机床主轴箱课程设计机床课程设计

工程内容结果工程内容结果751页概述 4机床主轴箱课程设计的目的 4设计任务和主要技术要求 4操作性能要求 5参数的拟定 5确定极限转速 5主电机选择 5传动设计 6主传动方案拟定 6传动构造式、构造网的选择 6确定传动组及各传动组中传动副的数目 7传动式的拟定 7构造式的拟定 7传动件的估算 9三角带传动的计算 9传动轴的估算 12主轴的计算转速 13各传动轴的计算转速 13各轴直径的估算 13齿轮齿数确实定和模数的计算 15齿轮齿数确实定 15齿轮模数的计算 16齿宽确定 21齿轮构造设计 22\l“_TOC_250024“带轮构造设计 23\l“_TOC_250023“传动轴间的中心距 23\l“_TOC_250022“轴承的选择 24\l“_TOC_250021“片式摩擦离合器的选择和计算 25\l“_TOC_250020“摩擦片的径向尺寸 25按扭矩选择摩擦片结合面的数目 25\l“_TOC_250019“离合器的轴向拉紧力 2626\l“_TOC_250018“反转摩擦片数 26\l“_TOC_250017“动力设计 27传动轴的验算 27\l“_TOC_250016“Ⅰ轴的强度计算 28\l“_TOC_250015“作用在齿轮上的力的计算 28\l“_TOC_250014“主轴抗震性的验算 30\l“_TOC_250013“齿轮校验 33轴承的校验 34\l“_TOC_250012“构造设计及说明 36\l“_TOC_250011“构造设计的内容、技术要求和方案 36\l“_TOC_250010“开放图及其布置 36\l“_TOC_250009“I轴〔输入轴〕的设计 37\l“_TOC_250008“齿轮块设计 38\l“_TOC_250007“其他问题 39传动轴的设计 40主轴组件设计 41\l“_TOC_250006“各局部尺寸的选择 42\l“_TOC_250005“主轴轴承 42\l“_TOC_250004“主轴与齿轮的连接 45\l“_TOC_250003“润滑与密封 45\l“_TOC_250002“其他问题 46\l“_TOC_250001“7.总结 46\l“_TOC_250000“明细表 49概述概述 1.1机床主轴箱课程设计的目的机床课程设计，是在学习过课程《机械制造装备设计》之后进机床主的设计任技术要求

计构思，方案分析，构造工艺性，机械制图，零件计算，编写技术计算力量。设计任务和主要技术要求一般机床的规格和类型有系列型谱作为设计时应当遵照的基型车床主轴变速箱。主要用于加工回转体。车床的主参数〔规格尺寸〕和根本参数：1、加工工件最大回转直径为：=320㎜时，机床到达的最高切削转速度nmax=2023r/min，最小转速nmin=27r∕min;i2、变速范围Rn=74.074；3、公比=1.33；4、转速级数z=16；5、电动机功率N=4.5kw操作性能要求1.3 操作性1、具有皮带轮卸荷装置能要求 2、手动操纵双向摩擦片离合器实现主轴的正反转及停顿运动要求3、主轴的变速由变速手柄完成4、床头箱的外型尺寸、与床头床身的联接要求与C618K-I车床的床头箱一样参数的拟定参数的拟定2.1确定极限转速nmaxRn nminR n

K=0.5，Rd=0.2～0.25∴d =KD=0.5×500=250mmmaxd =R×d

=〔0.～0.2·

=50～62.5

n 18.73~22.2min d

max

minr/min又∵Rn

=43～51

mx955.4r/min∴nmin

n /Rmax

18.73~22.2r/minnmax

1000Vmax

min

955.4r/min2.2 主电机选择合理确实定电机功率，使机床既能充分发挥其使用性能，满2.2

足生产需要，又不致使电机常常轻载而降低功率因素。异步电动机的转速有3000r/min 、1500r/min 、机选择

1000r/min、750 r/min，P 是7.1KW，依据《车床设计手

电机：额2选Y132M-7.50.87。

1440

rmin，

Y132M-4，额定功率7.5kw传动设

传动设计

转速1440r计 min ，主传动方案拟定主传 拟定传动方案，包括传动型式的选择以及开停、梦想、制动、动方案拟操纵等整个传动系统确实定传动型式则指传动和变速的元件机定 构以及组成、安排不同特点的传动型式、变速类型。传动方案和型式与构造的简单程度亲热相关，和工作性能也有关系。因此，确定传动方案和型式，要从构造、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，比方：传动型式上有轮构造、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。明显，可能的方案有很多，优化的方案也因条件而异。此次

0.87。

设计中，我们承受集中传动型式的主轴变速箱。构造式、结3.2 传动构造式、构造网的选择构网的选 构造式构造网对于分析和选择简洁的串联式的传动不失为有用的方法但对于分析简单的传动并想由此导出实际的方案就并择 非格外有效。副的数目

确定传动组及各传动组中传动副的数目级数为Z分别有Z、Z 、……个传动副。即ZZZZ 1 2 3传动副中由于构造的限制以2或3为适宜即变速级数Z应为2和3的因子：Zab ，可以有多种方案，例：18=3×3×2；18=2×3×2×2；18=2×3×[1+2×1×1]；18=2×3×[1×2×1]定定

传动式的拟定18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构造、装置和性能。2为宜。好。最终一个传动组的传动副常选用2。综上所述，传动式为18=2×3×2×2。构造式的拟定18=2×3×2×22为：1823 2 2 (2 ：内轮+背轮，2 ：重复6级)1 2 6 126 6 1261823 2 2 2 6级)1 2 6 126 126由于本次设计的机床I轴装有摩擦离合器，在构造上要求有一初选齿轮的齿根圆大于离合器的直径。初选18231 2

2 6

126

1823 21 2 62 ：内轮+26

126

：重复6级)的方案。 2126转速图的拟定

3.3转速图的拟定正转转速图：工程 内容 结果传动件的估算 主传动系图为：三角

传动件的估算4.1三角带传动的计算计算 三角带传动中，轴间距A可以加大。由于是摩擦传递，带与轮951页工程内容结果工程内容结果第第1251页简洁，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定比传动。选择三角带的型号依据公式P Kca a

P1.17.57.18KW

BP--Ka--工作状况系数8-8B确定带轮的计算直径DD 带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小D

不宜过小，即D

Dmin

8-3，

D=125mm8-7取主动轮基准直径D

=125mm。

D250mmD

n 2 1D2 n 12式中：n -小带轮转速，n

-大带轮转速，所以14402D 800125225mmA8-72250mm。确定三角带速度Dn

3.141251440 m按公式V

11 1000601000

9.95 s6010005m/min<V<25601000在以下范围内选取：依据阅历公式0.7D1

DA2

2D1

Dmm2即：262.5mm<A0

<750mm

A=600mm0A=600mm.0L三角带的计算基准长度LLL A

D

1795.5mm AL 26003.1412525025012520 2 46001795.5mm8-2L1800mm验算三角带的挠曲次数su1000mv11.0640次sL符合要求。(7)确定实际中心距ALL2AA 02060018001795.2602.25mm验算小带轮包角DD 18001适。

2A

1680

1200确定三角带根数Z8-22capzppkkcap0 0l传动比:vi 11440/8001.8vv2查表8-5c，8-5d得p=0.40KW,p =3.16KW0 08-8k=0.978-2kl=0.95

Z37.18Z 2.193.160.40.970.95所以取Z3根(10)计算预紧力查《机械设计》表8-4，q=0.18kg/mp 2.5 F500 ca 1qv20 vz k7.18 7.18 2.5 5009.9530.9710.189.952 207.52N(11)计算压轴力(F)p

min

2Z(F0

)min

sin/2传动轴的估算

23207.52sin1680/21238.3N传动轴的估算要冲突，除了载荷很大的状况外，可以不必验算轴的强度。刚度要足够的刚度。的计算转速

主轴的计算转速主轴的计算转速是低速第一个三分之一变速范围的最高一级转速：

nn

min

318n 201.2631j

63r/min各传动轴的计算转速各传动轴的计算

1880r/min63r/min，刚好能传递全部功率：V转速 所以：nV

=80r/min nⅣ同理可得：n=250r/min，n=630r/min，Ⅳ ⅢⅡ n=630r/min,n=800r/min =250r/minⅡ nⅢ各轴直径的估算4dKA4

Nj

=630r/min，其中：P-电动机额定功率K-键槽系数A-系数

nⅡ=630r/min,n-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；

Ⅰ=800r/minn-该传动轴的计算转速。j计算转速nj

是传动件能传递全部功率的最低转速。各传动件确定。Ⅰ轴：K=1.06，A=120所以d1

(1201.06)

7.50.96mm25.3mm ，4 80028mmⅡ轴：K=1.06，A=120d (1201.06)42

7.50.960.990.98mm27.4mm630, 30mmⅢ轴：K=1.06，A=110d (1101.06)43

6.985440.990.98mm38.5mm63040mmⅣ轴：K=1.06，A=100d (1001.06)44

6.985440.990.980.990.98mm25027.4mm, 30mmⅤ轴：K=1.06，A=90d (901.06)45

6.57530.990.98mm80

40mm38.5mm39mmⅥ轴：K=1.06，A=80d (801.06)46

6.37940.990.98mm6338.5mm齿轮

39mm此轴径为平均轴径，设计时可相应调整。齿轮齿数确实定和模数的计算4.3.1齿轮齿数确实定的计算齿轮齿数确实定

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18～20。承受三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：u11 0

1,u 12

11.412 Z

=34，3-6，齿数和S88zZ=34，Z =54，Z=39，Z =49； 2 3 4

Z =54，2Z =39，3其次组齿轮：u1

10

1,u2

12

1，u 2 3

Z=49；4SS88：Z5=34，zZ=34，Z=54，Z =44，Z=44，Z=25，Z第三组齿轮：u2 u 11 1 2 4S91：zZ =26，Z =65，Z =56，Z =35，11 12 13 14第四组齿轮：1传动比：u,u S95：Z =26，Z =65，Z =56，Z =35，4.3.2齿轮第五组齿轮：模数的计算1Sz100：Z =26，Z =654.3.2齿轮模数的计算(1)Ⅰ-Ⅱ齿轮弯曲疲乏的计算：Z6=63；Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14Z18，Z=54=44=44=25=63=26=65=56=35=35Z19=6520，，，，，，，=265 6 7 8 9 10传动比： ,1 2 5z15 16 17 181Z15Z=261Z15Z=26=65，，16Z17=56，19 20NN1

7.50.96kw7.2kwdm 32

N 7.2 mm 323 3znj

54500〔机床主轴变速箱设计指导P36，n 为大齿轮的计算转速可j依据转速图确定〕A3703

mm3703NnNj

7.2560

90A=90，由中心距A2A 290mjZZ1 2

2.0455434依据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。取m2.05 所以取m2.5jⅡ-Ⅲ齿轮弯曲疲乏的计算：N 7.50.960.990.980.99kw6.916kw2N 6.916m 32 3

mm323 2.62zn 63200jN 6.916A3703

mm3703 120.5n 200A=121，由中心距A2A 2121mjZZ1 2

2.756325依据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。mj2.75所以取m3Ⅲ-Ⅳ齿轮弯曲疲乏的计算：N 7.50.960.990.980.990.980.99kw36.71kwN 6.71m 32 3

znmm32365802.64j齿面点蚀的计算：N6.71NA3703 mm3703 161.9，n 80A=162，由中心距A2A 2162mjZZ1 2

65262.83依据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。取m 2.83 所以取m3Ⅳ-Ⅴ齿轮弯曲疲乏的计算：N 7.50.960.990.980.990.980.990.980.99kw36.51kwN 6.51m 32 3

znmm32372803.53j齿面点蚀的计算：N 6.51A3703

mm3703 160.3，n 80A=161，由中心距A2A 2161mjZZ1 2

72233.69依据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。取m 3.69 所以取m4Ⅴ-Ⅵ齿轮弯曲疲乏的计算：N 7.50.960.990.980.990.9830.990.980.990.980.99kw6.31kwm 32

N 6.31 mm 323 3znj

5663齿面点蚀的计算：A3703

N 6.31 mm 3703 171.89 n 63A=172，由中心距A2A 2172mjZZ1 2

3.445644依据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。取m 3.89 所以取m4(4)标准齿轮：20度，h*

1，c*

0.2510-2齿顶圆d =(z +2h*)ma 1 a齿根圆df

(z1

2h*a

2c*)m分度圆d=mz齿顶高h =h*ma a齿根高h =(h* +c*)mf a齿轮的具体值见表齿轮尺寸表齿轮ZM分度圆D齿顶圆da1342.585902542.51351403392.597.5102.54492.5122.5127.55343102108654316216874431321388443132138925375811063318919511263788412653195201135631681741435310511115234921001672428829617534212220184241681761944417618420564224232齿轮 齿根圆df1 91.252 141.253 103.754 128.755 109.56 169.57 139.58 139.59 82.510 196.511 85.512 202.513 175.514 112.515 10216 29817 22218 17819 18620 234

齿顶高ha91.25141.25103.75128.75109.5169.5139.5139.582.5196.585.5202.5175.5112.5102298222178186234

齿根高hf91.25141.25103.75128.75109.5169.5139.5139.582.5196.585.5202.5175.5112.5102298222178186234齿宽确定 4.3.4齿宽确定由公式Bm

m

6~10,m为模数得：BI其次套啮合齿轮BII第三套啮合齿轮BIIIVIVBBVIV

6~102.515~25mm6~10318~30mm6~10318~30mm6~10424~40mm6~10424~40mm大

B17mm1B1

17mm,B2

15mm，B3

17mm，B4

15mm，

B 15mm2B 19mm,B5 6B18mm,B8 9B 19mm,B11 B 25mm,B

18mm,B719mm,B1018mm,B1324mm,B

18mm18mm18mm,B1425mm

19mm

B 17mm3B 15mm4B 19mm5B 18mm15 16B 24mm,B18

1730mm,B20

29mm

6B 18mm7B 18mm8B 19mm9齿轮构造设计当160mmda

500mm时，可做成腹板式构造，再考虑

B 18mm10B 19mm11B 18mm12到加工问题，现敲定把齿轮14做成腹板式构造。其余做成实心结14

B 18mm13B 19mm14D d0 a

10~14Mn，D d

86mm，

B 25mm15270124222mm 4 4

B 24mm16B 25mmD 1.6d3 3

1.686138mm， 17D 0.25~0.35D2

D3

B 24mm180.322213825mm

B 30mm19B 29mm204.4 带轮

DD1

D/2180mm,C12mm3构造设计

带轮构造设计P156页，当dd

300mm时,。D是轴承外径，查《机械零件手册》确定选用深沟球轴承6211，d=55mm,D=100mm。带轮内孔尺寸是轴承外径尺寸100mm。齿《机械8-10b 8.5,hd a

2.0,hf

9.0,e12,f8,

min

5.5,38Bz1e2f5182764mmdd

280mm，传动轴间的中心距

d 1.9D1.8100mm180mm1C”5/28B11.412mmLB64mm,传动轴间的中心距d d 97.5122.5

d 110mmd 1 2 110mmd

2 2132132132mm

d 132mmIIIdIIIIV

2105168136.5mm2212168

IIIdIIIIV

136.5mmdV

190mm2dIV

176224200mm2

dIVV

190mm机床传动系统图如下：

d 200mmVIV的选择

轴承的选择Ⅰ轴：6208D=80B=18深沟球轴承Ⅱ轴：7207CD=72B=17角接触球轴承Ⅲ轴：7207CD=72B=17角接触球轴承Ⅳ轴：7208CD=80B=18角接触球轴承Ⅴ轴：7210CD=90B=20角接触球轴承Ⅵ轴： 3182115D=115B=30双向推力球轴承片式

片式摩擦离合器的选择和计算接通或脱开，具有结合平稳、没有冲击、构造紧凑的特点，局部零器的选择件已经标准化，多用于机床主传动。和计算

摩擦片的径向尺寸摩擦片的外径尺寸受到轮廓空间的限制，且受制于轴径d，而片的径向尺寸

影响离合器的构造和性能。一般外摩擦片的外径可取：D1d为轴的直径，取d=55，所以

d(2~6)mmD55+5=60mm1特性系数D1

与内片外径D2之比取=0.7，则内摩擦片外径D

16085.7mmD2 0.7D矩选择摩擦片结合面的数目

按扭矩选择摩擦片结合面的数目一般应使选用和设计的离合器的额定静扭矩M 和额定动扭j矩M 满足工作要求，由于一般机床是在空载下启动反向的，故只d需按离合器结合后的静负载扭矩来计算。即：2MK1000Z nfD2b0

p

Z=9 7.031.4100003.140.06757536.41.08.89Z=9器的轴向拉紧力摩擦片数

离合器的轴向拉紧力由QSpK，得：Q2939.41.10.943315.6N内片：Dp=72.85，查表取：D=85mm，d=55mmb=1.5mm,B=9.7mmH=23.5mm,=0.5mm外片：Dp=72.85，查表取：D=87mm，d=56mmb=1.5mm,B=20mmH=48mm,H1=42mm=0.5mm内外片的最小间隙为：0.2～0.4mm反转摩擦片数M KM K9550NNmj n nj1.395507.50.960.960.988002.8104Nm

Z=42MK1000Z nfD2b0

p 2.8100003.140.06757536.41.03.55Z=4动力设

5.1

动力设计计 速箱各轴的应力都比较小验算时通常都是用复合应力公式进展计算：轴的验算

——b——[b

M20.572[b W 为复合应力〔MPa〕]为许用应力〔MPa〕

]〔MPa〕——W实心轴：W

32

(mm3)空心轴：W

)](mm)0 4 332 Dd4 Zb(Dd)(Dd)2花键轴：W32D

32

(mm3)——d为空心轴直径，花键轴内径——D为空心轴外径，花键轴外径——d0为空心轴内径——b为花键轴的键宽——Z为花键轴的键数M为在危急断面的最大弯矩M M2x

M2y

N·mmTT955104NNj——N——NjPtPr

2TD0.5Pt5.1.1

5.1.1Ⅰ轴：P 7.50.8720.966.26I计算 Nn 9.55104I Nj9.55104

6.2680074728.75Nm作5.1.2作用在齿轮上的力的计算用在齿轮 轮的分度圆直径：上的力的d=mz=2.5×39=97.5mm计算F

2 274728.751532.9Nt D 97.52Fr

0.5Ft

0.51532.9766.45N轴向力：F Fa t

1532.9N方向如下图：F拉

F FF02 1 rF=1759.2N拉F=766.45Nr所以F2

F=－〔1759.2+766.45〕=－2525.65N1a105F+F1 r

〔105+40〕－F2

〔300+40+105〕=0F1F2

=2245.5N=280.1NVFE

FFF0t 1 2即：1759.2+1532.9FF 01 2a点为参考点，由弯矩平衡：tF×105－F×〔105+40〕+Ft1

〔300＋105＋40〕=0F1

=－3629NF=3653N2在V面的弯矩图如下：主轴抗震性的验算支撑刚度，包括轴承的弹性变形和坐圈接触变形。向心推力球轴承：=〔0.7~0.002〕d圆锥孔双列向力短圆柱滚子轴承：=

d

103R〔mm〕前轴承处d=100d100，R=5400kgfR12500kgf所以：=0.0108mmr =0.0251mmr1坐圆外变形：

4rk

d)5.1.3主轴抗震性的验算

r db D对于向心球轴承：D=150，d=100，b=60，取k=0.01所以： 454000.01(1

60)0.016mmr 3.1410060 150D=15d=10b=3k=0.0R=12500kgf所以：

37)0.053mmr 3.1410037 150所以轴承的径向变形：=r r

0.060.0160.076mmr =r1 r1

+=0.05+0.053=0.103mmr1支撑径向刚度：Rk=r

54000.076

71052.63kgfk R1 r1

125000.103

121359.22kgf量主要支撑的刚度折算到切削点的变形AY P [(1k )a22a1)]Az 9.8kA k L2 LBL=419mm，KA=121359.2kg/mm所以：2 2aY P [(1kA)a 1)]z 9.8kA k L2 LB 2940 [(1121359.22)1252

1)]9.8121359.22 78709.89 4192

4190.0045mm主轴本身引起的切削点的变形Y Pa2Ls 3FI其中：P=2940N，a=125mm，L=419mm，E=2×107N/cm，D=91mmI=0.5〔D-d=0.0×91-46〕=3163377.25m2所以：YPa2Ls 3FI 29401252419321073163377.254.25103mm主轴部件刚度PKY YPz s

29400.00450.00425

336000N/mm336N/m验算抗振性K b2)K cdimcos2)则：2K(1)b lim K coscd所以：2K(1)b lim

K coscdcos68.822.6mm0.02D 10mmmax所以主轴抗振性满足要求。齿轮校验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2，712接触应力公式：2088104

u1kkkkNQ f zm

vasuBnju 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 寿命系数s

主轴抗振性满足要求。查《机械装备设计》表10-4及图10-8及表10-2分布得k 1.15,kHB FB

1.20;kv

1.05,kA

1.25齿轮48000h，故应力循环次数为校验 N60njLh

605001480001.44109次10-18KFN

0.9,KHN

0.9，所以：2088103

1811.151.051.250.97.50.960.982 72 1.024 72 f 184

722150018弯曲应力：

Q 191105kkvkaksNw zm2BYnj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40Cr渗碳，大齿轮、f小齿轮的硬度为60HR，故有 1650MPa，从图10-21e读f出

920MPa。由于：w

f

,w

w

另外两齿轮计算方法如上，均符合要求。轴承的校验720630.5KN由于该轴的转速是定值n710r/min所以齿轮越小越靠近轴承进展校核。齿轮的直径 d242.560mmⅠ轴传递的转矩 T9550Pn7.50.96T9550 59.3 Nm7102T 259.3齿轮受力 Fr

1412 Nd 60103依据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为FlR r1 Flv1 l l1 25.3轴承的 R 14121060352 Nv2校验

齿轮均符合要求10-5fp1.21.8fp

1.3，则有：Pf XR1 p 1 1

1.310621378 NP f X R2 p 2 2

1.3352457.6 N轴承的寿命 由于P1

P12 ) ( ) ( )

38309.1h 60n P1h

60850 1378故该轴承能满足要求。构造设计及说明6.1构造设计的内容、技术要求和方案设计主轴变速箱的构造包括传动件〔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、润滑密封系统和图表示。课程设计由于时间的限制，一般只画开放图。有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题。前轴承处温度和温升的掌握，构造工艺性，操作便利、安全、牢靠原则，遵循标准化和通用化的原则。主轴变速箱构造设计时整个机床设计的重点，由于构造简单，构造求和方案

画草图。目的是：布置传动件及选择构造方案。，以便准时改正。验算供给必要的数据。开放图及其布置开放图就是依据传动轴传递运动的先后挨次，假想将各轴沿其轴线剖开并将这些剖切面平坦开放在同一个平面上。I

轴承能满足要求束，齿根圆的直径必需大于离合器的外径，负责齿轮无法加工。这通过空心轴中的拉杆来操纵离合器的构造。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扭矩太大，是制动尺寸增大。齿轮在轴上布置很重要，关系到变速箱的轴向尺寸，削减轴开放向尺寸有利于提高刚度和减小体积。6.3I〔输入轴〕的设计置 将运动带入变速箱的带轮一般都安装在轴端，轴变形较大，构造上应留意加强轴的刚度或使轴部受带的拉〔承受卸荷装置。I轴上装有摩擦离合器，由于组成离合器的零件很多，装配很不便利一般都是在箱外组装好I轴在整体装入箱内我们承受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。实现政反转的变换方案很多，我们承受正反向离合器。正装在箱内，一般承受湿式。0.2～0.4mm的间隙，间隙应能调整。离合器及其压紧装置中有三点值得留意：I轴的设计

德两个自由度，起了定位作用。弹性力的封闭系统，不增加轴承轴向复合。构造设计时应使加力环推动摆杆和钢球的运动是不行逆的，即操纵力撤消后，有自锁作用。I反的，二者的相对转速很高〔约为两倍左右。构造设计时应考虑这点。齿轮与轴之间的轴承可以用滚动轴承也可以用滑动轴承。滑套齿轮需要有轴向定位，轴承需要润滑。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齿轮制造及安装误差等，不行避开要产生动载荷而引起振动和噪音，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。齿轮块的构造形式很多，取决于以下有关因素：1〕是固定齿轮还是滑移齿轮；2〕移动滑移齿轮的方法；3〕齿轮精度和加工方法；圆周速度。承受同一精度时，圆周速度越高，振动和噪声越大，依据实际结果得知，圆周速度会增加一倍，噪声约增大6dB。工作平齿轮7—6—6，8—7—7。如块设计 果噪声要求很严，或一些关键齿轮，就应选6—5—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8度齿轮，一般滚齿或插齿就可以到达。7滚齿机或插齿机可以到达。但淬火后，由于变形，精度将下降。因7〔插〕后要剃齿，使精度高于7，或者淬火后在衍齿。66机床主轴变速箱中齿轮齿部一般都需要淬火。其他问题滑移齿轮进出啮合的一端要圆齿，有规定的外形和尺寸。圆齿和倒角性质不同，加工方法和画法也不一样，应予留意。选择齿轮块的构造要考虑毛坯形式〔棒料、自由锻或模锻〕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当牢靠。滑移齿轮在装配时最终调整确定。传动轴的设计合器和制动器等。传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作。6.4.1题传动轴的设计

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、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，有特地加花键轴，不装滑移齿轮的轴也常承受花键轴。花键轴承载力量高，加工和装配也比带单键的光轴便利。轴的局部长度上的花键，在终端有一段不是全高，不能和花键空协作。这是加工时的过滤局部。一般尺寸花键的滚刀直径D刀65～85mm。机床传动轴常承受的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升、多。但是滚锥轴承内外圈可以分开，装配便利，间隙简洁调整。所寸，首先取决于承载力量，但也要考虑其他构造条件。同一轴心线的箱体支撑直径安排要充分考虑镗孔工艺。成批箱体孔，要从两边同时进展加工；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，镗中间孔必需在箱内调刀，设计时应尽可能避开。既要满足承载力量的要求，又要符合孔加工工艺，可以用轻、中或重系列轴承来到达支撑孔直径的安排要求。5～10mm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G级精度。传动轴必需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，不管轴是否转动，是否受轴向力，都必需有轴向定位。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留意：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。在有轴向载荷的状况下不宜承受弹簧卡圈。加工和装配的工艺性等。主轴组件设计主轴组件构造简单，技术要求高。安装工件〔车床〕或者刀具〔铣床、钻床等〕的主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〔加工精度和外表粗糙度，设计时主要围绕着保证精度、刚度和抗振性，削减温升和热变形等几个方面考虑。各局部尺寸的选择主轴外形与各局部尺寸不仅和强度、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，必需是空心轴。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，一般先估算主轴组件设计各部

或拟定一个尺寸，构造确定后再进展核算。3〕前锥孔直径氏锥孔。支撑跨距及悬伸长度为了提高刚度，应尽量缩短主轴的外伸长度a。选择适当的分尺寸的选

L，一般推举取：La

=3～5，跨距L小时，轴承变形对择轴端变形的影响大。所以，轴承刚度小时，La应选大值，轴刚度择差时，则取小值。L的大小，很大程度上受其他构造的限制，常常不能满足以上要求。安排构造时力求接近上述要求。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。承载力量大，可同时承受径向力和轴向力，构造比较简洁，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。是一种型轴承，在近年生产的径向力。推力球轴承。承受轴向力的力量最高，但允许的极限转速低，简洁发热。向心推力球轴承。允许的极限转速高，但承载力量低，主要用于高速轻载的机床。轴承的配置主轴轴承

大多数机床主轴承受两个支撑，构造简洁，制造便利，但为为关心支撑。关心支撑轴承〔中间支撑或后支撑保持比较大的游〔0.03～0.07mm关心支撑轴承才起作用。轴承配置时