(機械制造行業)機械制造裝備課程設計普通車床主軸箱部件設計湖南工業大學機械工程學院目錄1.課程設計任務書·····························································42.緒論·······································································63．設計計算···································································63.1車床的規格系列和用處···················································63.2操作性能要求···························································74.主動參數參數的擬定·························································74.1確定傳動公比φ·························································74.2主電動機的選擇·························································75.變速結構的設計·····························································85.1主變速方案擬定··························································85.2變速結構式、結構網的選擇·················································85.2.1確定變速組及各變速組中變速副的數目································85.2.2變速式的擬定······················································95.2.3結構式的擬定······················································95.2.4結構網的擬定······················································95.2.5結構式的擬定·····················································105.2.6結構式的擬定·····················································105.2.7確定各變速組變速副齒數···········································115.2.8繪制變速系統圖···················································136.結構設計··································································136.1結構設計的內容、技術要求和方案··········································136.2展開圖及其布置·························································146.3I146.4齒輪塊設計·····························································146.5傳動軸的設計···························································156.6主軸組件設計···························································166.6.1各部分尺寸的選擇·················································166.6.2主軸材料和熱處理·················································166.6.3主軸軸承·························································176.6.4主軸與齒輪的連接·················································186.6.5潤滑與密封······················································186.6.6其他問題·························································187.傳動件的設計······························································187.1帶輪的設計·····························································187.2傳動軸的直徑估算·······················································217.2.1確定各軸轉速·····················································217.2.2傳動軸直徑的估算：確定各軸最小直徑································227.2.3鍵的選擇·························································237.3傳動軸的校核···························································237.3.1傳動軸的校核·····················································237.3.2鍵的校核·························································24湖南工業大學機械工程學院7.4各變速組齒輪模數的確定和校核···········································247.4.1齒輪模數的確定···················································247.4.2齒寬的確定·······················································287.4.3齒輪結構的設計···················································297.5帶輪結構設計···························································307.6片式摩擦離合器的選擇和計算·············································317.7齒輪強度校驗···························································337.7.1校核a變速組齒輪·················································337.7.2校核b變速組齒輪·················································357.7.3校核c變速組齒輪·················································367.8軸承的選用與校核·······················································377.8.1各軸軸承的選用···················································377.8.2各軸軸承的校核···················································378.主軸組件設計······························································398.1主軸的基本尺寸確定·····················································398.1.1外徑尺寸D·······················································398.1.2主軸孔徑d·······················································398.1.3主軸懸伸量a·····················································408.1.4支撐跨距L·······················································408.1.5主軸最佳跨距L0的確定············································418.2主軸剛度驗算···························································438.2.1主軸前支撐轉角的驗算·············································448.2.2主軸前端位移的驗算···············································459.心得體會及參考文獻························································47湖南工業大學課程設計任務書2011—2012學年第一學期機械工程學院（系、部）機械設計制造及自動化專業機設081班級課程名稱：《機械制造裝備設計》設計題目：起止日期：自2011年11月26日至2011年12月13日共2周湖南工業大學機械工程學院一、設計任務:1、車床最大加工直徑為250mm.2、主要技術參數：主電機功率P（kw）主電機轉速n電（r·min-1）Nmax（r·min-1）Nmin（r·min-1）公比Ψ414501400631.41內3、加工工件材料為鋼材；4、刀具為硬質合金刀具；容二、設計工作量1、運動計算：根據給定的轉速確定主傳動的機構圖、轉速圖、傳統系統圖、計算齒輪及齒數；2、動力計算：選擇電動機型號，對主要零件（如帶、齒輪、主軸、傳動軸、軸承等）任3、編寫設計計算說明書一份；務4、繪制下列圖紙：5、6、②主軸箱部件展開圖及主要剖面圖；7、③主軸零件圖。8、設計說明書及圖紙必須為計算機輸出稿；9、上交作業應包括電子稿以及打印稿，設計說明書文件格式為word2003版本，平面圖紙文件格式為autocad2007或以下版本，3D圖為step文件格式（圖紙要求包括*3D圖可根據學生個體情況選擇。起止日期工作內容2011.11.26--2011.11.29參考文獻，畫圖2011.11.30--2011.12.4任務書的編寫進度安排2011.12.05--2011.12.13任務書、圖紙的整理排版湖南工業大學機械工程學院主要1.《機械制造裝備設計》馮辛安等著機械工業出版社2.《機械制造裝備設計課程設計》陳立德編高等教育出版社參考3.《機械制造裝備設計》陳立德編高等教育出版社4.5.《金屬切削機床設計》戴曙著機械工業出版社資料指導教師（簽字）：姚建民2011年11月26日系（教研室）主任（簽字）：年月日摘要普通中型車床主軸箱設計普通中型車床主軸箱設計，主要包括三方面的設計，即：根據設計題目所給定的機床用途、規格、主軸極限轉速、轉速數列公比或級數，確定其他有關運動參數，選定主軸各級轉速值；通過分析比較，選擇傳動方案；擬定結構式或結構網，擬定轉速圖；確定齒輪齒數及帶輪直徑；繪制傳動系統圖。其次，根據機床類型和電動機功率，確定主軸及各傳動件的計算轉速，初定傳動軸直徑、齒輪模數，確定傳動帶型號及根數，摩擦片尺寸及數目；裝配草圖完成后要驗算傳動件（傳動軸、主軸、齒輪、滾動軸承）的剛度、強度或壽命。最后，完成運動設計和動力設計后，要將主傳動方案“結構化，設計主軸變速箱裝配圖及零件圖，側重進行傳動軸組件、主軸組件、變速機構、箱體、潤滑與密封、傳動軸及滑移齒輪零件的設計。【關鍵詞】車床、主軸箱、變速系統、主軸組件。2.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。主參數湖南工業大學機械工程學院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，以便節約材料，降低成本。3.設計計算3.1車床的規格系列和用處普通機床的規格和類型有系列型號作為設計時應該遵照的基礎。因此，對這些基本知識和資料作些簡要介紹。本次設計的是普通型車床主軸變速箱。主要用于加工回轉體。湖南工業大學機械工程學院表1.1車床的主參數（規格尺寸）和基本參數表工件最大回轉直最高轉速最低轉速電機功公比轉速級數徑()()率Z(mm)P（kW）3201120257.51.41123.2操作性能要求1）具有皮帶輪卸荷裝置2）手動操縱雙向片式摩擦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4.主動參數參數的擬定4.1確定傳動公比根據【1】公式（3-2）因為已知，∴Z=+1也即Z=12因為=1.41=1.0631.55為1.41的數列25，35.5，50，71，100，140，200，280，400，560，800，1120.31.4.2主電動機的選擇合理的確定電機功率P，使機床既能充分發揮其使用性能，滿足生產需要，又不致使電機經常輕載而降低功率因素。現在以常見的中碳鋼為工件材料，取45號鋼，正火處理，車削外圓，表面粗糙度=3.2mm。采用車刀具，可轉位外圓車刀，刀桿尺寸：16mm25mm。刀具幾何參數：=15，=6，=75，=15，=0，=-10，b=0.3mm，r=1mm。現以確定粗車是的切削用量為設計：湖南工業大學機械工程學院①確定背吃刀量和進給量f，根據【2】表8-50，取4mm，f取0.6。②確定切削速度，參【2】表8-57，取V=1.7。③機床功率的計算，2-表8-59和表8-60數：F=9.81=9..920.95=3242（N）切削功率的計算==32421.7=5.5（kW）依照一般情況，取機床變速效率=0.8.==6.86(kW)根據【3】表12-1Y系列（IP44）電動機的技術數據,Y系列（IP44）電動機為一般用途全封閉自扇冷式籠型異步電動機，具有防塵埃、鐵屑或其他雜物侵入電動機內部的特點，B級絕緣，工業環境溫度不超過+40℃，相對濕度不超過95%，海拔高度不超過1000m，額定電壓380V，頻率50Hz。適用于無特殊要求的機械上，如機床，泵，風機，攪拌機，運輸機，農業機械等。根據以上要求，我們選取Y132M-4型三相異步電動機，額定功率7.5kW,滿載轉速1440，額定轉矩2.2，質量81kg。至此，可得到上表1.1中的車床參數。5.變速結構的設計5.1主變速方案擬定案和型式，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。湖南工業大學機械工程學院型式的主軸變速箱。5.2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。5.2.1確定變速組及各變速組中變速副的數目數為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、……個變速副。即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：，可以有三種方案：5.2.2變速式的擬定12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。的變速副數常選用2。綜上所述，變速式為12=2×3×2。5.2.3結構式的擬定對于12=2×3×2傳動式，有6種結構式和對應的結構網。分別為：由于本次設計的機床I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12=2×3×2方案為好。一般限制限制最小變速比；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。斜齒圓柱齒輪傳動較平穩，可取。因此在主變速鏈任一變速組的最大變速范圍。在設計時必須保證中間變速軸的變速范圍最小。5.2.4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：5.2.5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：檢查變速組的變速范圍是否超過極限值時，只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。∴，符合要求。5.2.6結構式的擬定繪制轉速圖⑴、選擇Y132M-4型Y系列籠式三相異步電動機。⑵、分配總降速變速比總降速變速比又電動機轉速不符合轉速數列標準，因而增加一定比變速副。湖南工業大學機械工程學院⑶、確定變速軸軸數變速軸軸數=變速組數+定比變速副數+1=3+1+1=5。⑷、確定各級轉速z=12確定各級轉速：1120、800、560、400、280、200、140、100、71、50、35.5、25r/min。⑸、繪制轉速圖abc軸的轉速：①先來確定Ⅲ軸的轉速變速組c的變速范圍為，結合結構式，Ⅲ軸的轉速只有一種可能：100、140、200、280、400、560r/min。②確定軸Ⅱ的轉速變速組b的級比指數為2，希望中間軸轉速較小，因而為了避免升速，又不致變速比太小，可取軸Ⅱ的轉速確定為：400、560r/min。③確定軸Ⅰ的轉速對于軸Ⅰ，其級比指數為1,可取，確定軸Ⅰ轉速為800r/min。由此也可確定加在電動機與主軸之間的定變速比。下面畫出轉速圖（電動機轉速與主軸最高轉速相近）5.2.7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及小齒輪的齒數可以從【1】表3-9中選取。18～20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】,查表3-9各種常用變速比的使用齒數。⑴、變速組a:時：……57、60、63、66、69、72、75、78……時：……58、60、63、65、67、68、70、72、73、77……可取84,于是可得軸Ⅰ齒輪齒數分別為：28、35。可得軸Ⅱ上的三聯齒輪齒數分別為：56、49。⑵、變速組b:根據【1】,查表3-9各種常用變速比的使用齒數,∵，,時：……87、89、90、91、92……時：……87、89、90、91……時：……86、88、90、91……湖南工業大學機械工程學院可取90，于是可得軸Ⅱ上兩聯齒輪的齒數分別為：18、30、45。72，60、45。⑶、變速組c:根據【1】,查表3-9各種常用變速比的使用齒數,,時：……、85、89、90、94、95、108……時：……84、87、89、90、108……可取108.為降速變速，取軸Ⅲ齒輪齒數為22；為升速變速，取軸Ⅳ齒輪齒數為36。于是得,得軸Ⅲ兩聯動齒輪的齒數分別為22，72；得軸Ⅳ兩齒輪齒數分別為86，36。5.2.8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：6.結構設計6.1結構設計的內容、技術要求和方案主軸組件、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）布置傳動件及選擇結構方案。2）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。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。6.2展開圖及其布置平整展開在同一個平面上。I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。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。湖南工業大學機械工程學院6.3I軸（輸入軸）的設計I多，裝配很不方便，一般都是在箱外組裝好I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。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0.2～0.4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：6）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。7）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。8）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。I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。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。6.4齒輪塊設計一個齒輪上的載荷是變化的。同時由于齒輪制造及安裝誤差等，不可避免要產生動載荷而引起振動和噪音，常成為變速箱的主要噪聲源，并影響主軸回轉均勻性。在齒輪塊設計時，應充分考慮這些問題。齒輪塊的結構形式很多，取決于下列有關因素：一、是固定齒輪還是滑移齒輪；二、移動滑移齒輪的方法；三、齒輪精度和加工方法；變速箱中齒輪用于傳遞動力和運動。它的精度選擇主要取決于圓周速度。采用同一精度時，圓周速度越高，振動和噪聲越大，根據實際結果得知，圓周速度會增加一倍，噪聲約增大6dB。級。為了控制噪聲，機床上主傳動齒輪都要選用較高的精度。大都是用7—6—6很低的，才選8—7—7。如果噪聲要求很嚴，或一些關鍵齒輪，就應選6—5—5。當精度從7—6—6提高到6—5—5時，制造費用將顯著提高。不同精度等級的齒輪，要采用不同的加工方法，對結構要求也有所不同。湖南工業大學機械工程學院8級精度齒輪，一般滾齒或插齒就可以達到。7級精度齒輪，用較高精度滾齒機或插齒機可以達到。但淬火后，由于變形，精度將下776級精度的齒輪，用精密滾齒機可以達到。淬火齒輪，必須磨齒才能達到6級。機床主軸變速箱中齒輪齒部一般都需要淬火。滑移齒輪進出嚙合的一端要圓齒，有規定的形狀和尺寸。圓齒和倒角性質不同，加工方法和畫法也不一樣，應予注意。基面。盡可能做到省工、省料又易于保證精度。都做成組合的齒輪塊。有時為了縮短軸向尺寸，也有用組合齒輪的。定位孔或其他方式保證，一般在裝配時最后調整確定。6.5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。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。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采用花鍵軸。花鍵軸承載能力高，加工和裝配也比帶單鍵的光軸方便。濾部分。一般尺寸花鍵的滾刀直徑為65～85。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，首先取決于承載能力，但也要考慮其他結構條件。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。下面分析幾種鏜孔方式：對于支撐跨距長的箱體孔，要從兩邊同時進行加工；支撐跨距比較短的，可以從一邊（叢大孔方面進刀）伸進鏜桿，同撐孔直徑的安排要求。兩孔間的最小壁厚，不得小于5～10，以免加工時孔變形。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級精度。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。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）軸的長度。長軸要考慮熱伸長的問題，宜由一端定位。湖南工業大學機械工程學院2）軸承的間隙是否需要調整。3）整個軸的軸向位置是否需要調整。4）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。6.6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。6.6.1各部分尺寸的選擇主軸形狀與各部分尺寸不僅和強度、剛度有關，而且涉及多方面的因素。1）內孔直徑軸。為了擴大使用范圍，加大可加工棒料直徑，車床主軸內孔直徑有增大的趨勢。2）軸頸直徑后再進行核算。3）前錐孔直徑前錐孔用來裝頂尖或其他工具錐柄，要求能自鎖，目前采用莫氏六號錐孔。4）支撐跨距及懸伸長度=2～3.5，跨距小時，軸承變形對軸端變形的影響大。所以，軸承剛度小時，應選大值，軸剛度差時，則取小值。跨距的大小，很大程度上受其他結構的限制，常常不能滿足以上要求。安排結構時力求接近上述要求。6.6.2主軸材料和熱處理在主軸結構形狀和尺寸一定的條件下，材料的彈性模量E越大，主軸的剛度也越高，由于鋼材的E值較大，故一般采用鋼質主軸，一般機床的主軸選用價格便宜、性能良好的45號鋼。提高主軸有關表面硬度，增加耐磨性，在長期使用中不至于喪失精度，這是對主軸熱處理的根本要求。機床主軸都在一定部位上承受著不同程度的摩擦，主軸與滾動軸承配合使用時，軸頸表面具有適當的硬度可改善裝配工藝并保證裝配精度，通常硬度為HRC40-50即可滿足要求。一般機床的主軸，淬火時要求無裂紋，硬度均勻；淬硬層深度不小于1mm，最好1.5-2mm,淬火；淬火部位的空刀槽不能過深，臺階交接處應該倒角；滲氮主軸的銳邊、棱角必須倒圓R>0.5mm,可避免滲氮層穿透剝落。6.6.3主軸軸承1）軸承類型選擇主軸前軸承有兩種常用的類型：許的極限轉速低一些。與雙列短圓柱滾子軸承配套使用承受軸向力的軸承有三種：600角雙向推力向心球軸承。是一種新型軸承，在近年生產的機床上廣泛采用。具有承載能力大，允許極限轉速高的特點。外徑比同規格的雙列圓柱滾子軸承小一些。在使用中，這種軸承不承受徑向力。湖南工業大學機械工程學院推力球軸承。承受軸向力的能力最高，但允許的極限轉速低，容易發熱。向心推力球軸承。允許的極限轉速高，但承載能力低，主要用于高速輕載的機床。2）軸承的配置支撐的了。三支撐結構要求箱體上三支撐孔具有良好的同心度，否則溫升和空載功率增大，效果不一定好。三孔同心在工藝上難度較大，可以用兩個支撐的主要支撐，第三個為輔助支撐。輔助支撐軸承（中間支撐或后支撐）保持比較大的游隙（約0.03～0.07比較大、軸產生彎曲變形時，輔助支撐軸承才起作用。前軸承、后軸承還是分別布置在前、后軸承，影響著溫升后軸的伸長方向以及結構的負責程度，應根據機床的實際要求確定。在配置軸承時，應注意以下幾點：①每個支撐點都要能承受經向力。②兩個方向的軸向力應分別有相應的軸承承受。③徑向力和兩個方向的軸向力都應傳遞到箱體上，即負荷都由機床支撐件承受。3）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，前軸承的選或級，后軸承選或級。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。1）軸承間隙的調整形成一定的預負載，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。112的內錐孔，內圈將脹大消除間隙。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。6.6.4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1：15180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。6.6.5潤滑與密封主軸轉速高，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——加密封裝置防止油外流。湖南工業大學機械工程學院主軸轉速高，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0.1～0.3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果又比前兩種好。徑向式的軸承蓋要做成剖分式，較為復雜。2）疏導——在適當的地方做出回油路，使油能順利地流回到油箱。6.6.6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。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，50～55220～250。7.傳動件的設計7.1帶輪的設計An=1440r/min,傳遞功率P=7.5kW,傳動比i=1.816小時，工作年數10年。(1)、選擇三角帶的型號由【4】表8-7工作情況系數查的共況系數=1.2。故根據【4】公式（8-21）式中P--電動機額定功率，--工作情況系數因此根據、由【4】圖8-11普通V帶輪型圖選用A型。(2)、確定帶輪的基準直徑，帶輪的直徑越小帶的彎曲應力就越大。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑不宜過小，即。查【4】表8-8、圖8-11和表8-6取主動小帶輪基準直徑=125。由【4】公式(8-15a)式中：-小帶輪轉速，-大帶輪轉速，-帶的滑動系數，一般取0.02。∴，由【4】表8-8取圓整為224mm。(3)、驗算帶速度V，按【4】式（8-13）驗算帶的速度∵，故帶速合適。(4)、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】經驗公式（8-20）取，取=600mm.湖南工業大學機械工程學院(5)、三角帶的計算基準長度由【4】公式（8-22）計算帶輪的基準長度由【4】表8-2，圓整到標準的計算長度(6)、驗算三角帶的撓曲次數，符合要求。(7)、確定實際中心距按【4】公式（8-23）計算實際中心距(8)、驗算小帶輪包角根據【4】公式（8-25），故主動輪上包角合適。(9)、確定三角帶根數根據【4】式（8-26）得查表【4】表8-4d由i=1.8和得=0.15KW,查表【4】表8-5，=0.98；查表【4】表8-2，長度系數=1.01∴取根(10)、計算預緊力查【4】表8-3，q=0.1kg/m由【4】式（8-27）其中：-帶的變速功率,KW；v-帶速,m/s；q-每米帶的質量，kg/m；取q=0.1kg/m。v=1440r/min=9.42m/s。⑾、計算作用在軸上的壓軸力傳動比查表【4】表8-4a由和得=1.92KW7.2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。7.2.1確定各軸轉速⑴、確定主軸計算轉速：計算轉速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⑵、各變速軸的計算轉速：①軸Ⅲ的計算轉速可從主軸71r/min按72/18的變速副找上去，軸Ⅲ的計算轉速為100r/min；②軸Ⅱ的計算轉速為400r/min；③軸Ⅰ的計算轉速為800r/min。⑶、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輪的計算轉速。①變速組c中，22/86只需計算z=22的齒輪，計算轉速為280r/min；湖南工業大學機械工程學院②變速組b計算z=18的齒輪，計算轉速為400r/min；③變速組a應計算z=28的齒輪，計算轉速為800r/min。⑷、核算主軸轉速誤差∵∴所以合適。7.2.2傳動軸直徑的估算：確定各軸最小直徑根據【5】公式（7-15】表7-13得到取1.①Ⅰ軸的直徑：取②Ⅱ軸的直徑：取③Ⅲ軸的直徑：取其中：P-電動機額定功率（kW-從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積；--當軸上有鍵槽時，d值應相應增大4～5%;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Ⅳ為由鍵槽并且軸Ⅳ為空心軸，Ⅱ和Ⅲ為花鍵軸。根據以上原則各軸的直徑取值：，和在后文給定，軸采用光軸，軸和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，定心穩定故我采用矩形花鍵連接。按規定，矩形花鍵的定心方式為小徑定心。查【15】表5-3-30的矩形花鍵的基本尺寸系列，軸花鍵軸的規格；軸花鍵軸的規格。④各軸間的中心距的確定：；；；7.2.3鍵的選擇查【4】表6-1選擇軸上的鍵，根據軸的直徑，鍵的尺寸選擇，鍵的長度L取22。主軸處鍵的選擇同上，鍵的尺寸為，鍵的長度L取100。7.3傳動軸的校核需要驗算傳動軸薄弱環節處的傾角荷撓度。驗算傾角時，若支撐類型相同則只需驗算支反力最大支撐處傾角；當此傾角小于安裝齒輪處規定的許用值時，則齒輪處傾角不必驗算。驗算撓度時，要求驗算受力最大的齒輪處，但通常可驗算傳動軸中點處撓度（誤差<%3）.當軸的各段直徑相差不大，計算精度要求不高時，可看做等直徑，采用平均直徑進行計算，計算花鍵軸傳動軸一般只驗算彎曲剛度，花鍵軸還應進行鍵側擠壓驗算。彎曲剛度驗算；的剛度時可采用平均直徑或當量直徑。一般將軸化為集中載荷下的簡支梁，其撓度和傾角計算57-15.在同一平面上進行代數疊加，不在同一平面上進行向量疊加。7.3.1傳動軸的校核①Ⅰ軸的校核：通過受力分析，在一軸的三對嚙合齒輪副中，中間的兩對齒輪對Ⅰ軸中點處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來進行校核最大撓度：查【1】表3-12許用撓度；湖南工業大學機械工程學院。②Ⅱ軸、Ⅲ軸的校核同上。7.3.2鍵的校核46-2查的許用擠壓應力,鍵與輪榖鍵槽的接觸高度。由【4】式（6-1）可得可見連接的擠壓強度足夠了，鍵的標記為：7.4各變速組齒輪模數的確定和校核7.4.1齒輪模數的確定：齒輪模數的估算。通常同一變速組內的齒輪取相同的模數，如齒輪材料相同時，選擇負荷最重的小齒輪，根據齒面接觸疲勞強度和齒輪彎曲疲勞強度條件按【57-17進行估算模數和，并按其中較大者選取相近的標準模數，為簡化工藝變速傳動系統內各變速組的齒輪模數最好一樣，通常不超過2～3種模數。先計算最小齒數齒輪的模數，齒輪選用直齒圓柱齒輪及斜齒輪傳動，查【4】表10-8齒輪精度選用7級精度，再由【4】表10-1選擇小齒輪材料為40C(調質)，硬度為280HBS：根據【5】表7-17；有公式：①齒面接觸疲勞強度：②齒輪彎曲疲勞強度：⑴、a變速組：分別計算各齒輪模數，先計算最小齒數28的齒輪。①齒面接觸疲勞強度：其中:-公比；=2；P-齒輪傳遞的名義功率；P=0.967.5=7.2KW；-齒寬系數=；-齒輪許允接觸應力，由【5】圖7-6按MQ線查取;-計算齒輪計算轉速;K-載荷系數取1.2。=650MPa，∴根據【6】表10-4將齒輪模數圓整為4mm。②齒輪彎曲疲勞強度：其中:P-齒輪傳遞的名義功率；P=0.967.5=7.2KW；-齒寬系數=；-齒輪許允齒根應力，由【5】圖7-11按MQ線查取；-計算齒輪計算轉速;K-載荷系數取1.2。，∴∴根據【6】表10-4將齒輪模數圓整為2.5mm。∵所以于是變速組a的齒輪模數取m=4mm，b=32mm。軸Ⅰ上主動輪齒輪的直徑：。軸Ⅱ上三聯從動輪齒輪的直徑分別為：湖南工業大學機械工程學院⑵、b變速組：確定軸Ⅱ上另兩聯齒輪的模數，先計算最小齒數18的齒輪。①齒面接觸疲勞強度：其中:-公比；=4；P-齒輪傳遞的名義功率；P=0.9227.5=6.915KW；-齒寬系數=；-齒輪許允接觸應力，由【5】圖7-6按MQ線查取;-計算齒輪計算轉速;K-載荷系數取1.2。=650MPa，∴∴根據【6】表10-4將齒輪模數圓整為5mm。②齒輪彎曲疲勞強度：其中:P-齒輪傳遞的名義功率；P=0.9227.5=6.915KW；-齒寬系數=；-齒輪許允齒根應力，由【5】圖7-11按MQ線查取；-計算齒輪計算轉速;K-載荷系數取1.2。，∴∴根據【6】表10-4將齒輪模數圓整為3mm。∵所以于是變速組b的齒輪模數取m=5mm，b=40mm。軸Ⅱ上主動輪齒輪的直徑：軸Ⅲ上三聯從動輪齒輪的直徑分別為：⑶、c變速組：為了使傳動平穩，所以使用斜齒輪，取，螺旋角。計算中心距a，∴圓整為280mm。修正螺旋角，所以軸Ⅲ上兩聯動主動輪齒輪的直徑分別為：

軸Ⅳ上兩從動輪齒輪的直徑分別為：

⑷、標準齒輪參數：從【7】表5-1查得以下公式齒頂圓直徑；齒根圓直徑；分度圓直徑；齒頂高；齒根高；齒輪的具體值見表表5.1齒輪尺寸表（單位：mm）湖南工業大學機械工程學院齒輪齒數模數分度圓直齒頂圓直齒根圓直齒頂高齒根高z徑d徑徑⒈28411212010245⒉35414014813045⒊56422423221445⒋49419620418645⒌1859010077.556.25⒍305150160137.556.25⒎455225235212.556.25⒏725360370347.556.25⒐605200210187.556.25⒑455225235212.556.25⒒225114.12124.5101.165.196.48⒓725373.44383.82360.485.196.48⒔365186.72197.1173.765.196.48⒕865446.06456.44433.15.196.487.4.2齒寬的確定由公式得：①Ⅰ軸主動輪齒輪；②Ⅱ軸主動輪齒輪；③Ⅲ軸主動輪齒輪；一般一對嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設計上，應主動輪比從動輪齒寬大（5～10mm7.4.3齒輪結構的設計湖南工業大學機械工程學院分度圓直徑等，而齒圈、輪輻、輪轂等的結構形式及尺寸大小，通常都由結構設計而定。當現決定把齒輪8、12和14做成腹板式結構。其余做成實心結構。根據【4】圖10-39（a）齒輪10、12和13結構尺寸計算如下：①齒輪8結構尺寸計算，；；；；；，C取12cm。②齒輪12結構尺寸計算;；；；；；，C取12cm。③齒輪14結構尺寸計算，；；；，C取14cm。7.5帶輪結構設計⑴、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。⑵、帶輪結構形式V48-14a腹板式（【48-14b48-14c48-14dV帶輪的結構形式與基準直徑有關，當帶輪基準直徑（d為安裝帶輪的軸的直徑，mm）時。可以采用實心式，當可以采用腹板式，時可以采用孔板式，當時，可以采用輪輻式。帶輪寬度：。分度圓直徑：。D=90mm是深溝球軸承6210軸承外徑，其他尺寸見帶輪零件圖。⑶、V帶輪的論槽V帶輪的輪槽與所選的V帶型號向對應，見【4】表8-10.mm槽型與相對應得A11.2.758.79——0湖南工業大學機械工程學院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。V定了輪槽基準直徑到帶輪外圓和底部的最小高度。輪槽工作表面的粗糙度為。⑷、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；轉速高于極限轉速的帶輪要做靜平衡，反之做動平衡。其他條件參見中的規定。7.6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6-3-20，①計算轉矩，查【15】表6-3-21得∴②摩擦盤工作面的平均直徑式中d為軸的直徑。③摩擦盤工作面的外直徑④摩擦盤工作面的內直徑⑤摩擦盤寬度b⑥摩擦面對數m156-3-17，摩擦副材料為淬火鋼，對偶材料為淬火鋼，摩擦因數取0.08，許用壓強取，許用溫度<120℃.∴m圓整為7.∴摩擦面片數z=7+1=8.⑦摩擦片脫開時所需的間隙，因為采用濕式所以⑧許用傳遞轉矩因為⑨壓緊力Q⑩摩擦面壓強p根據【14】表22.7-7選用帶滾動軸承的多片雙聯摩擦離合器，因為安裝在箱內，所以采取濕式。結構形式見【14】表22.7-7圖（a表5.2特征參數圖許用轉距重量/kg轉動慣量/接合脫開號內部外部力/N力/N圖a1204.70.00350.0050170100表5.3主要尺寸圖許用轉矩DABcEFG號閉式開式圖a1201832-1081001832604570湖南工業大學機械工程學院表5.4主要尺寸圖HJLRSa號圖a85475181152656435-1020117.7齒輪校驗在驗算算速箱中的齒輪應力時，選相同模數中承受載荷最大，齒數最小的齒輪進接觸應力和彎曲應力的驗算。這里要驗算的是齒輪1，齒輪5，齒輪11這三個齒輪。齒輪強度校核：計算公式：①彎曲疲勞強度;②接觸疲勞強度7.7.1校核a變速組齒輪①彎曲疲勞強度；校核齒數為28的齒輪，確定各項參數⑴、,n=800r/min,⑵、確定動載系數∵齒輪精度為7級，由【4】圖10-8查得動載系數。由【4】使用系數。⑷、確定齒向載荷分配系數:取齒寬系數查【4】表10-4，得非對稱齒向載荷分配系數；,查【4】圖10-13得⑸、確定齒間載荷分配系數:由【4】表10-2查的使用，由【4】表10-3查得齒間載荷分配系數⑹、確定載荷系數:⑺、查【4】表10-5齒形系數及應力校正系數；湖南工業大學機械工程學院⑻、計算彎曲疲勞許用應力由【4】圖10-20(c)查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。【4】圖10-18查得壽命系數,取疲勞強度安全系數S=1.3，②接觸疲勞強度⑴、載荷系數K的確定：⑵、彈性影響系數的確定；查【4】表10-6得⑶、查【4】圖10-21（d）得，故齒輪1合適。7.7.2校核b變速組齒輪①彎曲疲勞強度；校核齒數為18的齒輪，確定各項參數⑴、,n=400r/min,⑵、確定動載系數：齒輪精度為7級，由【4】圖10-8查得動載系數⑶、⑷、確定齒向載荷分配系數:取齒寬系數查【4】表10-4，插值法得非對稱齒向載荷分配系數,查【4】圖10-13得⑸、確定齒間載荷分配系數:由【4】表10-2查的使用；由【4】表10-3查得齒間載荷分配系數⑹、確定動載系數:⑺、查【4】表10-5齒形系數及應力校正系數、⑻、計算彎曲疲勞許用應力由【4】圖10-20(c)查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。【4】圖10-18查得壽命系數,疲勞強度安全系數S=1.3，②接觸疲勞強度⑴、載荷系數K的確定：⑵、彈性影響系數的確定；查【4】表10-6得⑶、查【4】圖10-21（d）得，故齒輪8合適。7.7.3校核c變速組齒輪①彎曲疲勞強度；校核齒數為22的齒輪，確定各項參數湖南工業大學機械工程學院⑴、,n=280r/min,⑵、確定動載系數：齒輪精度為7級，由【4】圖10-8查得動載系數⑶、⑷、確定齒向載荷分配系數:取齒寬系數查【4】表10-4，插值法得非對稱齒向載荷分布系數，,查【4】圖10-13得⑸、確定齒間載荷分配系數:由【4】表10-3齒間載荷分布系數，⑹、確定荷載系數:⑺、查表10-5齒形系數及應力校正系數。⑻、計算彎曲疲勞許用應力由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。【4】圖10-18查得壽命系數,疲勞強度安全系數S=1.3，②接觸疲勞強度⑴、載荷系數K的確定：⑵、彈性影響系數的確定；查【4】表10-6得⑶、查【4】圖10-21（d）得，故齒輪11合適。7.8軸承的選用與校核7.8.1各軸軸承的選用①主軸前支承：NN3022K；中支承：NN3020K；后支撐N219E②Ⅰ軸離合器及齒輪處支承均用：6206;帶輪處支承：6210③Ⅱ軸前支承：30207;中支承：NN3009;后支承：30207④Ⅲ軸前支承：30208;后支承：302087.8.2各軸軸承的校核⑴、Ⅰ軸軸承的校核Ⅰ軸選用的是深溝球軸承620619.5KN,由于該軸的轉速是定值，所以齒輪越小越靠近軸承，對軸承的要求越高。根據設計要求，應該對Ⅰ軸未端的滾子軸承進行校核。①齒輪的直徑②Ⅰ軸傳遞的轉矩∴③齒輪受力根據受力分析和受力圖可以得出軸承的徑向力為:在水平面：在水平面：∴4】表13-6查得載荷系數，取，則有：⑤軸承的壽命計算:所以按軸承的受力大小計算壽命故該軸承6206能滿足要求。湖南工業大學機械工程學院⑵、其他軸的軸承校核同上，均符合要求。8.主軸組件設計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，先初步選定尺寸，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。主軸上的結構尺寸雖然很多，但起決定作用的尺寸是：外徑D、孔徑d、懸伸量a和支撐跨距L。8.1主軸的基本尺寸確定8.1.1外徑尺寸D主軸的外徑尺寸，關鍵是主軸前軸頸的（前支撐處）的直徑。選定后，其他部位的外徑320mmP=7.5KW13-13，前軸頸應,初選,后軸頸取。8.1.2主軸孔徑d中型臥式車床的主軸孔徑，已由d=48mm,增大到d=60-80mm,當主軸外徑一定時，增大孔徑受到一下條件的限制，1、結構限制；對于軸徑尺寸由前向后遞減的主軸，應特別注意主軸后軸頸處的壁厚不允許過薄，對于中型機床的主軸，后軸頸的直徑與孔徑之差不要小于，主軸尾端最薄處的直徑不要小于。2、剛度限制；孔徑增大會削弱主軸的剛度，由材料力學知，主軸軸端部的剛度與截面慣性矩成正比，即：式中：據上式可得出主軸孔徑對偶剛度影響的，有圖可見，24%，因此為了避免過多削弱主軸的剛度，一般取。主軸孔徑d確定后，可根據主軸的使用及加工要求選擇錐孔的錐度。錐孔僅用于定心時，則錐孔應大些，若錐孔除用于定心，還要求自鎖，借以傳遞轉矩d=60mm為0.6。8.1.3主軸懸伸量a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a。根據結構,定懸伸長度。8.1.4支撐跨距L支撐跨距L，當前，多數機床的主軸采用前后兩個支撐，結構簡單，制造、裝配方便，容易保證精度，但是，由于兩支撐主軸的最佳支距一般較短，結構設計難于實現，故采用三支撐結構。如圖所示，三支撐主軸的前中支距，對主軸組件剛度和抗震性的影響，要比前后支距地影響大得多，因此，需要合理確定。為了使主軸組件獲得很高的剛度可抗震性，前中之距可按兩支撐主軸的最佳只