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，

54、 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，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，通过空心轴中的拉杆来操纵离合器的结构。29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。6.3齿轮块设计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