通用车床主轴箱设计说明书

摘要

通用车床主轴箱的设计，主要包括三个方面的设计，即：根据设计题目所给定的机床用途、规格、主轴极限转速、转速数列公比，确定其他有关运动参数，选定主轴各级转速值；通过分析比较，选择传动方案；拟定结构式或结构网，拟定转速图；确定齿轮齿数及带轮直径；绘制传动系统图。其次，根据机床类型和电动机功率，确定主轴及各传动件的计算转速，初定传动轴直径、齿轮模数，确定传动带型号及根数；装配草图完成后要验算传动件的刚度、强度或寿命。最后，完成运动设计和动力设计后，要将主传动方案“结构化”，设计主轴变速箱装配图及部分零件图。完成后建立三维模型。通过运用Proe对主轴箱传动系统部分进行三维建模，加深对通用车床主轴箱工作原理的理解。

关键词：通用车床；主轴箱；传动系统；主轴组件；三维建模。

I

Abstract

Design of universal lathe headstock, mainly including the design, three aspects: according to the design of machine tool use, the given specifications, spindle speed limit of sequence, speed ratio, determine the relevant motion parameters, selected at speed of the main shaft; through analysis and comparison, select the transmission scheme; develop structure or structure, develop speed diagram; to determine the number of gear teeth and belt pulley diameter; drawing drive system diagram. Secondly, based on the machine type and motor power, determining the spindle and the transmission of the computation speed, initial drive shaft diameter, the gear modulus, determine the transmission belt type and number of roots; the assembly after the completion of the draft plan to the checking transmission of the stiffness, strength or fatigue life. Finally, to complete the exercise design and dynamic design, to the main transmission scheme "structured", design of spindle gearbox assembly drawing and parts drawing. Establish the three-dimensional model is completed. Through the use of Proe three-dimensional modeling of the spindle box drive system, enhance the general lathe spindle box principle understanding.

Keywords:general lathe; spindle box; transmission system; spindle assembly; three-dimensional modeling

II

目录

摘要 ................................................................................................................................................................. I Abstract ........................................................................................................................................................... I I 第一章绪论. (1)

第二章通用车床的规格与操作性能要求 (2)

2.1通用车床的规格 (2)

2.2操作性能要求 (2)

第三章主电动机参数的拟定 (3)

3.1主轴变速范围与主轴转速级数的确定 (3)

3.2主电动机的选择 (3)

第四章变速结构的设计 (4)

4.1主变速方案拟定 (4)

4.2变速结构式、结构网的选择 (4)

4.2.1确定变速组及各变速组中变速副的数目 (4)

4.2.2变速式的拟定 (4)

4.2.3结构式的拟定 (4)

4.2.4结构网的拟定 (5)

4.2.5主轴变速范围的拟定 (5)

4.2.6绘制转速图 (6)

4.2.7确定各变速组变速副齿数 (7)

4.2.8绘制变速系统图 (8)

第五章结构设计 (9)

5.1结构设计的内容、技术要求和方案 (9)

5.2展开图及其布置 (9)

5.3Ⅰ轴（输入轴）的设计 (9)

5.4齿轮块设计 (9)

5.5传动轴的设计 (10)

5.6主轴组件设计 (11)

5.6.1各部分尺寸的选择 (11)

5.6.2主轴材料和热处理 (11)

5.6.3主轴轴承 (12)

5.6.4主轴与齿轮的连接 (12)

5.6.5润滑与密封 (12)

5.6.6其他问题 (12)

第六章传动件的设计 (13)

6.1带轮的设计 (13)

6.2传动轴的直径估算 (15)

6.2.1确定各轴转速 (15)

6.2.2传动轴直径的估算：确定各轴最小直径 (16)

6.2.3键的选择 (17)

6.3传动轴的校核 (17)

6.3.1传动轴的校核 (17)

III

6.3.2键的校核 (18)

6.4各变速组齿轮模数的确定和校核 (19)

6.4.1齿轮模数的确定 (19)

6.4.2齿宽的确定 (23)

6.4.3齿轮结构的设计 (23)

6.5带轮结构设计 (24)

6.6齿轮校验：齿轮强度校核 (25)

6.6.1校核a变速组齿轮 (25)

6.6.2校核b变速组齿轮 (26)

6.6.3校核c变速组齿轮 (28)

6.7轴承的选用与校核 (29)

6.7.1各轴轴承的选用 (29)

6.7.2各轴轴承的校核 (29)

第七章主轴组件设计 (31)

7.1主轴的基本尺寸确定 (31)

7.1.1外径尺寸D (31)

7.1.2主轴孔径d (31)

7.1.3主轴悬伸量a (32)

7.1.4主轴支撑跨距L (32)

7.2主轴刚度验算 (33)

7.2.1主轴前支撑转角的验算 (34)

7.2.2主轴前端位移的验算 (35)

第八章三维建模 (37)

8.1软件介绍 (37)

8.2发展概况 (37)

8.3主轴的三维建模 (37)

8.4渐开线直齿轮的三维建模 (41)

第九章总结和展望 (49)

9.1本文工作总结 (49)

9.2课题展望 (49)

致谢 (51)

参考文献 (52)

外文翻译 (53)

第一篇对单螺杆压缩机专用加工机床的更新简介 (53)

英文原文 (53)

中文翻译 (58)

第二篇组合机床 (62)

英文原文 (62)

中文翻译 (68)

IV

第一章绪论

机床技术参数有主参数和基本参数，它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、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；有硬质合金刀具又有高速钢刀具。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。

机床主传动系统因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同，应满足的要求也不一样。设计机床主传动系统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，如机床主轴有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

第二章通用车床的规格与操作性能要求

2.1通用车床的规格

通用机床的规格和类型有系列型号作为设计时应该遵照的基础。因此，对这些基本知识和资料做些简要介绍。本次设计的是通用车床主轴变速箱，主要用于加工回转体。

表1 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数表

2.2操作性能要求

（1）具有皮带轮卸荷装置；

（2）电机直接正反转与停止来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

3 第三章 主电动机参数的拟定

3.1主轴变速范围与主轴转速级数的确定

根据参考文献【1】83P 公式（2-2）由m i n m a x n n R n =，求得变速范围为：45401800min

max ===n n R n 。 确定了变速范围后，可由下式求出主轴转速级数Z ：1lg lg +=

?n R Z 式（3-1） 079.12141

.1lg 45lg 1lg lg =+=+=?n R Z 。 取主轴转速级数12=Z 。 因为61.41 1.06?==，根据参考文献【1】83P 表2-5标准数列。首先找到最小极限转速40r/min ，再每跳过5个数（61.26~1.06）取一个转速，即可得到公比为1.41的数列：40r/min 、56r/min 、80r/min 、112 r/min 、160 r/min 、224 r/min 、315 r/min 、450 r/min 、630 r/min 、900 r/min 、1250 r/min 、1800 r/min 。

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。

根据参考文献【2】334P 介绍：

Y 系列（IP44）封闭式笼型三相异步电动机：

（1）结构特点：采用封闭自扇冷式结构。能防止灰尘、铁屑或其他固体异物进入电动机内，能防止任何方向的溅水对电动机的影响。一般只有一个轴伸端。

（2）本系列电动机的主要性能特点：本系列电动机具有效率高、耗电少、性能好、噪声少、振动小、体积小、质量小、运行可靠、维修方便等特点。绝缘等级为B 级。

（3）应用场合：适用于驱动无特殊要求的各种机械设备，例如，切削机床、水泵、鼓风机、破碎机、运输机械等。还适用于灰尘多、土扬水溅的场合，例如，农用机械、矿山机械、搅拌机、磨粉机等。

（4）使用条件：①海拔不超过m 1000；②环境温度不超过C ?40；③额定电压为380V ，额定频率为50Hz ；④kW 3及以下功率电动机为Y 连接，kW 4及以上功率电动机为?连接。为S1工作制。

（5）安装方式：B3、B5或B35及其派生型式。

因为题目要求主电动机功率P 为kW 4，结合以上要求和表8.2.1，我们选择Y112M-4型三相异步电动机，额定功率kW 4，满载转速min /1440r ，额定转矩2.2，质量kg 43。

4 第四章 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、操纵等整个变速系统的确定。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

数目为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1Z 、2Z 、3Z ……个变速副，即 ???=321Z Z Z Z

变速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的因子：b a Z 32?=，可以有三种方案：22312??=，23212??=，32212??=。

4.2.2变速式的拟定

12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。

在Ⅰ轴，为减少轴向尺寸，第一变速组的变速副数不能多，以2为宜。

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。

综上所述，变速式为23212??=。

4.2.3结构式的拟定

对于23212??=传动式，有6种结构式和对应的结构网。分别为：

5 62123212??=，61323212??=，14223212??=，

24123212??=，31623212??=，12623212??=

初选62123212??=的方案。

从电动机到主轴主要为降速变速，若使变速副较多的变速组放在较接近电动机处可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，节省材料，也就是满足变速副前多后少的原则，因此取62123212??=方案为好。

设计机床主变速传动系统时，为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，一般限制降速最小传动比min 1/4u ≥主；为避免扩大传动误差，减少振动噪声，一般限制直

齿圆柱齿轮的最大升速比max 2u ≤主，斜齿圆柱齿轮传动较平稳，可取max 2.5u ≤主。因此，

各变速组的变速范围相应受到限制：主传动各变速组的最大变速范围为m a x m a x m i n (/)(2~2.5)/0.25(8~10)

R u u =≤≤主主主；对于进给传动链，由于转速通常较低，传动功率较小，零件尺寸也较小，上述限制可放宽为max 2.8u ≤进，1/5u ≥进min ，故

14R ≤进max 。

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4-1 传动系统的结构网

4.2.5主轴变速范围的拟定

主轴的变速范围应等于主变速传动系统中各个变速组变速范围的乘积，即：

012...n j R R R R R =

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出极限值。

6 )1(222-??=P X R ? 式（4-1）

，其中41.1=?，62=X ，22=P ∴)10~8(46.81641.12≤=??=R ，符合要求。

4.2.6绘制转速图

（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028.01440/40/min ===d n n i

又电动机转速min /1440r n d =不符合转速数列标准，因而增加一定比变速副。

（3）确定变速轴轴数

变速轴轴数 = 变速组数 + 定比变速副数 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。

（4）确定各级转速

由min /40min r n =、41.1=?、12=Z 确定各级转速：40r/min 、56r/min 、80r/min 、112 r/min 、160 r/min 、224 r/min 、315 r/min 、450 r/min 、630 r/min 、900 r/min 、1250 r/min 、1800 r/min 。

（5）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Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ（主轴）。Ⅰ与Ⅱ、Ⅱ与Ⅲ、Ⅲ与Ⅳ轴之间的变速组分别设为a 、b 、c 。现由Ⅳ（主轴）开始，确定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴的转速：

①先来确定Ⅲ轴的转速

变速组c 的变速范围为[]10,8841.1max 66∈===R ?，结合结构式，Ⅲ轴的转速只有一种可能：112 r/min 、160 r/min 、224 r/min 、315 r/min 、450 r/min 、630 r/min 。

②确定Ⅱ轴的转速

变速组b 的级比指数为2，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4/1/141==?i b ，2/141.1/122==i b ，11/13==i b ，Ⅱ轴的转速确定为：450 r/min 、630 r/min 。

③确定Ⅰ轴的转速

对于轴Ⅰ，其级比指数为1，可取2/1/121==?i a ，41.1/1/12==?i a ，确定轴Ⅰ转速为：900 r/min 。

由此也可确定加在电动机与主轴之间的定变速比1440/900 1.6i ==。下面画出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）。

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图4-2 传动系统的转速图

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z S 及小齿轮的齿数可以从参考文献【1】100P 表2-8中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于18～20。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齿轮之间的齿数差应大于或等于4，以保证滑移使齿轮外圆不相碰。

根据参考文献【1】100P ，查表2-8各种常用变速比的使用齿数。

（1）变速组a ：

2/1/121==?i a ，41.1/1/12==?i a ；

2/1/121==?i a 时：=z S …57、60、63、66、69、72、75、78…

41.1/1/12==?i a 时：=z S …58、60、63、65、67、68、70、72、73、75…

可取=84z S ，于是可得轴Ⅰ齿轮齿数分别为：28、35。

于是128/56i a =，235/49i a =。

可得轴Ⅱ上的两联动齿轮齿数分别为：56、49。

（2）变速组b ：

4/1/141==?i b ，2/141.1/122==i b ，11/13==i b

4/1/141==?i b 时：=z S …86、89、90、91、94…

8 2/141.1/122==i b 时：=z S …86、87、89、90、92… 11/13==i b 时：=z S …86、88、90、92、94…

可取= 90z S ，于是可得轴Ⅱ上三联动齿轮的齿数分别为：18、30、45。 于是118/72i b =，230/60i b =，345/45i b =。

得轴Ⅲ上三联动齿轮的齿数分别为：72、60、45。

（3）变速组c ：

11/2.8i c =，2 2.8i c =

11/2.8i c =时：=z S …87、88、91、92、95…

2 2.8i c =时：=z S …87、88、91、92、95…

可取=108z S 。

11/2.8i c =为降速变速，取轴Ⅲ齿轮齿数为28；

2 2.8i c =为升速变速，取轴Ⅳ齿轮齿数为28。

于是得128/78i c =，278/28i c =

得轴Ⅲ两联动齿轮的齿数分别为：28、78；

得轴Ⅳ两联动齿轮的齿数分别为：78、28。

4.2.8

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4-3 变速系统图

第五章结构设计

5.1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、主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其联接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：

（1）布置传动件及选择结构方案。

（2）检验传动设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。

（3）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。

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。

5.3Ⅰ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尽可能小（采用卸荷装置）。我们采用的卸荷装置一般是把轴承装在法兰盘上，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。实现正反转的变换方案很多，我们用电机直接正反转控制。

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

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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：

（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。

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。

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。轴上要安装齿轮等。传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作。传动轴应有足够的强度、刚度。

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。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。一般尺寸花键的滚刀直径D为65～85mm。

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（从大孔方面进刀）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。

两孔间的最小壁厚，不得小于5～10mm，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。回转的轴向定位在选择定位方式时应注意：（1）轴的长度。长轴要考虑热伸长的问题，宜由一端定位。

（2）轴承的间隙是否需要调整。

（3）整个轴的轴向位置是否需要调整。

（4）在有轴向载荷的情况下不宜采用弹簧卡圈。

（5）加工和装配的工艺性等。

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5.6主轴组件设计

主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件或者刀具的主轴参与切削成形运动，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。

（1）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。（2）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。

（3）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，目前采用莫氏六号锥孔。

（4）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。选择适当的支撑跨距L，一般推荐取：/2~3.5

L a ，跨距L小时，轴承变形对轴端变形的影响大。所以，轴承刚度小时，/L a应选大值，轴刚度差时，则取小值。

跨距L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E越大，主轴的刚度也越高，由于钢材的E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，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HRC40-50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1mm，最好1.5-2mm，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R>0.5mm，可避免渗氮层穿透剥落。

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5.6.3主轴轴承

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。

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，轴和孔的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。

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效果，而磨损发热量和噪声都会增大，轴承寿命将因此而降低。

其他轴承调整也有与主轴轴承相似的问题。特别要注意：调整螺母的端面与螺纹中心线的垂直度，隔套两个端面的平行度都有较高要求，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。

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。平键一般用一个或者两个，两个平键不但平衡较好，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；（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，保证高的端面与孔的垂直度。

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40Cr或其他合金钢。主轴头部需要淬火，硬度为HRC50～55。其他部分处理后，调整硬度为HBS220～250。

12

13 第六章 传动件的设计

6.1带轮的设计

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。电动机转速1440/min n r =，传递功率4P kW =，传动比 1.6i =，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【3】26P 表2-10工作情况系数A K 查的工况系数 1.1A K =

故根据参考文献【3】26P 公式（2.21）得 1.1

4 4.4(c A P K P kW ==?=

式中P --电动机额定功率，A K --工作情况系数

因此根据c P 、1n 由参考文献【3】27P 图2.17普通V 带选型图选用A 型。

（2）确定带轮的基准直径1D ，2D

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1D 不宜过小，即1min 75D D mm >=，先取1125D mm =。

由参考文献【3】21P 公式（2.16）1212(1)n D D n ε=- 式（6-1） 式中：1n -小带轮转速，2n -大带轮转速，ε-带的滑动系数，一般取0.02。

21440125(10.02)196900

D mm ∴=??-=， 由参考文献【3】15P 表2-4取直径系列值为2200D mm =。

实际传动比：21/200/125 1.6i D D ===

理论传动比：012/1440/900 1.6i n n === 传动比相对误差：

00 1.6 1.605%1.6

i i i --==<故允许。 （3）验算带速度v

按参考文献【3】27P 验算带的速度

11 3.1412514409.42/601000601000D n v m s π??===?? 一般应使带速v 在5~25/m s 范围内，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【3】27P 经验公式（2.23）

14 12012227.50.7()2()650D D a D D =+≤≤+=，取0600a mm =。

（5）三角带的计算基准长度0L

由参考文献【3】28P 公式计算带轮的基准长度

2

2100120()2()24D D L a D D a π-=+++ 式（6-2） 20(200125)2600(125200)1712.5924600L π-=?+++=? 由参考文献【3】14P 表2-2，圆整到标准的计算长度1800L mm =

（6）验算三角带的挠曲次数

1000100029.4210.5401800

mv u L ??===≤次/s ，符合要求。 （7）确定实际中心距a

按参考文献【3】28P 公式（2.24）计算实际中心距

0018001712.59600643.70522

L L a a mm --≈+=+= （8）验算小带轮包角1α

根据参考文献【3】28P 公式（2.2）

21118057.3173.3120D D a

α-=?-??=?>?，故主动轮上包角合适。 （9）确定三角带根数z

根据参考文献【3】28P 公式（2.27）得 00()c L P z P P K K α=+? 式（6-3） 由表2-5查得0 1.92P kW =，由表2-7查得00.15P kW ?=， 由表2-9查得0.987K α=，由表2-2查得 1.01L K =

4.4 2.13(1.920.15)0.987 1.01

z ==+??（根） ∴取3z =根。

（10）计算预紧力

根据参考文献【3】13P 表2-1查得0.10/q kg m =，由式（2.28）得单根V 带的张紧力

220500 2.5500 4.4 2.5(1)(1)0.19.42128.2139.420.987c P F qv N zv K α???=-+=?-+?=?????

（11）计算作用在轴上的压轴力

10173.32sin 23128.21sin 767.9522

Q F zF N α?==???=

15 传动比

12

1440/900 1.6v i v === 6.2传动轴的直径估算

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。

6.2.1确定各轴转速

（1）确定主轴计算转速：计算转速j n 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。

根据参考文献【1】103P 表2-9，主轴的计算转速为

121133min 40112.13/min Z j n n r ?--==?=，取112/min j n r =。

（2）各变速轴的计算转速：

①轴Ⅲ的计算转速3112/min j n r =；

②轴Ⅱ的计算转速2450/min j n r =；

③轴Ⅰ的计算转速1900/min j n r =。

（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。

①变速组c 中，28/78只需计算28z =的齿轮，计算转速为315/min r ；

②变速组b 计算18z =的齿轮，计算转速为450/min r ；

③变速组a 应计算28z =的齿轮，计算转速为900/min r 。

（4）核算主轴转速误差 125354578=14401790.82/m i n 200494528

n r φφ????= 实 =1800/m

i n r 标 1790.821800100%100%0.51%5%

1800n n n --∴?=?=<标

实标 所以合适。

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6.2.2传动轴直径的估算：确定各轴最小直径

根据参考文献【4】公式（7-1），

91d ≥，[]?取1。 式（6-4）

①Ⅰ轴的直径：取10.96η=，1900/min j n r =

691923.26d m m ≥== ②Ⅱ轴的直径：取210.980.990.990.922ηη=???=，2450/min j n r =

291927.38d m m ≥== ③Ⅲ轴的直径：取320.980.990.895ηη=??=，3112/min j n r =

591938.48d m m ≥== 其中：P -电动机额定功率()kW ；

η-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；

j n -该传动轴的计算转速(/min)r ；

[]?-传动轴允许的扭转角(/)m ?。

当轴上有键槽时，d 值应相应增大4~5%；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 值见参考文献【4】表7-12。Ⅰ、Ⅲ和Ⅳ为有键槽并且轴Ⅳ为空心轴，Ⅱ和Ⅲ轴有花键槽。根据以上原则各轴的直径取值：=25d mm Ⅰ，d Ⅱ和d Ⅲ在后文给定，Ⅰ轴采用阶梯轴，Ⅱ轴和Ⅲ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/11442001GB T -规定，矩形花键的定心方式为小径定心。查参考文献【2】259P 表5.3.1的矩形花键的基本尺寸系列，Ⅱ轴花键轴的规格N d D B ???为632366???；Ⅲ轴花键轴的规格N d D B ???为842468???。

④各轴间的中心距的确定：

()()12-28563=126()22

z z m d mm ++?==ⅠⅡ ()-18725225()2

d mm +?==ⅡⅢ

17 ()-28785265()2

d mm +?==ⅢⅣ

6.2.3键的选择

查参考文献【5】122P 表14-24，选择轴Ⅰ

上的键，根据轴的直径30~38d >，键的尺寸选择键宽b ?键高h 取108?，键的长度L 取20mm 。Ⅲ轴处键的选择同上，键的尺寸选择键宽b ?键高h 取149?，键的长度L 取220mm 。主轴处键的尺寸为键宽b ?键高h 取2012?，键的长度L 取125mm 。

6.3传动轴的校核

需要验算传动轴薄弱环节处的倾角载荷挠度。验算倾角时，若支撑类型相同则只需验算支反力最大支撑处倾角；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。

当轴的各段直径相差不大，计算精度要求不高时，可看做等直径，采用平均直径1d 进行计算，计算花键轴传动轴一般只验算弯曲刚度，花键轴还应进行键侧挤压验算。弯曲刚度验算时可采用平均直径1d 或当量直径2d 。一般将轴化为集中载荷下的简支梁，其挠度和倾角计算公式见参考文献【4】表7-15。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

①Ⅰ轴的校核：通过受力分析，在Ⅰ轴的两对啮合齿轮副中，左边的两对齿轮对Ⅰ轴中点

处的挠度影响最大，所以，选择左边齿轮啮合来进行校核

669.5510/(9.551040.96/900)41T P n N mm N m =??=????=?

()32/241/35102342.86r F T d N -=?=??=

最大挠度： ()()

22max 224

5334482342.86101.531124101.53548 2.110641.1510r F b l b y EI mm

π--?-=

-???-?=????=? 式（6-5）

式中：

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