C616车床变速箱-毕业设计说明书

1、1. 绪论1.1 课题研究背景金属切削机床是制造机器人的机器，成为“工作母机”，习惯上成为机床。金属切削机床是用切削方法将金属毛坯加工成机器零件的机器。机床的属性决定了它在国民经济中的重要地位。机械的水平随着机床的精密程度的提高而提高，机床的技术水平直接影响机械制造工业产品的质量和劳动生产效率，机床直接标志着一个国家的工业生产的能力和科学计数水平。机床产品设计是设计人员根据市场，社会和人们对机床的需要所进行的构思，计算，试验，选择方案，确定尺寸，绘制图纸以及编制技术文件等一系列创造性活动的总称，是机床产品实现的必要前提，是产品开发过程中至关重要的环节。机床技术参数有主参数和基本参数，他们是运动

2、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

3、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。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

4、，降低成本。1.2 研究的意义随着科学计数和社会生产的不断发展，对机电产品的质量和生产率提出了越来越高的要求。它对提高生产率，保证产品质量，改善劳动强度和降低生产成本都起到了至关重要的作用。机床工业发展到今天，技术已相当成熟，自动化、高精度、高效率、多样化已成为当今时代机床发展的特征。多样化的发展已经是机床的特点，技术的发展速度的更新和产品的加速使机床不仅要保证加工精度，还必须有一定的刚度和柔性，使之能方便的适应加工。2设计计算2.1普通车床的规格2.1.1车床的规格系列和用处机床设计的初始，首先需要确定有关参数，他们是传动设计和机构设计的依据，影响到产品是否能满足所需要的功能要求。因此，对这

5、些基本知识和资料作些简要介绍。本次设计的是C616型车床主轴变速箱。该车床主要用于加工回转体零件。表1.1 C616车床的主参数和基本参数表工件最大回转直径320主轴最高转速2500主轴最低转速50电机功率4公比1.26转速计数Z183.主动参数参数的拟定3.1 确定传动公比根据文献1中公式（3-2）因为已知，。因此，可得，进而得根据文献1中表3-5 标准公比。这里我们取标准公比系列。因为，根据表3-6标准数列。首先找到最小极限转速50，再每跳过3个数取一个转速，即可得到公比为1.26的数列：50，63，80，100，125，160，200，250，315，400，500，630，800，10

6、00，1250，1600，2000，2500。3.2 主电动机的选择合理的确定电机功率P，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。现在以常见的中碳钢为工件材料，取45号钢，正火处理，车削外圆，表面粗糙度。采用车刀具，可转位外圆车刀，刀杆尺寸：。刀具几何参数：，=6，=75，=15，。现以确定粗车是的切削用量为设计：确定背吃刀量和进给量，根据文献2表8-50，取，取。确定切削速度，根据文献2表8-57，取。机床功率的计算：主切削力的计算，根据文献2表8-59和表8-60，主切削力的计算公式及有关参数：切削功率的计算依照一般情况，取机床变速效率。得功率：根据

7、3表12-1所示Y系列电动机的技术数据,Y系列电动机为一般用途全封闭自扇冷式笼型异步电动机，具有防尘埃、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点，B级绝缘，工业环境温度不超过+40，相对湿度不超过95%，海拔高度不超过1000m，额定电压380V，频率50Hz。适用于无特殊要求的机械上，如机床，泵，风机，搅拌机，运输机，农业机械等。根据以上要求，我们选取Y112M-4型三相异步电动机，额定功率4kW，满载转速1440r/min，额定转矩。 至此，可得到上表1.1中的C616车床的相关参数。4.变速结构的设计4.1 主变速方案拟定拟定变速方案，包括变速型式的选择以及开停、换向、制动、操纵等整个变速系统

8、的确定。变速型式则指变速和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的变速型式、变速类型。变速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，确定变速方案和型式，要从结构、工艺、性能及经济等多方面统一考虑。变速方案有多种，变速型式更是众多，比如：变速型式上有集中变速，分离变速；扩大变速范围可用增加变速组数，也可采用背轮结构、分支变速等型式；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，我们采用集中变速型式的主轴变速箱。4.2 变速结构式、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变速不失为有用的方

9、法，但对于分析复杂的变速并想由此导出实际的方案，就并非十分有效。4.2.1 确定变速组及各变速组中变速副的数目级数为Z的变速系统由若干个顺序的变速组组成，各变速组分别有、个变速副。即。由于结构的限制，在变速副中，选择2或3较为合适，即变速级数Z应为2和3的因子：，可以有以下三种方案：4.2.2 变速式的拟定18级转速变速系统的变速组，选择变速组安排方式时，考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。从电动机到主轴，一般为降速运动。接近电动机处的零件，转速较高，从而转矩较小，尺寸也就较小。如使传动副较多的变速组放在接近电动机处，则可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件也就少些，就会节省材料，这也就是

10、“前多后少”的原则。此外，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。最后一个变速组的变速副数常选用2，或者用一个定比传动副。综上所述，以选取的方案比较合适。4.2.3 结构式的拟定对于传动式，有6种结构式和对应的结构网。分别为： (a) (b) (c) (d) (e) (f) 图4.1 18级结构网的各种方案由于本次设计的机床 = 1 * ROMAN I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。初选的方案。设计车床主变速传动系时，为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，在降速变速中，一般限制最小传动比 ；为避免扩大传动误差，减少震动噪声，在升速时一

11、般限制最大传动比，决定了一个传动组的最大变速范围。斜齿圆柱齿轮传动较平稳，可取。因此在主传动链任一传动组的最大变速范围一般为。在设计时必须保证中间变速轴的变速范围最小。4.2.4 结构网的拟定根据中间变速轴变速范围小的原则选择结构网。从而确定结构网如下： 图4.2 变速系统的结构网4.2.5 结构式的拟定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。，其中，。经计算得，符合要求。4.2.6 绘制转速图 运

12、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. 选择Y112M-4型Y系列笼式三相异步电动机。2. 分配总降速变速比总降速变速比 。分配总降速传动比时，根据降速比分配应依照“前慢后快”的原则以及摩擦离合器的工作速度要求，确定各变速组的最小传动比。同时要考虑是否增加定比传动副，一时转速数列符合标准和有利于较小齿数和减小径向与轴向尺寸。3. 确定各级转速由、z = 18确定各级转速：50，63，80，100，125，160，200，250，315，400，500，630，800，100

13、0，1250，1600，2000，2500 r/min。4. 绘制转速图在五根轴中，除去电动机轴，其余四轴按变速顺序依次设为、(主轴)。与、与、与轴之间的变速组分别设为a、b、c。现由(主轴)开始，确定、轴的转速：(1) 先来确定轴的转速变速组c 的变速范围为，可知两个传动副的传动比必然是极限值。结合结构式，轴的九种转速只有一种可能，即为200，250，315，400，500，630，800，1000，1250 r/min。(2) 确定轴的转速变速组b的级比指数为3，希望中间轴转速较小，因而为了避免升速，又不致变速比太小，可取 ，轴的转速确定为：800，1000，1250r/min。(3) 确

14、定轴的转速对于轴，其级比指数为1，可取 ，确定轴转速为1250r/min。由此也可确定加在电动机与主轴之间的定变速比。下面画出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）。图4.3 18级变速系统的转速图4.2.7 确定各变速组变速副齿数齿轮齿数的确定，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1表3-9中选取，其中有数字的即为可能方案。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

15、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。根据1，查表3-9各种常用变速比的使用齿数。1. 变速组a:已知，可得：时：时：时：可取,于是可得轴齿轮齿数分别为：36、32、28。于是，可得轴上的齿轮齿数分别为：36、40、44。2. 变速组b:已知，可得：时：时：时：可取,于是可得轴齿轮齿数分别为：42、28、17。于是，可得轴上的齿轮齿数分别为：42、56、68。3. 变速组c:已知，可得：时：时：可取,于是可得轴齿轮齿数分别为：38、23。于是，可得轴上的齿轮齿数分别为：76、91。4.2.8 验算转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过，即：对于最低转速50r

16、/min对于转速80r/min对于转速100r/min对于转速125r/min对于转速160r/min对于转速200r/min对于转速250r/min对于转速315r/min对于转速400r/min对于转速500r/min对于转速630r/min对于转速800r/min对于转速1000r/min对于转速1250r/min对于转速1600r/min对于转速2000r/min对于最高转速2500r/min 综上计算验证，所有转速误差均在误差许可范围之内，故齿轮齿数选取合理。4.2.9 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4.4 变速系统图5.结构设计5.1 结构设计的

17、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：布置传动件及选择结构方案。检验传动设

18、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。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。5.2 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，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。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

19、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，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。5.3 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)。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

20、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，一般采用湿式。在确定轴向尺寸时，摩擦片不压紧时，应留有的间隙，间隙应能调整。离合器及其压紧装置中有三点值得注意：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。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

21、闭系统，不增加轴承轴向复合。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。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。5.4 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，作用在一个齿轮上的载荷是变化的。同时由于齿轮制造及安装误差等，不可避免要产生动载荷而

22、引起振动和噪音，常成为变速箱的主要噪声源，并影响主轴回转均匀性。在齿轮块设计时，应充分考虑这些问题。齿轮块的结构形式很多，取决于下列有关因素：是固定齿轮还是滑移齿轮；移动滑移齿轮的方法；齿轮精度和加工方法；变速箱中齿轮用于传递动力和运动。它的精度选择主要取决于圆周速度。采用同一精度时，圆周速度越高，振动和噪声越大，根据实际结果得知，圆周速度会增加一倍，噪声约增大6dB。工作平稳性和接触误差对振动和噪声的影响比运动误差要大，所以这两项精度应选高一级。为了控制噪声，机床上主传动齿轮都要选用较高的精度。大都是用7-6-6，圆周速度很低的，才选8-7-7。如果噪声要求很严，或一些关键齿轮，就应选6-5

23、-5。当精度从7-6-6提高到6-5-5时，制造费用将显著提高。不同精度等级的齿轮，要采用不同的加工方法，对结构要求也有所不同。8级精度齿轮，一般滚齿或插齿就可以达到。7级精度齿轮，用较高精度滚齿机或插齿机可以达到。但淬火后，由于变形，精度将下降。因此，需要淬火的7级齿轮一般滚(插)后要剃齿，使精度高于7，或者淬火后在衍齿。6级精度的齿轮，用精密滚齿机可以达到。淬火齿轮，必须磨齿才能达到6级。机床主轴变速箱中齿轮齿部一般都需要淬火。滑移齿轮进出啮合的一端要圆齿，有规定的形状和尺寸。圆齿和倒角性质不同，加工方法和画法也不一样，应予注意。选择齿轮块的结构要考虑毛坯形式(棒料、自由锻或模锻)和机械加

24、工时的安装和定位基面。尽可能做到省工、省料又易于保证精度。齿轮磨齿时，要求有较大的空刀(砂轮)距离，因此多联齿轮不便于做成整体的，一般都做成组合的齿轮块。有时为了缩短轴向尺寸，也有用组合齿轮的。要保证正确啮合，齿轮在轴上的位置应该可靠。滑移齿轮在轴向位置由操纵机构中的定位槽、定位孔或其他方式保证，一般在装配时最后调整确定。5.5 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

25、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。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

26、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。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

27、厚，不得小于，以免加工时孔变形。花键轴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：轴的长度。长轴要考虑热伸长的问题，宜由一端定位。轴承的间隙是否需要调整。整个轴的轴向位置是否需要调整。在有轴向载荷的情况下不宜采用弹簧卡圈。加工和装配的工艺性等。5.6 主轴组件设计主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件(车床)或者刀具(铣床、钻床等)的主

28、轴参予切削成形运动，因此它的精度和性能直接影响加工质量(加工精度和表面粗糙度)，设计时主要围绕着保证精度、刚度和抗振性，减少温升和热变形等几个方面考虑。5.6.1 各部分尺寸的选择主轴形状与各部分尺寸不仅和强度、刚度有关，而且涉及多方面的因素。内孔直径：车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶杆，必须是空心轴。为了扩大使用范围，加大可加工棒料直径，车床主轴内孔直径有增大的趋势。轴颈直径：前支撑的直径是主轴上一主要的尺寸，设计时，一般先估算或拟定一个尺寸，结构确定后再进行核算。前锥孔直径：前锥孔用来装顶尖或其他工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏5号锥孔。支撑跨距及悬伸长度：

29、为了提高刚度，应尽量缩短主轴的外伸长度。选择适当的支撑跨距，一般推荐取：，跨距小时，轴承变形对轴端变形的影响大。所以，轴承刚度小时，应选大值，轴刚度差时，则取小值。跨距的大小，很大程度上受其他结构的限制，常常不能满足以上要求。安排结构时力求接近上述要求。5.6.2 主轴材料和热处理在主轴结构形状和尺寸一定的条件下，材料的弹性模量越大，主轴的刚度也越高，由于钢材的值较大，故一般采用钢质主轴，一般机床的主轴选用价格便宜、性能良好的45号钢。提高主轴有关表面硬度，增加耐磨性，在长期使用中不至于丧失精度，这是对主轴热处理的根本要求。机床主轴都在一定部位上承受着不同程度的摩擦，主轴与滚动轴承配合使用时，

30、轴颈表面具有适当的硬度可改善装配工艺并保证装配精度，通常硬度为即可满足要求。一般机床的主轴，淬火时要求无裂纹，硬度均匀；淬硬层深度不小于，最好,使精磨后仍能保留一点深度的淬硬层，主轴热处理后变形要小。螺纹表面一般不淬火；淬火部位的空刀槽不能过深，台阶交接处应该倒角；渗氮主轴的锐边、棱角必须倒圆，可避免渗氮层穿透剥落。5.6.3 主轴轴承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：600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

31、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)，只有在载荷比较大、轴产生弯曲变形时，辅助

32、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

33、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。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

34、圈向大端轴向移动时，由于的内錐孔，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。5.6.4 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。5.6.5

35、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，一种轴与轴承盖之间留的间隙(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。5.6.6

36、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。当后支承采用推力轴承时，推力轴承承受着前向后的轴向力，推力轴承紧靠在孔的内端面，所以，内端面需要加工，端面和孔有较高的垂直度要求，否则将影响主轴的回转精度。支承孔如果直接开在箱体上，内端面加工有一定难度。为此，可以加一个杯形套孔解决，套孔单独在车床上加工，保证高的端面与孔德垂直度。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。其他部分处理后，调整硬度为。

37、5.7 操纵机构1-支座；2-拨块；3-杠杆；4-销子；5-轴孔；6-操纵手轮；7,7-压块图5-1 进给箱基本组的操纵机构图5-1为进给箱中基本组的操纵机构工作原理图。基本组的四个滑移齿轮是由一个手轮集中操纵的，手轮6的端面上开有一环形槽，在槽中有两个间隔的直径比槽的宽度大的孔和，孔中分别安装带斜面的压块1和2，其中压块1的斜面向外斜，压块2的斜面向里斜。在环形槽中还有四个均匀分布的销子5，每个销子通过杠杆4来控制拨快3，四个拨快分别拨动基本组的四个滑动齿轮。手轮6在圆周方向有八个均布的位置，当它处于图所示的位置时，只有左上角杠杆的销子控制拨快3将滑动齿轮拨至左端位置，其余三个销子都处于环形

38、槽中，其相应的滑动齿轮都处于各自的中间(空挡)位置。1-支座；2-拨块；3-杠杆；4-销子；5-轴孔；6-操纵手轮；7,7-压块；8-钢球；9-调节螺钉图5-2 基本组操纵机构立体图当需要改变基本组的传动比时，先将手轮6沿轴向外拉，拉出后就可以自由转动进行变速。由于手轮6向外拉后，销子在长度方向上还有一小段仍保留在槽及孔中，则手轮6转动时，销子就可以沿着孔的内壁滑到槽中，手轮6欲转达到周向位置可由固定环的缺口中观察到。当手轮转到所需位置后，例如从图示位置逆时针转过，将手轮重新推入，这时孔中的压块1的斜面推向销子向外，使左上角杠杆向顺时针方向摆动，于是便将相应的滑轮推向右端啮合位置。而其余三个销

39、子仍都在环形槽中，其相应的滑动齿轮也都处于中间空挡位置。1-丝杠；2-凸轮；3-操纵轴；4,5,6-杠杆5-3 螺纹种类移换机构及丝杠，光杠的操纵机构图5-3为车床螺纹变换机构(移换机构和转换机构)的操纵机构工作原理图。移换机构的两齿轮由同一手柄操纵，杠杆机构实现了它们的联动和反向，偏心的槽型凸轮兼顾控制丝杠和光杠的转换齿轮。当进行公制，英制和丝杠，光杠的移换时，转动手柄，通过套筒与键使凸轮盘转动，通过槽中销子带动左边杠杆绕支点摆动，经过连杆带动另一端杠杆绕支点摆动，使两拨叉波动移换机构的滑移齿轮，进行公制与英制螺纹的变换。凸轮盘的槽中还有销子可带动右边杠杆绕支点摆动，带动拨叉拨动联接丝杠或光

40、杠传动的滑移齿轮以接通或断开丝杠与光杠的传动。 6.传动件的设计6.1 带轮的设计一般机床上都采用三角带进行传动。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。电动机转速，传递功率，传动比，两班制，一天运转16小时，工作年数10年。1. 选择三角带的型号由参考文献4中表8-7可查得，工作情况系数。故根据参考文献4中公式(8-21)，计算计算功率得：式中，-电动机额定功率， -工作情况系数 因此根据、和参考文献4中图8-11可知，普通V带轮型图选用B型。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

41、。为提高带的寿命，小带轮的直径不宜过小，即。查参考文献4中表8-8、图8-11和表8-6取主动小带轮基准直径。由参考文献4公式(8-15a)，式中：-小带轮转速，-大带轮转速，-带的滑动系数，一般取0.02。可得，经圆整后，取值为145mm。3. 验算带速度按参考文献4中，式(8-13)验算带的速度 因为，故带速合适。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：根据参考文献4中经验公式(8-20)取，取=600mm.5. 三角带的计算基准长度由参考文献4中(8-22)计算带轮的基准长度由参考文献4中表8-2，圆整到标准的计算长度，。6. 验算三角带的挠

42、曲次数7. 确定实际中心距按参考文献4中公式(8-23)计算实际中心距8. 验算小带轮包角根据文献4中公式(8-25)，对小带轮包角进行验证。，故主动轮上包角合适。9. 确定三角带根数根据参考文献4中式(8-26)，得取根。10. 计算预紧力查参考文献4中表8-3，。由参考文献4中式(8-27)其中：-带的变速功率，； -带速，； -每米带的质量，；取。11. 计算作用在轴上的压轴力传动比查表参考文献4中表8-4a由和,得。6.2 传动轴的直径估算和验算传动轴不仅要满足强度要求，还要满足刚度要求。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。机床的主传动系统精度要求很高，不允许有较大

43、的变形。行刺，疲劳强度一般不是主要毛肚。除了在载荷很大的情况，在其他情况下工作时，不必要验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下(弯曲、轴向、扭转)不致产生过大的变形(弯曲、失稳、转角)。如果刚度不足，轴上的零件如齿轮、轴承等将由于变形过大而不能正常工作，或者产生振动和噪声，发热，过早磨损而导致零件失效。因此，在按扭转刚度估算轴的直径后，要根据受力情况、结构布置和有关尺寸，验算弯曲刚度，从而保证传动轴有足够的刚度。6.2.1 确定各轴转速1. 确定主轴计算转速：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。则主轴的计算转速为2.

44、各变速轴的计算转速： 轴的计算转速可从主轴160r/min按23/92的变速副找上去，轴的计算转速为630r/min；轴的计算转速为1250r/min；轴的计算转速为1250r/min。3. 各齿轮的计算转速各变速组内一般只计算组内最小齿轮，也是最薄弱的齿轮，故也只需确定最小齿轮的计算转速。变速组c中，只需计算z = 23 的齿轮，计算转速为630r/min；变速组b中，要计算z = 17的齿轮，计算转速为1250r/min；变速组a中，应计算z = 28的齿轮，计算转速为1250r/min。6.2.2传动轴直径的估算传动轴直径按扭转刚度，并根据下列公式，确定各轴最小直径：根据参考文献5中公式

45、(7-1)，式中，-传动轴的输入功率； -该传动轴的计算转速r/min；-每米长度上允许的扭转角(deg/m)，取。1. 轴的直径：取，。2. 轴的直径：取，。3. 轴的直径：取，。当轴上有键槽时，直接值应相应增大；当轴为花键轴时，可将估算的值减小7%为花键轴的小径；空心轴时，需乘以计算系数，值见参考文献5中的表7-12。和为有键槽并且轴为空心轴，和为花键轴。根据以上原则各轴的直径取值：，和在后文给定，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，故我采用矩形花键连接。按规

46、定，矩形花键的定心方式为小径定心。查参考文献5中表5-3-30的矩形花键的基本尺寸系列，轴花键轴的规格为；轴花键轴的规格为。4. 各轴间的中心距的确定：6.2.3 键的选择查参考文献4中表6-1选择轴上的键，根据轴的直径，键的尺寸选择键宽和键高，取，键的长度取。主轴处键的选择同上，键的尺寸为，键的长度取。6.3 传动轴的校核机床主传动轴的弯曲刚度验算，主要验算轴上装齿轮和轴承处的薄弱环节的挠度和倾角。各个轴的挠度和装齿轮和轴承处的倾角，应小于弯曲刚度的许用值和值，即满足：计算轴本身弯曲变形产生的挠度和倾角时，一般常将轴简化为集中载荷下的简支梁。验算倾角时，若支撑类型相同则只需验算支反力最大支撑

47、处的倾角；当此倾角小于安装齿轮处规定的许用值时，则齿轮处倾角不必验算。验算挠度时，要求验算受力最大的齿轮处，但通常可验算传动轴中点处挠度（误差3%）。当轴的各段直径相差不大并且计算精度要求不高时，可看作等直径的轴，采用平均直径进行计算，计算花键轴的刚度时可采用平均直径或当量直径。由参考文献5中的计算挠度和倾角的计算公式，分别求出各载荷作用下所产生的挠度和倾角，然后叠加，注意方向符号，在同一平面上进行代数叠加，不在同一平面上进行向量叠加。6.3.1 传动轴的校核1. 轴的校核通过受力分析，在轴的三对啮合齿轮副中，中间的齿轮对轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核。最大挠度：式中

48、：-材料弹性模量；-轴的转动惯量；。查参考文献1中表3-12许用挠度；因为，故选用合格。2. 轴、轴的校核同上。6.3.2 键的校核键的材料都是钢，由参考文献4中表6-2，可以查到键的许用挤压应力取值范围为，取其中间值，得。键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度。由参考文献4中式(6-1)可得式中：-传递的转矩，； -键与轮毂键槽的接触高度，此处为键的高度，； -键的工作长度，圆头平键，为键的公称长度，-键的宽度，； -轴的直径，； -键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，由以上计算，键连接的挤压强度足够了。6.4 各变速组齿轮模数的确定和校核6.4.1 齿轮模数的确定：齿轮模数的估算。通常

49、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参考文献5中表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，查参考文献4中表10-8齿轮精度选用7级精度，再由参考文献4中表10-1选择小齿轮材料为(调质)，硬度为：根据参考文献5中表7-17；有公式：齿面接触疲劳强度：；齿轮弯曲疲劳强度：。1. 变速组a：分别计算各齿轮模数，先计算最小齿数28的齿轮。(1)齿面接触疲劳强度：其中：-公

50、比，取； -齿轮传递的名义功率，； -齿宽系数； -齿轮许允接触应力，由参考文献5中图7-6进行查取，故可得； -计算齿轮计算转速；-载荷系数，取。故，可算得齿面接触疲劳强度。根据参考文献6表10-4将齿轮模数圆整为。齿轮弯曲疲劳强度：其中：-齿轮传递的名义功率，； -齿宽系数； -齿轮许允齿根应力，由参考文献5中图7-11进行查取，故可得；-计算齿轮计算转速；-载荷系数，取。故，可算得齿轮弯曲疲劳强度根据参考文献6中表10-4将齿轮模数圆整为。因为，选取模数。于是变速组a的齿轮模数取，。轴上主动轮齿轮的直径：轴上从动轮齿轮的直径分别为： 2. 变速组b：确定轴上另两联齿轮的模数，先计算最小齿

51、数17的齿轮。(1)齿面接触疲劳强度：其中：-公比，取； -齿轮传递的名义功率，； -齿宽系数； -齿轮许允接触应力，由参考文献5中图7-6进行查取，故可得； -计算齿轮计算转速；-载荷系数，取。故，可算得齿面接触疲劳强度。根据参考文献6表10-4将齿轮模数圆整为。齿轮弯曲疲劳强度：其中：-齿轮传递的名义功率，； -齿宽系数； -齿轮许允齿根应力，由参考文献5中图7-11进行查取，故可得；-计算齿轮计算转速；-载荷系数，取。故，可算得齿轮弯曲疲劳强度根据参考文献6中表10-4将齿轮模数圆整为。故，可选取模数。于是变速组a的齿轮模数取，。轴上主动轮齿轮的直径：轴上从动轮齿轮的直径分别为：3. 变

52、速组c：为了使传动平稳，所以使用斜齿轮，取，螺旋角。计算中心距，。经圆整为235mm。修正螺旋角，。因值改变不多，所以参数，等值不必修正。所以轴上两主动轮齿轮的直径分别为：轴上两从动轮齿轮的直径分别为：4. 标准齿轮参数：，。从参考文献7中表5-1查得以下公式：齿顶圆直径；齿根圆直径；分度圆直径；齿顶高；齿根高； 由，以上公式可以计算齿轮的具体值，见下表：表5.1齿轮尺寸表 (单位：mm)齿轮12345678齿数2832364440361728模数33333344分度圆直径849610813212010868112齿顶圆直径9010211413812611476120齿根圆直径76.588.5

53、100.5124.5112.5100.558102齿顶高33333344齿根高3.753.753.753.753.753.7555齿轮910111213141516齿数4268564223769138模数44444444分度圆直径16827222416894.8313.3375.1156.7齿顶圆直径176280232176102.8321.8383.1164.7齿根圆直径15826221415884.8303.3365.1146.7齿顶高44444444齿根高555555556.4.2 齿宽的确定由公式得：1. 轴主动轮齿轮；2. 轴主动轮齿轮；3. 轴主动轮齿轮。一般一对啮合齿轮，为了防止

54、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，选取：，。6.4.3 齿轮结构的设计通过齿轮传动强度的计算，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。当齿顶圆直径时，可以做成实心式结构的齿轮。当时，可做成腹板式结构，再考虑到加工问题，现决定把齿轮9，10，11，12，14，15和16做成腹板式结构。其余做成实心结构。根据参考文献4中图10-39(a)，可进行齿轮9，10，11，12，14，15和16的结构尺寸计算，如下所示：齿轮9结构尺

55、寸计算：则齿轮10，11，12，14，15和16的结构尺寸如上述方式进行选取设计。6.5 带轮结构设计1. 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，小功率时采用铸铝或塑料。2. 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(参考文献4中图8-14a)、腹板式(参考文献4中图8-14b)、孔板式(参考文献4中图8-14c)、椭圆轮辐式(参考文献4中图8-14d)。V带轮的结构形式与基准直径有关，当带轮基准直径(为安装带轮的轴的直径，)时。可以采用实心式，当可以采用腹板式，当，同时时可以采用孔板式，当时，可以采用轮

56、辐式。带轮宽度：。分度圆直径：。是深沟球轴承6210轴承外径，其他尺寸见带轮零件图。3. V带轮的轮槽V带轮的轮槽与所选的V带型号相对应，见参考文献4中表8-10所示：槽型143.5010.811.5V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带轮轮槽的工作面的夹角做成小于。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外圆和底部的最小高度和。轮槽工作表面的粗糙度为。4. 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砂眼、裂缝、缩孔及气泡；铸造带轮在不

57、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，反之要做动平衡。其他条件参见中的规定。6.6 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：根据参考文献15和参考文献14中表6-3-20，得：1. 计算转矩，经参考文献15中表6-3-21，可查得。计算得，。2. 摩擦盘工作面的平均直径式中，-轴的直径，。3. 摩擦盘工作面的外直径4. 摩擦盘工作面的内直径5. 摩擦盘宽度b6. 摩擦面对数，查参考文献

58、15中表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，许用温度。故，可将圆整为9。因此，摩擦面片数。7. 摩擦片脱开时所需的间隙，因为采用湿式，所以。8. 许用传递转矩因为，。9. 压紧力Q10. 摩擦面压强根据参考文献14中表22.7-7选用带滚动轴承的多片双联摩擦离合器，因为该摩擦离合器是安装在箱内，所以采取湿式。结构形式见参考文献14中表22.7-7图(a)。6.7 齿轮校验 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，齿数最小的齿轮进接触应力和弯曲应力的验算。这里要验算的是齿轮1，齿轮7，齿轮13这三个齿轮。齿轮强度校核计算公式为：弯曲疲

59、劳强度和接触疲劳强度。6.7.1 校核变速组齿轮1. 弯曲疲劳强度校核齿数为28的齿轮，确定各项参数：(1),(2)确定动载系数齿轮精度为7级，由参考文献4中图10-8查得动载系数。由参考文献4中，查得使用系数。(3)齿宽。(4)确定齿向载荷分配系数：取齿宽系数.查参考文献4中表10-4，得非对称齿向载荷分配系数；，查参考文献4中图10-13得。(5)确定齿间载荷分配系数：由参考文献4中表10-2查的使用，由参考文献4中表10-3查得齿间载荷分配系数。(6)确定载荷系数：。(7)查参考文献4中表10-5齿形系数及应力校正系数；。(8)计算弯曲疲劳许用应力，由参考文献4中图10-20(c)查得小

60、齿轮的弯曲疲劳强度极限。参考文献4中图10-18查得，寿命系数，取疲劳强度安全系数。可计算得，。，可得，2. 接触疲劳强度(1)载荷系数的确定：。(2)弹性影响系数的确定；查参考文献4中表10-6得。(3)查参考文献4中图10-21(d)得，。计算得，。经上述计算，可知齿轮1合适。6.7.2 校核变速组齿轮1. 弯曲疲劳强度校核齿数为17的齿轮，确定各项参数：(1),(2)确定动载系数齿轮精度为7级，由参考文献4中图10-8查得动载系数。由参考文献4中，查得使用系数。(3)齿宽。(4)确定齿向载荷分配系数：取齿宽系数.查参考文献4中表10-4，得非对称齿向载荷分配系数；，查参考文献4中图10-