!!主轴箱部件设计P=3kw 转速1400 280 公比1.26(1) - 图文

郑州科技学院

机械制造装备设计课程设计

院 系： 机械工程学院 专 业：机械设计制造及其自动化 班 级： 12级本科十四班 学 号： 201233417 姓 名： 朱 珣 指导老师： 段 慧 珍 日 期： 2016年1月8日

车床的主传动系统设计任务书(6)

姓名：朱 珣 学号：201233417 专业：机械设计制造及其自动化 班级：12级机制本科14班

最大加工直径为250mm的普通车床的主轴箱部件设计 原始数据： 主要技术参数 题目 主电动机功率3 P/kw 1400 最大转速 280 最小转速 1.26 公比

工件材料：钢铁材料。 刀具材料：硬质合金。 设计内容：

运动设计：根据给定的转速范围及公比确定变速级数，绘制结构网、转速图、传动系统图，计算齿轮齿数。

动力计算：选择电动机型号及转速，确定各传动件的计算转速，对主要零件（如带、齿轮、主轴、传动轴、轴承等）进行计算（初算和验算）。

绘制下列图纸：

① 机床主传动系统图（画在说明书上）。

② 主轴箱部件展开图及主要剖面图。（A0 1张） ③ 齿轮零件图。

编写设计说明书1份。

设计指导教师：段慧珍

日 期：2015/12/20

目 录

目 录 ................................................. 4 第1章 绪论 ........................................... 1

1.1 课程设计的目的 ................................ 1 1.2课程设计的内容 ................................. 1

1.2.1 理论分析与设计计算 ...................... 1 1.2.2 图样技术设计 ............................ 2 1.2.3编制技术文件 ............................. 2 1.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求 ........... 2 第2章 车床参数的拟定 ................................. 3

2.1车床主参数和基本参数 ........................... 3 2.2车床的变速范围R和级数Z ....................... 3 2.3确定级数主要其他参数 ........................... 3

2.3.1 拟定主轴的各级转速 ...................... 3 2.3.2 主电机功率——动力参数的确定 ............ 3 2.3.3确定结构式 ............................... 3 2.3.4确定结构网 ............................... 4 2.3.5绘制转速图和传动系统图 ................... 4 2.4 确定各变速组此论传动副齿数 .................... 6 2.5 核算主轴转速误差 .............................. 7 第3章 传动件的计算 ................................... 8

3.1 带传动设计 .................................... 8 3.2选择带型 ....................................... 8 3.3确定带轮的基准直径并验证带速 ................... 9

3.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角 ....... 9 3.5确定带的根数z ................................ 10 3.6确定带轮的结构和尺寸 .......................... 10 3.7确定带的张紧装置 .............................. 11 3.8计算压轴力 .................................... 11 3.9 计算转速的计算 ............................... 12 3.10 齿轮模数计算及验算 .......................... 13 3.11 传动轴最小轴径的初定 ........................ 17 3.12 主轴合理跨距的计算 .......................... 18 第4章 主要零部件的选择 .............................. 21

4.1 轴承的选择 ................................... 21 4.2 键的规格 ...................................... 21 4.3 主轴弯曲刚度校核 .............................. 21 4.4.轴承校核 ...................................... 22 4.5 润滑与密封 .................................... 22 第5章 摩擦离合器(多片式)的计算 ...................... 23 第6章 主要零部件的选择 .............................. 26

6.1变速操纵机构的选择 ............................ 26 6.2 轴的校核 ..................................... 26 6.3 轴承寿命校核 ................................. 29 第7章 主轴箱结构设计及说明 .......................... 30

7.1 结构设计的内容、技术要求和方案 ............... 30 7.2 展开图及其布置 ............................... 30 参考文献 ............................................. 32

第1章 绪论

1.1 课程设计的目的

课程设计是在学完本课程后，进行一次学习设计的综合性练习。通过课程设计，使学生能够运用所学过的基础课、技术基础课和专业课的有关理论知识，及生产实习等实践技能，达到巩固、加深和拓展所学知识的目的。通过课程设计，分析比较机械系统中的某些典型机构，进行选择和改进；结合结构设计，进行设计计算并编写技术文件；完成系统主传动设计，达到学习设计步骤和方法的目的。通过设计，掌握查阅相关工程设计手册、设计标准和资料的方法，达到积累设计知识和设计技巧，提高学生设计能力的目的。通过设计，使学生获得机械系统基本设计技能的训练，提高分析和解决工程技术问题的能力，并为进行机械系统设计创造一定的条件。

1.2课程设计的内容

《机械系统设计》课程设计内容由理论分析与设计计算、图样技术设计和技术文件编制三部分组成。

1.2.1 理论分析与设计计算

（1）机械系统的方案设计。设计方案的分析，最佳功能原理方案的确定。

（2）根据总体设计参数，进行传动系统运动设计和计算。 （3）根据设计方案和零部件选择情况，进行有关动力计算和校核。

1

1.2.2 图样技术设计

（1）选择系统中的主要机件。 （2）工程技术图样的设计与绘制。

1.2.3编制技术文件

（1）对于课程设计内容进行自我经济技术评价。 （2）编制设计计算说明书。

1.3 课程设计题目、主要技术参数和技术要求

题目：普通车床主轴箱设计

车床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下：

表1-1：车床的主参数

工件最大正转最高转速 正转最低转电机功率 速 回转直径 Nmax( rmin) N（kw） rnmin( min) Dmax(mm) 公比? 250 1400 280 3 1.26 2

第2章 车床参数的拟定

2.1车床主参数和基本参数

车床的主参数（规格尺寸）和基本参数如表1-1。

2.2车床的变速范围R和级数Z

R=

nmax1400=?5 nmin280由公式R=?Z?1，其中 ?=1.26，R=5，可以计算级数 z=8

2.3确定级数主要其他参数

2.3.1 拟定主轴的各级转速

依据题目要求选级数Z=8，? =1.26=1.064考虑到设计的结构复杂程度要适中，故采用常规的扩大传动。各级转速数列可直接从标准的数列表中查出，按标准转速数列为：

280，355，450，560，710，900，1120，1400

2.3.2 主电机功率——动力参数的确定

合理地确定电机功率N，使机床既能充分发挥其性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。 根据题设条件电机功率为3KW

可选取电机为：Y100L2-4额定功率为3KW，满载转速为1420r/min.

2.3.3确定结构式

已知Z=2ax3b

a、b为正整数，即Z应可以分解为2和3的因子，以便用2、3联

3

滑移齿轮实现变速。 取Z=8级 则Z=22?2

对于Z=8可分解为：Z=21322324。 综合上述可得：主传动部件的运动参数 nmax?1400 nmin=280 Z=8 ?=1.26

2.3.4确定结构网

根据“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,结构紧凑的原则,选取传动方案 Z=21322324,易知第二扩大组的变速范围r=φ

(P3-1)x

=1.26=3.95〈8 满足要求，其结构网如图2-1。

4

图2-1 Z=21×22×24

2.3.5绘制转速图和传动系统图

（1）选择电动机：采用Y系列Y100L2-4三相异步电动机。

4

（2）绘制转速图：

图2-2 转速图

（3）画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数，画主传动系统图如图2-3：

1-2轴最小中心距：A1_2min>1/2(Zmaxm+2m+D) 轴最小齿数和:Szmin>(Zmax+2+D/m)

5

图2-3 主传动系统图

2.4 确定各变速组此论传动副齿数

(1)Sz?100-120,中型机床Sz=70-100 (2)直齿圆柱齿轮Zmin?18-20,m?4

（7）齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等，据设计要求Zmin≥18~20,齿数和Sz≤100～120，根据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表2-2。

表2-1：齿轮齿数

传动比 基本组 1:1.58 代号 齿数 1:1.26 第一扩大组 1.26:1 1:1.26 第二扩大组 1.26:1 1:2 Z1 36 Z1 58 ’Z2 42 Z2 52 ’Z3 47 Z3 37 ’Z4 37 Z4 47 ’Z5 49 Z5 39 ’Z6 29 Z6 59 ’ 6

2.5 核算主轴转速误差

实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应超过±10(?-1)％,即

实际转速n?标准转速n〈10(?-1)％=2.6％

标准转速n表2-2：各级转速误差

n n` 1400 1120 900 904.5 710 716.05 560 563.6 450 453.2 355 358.6 280 283.2 1407.8 1122.1 误差 1.4％ 0.4％ 1.4％ 0.4％ 1.4％ 0.4％ 1.4％ 1.4％ 转速误差小于2.6％，因此不需要修改齿数.

7

第3章 传动件的计算

3.1 带传动设计

输出功率P=3kW,转速n1=1420r/min,n2=1120r/min 计算设计功率Pd

Pd?KAPed

根据V带的载荷平稳，两班工作制（16小时），查《机械设计》 取KA＝1.1。即Pd?KAPed?1.1?3kW?3.3kW

3.2选择带型

普通V带的带型根据传动的设计功率Pd和小带轮的转速n1按《机械设计》选取。

图3-1转速和功率关系

根据算出的Pd＝3.3kW及小带轮转速n1＝1420r/min ，查图得：

8

dd=80～100可知应选取A型V带。

3.3确定带轮的基准直径并验证带速

由《机械设计》表13－7查得，小带轮基准直径为80～100mm 则取dd1=100mm> ddmin.=75 mm（dd1根据P295表13-4查得）

表3-1 V带带轮最小基准直径ddmin

槽型 Y ddmin 20 Z 50 A B 200 C 355 D 500 E 75 125 i1?dd21420?=1.26, dd2=100?1.26=126mm dd11120由《机械设计》表13-4查“V带轮的基准直径”，得dd2=125mm 误差验算传动i?=动率） 误差i?合要求

② 带速 v=i??i11.26?1.25?100%??100%?0.7%?5% 符i11.25dd2125??1.26 （?为弹性滑

dd1(1??)100?(1?2%)?dd1n60?1000???100?142060?1000?7.54m/s

满足5m/s

3.4确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角

由式0.7?dd1?dd2??a0?2?dd1?dd2? 可得0.7（100+125）?a0?2（100+125） 即157.5?a0?450，选取a0=300mm

9

所以有：

?(dd2?dd1)2 Ldo?2a0?(dd1?dd2)?24a0 ??(125?100)2???2?300?(100?125)??mm 24?300?? ?954mm由《机械设计》P293表13－2查得Ld＝1000mm 实际中心距

a?a0?mmLd?Ldo?325 2a1?180o?57.3o?dd2?dd1?165o?120o a符合要求。

3.5确定带的根数z

查机械设计手册，取P1=0.35KW，△P1=0.03KW

由《机械设计》P299表13－8查得，取Ka=0.95 由《机械设计》P293表13－2查得，KL＝1.16 则带的根数z?Pd3.3??3

(P??P)KK(0.35?0.03)?0.95?1.1611aL所以z取整数为3根。

3.6确定带轮的结构和尺寸

根据V带轮结构的选择条件，电机的主轴直径为d=28mm； 由《机械设计》P293 ，“V带轮的结构”判断：当3d＜dd1(90mm)＜300mm，可采用H型孔板式或者P型辐板式带轮，这次选择H型孔板式作为小带轮。

由于dd2>300mm，所以宜选用E型轮辐式带轮。

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总之，小带轮选H型孔板式结构，大带轮选择E型轮辐式结构。 带轮的材料：选用灰铸铁，HT150。

3.7确定带的张紧装置

选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。

3.8计算压轴力

由《机械设计》P303表13－12查得，A型带的初拉力F0＝117.39N，

a上面已得到1=177.57，z=3，则

a1177.57oF??2zFosin=2?3?117.39?sinN=704.18N

22对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小, 带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通V带两侧面间的夹角是40°，为了适应V带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通V带轮槽角 为32°、34°、36°、38°（按带的型号及带轮直径确定），轮槽尺寸见表7-3。装在轴上的筒形部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板），用来联接轮缘与轮毂成一整体。

V带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式： （1） 实心带轮：用于尺寸较小的带轮(dd≤(2.5～3)d时)，如图3-2。 （2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd≤ 300mm 时)，如图3-2 （3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮((dd－d)＞ 100 mm 时)，如

11

图3-2

（4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd＞ 500mm 时)，如图3-2

（a） （b） （c） （d）

图3-2 带轮结构类型

根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图（a）,大带轮选择腹板带轮如图（b）

3.9 计算转速的计算

(z/3?1)(1)主轴的计算转速nj，由公式nj=nmin?速nj=381.05r/min，

取450r/min。 (2)传动轴的计算转速

轴Ⅱ=900 r/min，轴Ⅰ=1120r/min。 （3）确定各传动轴的计算转速。

表3-2 各轴计算转速

得，主轴的计算转

轴 号 Ⅰ 轴 Ⅱ 轴 900 Ⅲ 轴 450 计算转速 r/min 1120 （3） 确定齿轮副的计算转速。

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表3-3 齿轮副计算转速

序号 nj Z1 1120 Z2 1120 Z3 900 Z4` 900 450 Z5 3.10 齿轮模数计算及验算

（1）模数计算。一般同一变速组内的齿轮取同一模数，选取负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算，即mj=163383(u?1)P?mz1u[?j]nj22可得各组的模数，如表3-3所示。

表3-4 模数

组号 模数 mm 基本组 3 第一扩大组 3 第二扩大组 3 （2）基本组齿轮计算。 基本组齿轮几何尺寸见下表

表3-5基本组齿轮几何尺寸

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齿轮 齿数 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽

Z1 42 105 110 98.75 20 Z1` 52 130 135 123.5 20 Z2 36 90 95 Z2` 58 145 150 83.75 138.75 20 20 按基本组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。计算如下： ① 齿面接触疲劳强度计算： 接触应力验算公式为

2088?108 ?j?zm(u?1)K1K2K3KsN(MPa)??j

uBnf?? 弯曲应力验算公式为：

191?105K1K2K3KsN(MP)a???w? ?w?zm2BYn式中 N----传递的额定功率（kW），这里取N为电动机功率，N=5kW; nj-----计算转速（r/min）. nj=500（r/min）; m-----初算的齿轮模数（mm）, m=2.5（mm）;

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B----齿宽（mm）;B=20（mm）; z----小齿轮齿数；z=36;

u----小齿轮齿数与大齿轮齿数之比,u=1.6; Ks-----寿命系数； Ks=KTKnKNKq KT----工作期限系数；

m KT?60n1T C0 T------齿轮工作期限，这里取T=15000h.;

n1-----齿轮的最低转速（r/min）, n1=500（r/min） C0----基准循环次数，接触载荷取C0=107，弯曲载荷取

C0=2?106

m----疲劳曲线指数，接触载荷取m=3；弯曲载荷取m=6; Kn----转速变化系数，查【5】2上，取Kn=0.60 KN----功率利用系数，查【5】2上，取KN=0.78 Kq-----材料强化系数，查【5】2上， Kq=0.60 K3-----工作状况系数，取K3=1.1

K2-----动载荷系数，查【5】2上，取K2=1

K1------齿向载荷分布系数，查【5】2上，K1=1

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Y------齿形系数，查【5】2上，Y=0.386；

???----许用接触应力（MPa）,查【4】，表4-7，取???=650 Mpa；

jj??w?---许用弯曲应力（MPa），查【4】，表4-7，取??w?=275

Mpa；

根据上述公式，可求得及查取值可求得：

?j=635 Mpa ???j?

?w=78 Mpa???w?

（3）扩大组齿轮计算。 第一扩大组齿轮几何尺寸见下表

表3-6 第一扩大组齿轮几何尺寸

齿轮 齿数 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽 Z3 47 117.5 122.5 111.25 20 Z3` 37 92.5 97.5 86.25 20 Z4 37 92.5 97.5 86.25 20 Z4` 47 117.5 122.5 111.25 20 第二扩大组齿轮几何尺寸见下表 表3-7 第二扩大组齿轮几何尺寸

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齿轮 齿数 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽 Z5 49 147 153 139.5 24 Z5` 39 117 123 109.5 24 Z6 29 87 93 79.5 24 Z6` 59 177 183 169.5 24 按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用40Cr，调质处理，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB～286HB，平均取240HB。

同理根据基本组的计算，

查文献【6】，可得 Kn=0.62， KN=0.77，Kq=0.60，K3=1.1，

K2=1，K1=1，m=3.5，nj=355；

可求得：

?j=619 Mpa ???j? ?w=135Mpa???w?

3.11 传动轴最小轴径的初定

由【5】式6，传动轴直径按扭转刚度用下式计算： d=1.644Tn???（mm）

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或 d=914N（mm） ???nj式中 d---传动轴直径（mm）

Tn---该轴传递的额定扭矩（N*mm） T=9550000? N----该轴传递的功率（KW） nj----该轴的计算转速

???---该轴每米长度的允许扭转角，???==10。 各轴最小轴径如表3-8。

表3-8:各轴最小轴径

N； nJ..轴 号 最小轴径mm

Ⅰ 轴 35 Ⅱ 轴 40 3.12 主轴合理跨距的计算

由于电动机功率P=3kw，根据【1】表3.20，前轴径应为60~90mm。初步选取d1=80mm。后轴径的d2=（0.7~0.9）d1，取d2=60mm。根据设计方案，前轴承为NN3016K型，后轴承为圆锥滚子轴承。定悬伸量a=120mm，主轴孔径为30mm。

轴承刚度，主轴最大输出转矩T=9550

Pn=95503

3=424.44N.m 500设该机床为车床的最大加工直径为250mm。床身上最常用的最大

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加工直径，即经济加工直径约为最大回转直径的50%，这里取60%，即180mm，故半径为0.09m；

切削力（沿y轴） Fc=

424.440.09=4716N

背向力（沿x轴） Fp=0.5 Fc=2358N 总作用力 F=FC2?Fp=5272.65N

2此力作用于工件上，主轴端受力为F=5272.65N。

先假设l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力RA和RB分别为 RA=F3RB=F3

l?a120?240=5272.653=7908.97N l240a120=5272.653=2636.325N l240根据 文献【1】式3.7 得：Kr=3.39Fr0.1La0.8(iz)0.9cos1.9a得前支承的刚度：KA= 1689.69 N/?m ；KB= 785.57 N/?m；

KA1689.69==2.15 KB785.57 主轴的当量外径de=(80+60)/2=70mm，故惯性矩为 I=

??(0.074?0.034)64EI

=113.8310-8m4

2.1?1011?113.8?10?8 η===0.14 363

1689.69?0.1?10KAa

查【1】图3-38 得 2.0=240mm

l0=2.0，与原假设接近，所以最佳跨距l0=1203a合理跨距为（0.75-1.5）l0，取合理跨距l=360mm。

根据结构的需要，主轴的实际跨距大于合理跨距，因此需要

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采取措施

增加主轴的刚度，增大轴径：前轴径D=100mm，后轴径d=80mm。前轴承

采用双列圆柱滚子轴承，后支承采用背对背安装的角接触球轴承。

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第6章 主要零部件的选择

6.1变速操纵机构的选择

选用左右摆动的操纵杆使其通过杆的推力来控制II轴上的三联滑移齿轮和二联滑移齿轮。

6.2 轴的校核

（a） 主轴的前端部挠度

ys?[y]?0.0002?525?0.105

（b） 主轴在前轴承处的倾角

??容许值[?]轴承?0.001rad

（c） 在安装齿轮处的倾角

??容许值[?]齿?0.001rad

D平均?1.07?DiliL总?65?16?70?78?75?50?80?236?85?160?90?150?87mm690

E取为E?2.1?105MPa，

d0??87445I?(1?)?(1?)?1356904(mm4)

64d6487?d42?955?104p主?0.99532?955?104?3.37?0.9953 Fz???1268（N）d件?n计400?125Fy?0.4Fz?507(N)，Fx?0.25Fz?217(N) 由于小齿轮的传动力大，这里以小齿轮来进行计算

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2?955?104P2?955?104?3.37主FQ???8582（N)

m主z主n计3?20?125将其分解为垂直分力和水平分力

由公式FQy?FQytan?n?FQ,FQz?FQy?tan?n 可得FQz?2105(N),FQy?6477(N)

MZ?My?Mx?22FZl件??1268?160?135253(N?mm) 3322Fyl件??507?160?54080(N?mm) 3311Fxd件??317?130?20605(N?mm) 22主轴载荷图如下所示：

图6-1主轴受力分析

由上图可知如下数据：a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm 计算（在垂直平面）

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y1??FQZabc(l?a)6EIlFZc2Mc(l?c),y3?z(2l?3c) ,y2?3EIl6EIysz?y1?y2?y3?0.00173

?齿1?FQZab3EIl(b?a)，?齿2?FZM(2l?3c)，?齿3?Z(l?3c) 6EI3EI?齿Z??齿1??齿2??齿3?6.9?10?5

?轴承1??FQZab(l?a)6EIl，?轴承2?FzclMl，?轴承3?Z 3EI3EI?轴承Z??轴承1??轴承2??轴承3?2.9?10?5

计算（在水平面）

y1??FQyabc(l?a)6EIl,y2?Fyc23EIl(l?c),y3?(My?Mx)c6EI(2l?3c)

ysy?y1?y2?y3?0.017

?齿1?FQyab3EIl(b?a)，?齿2?Fy6EI(2l?3c)，?齿3?(My?Mx)3EI(l?3c)

?齿y??齿1??齿2??齿3?13.86?10?5

?轴承1??FQyab(l?a)6EIl，?轴承2?Fycl3EI，?轴承3?(My?Mx)l3EI

?轴承y??轴承1??轴承2??轴承3?32.8?10?5

合成：

ys?ysz2?ysy2?0.018?0.105

?齿??齿y2??齿y2?0.00015?0.001

?轴承??轴承Z2??轴承Y2?0.00033?0.001

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6.3 轴承寿命校核

由П轴最小轴径可取轴承为7008C角接触球轴承,ε=3；P=XFr+YFaX=1，Y=0。

对Ⅱ轴受力分析

图6-2Ⅱ轴受力分析图

得：前支承的径向力Fr=2642.32N。

由轴承寿命的计算公式：预期的使用寿命 [L10h]=15000h L10h=

16670C166703()?=3nP180(22.8?100031667036.3?10003?()?288142.94h≥)=

1502642.322238.38[L10h]=15000h

轴承寿命满足要求。

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第7章 主轴箱结构设计及说明

7.1 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（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。课程设计由于时间的限制，一0般只画展开图。

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。

7.2 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

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线剖开并将这些剖切面平整展开在同一个平面上。

错误！未找到引用源。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，负责齿轮无法加工。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，右边接通得到三级反向转动。这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。我们采用第一种方案，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，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，减少轴向尺寸有利于提高刚度和减小体积。

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参考文献

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