1、普通車床主軸箱設計第17頁共30頁課程名稱:院:業:機械設計制造及其自動化課程設計金屬切削機床機械工程學院名:口號:級:任課教師:2011年1月15日貴州大學機械工程學院目錄、緒論、設計計算1機床課程設計的目的.2機床主參數和基本參數3操作性能要求三、主動參數的擬定1確定傳動公比四、2主電動機的選擇變速結構的設計五、目錄5.5.5.5.6.6.6.6.主變速方案擬定變速結構式、結構網的選擇 1. 確定變速組及各變速組中變速副的數目2. 變速式的擬定結構式的擬定結構網的擬定結構式的擬定結構式的擬定確定各變速組變速副齒數6.7.3.4.5.6.7.8.繪制變速系統圖結構設計.8.8.9.10.1.

2、1121. 結構設計的內容、技術要求和方案2. 展開圖及其布置3.I軸（輸入軸）的設計4. 傳動軸的設計5. 主軸組件設計1. 內孔直徑d2. 軸徑直徑3. 前錐孔直徑4. 主軸懸伸量a和跨距5. 主軸軸承6. 主軸和齒輪的聯接7. 潤滑和密封8. 其它問題12121213141.4151.51515161.616六、傳動件的設計1.71帶輪的設計1.72傳動軸直徑的估算1確定各軸計算轉速2傳動軸直徑的估算3各變速組齒輪模數的確定.4片式摩擦離合器的選擇和計算 七、本文工作總結20202122.2527參考文獻2829、緒論機床技術參數有主參數和基本參數， 他們是運動傳動和結構設計的依據，影

3、響到機床是否滿足所需要的基本功能要求，參數擬定就是機床性能設計。主參數 是直接反映機床的加工能力、決定和影響其他基本參數的依據，如車床的最大加 工直徑，一般在設計題目中給定，基本參數是一些加工件尺寸、機床結構、運動 和動力特性有關的參數，可歸納為尺寸參數、運動參數和動力參數。通用車床工藝范圍廣，所加工的工件形狀、尺寸和材料各不相同，有粗加工 又有精加工；用硬質合金刀具又用高速鋼刀具。 因此，必須對所設計的機床工藝 范圍和使用情況做全面的調研和統計， 依據某些典型工藝和加工對象，兼顧其他 的可能工藝加工的要求，擬定機床技術參數，擬定參數時，要考慮機床發展趨勢 和同國內外同類機床的對比，使擬定的參

4、數最大限度地適應各種不同的工藝要求 和達到機床加工能力下經濟合理。機床主傳動系因機床的類型、性能、規格和尺寸等因素的不同，應滿足的要 求也不一樣。設計機床主傳動系時最基本的原則就是以最經濟、 合理的方式滿足 既定的要求。在設計時應結合具體機床進行具體分析，一般應滿足的基本要求有： 滿足機床使用性能要求。首先應滿足機床的運動特性，如機床主軸油足夠的轉速 范圍和轉速級數；滿足機床傳遞動力的要求。主電動機和傳動機構能提供足夠的 功率和轉矩，具有較高的傳動效率；滿足機床工作性能要求。主傳動中所有零部 件有足夠的剛度、精度和抗震性，熱變形特性穩定；滿足產品的經濟性要求。傳 動鏈盡可能簡短，零件數目要少，

5、以便節約材料，降低成本。二、設計計算1機床課程設計的目的課程設計是在學生學完相應課程及先行課程之后進行的實習性教學環節，是大學生的必修環節，其目的在于通過機床運動機械變速傳動系統的結構設計，使學生在擬定傳動和變速的結構的結構方案過程中，得到設計構思，方案分析，結構工藝性，機械制圖，零件計算,編寫技術文件和查閱技術資料等方面的綜合訓練，樹立正確的設計思想，掌握基本的設計方法，并培養學生具有初步的結構分析，結構設計和計算能力。2機床主參數和基本參數根據機床主軸變速箱設計指導查得車床主參數和基本參數為工件最大回 轉直徑D max(mm)主軸最高 轉速Nmax(%in )電機功率N( kw)主軸最低

6、轉速Nmin(r<in )系列主軸轉速 級數最大工件 長度40013205.530輕型12750 20003操作性能要求(1) 具有皮帶輪卸荷裝置(2) 手動操作縱雙向摩擦片離合器實現主軸的正反轉及停止運動要求（3）主軸的變速由變速手柄完成三、主動參數參數的擬定1確定傳動公比申根據【11 P78公式（3-2 ）因為已知Rn竺=44, Rn nTn min30:.Z= lg Rn +1Ig ®護=(Z=44 =1.41根據【11 P77表3-5標準公比半。這里我們取標準公比系列 半=1.41.因為cp =1.41=1.06 6，根據【11 P77表3-6標準數列。首先找到最小極限

7、轉速30, 再每跳過5個數（1.261.06 6 ）取一個轉速，即可得到公比為1.41的數列：30,42.5 , 60, 85, 118, 170, 236,335, 475, 670, 950, 1320。2主電動機的選擇給定主電機的功率是5.5kw，查機床主軸變速箱設計指導，選取電動機型號為Y132S-4，額定功率 5.5KW，滿載轉速 1440r/min，同步轉速 1500r/min。四、變速結構的設計1主變速方案擬定擬定變速方案，包括變速型式的選擇以及開停、換向、制動、操縱等整個變 速系統的確定。變速型式則指變速和變速的元件、 機構以及組成、安排不同特點 的變速型式、變速類型。變速方案

8、和型式與結構的復雜程度密切相關，和工作性能也有關系。因此，確定變速方案和型式，要從結構、工藝、性能及經濟等多方面統一考慮。變速方案有多種，變速型式更是眾多，比如：變速型式上有集中變速，分離 變速；擴大變速范圍可用增加變速組數，也可采用背輪結構、分支變速等型式； 變速箱上既可用多速電機，也可用交換齒輪、滑移齒輪、公用齒輪等。顯然，可能的方案有很多，優化的方案也因條件而異。此次設計中，我們采 用集中變速型式的主軸變速箱。2變速結構式、結構網的選擇結構式、結構網對于分析和選擇簡單的串聯式的變速不失為有用的方法, 但對于分析復雜的變速并想由此導出實際的方案，就并非十分有效。1確定變速組及各變速組中變速

9、副的數目數為Z的變速系統由若干個順序的變速組組成，各變速組分別有Z 2，個變速副。即 Z =Z1Z2Z3變速副中由于結構的限制以2或3為合適，即變速級數Z應為2和3的因子：Z 天扌，可以有三種方案:12 =3X2X2,12 =2X3X2,12 =2X2X32. 變速式的擬定12 級轉速變速系統的變速組，選擇變速組安排方式時，考慮到機床主軸變 速箱的具體結構、裝置和性能。在I軸如果安置換向摩擦離合器時， 為減少軸向尺寸，第一變速組的變速副 數不能多，以2為宜。主軸對加工精度、表面粗糙度的影響很大，因此主軸上齒輪少些為好。最后 一個變速組的變速副數常選用 2。綜上所述，變速式為12=2X 3X 2

10、。3. 結構式的擬定對于12=2X 3X 2傳動式，有6種結構式和對應的結構網。分別為:12 =3 嚴逅，12 = 22 3八 2，12 = 2嚴皆2?由于本次設計的機床12 =2 屮 212 = 2住 3咅 2j錯誤！未找到引用源。軸裝有摩擦離合器，在結構上要求有一齒輪的齒根圓大于離合器的直徑。初選12 = 2i>c 32 X 26的方案。從電動機到主軸主要為降速變速，若使變速副較多的變速組放在較接近電動 機處可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，節省材料，也就是滿足變速副前多 后少的原則，因此取12=2X 3X 2方案為好。設計車床主變速傳動系時，為避免從動齒輪尺寸過大而增加箱體的徑向

11、尺寸，在降速變速中，一般限制限制最小變速比Umin >1/4 ；為避免擴大傳動誤差,減少震動噪聲，在升速時一般限制最大轉速比Umax <2。斜齒圓柱齒輪傳動較平穩，可取Umax蘭2.5。因此在主變速鏈任一變速組的最大變速范圍= （Umax /Umin ）蘭（2 - 2.5） / 0.25 < （810）。在設計時必須保證中間變速軸的變 速范圍最小。4. 結構網的擬定根據中間變速軸變速范圍小的原則選擇結構網。從而確定結構網如下:74、5結構式的擬定主軸的變速范圍應等于住變速傳動系中各個變速組變速范圍的乘積，即:Rn = RoRi R2Ri檢查變速組的變速范圍是否超過極限值時，只

12、需檢查最后一個擴大組。因為其他 變速組的變速范圍都比最后擴大組的小，只要最后擴大組的變速范圍不超過極限 值，其他變速組就不會超過極限值。其中® =1.41 , X2 =6 , P2 =2 R2 =1.41 X 6x1 =8.46 < (8 10)，符合要求。6結構式的擬定繪制轉速圖、選擇丫132S-4型丫系列籠式三相異步電動機。、分配總降速變速比總降速變速比 i =n min /n d =30 /1440 =0.0208、確定變速軸軸數變速軸軸數=變速組數+、確定各級轉速定比變速畐數+ 1 = 3 + 1 + 1 = 5由 nmim =30 r / min 、半=1.41、z

13、= 12確定各級轉速:1320、950、670、475、42.5、30r/min。335、236、170、118、85、60、繪制轉速圖在五根軸中，除去電動機軸，（主軸）。I與n、n與與w軸之間的變速組分別設為其余四軸按變速順序依次設為i、n、a、b、c。現由w（主軸）開始，確定I、n、m軸的轉速： 先來確定m軸的轉速變速組c的變速范圍為護6 =1.416 =8 = Rmax引8,10，結合結構式,m軸的轉速只有一種可能:118、170、236、335、確定軸n的轉速 變速組b的級比指數為 致變速比太小，可取475、670r/min 。2,希望中間軸轉速較小,因而為了避免升速，又不bi1 =1

14、/W4 =1/4 ,2bd =1 /1.41=1/2 ,03 =1/1 =1軸n的轉速確定為：400、560r/min。確定軸I的轉速對于軸I,其級比指數為1,可取ai1 =1/1.12 ,=1/ W =1/1.57確定軸I轉速為750r/min。i =1440 / 750 =1.92。下面由此也可確定加在電動機與主軸之間的定變速比 畫出轉速圖（電動機轉速與主軸最高轉速相近）。 ”- i l4- -答”_-r '1.In電動機r TiJ：|傳動系統的轉速圖7.確定各變速組變速副齒數齒輪齒數的確定，當各變速組的傳動比確定以后，可確定齒輪齒數。對于定 比傳動的齒輪齒數可依據機械設計手冊推薦

15、的方法確定。對于變速組內齒輪的齒數，如傳動比是標準公比的整數次方時，變速組內每對齒輪的齒數和Sz及小齒輪的齒數可以從機械加工設備表 81各種常用傳動比的適用齒數中選取。 一般在主傳動中，最小齒數應大于 18。采用三聯滑移齒輪時，應檢查滑移齒輪 之間的齒數關系：三聯滑移齒輪的最大齒輪之間的齒數差應大于或等于4,以保證滑移是齒輪外圓不相碰。根據【1】P94 ,查表3-9各種常用變速比的使用齒數。、變速組a:ai1 =1 /1.12， ai2 =1/1.57 ；可取Sz =84,于是可得軸I齒輪齒數分別為:43、35。于是 ia =43 / 48 ， ia 2 = 35 / 56可得軸n上的三聯齒輪

16、齒數分別為:、變速組b:48、 57。根據【1】P94 ,查表3-9各種常用變速比的使用齒數,. b" =1/W4 =1/4， 九=1/2 , bi3 =1/1 =118、30、45。可取Sz =90,于是可得軸n上兩聯齒輪的齒數分別為:于是bi1 =18/72，bi2 =30 /60，bi2 = 45 /45，得軸m上兩齒輪的齒數分別為:72，60、45。、變速組C： 根據【1】P94 ,查表3-9各種常用變速比的使用齒數,可取Sz =99.Ci1 =1/4為降速變速，取軸m齒輪齒數為 20；Ci2 =2為升速變速，取軸m齒輪齒數為66。i1于是得 S =22 /86 , 52 =

17、72 /36得軸m兩聯動齒輪的齒數分別為 20, 66; 得軸W兩齒輪齒數分別為79, 33。&繪制變速系統圖根據軸數，齒輪副，電動機等已知條件可有如下系統圖:IS五、結構設計1結構設計的內容、技術要求和方案設計主軸變速箱的結構包括傳動件（傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和 制動器等）、主軸組件、操縱機構、潤滑密封系統和箱體及其聯結件的結構設計 與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。主軸變速箱是機床的重要部件。設計時除考慮一般機械傳動的有關要求外， 著重考慮以下幾個方面的問題：精度方面的要求，剛度和抗震性的要求，傳動效 率要求，主軸前軸承處溫度和溫升的控制，結構工藝性，操作方便、安

18、全、可靠 原則，遵循標準化和通用化的原則。主軸變速箱結構設計時整個機床設計的重點，由于結構復雜，設計中不可避 免要經過反復思考和多次修改。在正式畫圖前應該先畫草圖。目的是：1）2）布置傳動件及選擇結構方案。檢驗傳動設計的結果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時 改正。3)確定傳動軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置，以確 定各軸的受力點和受力方向，為軸和軸承的驗算提供必要的數據。2展開圖及其布置展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序，假想將各軸沿其軸線剖開并將 這些剖切面平整展開在同一個平面上。錯誤！未找到引用源。軸上裝的摩擦離合器和變速齒輪。有兩種布置方案， 一是將兩級變

19、速齒輪和離合器做成一體。 齒輪的直徑受到離合器內徑的約束， 齒 根圓的直徑必須大于離合器的外徑， 否則齒輪無法加工。這樣軸的間距加大。另 一種布置方案是離合器的左右部分分別裝在同軸線的軸上，左邊部分接通，得到一級反向轉動，右邊接通得到三級正向轉動。 這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大。 我 們采用第二種方案，通過空心軸中的拉桿來操縱離合器的結構。總布置時需要考慮制動器的位置。制動器可以布置在背輪軸上也可以放在其 他軸上。制動器不要放在轉速太低軸上，以免制動扭矩太大，使制動器尺寸增大。齒輪在軸上布置很重要，關系到變速箱的軸向尺寸，減少軸向尺寸有利于提 高剛度和減小體積。3錯誤！未找到引用源。軸（輸入軸）

20、的設計將運動帶入變速箱的帶輪一般都安裝在軸端，軸變形較大，結構上應注意加強軸的剛度或使軸部受帶輪的拉力（采用卸荷裝置）。錯誤！未找到引用源。 軸 上裝有摩擦離合器，由于組成離合器的零件很多，裝配很不方便，一般都是在箱 外組裝好錯誤！未找到引用源。軸在整體裝入箱內。我們采用的卸荷裝置一般是 把軸承裝載法蘭盤上，通過法蘭盤將帶輪的拉力傳遞到箱壁上。車床上的反轉一般用于加工螺紋時退刀。 車螺紋時，換向頻率較高。實現正 反轉的變換方案很多，我們采用正反向離合器。正反向的轉換在不停車的狀態下 進行，常采用片式摩擦離合器。由于裝在箱內，一般采用濕式。在確定軸向尺寸時，摩擦片不壓緊時，應留有0.20.4 m

21、m的間隙，間隙應 能調整。離合器及其壓緊裝置中有三點值得注意：1)摩擦片的軸向定位：由兩個帶花鍵孔的圓盤實現。其中一個圓盤裝在花 鍵上，另一個裝在花鍵軸上的一個環形溝槽里，并轉過一個花鍵齒，和 軸上的花鍵對正，然后用螺釘把錯開的兩個圓盤連接在一起。這樣就限 制了軸向和周向的兩個自由度，起了定位作用。2)摩擦片的壓緊由加力環的軸向移動實現，在軸系上形成了彈性力的封閉 系統，不增加軸承軸向復合。3)結構設計時應使加力環推動擺桿和鋼球的運動是不可逆的，即操縱力撤 消后，有自鎖作用。錯誤！未找到引用源。軸上裝有摩擦離合器，兩端的齒輪是空套在軸上，當 離合器接通時才和軸一起轉動。但脫開的另一端齒輪，與軸

22、回轉方向是相反的， 二者的相對轉速很高（約為兩倍左右）。結構設計時應考慮這點。齒輪與軸之間的軸承可以用滾動軸承也可以用滑動軸承。滑動軸承在一些性 能和維修上不如滾動軸承，但它的徑向尺寸小。空套齒輪需要有軸向定位，軸承需要潤滑。裝配時最后調整確定。4傳動軸的設計機床傳動軸，廣泛采用滾動軸承作支撐。軸上要安裝齒輪、離合器和制動器 等。傳動軸應保證這些傳動件或機構能正常工作。首先傳動軸應有足夠的強度、剛度。如撓度和傾角過大，將使齒輪嚙合不良， 軸承工作條件惡化，使振動、噪聲、空載功率、磨損和發熱增大；兩軸中心距誤 差和軸芯線間的平行度等裝配及加工誤差也會引起上述問題。傳動軸可以是光軸也可以是花鍵軸。

23、成批生產中，有專門加工花鍵的銑床和 磨床，工藝上并無困難。所以裝滑移齒輪的軸都采用花鍵軸，不裝滑移齒輪的軸 也常米用花鍵軸。花鍵軸承載能力高，加工和裝配也比帶單鍵的光軸方便。軸的部分長度上的花鍵，在終端有一段不是全高，不能和花鍵空配合。這是加工時的過濾部分。一般尺寸花鍵的滾刀直徑 D刀為6585mm。機床傳動軸常采用的滾動軸承有球軸承和滾錐軸承。在溫升、空載功率和噪 聲等方面，球軸承都比滾錐軸承優越。而且滾錐軸承對軸的剛度、支撐孔的加工 精度要求都比較高。因此球軸承用的更多。但是滾錐軸承內外圈可以分開，裝配 方便，間隙容易調整。所以有時在沒有軸向力時，也常采用這種軸承。選擇軸承 的型號和尺寸，

24、首先取決于承載能力，但也要考慮其他結構條件。F面分析幾種鏜孔方 支撐跨距比較短的，可 對中間孔徑比兩端大的同一軸心線的箱體支撐直徑安排要充分考慮鏜孔工藝。成批生產中，廣泛采 用定徑鏜刀和可調鏜刀頭。在箱外調整好鏜刀尺寸，可以提高生產率和加工精度。 還常采用同一鏜刀桿安裝多刀同時加工幾個同心孔的工藝。 式：對于支撐跨距長的箱體孔，要從兩邊同時進行加工； 以從一邊（叢大孔方面進刀）伸進鏜桿，同時加工各孔； 箱體，鏜中間孔必須在箱內調刀，設計時應盡可能避免。可以用輕、中或重系列軸既要滿足承載能力的要求，又要符合孔加工工藝， 承來達到支撐孔直徑的安排要求。兩孔間的最小壁厚，不得小于 510mm，以免加

25、工時孔變形。 花鍵軸兩端裝軸承的軸頸尺寸至少有一個應小于花鍵的內徑。一般傳動軸上軸承選用G級精度。傳動軸必須在箱體內保持準確位置，才能保證裝在軸上各傳動件的位置正確 性，不論軸是否轉動，是否受軸向力，都必須有軸向定位。對受軸向力的軸，其 軸向定位就更重要。軸的長度。長軸要考慮熱伸長的問題，宜由一端定位。 軸承的間隙是否需要調整。整個軸的軸向位置是否需要調整。 在有軸向載荷的情況下不宜采用彈簧卡圈。 加工和裝配的工藝性等。回轉的軸向定位（包括軸承在軸上定位和在箱體孔中定位）在選擇定位方式 時應注意：1）2）3）4）5）5主軸組件設計主軸組件結構復雜，技術要求高。安裝工件（車床）或者刀具（銑床、鉆

26、床 等）的主軸參予切削成形運動，因此它的精度和性能直接影響加工質量（加工精 度和表面粗糙度），設計時主要圍繞著保證精度、剛度和抗振性，減少溫升和熱 變形等幾個方面考慮。先初步選主軸的結構儲存應滿足使用要求和結構要求， 并能保證主軸組件具有較好的 工作性能。主軸結構尺寸的影響因素比較復雜，目前尚難于用計算法準確定出。 通常，根據使用要求和結構要求，進行同型號筒規格機床的類比分析， 定尺寸，然后通過結構設計確定下來，最后在進行必要的驗算或試驗， 如不能滿 足要求可重新修改尺寸，直到滿意為直。1. 內孔直徑d車床主軸由于要通過棒料，安裝自動卡盤的操縱機構及通過卸頂尖的頂桿,必須是空心軸。為了擴大使用

27、范圍，加大可加工棒料結構，床主軸內孔直徑由增 大的趨勢。我國已有了標準可循（見 2-1）d > 50 mm取 d =50 mm2. 軸徑直徑前支承的直徑是主軸上一主要尺寸，設計時，一般先估算或擬定一個尺寸（見 2-1），結構確定后在進行核算。查機床主軸變速箱設計指導得外徑D =95 mm3. 前錐孔尺寸前錐孔用來裝頂尖或其它工具錐柄， 要求能自鎖，目前采用莫式錐孔。參考 機床主軸變速箱設計指導5-6，采用6號莫式錐度。4.主軸懸伸量a和跨距主軸懸伸量的大小往往收結構限制，主要取決于主軸端部的結構形式及尺a。根據寸、刀具或夾具的安裝方式、前軸承的類型及配置、潤滑與密封裝置的結構尺寸 等。主

28、軸設計時，在滿足結構的前提下，應最大限度的縮短主軸懸伸量 結構，定懸伸長度359 mm。為了提高剛度，應盡量縮短主軸的外徑長度a，選擇適當的支撐跨距L，一般 推薦取；L/a=3-5跨距L取240.5mm5主軸軸承1）軸承類型選擇根據設計機床的功率和轉速，選擇裝圓錐滾子軸承的主軸組件。這種主軸轉 速較低，為25-1600r/min,電動機功率為5.5kw，故可用圓錐滾子軸承以簡化支 撐部的構造。這種構造仍可歸入推力支承在前支承的一類后支承（6216）的輔助支承。“輔”支承不“輔”支承才采用三支承主軸，前、中為主支承，后為輔助支承。三支承中主支承應預緊， 使軸承的滾道和滾動體之間處于過盈狀態；“輔

29、”支承常用深溝球軸承，保留游 隙以至選用游隙增大的軸承。由于三個軸徑和三個殼體不可能完全同軸，因此絕 不能三個軸承都預緊，都預緊是要發生干涉的。會使軸承溫度升高，空載功率大 幅度上升。如果輔支承保持間隙，貝U當主軸不受載或載荷較小時， 起作用。當主軸載荷較大，“輔”支承處于繞度較大，超過了游隙， 參加工作。2）軸承的精度和配合主軸軸承精度要求比一般傳動軸高。前軸承的誤差對主軸前端的影響最大, 所以前軸承的精度一般比后軸承選擇高一級。普通精度級機床的主軸，前軸承的選 C或D級，后軸承選D或E級。選擇 軸承的精度時，既要考慮機床精度要求，也要考慮經濟性。軸承與軸和軸承與箱體孔之間，一般都采用過渡配

30、合。另外軸承的內外環都 是薄壁件，軸和孔德形狀誤差都會反映到軸承滾道上去。 如果配合精度選的太低， 會降低軸承的回轉精度，所以軸和孔的精度應與軸承精度相匹配。3）軸承間隙的調整為了提高主軸的回轉精度和剛度，主軸軸承的間隙應能調整。把軸承調到合 適的負間隙，形成一定的預負載，回轉精度和剛度都能提高，壽命、噪聲和抗震 性也有改善。預負載使軸承內產生接觸變形，過大的預負載對提高剛度沒有明顯 的小果，而磨損發熱量和噪聲都會增大，軸承壽命將因此而降低。軸承間隙的調整量，應該能方便而且能準確地控制，但調整機構的結構不能 太復雜。雙列短圓柱滾子軸承內圈相對外圈可以移動， 當內圈向大端軸向移動時， 由于1：

31、12的內錐孔，內圈將脹大消除間隙。其他軸承調整也有與主軸軸承相似的問題。 特別要注意：調整落幕的端面與 螺紋中心線的垂直度，隔套兩個端面的平行度都由較高要求， 否則，調整時可能 將軸承壓偏而破壞精度。隔套越長，誤差的影響越小。螺母端面對螺紋中心線垂直度、軸上和孔上套簡兩端平行度等均有嚴格的精 度要求。6. 主軸與齒輪的連接齒輪與主軸的連接可以用花鍵或者平鍵；軸做成圓柱體，或者錐面（錐度一般取1： 15左右）。錐面配合對中性好，但加工較難。平鍵一般用一個或者兩個 （相隔180度布置），兩國特鍵不但平衡較好，而且平鍵高度較低，避免因齒輪 鍵槽太深導致小齒輪輪轂厚度不夠的問題。7. 潤滑與密封主軸轉

32、速高，必須保證充分潤滑，一般常用單獨的油管將油引到軸承處。主軸是兩端外伸的軸，防止漏油更為重要而困難。防漏的措施有兩種：1 ）堵一一加密封裝置防止油外流。主軸轉速高，多采用非接觸式的密封裝置，形式很多，一種軸與軸承蓋之間 留0.10.3 mm的間隙（間隙越小，密封效果越好，但工藝困難）。還有一種是 在軸承蓋的孔內開一個或幾個并列的溝槽（圓弧形或 v形），效果比上一種好些。 在軸上增開了溝槽（矩形或鋸齒形），效果又比前兩種好。在有大量切屑、灰塵和冷卻液的環境中工作時， 可采用曲路密封，曲路可做 成軸向或徑向。徑向式的軸承蓋要做成剖分式，較為復雜。2 ）疏導一一在適當的地方做出回油路，使油能順利地

33、流回到油箱。8. 其他問題主軸上齒輪應盡可能靠近前軸承，大齒輪更應靠前，這樣可以減小主軸的扭 轉變形。普通車床主軸箱設計當后支承采用推力軸承時，推力軸承承受著前向后的軸向力，推力軸承緊靠 在孔的內端面，所以，內端面需要加工，端面和孔有較高的垂直度要求，否則將 影響主軸的回轉精度。支承孔如果直接開在箱體上，內端面加工有一定難度。為 此，可以加一個杯形套孔解決，套孔單獨在車床上加工，保證高的端面與孔德垂 直度。主軸的直徑主要取決于主軸需要的剛度、結構等。各種牌號鋼材的彈性模量 基本一樣，對剛度影響不大。主軸一般選優質中碳鋼即可。精度較高的機床主軸 考慮到熱處理變形的影響，可以選用 40Cr或其他合

34、金鋼。主軸頭部需要淬火， 硬度為HRC 5055。其他部分處理后，調整硬度為 HBS 220250。六、傳動件的設計1帶輪的設計三角帶傳動中，軸間距A可以加大。由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會有打滑， 宜可緩和沖擊及隔離振動，使傳動平穩。帶輪結構簡單，但尺寸大，機床中常 用作電機輸出軸的定比傳動。電動機轉速n=1440r/min,傳遞功率P=7.5kW傳動比i=1.8，兩班制，一天運轉16小時，工作年數10年。(1)、選擇三角帶的型號由【4】P156表8-7工作情況系數Ka查的共況系數Ka=1.2。故根據【4】Pi56公式(8-21)caPca = K A P =1.2 X 5 = 6(kW )式

35、中P-電動機額定功率，K A -工作情況系數因此根據Pca、6由【4】P157圖8-11普通V帶輪型圖選用A型。、確定帶輪的基準直徑D 1，D 2帶輪的直徑越小帶的彎曲應力就越大。 為提高帶的壽命，小帶輪的直徑D 1不宜過小，即Di>Dmin。機械設計表8-8取主動小帶輪基準直徑Di=106mm 。由【4】P150公式(8-15a) D2ni=1 D1(1 Y)“2第19頁共30頁式中:普通車床主軸箱設計n J-小帶輪轉速，ny大帶輪轉速，s-帶的滑動系數，一般取0.02。1440D>c106 (1 _0.02 ) =199 .4mm，由【4】P157 表 8-8 取圓整為7502

36、00mm(3)、驗算帶速度V，按【4】Pi50式(8-13)驗算帶的速度V = 7.98 m / ST 5 m/s cv <30 m/s，故帶速合適。、初定中心距帶輪的中心距，通常根據機床的總體布局初步選定，一般可在下列范圍內選取：根據【4】P152經驗公式(8-20)0.7(Di +D2) <a0 <2(Di +D2)取 214 .2 < A。< ，取 a。=400(5)、三角帶的計算基準長度L0由【4】Pi58公式(8-22 )計算帶輪的基準長度L0 =2A02jI(D2 D1)+ D1 +D2 + 224 AoL0 =1286 mm由【4】Pi46表8-2，

37、圓整到標準的計算長度L0 =1400第23頁共30頁、確定實際中心距A按【4】Pi58公式(8-23 )計算實際中心距amg=400 J400 一1286 =4572(8)、驗算小帶輪包角根據【4】Pi58公式(8-25)S 止180°X57.3°a= 168.2° >120 0，故主動輪上包角合適。(9)、確定三角帶根數Z根據【4】P158式(8-26 )得Pcaz =P 0 +心卩0汕 算得Z =5根(10)、計算預緊力查【4】表 8-3，q=0.1kg/m由【4】式(8-27)F0 = 500 上(2.5 ka vZ Q)+qv其中:Pca -帶的變速

38、功率,KW帶速,m/s ； 每米帶的質量,v-q-v = 1440r/min = 9.42m/s6kg/m；取 q=0.1kg/m。-2.5-0.982F0 =500 咒X () +0.1 X9.42 2 = 107 .66 N9.42 X50.98(11)、計算作用在軸上的壓軸力Fq2ZF0 sin 空止2X5X107 .66 咒 s in 168=1070 .89 N2 22傳動軸的直徑估算傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度的要求，強度要求保證軸在反復 載荷和扭載荷作用下不發生疲勞破壞。機床主傳動系統精度要求較高，不允許有 較大變形。因此疲勞強度一般不失是主要矛盾， 除了載荷很大的情況

39、外，可以不 必驗算軸的強度。剛度要求保證軸在載荷下不至發生過大的變形。因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。1 .確定各軸轉速、確定主軸計算轉速：計算轉速 n j是傳動件能傳遞全部功率的最低轉速。各傳動件的計算轉速可以從轉速圖上，按主軸的計算轉速和相應的傳動關系確定。 根據【1】表3-10，主軸的計算轉速為z 12nj=n 詁3=30咒1.413=85r/min、各變速軸的計算轉速：軸m的計算轉速nj3為118r/min ；軸n的計算轉速n j2為475r/min ;軸I的計算轉速n j1為750r/min 。、各齒輪的計算轉速各變速組內一般只計算組內最小齒輪，也是最薄弱的齒輪，故也只需確定最小齒

40、輪的計算轉速。 變速組c中，20/79只需計算z = 20的齒輪，計算轉速為335r/min ; 變速組b計算z = 18的齒輪，計算轉速為475r/min ； 變速組a應計算z = 35的齒輪，計算轉速為800r/min。 、核算主軸轉速誤差n實=1440 x4)1O6 /<(>200 X43 / 48 X45 / 45 X66 / 33 =1367 .4r/minn +一 =1320 r / min(n實 n標)X100 %=(1367 .4 1320 )X100 % =3.5% £5%1320所以合適。2傳動軸直徑的估算：確定各軸最小直徑根據【5】公式（7-1），d

41、 >91J_em，并查【5】表7-13得到4 取1. Y n j如I軸的直徑：取n 1j =750r/mind >91旦A =91 J5.5 =25 .4mm Ynjb V750 X1.2n軸的直徑：取n j2 =475 r/min4 |H 5.55.5d >914=91 J =28 .5 mmYn 紡 Y475 X1.2m軸的直徑：取n j3=118r/mind >9145.5I5.5,=91 = 36 .9 mmnj®I18 沢嗎“2»700其中：P-電動機額定功率（kW;n -從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積;nj-該傳動軸的計算轉速

42、（r/min ）;即-傳動軸允許的扭轉角（o/m ）。當軸上有鍵槽時，d值應相應增大45%;當軸為花鍵軸時，可將估算的d值 減小7%為花鍵軸的小徑；空心軸時，d需乘以計算系數b，b值見【5】表7-12。 I和W為由鍵槽并且軸W為空心軸，n和m為花鍵軸。根據以上原則各軸的直徑取值：d = 28mm，d和d】在后文給定，I軸采用光軸，II軸和ffl軸因為要安 裝滑移齒輪所以都采用花鍵軸。 因為矩形花鍵定心精度高，定心穩定性好，能用 磨削的方法消除熱處理變形，定心直徑尺寸公差和位置公差都能獲得較高的精度，故我采用矩形花鍵連接。按GB/T1144 -1987規定，矩形花鍵的定心方式為小徑定心。查【15

43、】表5-3-30的矩形花鍵的基本尺寸系列，II軸花鍵軸的規格N XdXDXB 為 6X32 X28 X7 ；ffl軸花鍵軸的規格 N Xd X D X B為6 X 40 X 35 X10。各軸間的中心距的確定:(18 +72 )X3d 11-111=135 (mm )；d=(43 +48)心5=113 .75(mm);2(33 + 66 )X3.5d IIM I = =173 .25 (mm )；3各變速組齒輪模數的確定齒輪模數的確定:齒輪模數的估算：按接觸疲勞和彎曲疲勞強度計算齒輪模數比較復雜，而且有些系數只有在齒輪每個參數都已知道后方能確定，所以只在草圖畫完后校核用。在畫草圖之前，先估算，

44、再選用標準齒 輪模數。齒輪彎曲疲勞的估算： J N m = 323 mmVzn f齒面點蝕的估算:其中n，為大齒輪的計算轉速，A為齒輪中心距。由中心距A及齒數 乙，Z2求出模數。普通車床主軸箱設計第22頁共30頁mfZ1 +Z2N =32x4 一 =1.89¥ 56 X 475齒面點蝕的估算:A >370 3匸 mm= 370 咒/更=83.7¥475mf乙+Z22 X 83 .7= 1.8391a變組：齒數為56的齒輪：齒輪彎曲疲勞的估算:必有一齒輪的齒根圓應大于摩擦片外徑。所以齒輪的直徑應大因為1軸上裝有摩擦離合器,些，模數m暫取2.5b變組：齒數為72的齒輪：齒

45、輪彎曲疲勞的估算:齒面點蝕的估算:mw =32 3 AIZNf=32 X J =2.77V72 X118A >370 mm= 370 咒寸"55 =133.16V118乙+Z22X133 .16=2.9690暫取m為3c變組：齒數為79的齒輪：齒輪彎曲疲勞的估算:mw =323- =32 Yzn fX J 5.5=2.99V 79X85齒面點蝕的估算:普通車床主軸箱設計A >370 3mm =370=148 .54*nfV 85第29頁共30頁m f =Zi +Z2嚴8.54“199暫取m為3.5齒輪齒數z模數%n分度圓 直徑d齒頂圓直徑da齒根圓直徑df齒頂咼ha齒根咼

46、hf1.352.587.592.581.252.53.1252.432.5107.5112.5101.252.53.1253.562.5140145133.752.53.1254.482.5120125113.752.53.1255.183546046.533.756.303909682.533.757.453135141127.533.758.723216222208.533.759.603180186172.533.7510.453135141127.533.7511.203.5707761.253.54.37512.663.5231238223.253.54.375表5.1齒輪尺寸表（單

47、位：mm13.793.5276.5283.5267.753.54.37514.333.5115.5122.5106.753.54.375齒輪齒寬：b =<Pmm(<Pm =5 10)4帶輪結構設計、帶輪的材料常用的V帶輪材料為HT150或HT200,轉速較高時可以采用鑄鋼或鋼板沖 壓焊接而成，小功略時采用鑄鋁或塑料。、帶輪結構形式V帶輪由輪緣、輪輻和輪轂組成，根據輪輻結構的不同可以分為實心式 （【4】 圖8-14a）、腹板式（【4】圖8-14b）、孔板式（【4】圖8-14c）、橢圓輪輻式（【4】圖8-14d）。V帶輪的結構形式與基準直徑有關，當帶輪基準直徑dd <2.5d （

48、d為安裝帶輪的軸的直徑，mm）時。可以采用實心式，當dd < 300 mm可以采用腹板式，dd <300 m m,同時D d >1oomm時可以采用孔板式，當d 300 mm時,可以采用腹板式。帶輪寬度： B =(z_1)e +2f =65 mm。分度圓直徑：dd =200 mm。槽 型bdha minh f minefmindd與d d相對應得護=32° 34° 36° 38°A11.02.758.715 ±0.39<118>118mmD=72mr是深溝球軸承6210軸承外徑，其他尺寸見帶輪零件圖。 、V帶輪的輪

49、槽V帶輪的輪槽與所選的V帶型號向對應，見【4】表8-10.V帶繞在帶輪上以后發生彎曲變形， 使V帶工作面夾角發生變化。為了使V帶 的工作面與大論的輪槽工作面緊密貼合，將 V帶輪輪槽的工作面得夾角做成小于 40 0 。V帶安裝到輪槽中以后，一般不應該超出帶輪外圓，也不應該與輪槽底部普通車床主軸箱設計接觸。為此規定了輪槽基準直徑到帶輪外圓和底部的最小高度hamin和h f min輪槽工作表面的粗糙度為R1.6或R3.2。、V帶輪的技術要求鑄造、焊接或燒結的帶輪在輪緣、腹板、輪輻及輪轂上不允許有傻眼、裂縫、縮 孔及氣泡；鑄造帶輪在不提高內部應力的前提下，允許對輪緣、凸臺、腹板及輪 轂的表面缺陷進行修

50、補；轉速高于極限轉速的帶輪要做靜平衡，反之做動平衡。其他條件參見GB/T13575 .1 -92中的規定。5片式摩擦離合器的選擇和計算片式摩擦離合器目前在機床中應用廣泛，因為它可以在運轉中接通或脫開， 具有結合平穩、沒有沖擊、結構緊湊的特點，部分零件已經標準化，多用于機床 主傳動。按扭矩選擇，即：根據【15】和【14】表6-3-20，5 5靜扭矩 Tt = 9550 X = 70.03 N，m7501. 決定外摩擦片內徑d：根據結構需要，摩擦片的內徑d應比安裝軸的軸徑大2-6mra故取d=32mm但也有一些通用型摩擦片系列尺寸（圖4-2），2. 選擇摩擦片尺寸 目前摩擦片尺寸尚未制定系列標準，

51、 可供設計機床時選用和參考。根據圖4-2靜轉矩在60100之間25頁共30頁Di =98過大，不合適。對其尺寸進行自行設計。3.暫定摩擦片對數Z=14公式KzZ312 M n K X10_ 3”3兀f P D -d kvkm=3 ifVKZKvKmfl p查機床主軸變速箱設計指導表12,表13得:d=32 k=1.4 f=0.06 p =1.1= 0.86 kz =0.97km =1312MnkX10 丄 3+ d摩擦片的最終參數:D13287.1803010普通車床主軸箱設計七、本文工作總結機床產品設計是設計人員根據市場，社會和人們對機床的需要所進行的構思, 計算，

52、試驗，選擇方案，確定尺寸，繪制圖紙以及編制技術文件等一系列創造性 活動的總稱，是機床產品實現的必要前提，是產品開發過程中至關重要的環節。機床產品設計的好壞，直接影響其成本，質量，研制周期及市場的競爭能力。本 文的設計主要是從車床主軸箱的角度入手， 使設計產品在給定的數值要求下達到 最合理的經濟和性能。6月2 日，為期三個月的設計任務圓滿完成了， 雖然設計的過程比較繁瑣, 而且剛開始還有些不知所措，甚至是害怕與退縮，盡管“雄關漫道真如鐵”，但是 在我“而今邁步從頭越”再加上老師的悉心指導，我終于順利地完成了這次設計 任務。我們專業課已經學過車床相關的知識，尤其是金屬切削機床這科中詳 盡的講述了機床主傳動系的設計，并且在大二的時候我們還做過二級減速器的課 程設計，所以剛開始我對自己的課題滿腹信心， 但是當我仔細的審題后發現，并 不是我想象的那么容易。一開始的主電動機的選擇就讓我吃盡了苦頭， 本來想直接參照CA6140車床的電動機型號，但是資料上并沒有給出CA6140車