车床主传动系统

普通车床主轴箱设计

课 程 设 计

专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 082215H 学生姓名 王飞 学 号 200822010534 课 题 车床主轴箱设计 指导教师 贾育秦

2012 年 3 月 5 日

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目录

目录................................................................................................................................ 2 2．设计计算.................................................................................................................. 4 2.1普通车床的规格 .................................................................................................. 4 2.1.1车床的规格系列和用处................................................................................ 4 2.1.2 操作性能要求............................................................................................... 4 3.主动参数参数的拟定 ................................................................................................ 4 3.1 确定传动公比? .................................................................................................. 4 3.2 主电动机的选择.................................................................................................. 5 4.变速结构的设计......................................................................................................... 6 4.1 主变速方案拟定.................................................................................................. 6 4.2 变速结构式、结构网的选择.............................................................................. 6 4.2.1 确定变速组及各变速组中变速副的数目................................................... 6 4.2.2 变速式的拟定............................................................................................... 7 4.2.3 结构式的拟定............................................................................................... 7 4.2.4 结构网的拟定............................................................................................... 7 4.2.5 结构式的拟定............................................................................................... 8 4.2.6 结构式的拟定............................................................................................... 8 4.2.7 确定各变速组变速副齿数........................................................................... 9 4.2.8 绘制变速系统图......................................................................................... 11 5.结构设计................................................................................................................... 11 5.1 结构设计的内容、技术要求和方案................................................................ 11 5.2 展开图及其布置................................................................................................ 12 5.3 I轴（输入轴）的设计 ...................................................................................... 12 5.4 齿轮块设计........................................................................................................ 13 5.5 传动轴的设计.................................................................................................... 14 5.6 主轴组件设计.................................................................................................... 15 5.6.1 各部分尺寸的选择..................................................................................... 15 5.6.2 主轴材料和热处理..................................................................................... 15 5.6.3 主轴轴承..................................................................................................... 16 5.6.4 主轴与齿轮的连接..................................................................................... 17 5.6.5 润滑与密封............................................................................................... 17 5.6.6 其他问题..................................................................................................... 17 6.传动件的设计........................................................................................................... 18 6.1 带轮的设计........................................................................................................ 18 6.2 传动轴的直径估算............................................................................................ 20

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6.2.1 确定各轴转速............................................................................................. 20 6.2.2传动轴直径的估算：确定各轴最小直径.................................................. 21 6.2.3 键的选择..................................................................................................... 22 6.3 传动轴的校核.................................................................................................... 23 6.3.1 传动轴的校核............................................................................................. 23 6.3.2 键的校核..................................................................................................... 24 6.4 各变速组齿轮模数的确定和校核................................................................... 24 6.4.1 齿轮模数的确定：..................................................................................... 24 6.4.2 齿宽的确定................................................................................................. 28 6.4.3 齿轮结构的设计，..................................................................................... 29 6.5 带轮结构设计.................................................................................................... 30 6.6 片式摩擦离合器的选择和计算........................................................................ 31 6.7 齿轮校验............................................................................................................ 33 齿轮强度校核 .......................................................................................................... 34 6.7.1 校核a变速组齿轮 ..................................................................................... 34 6.7.2 校核b变速组齿轮..................................................................................... 35 6.7.3 校核c变速组齿轮 ..................................................................................... 37 6.8 轴承的选用与校核............................................................................................ 38 6.8.1 各轴轴承的选用......................................................................................... 38 6.8.2 各轴轴承的校核....................................................................................... 38 7.主轴组件设计........................................................................................................... 39 7.1 主轴的基本尺寸确定........................................................................................ 40 7.1.1 外径尺寸D................................................................................................. 40 7.1.2 主轴孔径d.................................................................................................. 40 7.1.3 主轴悬伸量a .............................................................................................. 41 7.1.4 支撑跨距L ................................................................................................. 42 7.1.5 主轴最佳跨距L0的确定 ............................................................................ 43 7.2 主轴刚度验算................................................................................................ 45 7.2.1 主轴前支撑转角的验算；......................................................................... 45 7.2.2 主轴前端位移的验算；............................................................................. 47

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2．设计计算

2.1普通车床的规格 2.1.1车床的规格系列和用处

普通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作些简要介绍。本次设计的是普通型车床主轴变速箱。主要用于加工回转体。

表1.1 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数表 工件最大回转直最高转速 最低转速 电机功公比? 径 率 nmax( rmin) nmin( rmin) Dmax(mm) P（kW） 转速级数Z 320 2.1.2 操作性能要求

1120 25 7.5 1.41 12 1）具有皮带轮卸荷装置

2）手动操纵双向片式摩擦离合器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

3.主动参数参数的拟定

3.1 确定传动公比?

nmaxnmin112025根据【1】P78公式（3-2）因为已知 Rn?lgRnlg???44.8 ，Rn??z??

∴ Z=+1

∴?=(Z?1)Rn=1144.8=1.4129

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根据【1】P77表3-5 标准公比?。这里我们取标准公比系列?=1.41.

因为?=1.41=1.066，根据【1】P77表3-6标准数列。首先找到最小极限转速25，再每跳过5个数（1.26～1.066）取一个转速，即可得到公比为1.41的数列：25，35.5，50，71，100，140，200，280，400，560，800，1120.

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。

现在以常见的中碳钢为工件材料，取45号钢，正火处理，车削外圆，表面粗糙度Ra=3.2mm。采用车刀具，可转位外圆车刀，刀杆尺寸：16mm?25mm。刀具几何参数：?0=15o，?0=6o，?r=75o，?r?=15o，?=0o，?01=-10o，br1=0.3mm，re=1mm。

现以确定粗车是的切削用量为设计：

① 确定背吃刀量ap和进给量f，根据【2】f取0.6mmr。 P444表8-50，ap取4mm，② 确定切削速度，参【2】P448表8-57，取Vc=1.7ms。 ③ 机床功率的计算，

主切削力的计算 根据【2】P449-P450表8-59和表8-60，主切削力的计算公式及有关参数：

FZ=9.81?60n?CFc?aZ?fFcFcZFc?vZFc ?KFc

=9.81?60?0.15?270?4?0.60.75?1.7?0.15?0.92?0.95 =3242（N） 切削功率的计算

Pc=Fc?vc?10?3=3242?1.7?10?3=5.5（kW）

依照一般情况，取机床变速效率?=0.8.

PZ=

5.50.8=6.86(kW)

根据【3】P167表12-1 Y系列（IP44）电动机的技术数据,Y系列（IP44）电动机为一般用途全封闭自扇冷式笼型异步电动机，具有防尘埃、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点，B级绝缘，工业环境温度不超过+40℃，相对

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湿度不超过95%，海拔高度不超过1000m，额定电压380V，频率50Hz。适用于无特殊要求的机械上，如机床，泵，风机，搅拌机，运输机，农业机械等。 根据以上要求，我们选取Y132M-4型三相异步电动机，额定功率7.5kW,满载转速1440rmin，额定转矩2.2，质量81kg。 至此，可得到上表1.1中的车床参数。

4.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、制动、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Z?、

Z???个变速副。即Z?Z1Z2Z3??

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：Z??a??b ，可以有三种方案：

12?3?2?2,12?2?3?2,12?2?2?3

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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轴如果安置换向摩擦离合器时，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12=2×3×2。 4.2.3 结构式的拟定

对于12=2×3×2传动式，有6种结构式和对应的结构网。分别为：

???????????， ???????????， ???????????，

??????????? ??????????? ???????????

由于本次设计的机床错误！未找到引用源。轴装有摩擦离合器，在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合器的直径。初选12?21?32?26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12=2×3×2方案为好。

设计车床主变速传动系时，为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，在降速变速中，一般限制限制最小变速比umin?14 ；为避免扩大传动误差，减少震动噪声，在升速时一般限制最大转速比umax?2。斜齿圆柱齿轮传动较平稳，可取umax?2.5。因此在主变速链任一变速组的最大变速范围

Rmax??umaxumin??(2~2.5)0.25?(8~10)。在设计时必须保证中间变速轴的变

速范围最小。 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：

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4.2.5 结构式的拟定

主轴的变速范围应等于住变速传动系中各个变速组变速范围的乘积，即：

Rn?R0R1R2?Ri

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过极限值。

R2???X2??P2?1?

其中??1.41，X2?6，P2?2

∴R2?1.41?6?1?8.46?(8~10)，符合要求。 4.2.6 结构式的拟定

绘制转速图

?、选择Y132M-4型Y系列笼式三相异步电动机。 ?、分配总降速变速比

总降速变速比 i?nmin/nd?25/1440?0.017

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

?、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。 ?、确定各级转速

由nmim?25r/min、??1.41、z = 12确定各级转速：1120、800、560、400、

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280、200、140、100、71、50、35.5、25r/min。 ?、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?6?1.416?8?Rmax?[8,10]，结合结构式， Ⅲ轴的转速只有一种可能：

100、140、200、280、400、560r/min。 ② 确定轴Ⅱ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

bi1?1/?4?1/4，bi2?1/1.412?1/2，bi3?1/1?1 轴Ⅱ的转速确定为：400、560r/min。 ③确定轴Ⅰ的转速

对于轴Ⅰ，其级比指数为1,可取

ai1?1/?2?1/2，ai2?1/??1/1.41

确定轴Ⅰ转速为800r/min。

由此也可确定加在电动机与主轴之间的定变速比i?1440/800?1.8。下面画出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）。

电动机ⅠⅡⅢⅥ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

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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Sz及小齿轮的齿数可以从【1】表3-9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，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。 根据【1】P94,查表3-9各种常用变速比的使用齿数。 ?、变速组a:

∵ai1?1/?2?1/2，ai2?1/??1/1.41；

ai1?1/?2?1/2时：Sz???57、60、63、66、69、72、75、78??

??58、60、63、65、67、68、70、72、73、77??

ai2?1/??1/1.41时：Sz?可取Sz?84,于是可得轴Ⅰ齿轮齿数分别为：28、35。 于是ia1?28/56，ia2?35/49，

可得轴Ⅱ上的三联齿轮齿数分别为：56、49。 ?、变速组b:

根据【1】P94,查表3-9各种常用变速比的使用齿数, ∵bi1?1/?4?1/4，bi2?1/2,bi3?1/1?1

bi1?1/?4?1/4时：Sz???87、89、90、91、92??

bi2?1/2时：Sz???87、89、90、91??

??86、88、90、91??

bi2?1/1?1时：Sz?可取 Sz?90，于是可得轴Ⅱ上两联齿轮的齿数分别为：18、30、45。 于是 bi1?18/72，bi2?30/60，bi2?45/45，得轴Ⅲ上两齿轮的齿数分别为：72，60、45。 ?、变速组c:

根据【1】P94,查表3-9各种常用变速比的使用齿数,

ci1?1/4,ic2?2

??、85、89、90、94、95、108??

ci1?1/4时：Sz?ic2?2时： Sz???84、87、89、90、108??

可取 Sz?108.

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ci1?1/4为降速变速，取轴Ⅲ齿轮齿数为22； ci2?2为升速变速，取轴Ⅳ齿轮齿数为36。

于是得ci1?22/86,ci2?72/36

得轴Ⅲ两联动齿轮的齿数分别为22，72； 得轴Ⅳ两齿轮齿数分别为86，36。 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：

变速系统图

5.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（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。

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

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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。

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，否则齿轮无法加工。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，右边接通得到三级正向转动。这种齿轮尺寸小但轴向尺寸大。我们采用第二种方案，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，使制动器尺寸增大。

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。

5.3 错误！未找到引用源。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（采用卸荷装置）。错误！未找到引用源。轴上装有摩擦离合器，由于组成离合器的零件很多，装配很不方便，一般都是在箱外组装好错误！未找到引用源。轴在整体装入箱内。我们采用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。实现正反转的变换方案很多，我们采用正反向离合器。正反向的转换在不停车的状态下进行，常采用片式摩擦离合器。由于装在箱内，一般采用湿式。

在确定轴向尺寸时，摩擦片不压紧时，应留有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注意：

1）摩擦片的轴向定位：由两个带花键孔的圆盘实现。其中一个圆盘装在花

键上，另一个装在花键轴上的一个环形沟槽里，并转过一个花键齿，和轴上的花键对正，然后用螺钉把错开的两个圆盘连接在一起。这样就限制了轴向和周向的两个自由度，起了定位作用。

2）摩擦片的压紧由加力环的轴向移动实现，在轴系上形成了弹性力的封闭

系统，不增加轴承轴向复合。

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3）结构设计时应使加力环推动摆杆和钢球的运动是不可逆的，即操纵力撤

消后，有自锁作用。

错误！未找到引用源。轴上装有摩擦离合器，两端的齿轮是空套在轴上，当离合器接通时才和轴一起转动。但脱开的另一端齿轮，与轴回转方向是相反的，二者的相对转速很高（约为两倍左右）。结构设计时应考虑这点。

齿轮与轴之间的轴承可以用滚动轴承也可以用滑动轴承。滑动轴承在一些性能和维修上不如滚动轴承，但它的径向尺寸小。

空套齿轮需要有轴向定位，轴承需要润滑。

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；

变速箱中齿轮用于传递动力和运动。它的精度选择主要取决于圆周速度。采用同一精度时，圆周速度越高，振动和噪声越大，根据实际结果得知，圆周速度会增加一倍，噪声约增大6dB。

工作平稳性和接触误差对振动和噪声的影响比运动误差要大，所以这两项精度应选高一级。

为了控制噪声，机床上主传动齿轮都要选用较高的精度。大都是用7—6—6，圆周速度很低的，才选8—7—7。如果噪声要求很严，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。

不同精度等级的齿轮，要采用不同的加工方法，对结构要求也有所不同。 8级精度齿轮，一般滚齿或插齿就可以达到。

7级精度齿轮，用较高精度滚齿机或插齿机可以达到。但淬火后，由于变形，精度将下降。因此，需要淬火的7级齿轮一般滚（插）后要剃齿，使精度高于7，或者淬火后在衍齿。

6级精度的齿轮，用精密滚齿机可以达到。淬火齿轮，必须磨齿才能达到6级。

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。

齿轮磨齿时，要求有较大的空刀（砂轮）距离，因此多联齿轮不便于做成整体的，一般都做成组合的齿轮块。有时为了缩短轴向尺寸，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。

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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、离合器和制动器等。传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作。

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、磨损和发热增大；两轴中心距误差和轴芯线间的平行度等装配及加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，不装滑移齿轮的轴也常采用花键轴。

花键轴承载能力高，加工和装配也比带单键的光轴方便。

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。这是加工时的过滤部分。一般尺寸花键的滚刀直径D刀为65～85mm。

机床传动轴常采用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升、空载功率和噪声等方面，球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支撑孔的加工精度要求都比较高。因此球轴承用的更多。但是滚锥轴承内外圈可以分开，装配方便，间隙容易调整。所以有时在没有轴向力时，也常采用这种轴承。选择轴承的型号和尺寸，首先取决于承载能力，但也要考虑其他结构条件。

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（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。 一般传动轴上轴承选用G级精度。 传动轴必须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，不论轴是否转动，是否受轴向力，都必须有轴向定位。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（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：La =2～3.5，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，La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

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。承载能力大，可同时承受径向力和轴向力，结构比较简单，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。是一种新型轴承，在近年生产的机床上广泛采用。具有承载能力大，允许极限转速高的特点。外径比同规格的双列圆柱滚子轴承小一些。在使用中，这种轴承不承受径向力。

推力球轴承。承受轴向力的能力最高，但允许的极限转速低，容易发热。 向心推力球轴承。允许的极限转速高，但承载能力低，主要用于高速轻载的机床。

2）轴承的配置

大多数机床主轴采用两个支撑，结构简单，制造方便，但为了提高主轴刚度也有用三个支撑的了。三支撑结构要求箱体上三支撑孔具有良好的同心度，否则温升和空载功率增大，效果不一定好。三孔同心在工艺上难度较大，可以用两个支撑的主要支撑，第三个为辅助支撑。辅助支撑轴承（中间支撑或后支撑）保持比较大的游隙（约0.03～0.07mm），只有在载荷比较大、轴产生弯曲变形时，辅助支撑轴承才起作用。

轴承配置时，除选择轴承的类型不同外，推力轴承的布置是主要差别。推力轴承布置在前轴承、后轴承还是分别布置在前、后轴承，影响着温升后轴的伸长方向以及结构的负责程度，应根据机床的实际要求确定。

在配置轴承时，应注意以下几点： ①每个支撑点都要能承受经向力。

②两个方向的轴向力应分别有相应的轴承承受。 ③径向力和两个方向的轴向力都应传递到箱体上，即负荷都由机床支撑件承

受。

3）轴承的精度和配合

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。

普通精度级机床的主轴，前轴承的选C或D级，后轴承选D或E级。选择轴承的精度时，既要考虑机床精度要求，也要考虑经济性。

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，轴和孔德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。

1）轴承间隙的调整

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小果，而磨损发热量和噪声都会增大，轴承寿命将因此而降低。

轴承间隙的调整量，应该能方便而且能准确地控制，但调整机构的结构不能太复杂。双列短圆柱滚子轴承内圈相对外圈可以移动，当内圈向大端轴向移动时，由于1：12的内錐孔，内圈将胀大消除间隙。

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

螺母端面对螺纹中心线垂直度、轴上和孔上套简两端平行度等均有严格的精度要求。

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，或者锥面（锥度一般取1：15左右）。锥面配合对中性好，但加工较难。平键一般用一个或者两个（相隔180度布置），两国特键不但平衡较好，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。

主轴转速高，多采用非接触式的密封装置，形式很多，一种轴与轴承盖之间留0.1～0.3mm的间隙（间隙越小，密封效果越好，但工艺困难）。还有一种是在轴承盖的孔内开一个或几个并列的沟槽（圆弧形或v形），效果比上一种好些。在轴上增开了沟槽（矩形或锯齿形），效果又比前两种好。

在有大量切屑、灰尘和冷却液的环境中工作时，可采用曲路密封，曲路可做成轴向或径向。径向式的轴承盖要做成剖分式，较为复杂。

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，保证高的端面与孔德垂直度。

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。

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6.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n=1440r/min,传递功率P=7.5kW,传动比i=1.8，两班制，一天运转16小时，工作年数10年。 (1)、选择三角带的型号

由【4】P156表8-7工作情况系数KA查的共况系数KA=1.2。 故根据【4】P156公式（8-21）

Pca?KAP?1.2?7.5?9.0(kW)

式中P--电动机额定功率， KA--工作情况系数 因此根据Pca、n1由【4】P157 图8-11普通V带轮型图选用A型。 (2)、确定带轮的基准直径D?，D?

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D?不宜过小，即D??Dmin。查【4】P157表8-8、图8-11和P155表8-6取主动小带轮基准直径D?=125mm。 由【4】P150公式(8-15a)D2?式中：

n?-小带轮转速，n?-大带轮转速，?-带的滑动系数，一般取0.02。

n1n2D1?1???

∴ D2?1440800?125(1?0.02)?220.5mm，由【4】P157表8-8取圆整为

224mm。

(3)、验算带速度V，

按【4】P150式（8-13）验算带的速度

V??D1n160?1000?3.14?125?144060?1000?9.42ms

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∵5ms?v?30ms，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【4】P152经验公式（8-20）

0.7(D1?D2)?A0?2(D1?D2)

取2??125?224??698mm，取A0=600mm.

(5)、三角带的计算基准长度L?

由【4】P158公式（8-22）计算带轮的基准长度

L0?2A0??2?D1?D2???D2?D1?4A02

2L0?2?600?3.142??125?224???224?125?4?700?1751.93mm

由【4】P146表8-2，圆整到标准的计算长度 L?1800mm (6)、验算三角带的挠曲次数

u?1000mvL?10.31?40次s，符合要求。

(7)、确定实际中心距A

按【4】P158公式（8-23）计算实际中心距

A?A0?L?L02?600?（1800?1752）?2?624mm

(8)、验算小带轮包角?1

根据【4】P158公式（8-25）

?1?180o?D2?D1A?57.3O?170.9O?120O，故主动轮上包角合适。

(9)、确定三角带根数Z

根据【4】P158式（8-26）得

z?pcap0??p0k?kl

查表【4】P153表8-4d由 i=1.8和n1?1440rmin得?p0= 0.15KW,

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查表【4】表8-5，k?=0.98；查表【4】表8-2，长度系数kl=1.01

Z?9.0(1.92?0.15)?0.98?1.01?4.39

∴取Z?5 根

(10)、计算预紧力

查【4】表8-3，q=0.1kg/m 由【4】式（8-27）

F0?500pcavZ(2.5?k?k?)?qv

2其中： pca-带的变速功率,KW；

v-带速,m/s；

q-每米带的质量，kg/m；取q=0.1kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。 F0?500?9.09.42?5?(2.5?0.980.98)?0.1?9.422?156.82N

⑾、计算作用在轴上的压轴力 FQ?2ZF0sin传动比

i?v1v2?1440/800?1.8?12?2?5?156.82?sin170.92??1563.26N

查表【4】P152表8-4a由D1?125mm和n1?1440rmin得p0= 1.92KW

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

?、确定主轴计算转速：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。

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根据【1】表3-10，主轴的计算转速为

znj?nmin?3?112?25?1.413?1?70.5r/min

?、各变速轴的计算转速：

①轴Ⅲ的计算转速可从主轴71r/min按72/18的变速副找上去，轴Ⅲ的计算转速

nj3为

100r/min；

②轴Ⅱ的计算转速nj2为400r/min； ③轴Ⅰ的计算转速nj1为800r/min。

?、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，22/86只需计算z = 22 的齿轮，计算转速为280r/min； ② 变速组b计算z = 18的齿轮，计算转速为400r/min； ③ 变速组a应计算z = 28的齿轮，计算转速为800r/min。 ?、核算主轴转速误差

∵ n实?1440??126/?224?35/49?45/45?72/36?1157.14r/min n标?1120r/min

∴

(n实?n标)n标?100%?(1157?1120)1120?100%?4.3%?5%

所以合适。

6.2.2传动轴直径的估算：确定各轴最小直径

Pnj???根据【5】公式（7-1），d?914mm，并查【5】表7-13得到???取1.

①Ⅰ轴的直径：取?1?0.96,n1j?800r/min

d?9147.5?nj???4?917.5?0.96800?1?28.03mm

②Ⅱ轴的直径：取?2??1?0.98?0.99?0.99?0.922,nj2?400r/min

d?9147.5?nj???4?917.5?0.922400?1?33.61mm

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③Ⅲ轴的直径：取?3??2?0.98?0.99?0.89,nj3?100r/min

d?9147.5?nj??4?917.5?0.89100?1?46.25mm

其中：P-电动机额定功率（kW）；

?-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；

nj-该传动轴的计算转速（rmin）；

???-传动轴允许的扭转角（om）。

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【5】表7-12。Ⅰ和Ⅳ为由键槽并且轴Ⅳ为空心轴，Ⅱ和Ⅲ为花键轴。根据以上原则各轴的直径取值：d??30mm，d?和d???在后文给定，?轴采用光轴，??轴和???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GBT1144?1987规定，矩形花键的定心方式为小径定心。查【15】表5-3-30的矩形花键的基本尺寸系列，??轴花键轴的规格

N?d?D?B为8?36?42?7；???轴花键轴的规格N?d?D?B为8?42?48?8。

④各轴间的中心距的确定：

d?????d???????d????V??(z1?z2)m2?(28?56)?42?168(mm)；

(18?72)?52(22?86)?52cos15.42o?225(mm)； ?280.082(mm)；

6.2.3 键的选择

查【4】表6-1选择轴?上的键，根据轴的直径d?22~30，键的尺寸选择

键宽b?键高h取8?7，键的长度

L取22。主轴处键的选择同上，键的尺寸为

键宽b?键高h取28?16，键的长度L取100。

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6.3 传动轴的校核

需要验算传动轴薄弱环节处的倾角荷挠度。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（误差<%3）.

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d1进行计算，

验算。弯曲刚度验算；的刚度时可采用平均直径d1或当量直径d2。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【5】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，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对Ⅰ轴中点处的挠度影响最大，所以，选择中间齿轮啮合来进行校核

T?9.55?10?P/n?9.55?10?7.5?0.96/800?86N?mFr?2?T/d?2?86/(112?10?366)?1535.7N

最大挠度：

?max???F?b3l?4b48EI?22?2?1535.7?426?3?46448?210?10?9??4?42642???10??34??3064

?10??3?4?110.68?10式中；?3mmE?材料弹性模量；I?轴的；I?E?2.1?10MPa;?3.14?306449

4?d644?39740.6mm;查【1】表3-12许用挠度?y??0.03?4?0.12mm；

YB??y?,所以合格。

②Ⅱ轴、Ⅲ轴的校核同上。

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6.3.2 键的校核

键和轴的材料都是钢，由【4】表6-2查的许用挤压应力[?p]?100~120MPa,取其中间值，[?p]?110MPa。键的工作长度l?L?b?22mm?8mm?16mm，键与轮榖键槽的接触高度k?0.5h?0.5?7mm?3.5mm。由【4】式（6-1）可得

?2T?103p?kld?2?86?1033.5?16?30MPa?102.3MPa?[?p]?110MPa

式中：

T?传递的转矩,N?m;k?键与轮毂键槽的接触高度,k?0.5h,此处h为键的高度,mml?键的工作长度，mm，圆头平键l?L?b,L为键的公称长度，mm,b为键的宽度，d?键的直径，mm；[?p]?键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，MPa,键【4】表6?2；可见连接的挤压强度足够了，键的标记为：键10?8GBT1096?2003

6.4 各变速组齿轮模数的确定和校核

6.4.1 齿轮模数的确定：

齿轮模数的估算。通常同一变速组内的齿轮取相同的模数，如齿轮材料相同时，选择负荷最重的小齿轮，根据齿面接触疲劳强度和齿轮弯曲疲劳强度条件按【5】表7-17进行估算模数mH和mF，并按其中较大者选取相近的标准模数，为简化工艺变速传动系统内各变速组的齿轮模数最好一样，通常不超过2～3种模数。

先计算最小齿数齿轮的模数，齿轮选用直齿圆柱齿轮及斜齿轮传动，查【4】表10-8齿轮精度选用7级精度，再由【4】表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS：

根据【5】表7-17；有公式：

①齿面接触疲劳强度：m(??1)H?16020KP3?22mnjz?HP?

②齿轮弯曲疲劳强度：mKPF?4303?mnjz?

FP第 24 页 共 48 页

mm；普通车床主轴箱设计

?、a变速组：分别计算各齿轮模数，先计算最小齿数28的齿轮。 ①齿面接触疲劳强度：mH?16020其中: ?-公比 ；? = 2；

P-齿轮传递的名义功率；P = 0.96?7.5=7.2KW； ?m-齿宽系数?m=bm?5?10；

?HP-齿轮许允接触应力?HP?0.9?Hlim，?Hlim由【5】图7-6按MQ线查取;

nj-计算齿轮计算转速;

K-载荷系数取1.2。

?Hlim=650MPa，

KP(??1)3?mnjz?22HP?

?HP?650MPa?0.9?585MPa

∴mH1?1602031.2?7.2?38?28?2?58522?800?3.14mm

根据【6】表10-4将齿轮模数圆整为4mm 。

② 齿轮弯曲疲劳强度：mF?4303KP?mnjz?FP

其中: P-齿轮传递的名义功率；P = 0.96?7.5=7.2KW； ?m-齿宽系数?m=bm?5?10；

?FP-齿轮许允齿根应力?FP?1.4?Flim，?Flim由【5】图7-11按MQ线查取；

nj-计算齿轮计算转速;

K-载荷系数取1.2。

?Flim?300MPa，

∴?FP?300MPa?1.4?420MPa ∴mF1?43031.2?7.28?800?28?420?2.1mm

根据【6】表10-4将齿轮模数圆整为2.5mm 。 ∵mH1?mF1所以m1?4mm

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于是变速组a的齿轮模数取m = 4mm，b = 32mm。 轴Ⅰ上主动轮齿轮的直径：

da1?4?28?112mm；da2?4?35?140mm；。 轴Ⅱ上三联从动轮齿轮的直径分别为： da'1?4?56?224mm；da'2?4?49?196mm

?、b变速组：确定轴Ⅱ上另两联齿轮的模数，先计算最小齿数18的齿轮。

① 齿面接触疲劳强度：mH?16020其中: ?-公比 ；? =4；

P-齿轮传递的名义功率；P = 0.922?7.5=6.915KW； ?m-齿宽系数?m=bm?5?10；

?HP-齿轮许允接触应力?HP?0.9?Hlim，?Hlim由【5】图7-6按MQ线查取;

nj-计算齿轮计算转速;

K-载荷系数取1.2。

?Hlim=650MPa，

KP(??1)3?mnjz?22HP?

∴?HP?650MPa?0.9?585MPa ∴mH2?1602031.2?6.915?38?18?2?58522?400?5.24mm

根据【6】表10-4将齿轮模数圆整为5mm 。

② 齿轮弯曲疲劳强度：mF?4303KP?mnjz?FP

其中: P-齿轮传递的名义功率；P =0.922?7.5=6.915KW； ?m-齿宽系数?m=bm?5?10；

?FP-齿轮许允齿根应力?FP?1.4?Flim，?Flim由【5】图7-11按MQ线查取；

nj-计算齿轮计算转速;

K-载荷系数取1.2。

?Flim?300MPa，

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∴?FP?300MPa?1.4?420MPa ∴mF2?43031.2?6.9158?400?18?420?3.01mm

根据【6】表10-4将齿轮模数圆整为3mm 。 ∵mH2?mF2所以m2?5mm

于是变速组b的齿轮模数取m = 5mm，b = 40mm。 轴Ⅱ上主动轮齿轮的直径：

db1?5?18?90mm；db2?5?30?150mm;db3?5?45?225mm 轴Ⅲ上三联从动轮齿轮的直径分别为：

db1?5?72?360mm；db2?5?60?300mm；db3?5?45?225mm'''

?、c变速组：

为了使传动平稳，所以使用斜齿轮，取mn?5mm，螺旋角??14o。 计算中心距a，a?∴圆整为280mm。 修正螺旋角?，??arccos(z1?z2)?52?280?arccos(22?86)?52?280?15.42

o(z1?z2)mn2cos??(22?86)?52?cos14o?278.35(mm)

因?值改变不多，所以参数??，K?，ZH等值不必修正。 所以轴Ⅲ上两联动主动轮齿轮的直径分别为： dc1?22?5cos15.4286?5cos15.42oo?114.11mm；dc2?72?5cos15.42o?373.44mm

轴Ⅳ上两从动轮齿轮的直径分别为： dc'1??446.06mmmm；dc2?*'36?5cos15.42*o?186.72mm。

?、标准齿轮参数：??20度，h??1，c?0.25

从【7】表5-1查得以下公式

齿顶圆直径 da=(z1+2h*a)m； 齿根圆直径df?(z1?2ha??2c?)m； 分度圆直径 d=mz； 齿顶高 ha=h*am； 齿根高 hf=(h*a+c*)m； 齿轮的具体值见表

表5.1齿轮尺寸表 （单位：mm）

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齿轮 ⒈ ⒉ ⒊ ⒋ ⒌ ⒍ ⒎ ⒏ ⒐ ⒑ ⒒ ⒓ ⒔ ⒕ 齿数 z 28 35 56 49 18 30 45 72 60 45 22 72 36 86 模数 mmn分度圆齿顶圆齿根圆齿顶高 直径da 直径df ha 直径d 112 140 224 196 90 150 225 360 200 225 114.12 373.44 186.72 446.06 120 148 232 204 100 160 235 370 210 235 124.5 383.82 197.1 456.44 102 130 214 186 77.5 137.5 212.5 347.5 187.5 212.5 101.16 360.48 173.76 433.1 4 4 4 4 5 5 5 5 5 5 5.19 5.19 5.19 5.19 齿根高 hf 5 5 5 5 6.25 6.25 6.25 6.25 6.25 6.25 6.48 6.48 6.48 6.48 4 4 4 4 5 5 5 5 5 5 5 5 5 5 6.4.2 齿宽的确定

由公式b??mm(?m?5~10)得： ①Ⅰ轴主动轮齿轮b??8?4?32mm； ②Ⅱ轴主动轮齿轮b??8?5?40mm；

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③Ⅲ轴主动轮齿轮b????40mm；

一般一对啮合齿轮，为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应主动轮比从动轮齿宽大（5～10mm）。 所以：b1?b2?32mm， b3?b4?24mm，

b5?b6?b7?40mm，b8?b9?b10?32mm，

b11?b12?40mm，b13?14?32mm。

6.4.3 齿轮结构的设计

通过齿轮传动强度的计算，只能确定出齿轮的主要尺寸，如齿数、模数、齿宽、螺旋角、分度圆直径等，而齿圈、轮辐、轮毂等的结构形式及尺寸大小，通常都由结构设计而定。当齿顶圆直径da?160mm时，可以做成实心式结构的齿轮。当160mm?da?500mm时，可做成腹板式结构，再考虑到加工问题，现决定把齿轮8、12和14做成腹板式结构。其余做成实心结构。根据【4】图10-39（a）

齿轮10、12和13结构尺寸计算如下： ①齿轮8结构尺寸计算，

D0?da?(10~14)mn?370?12?5?310mm；

D4?42mm；

D3?1.6D4?1.6?42?67.2mm,D3取68mm；

；

D2?(0.25~0.35)(D0?D3)?0.3?(310?68)?72.6mm,D2取74mmD1?D0?D32?310?682?189mm,D1?190mm;；

C?(0.2~0.3)B?0.3?42?12.6mm，C取12cm。

②齿轮12结构尺寸计算;

D0?da?(10~14)mn?383.82?12?5?323.82mm;D0?324mm;；

D4?42mm；

D3?1.6D4?1.6?42?67.2mm,D3取68mm；

；

D2?(0.25~0.35)(D0?D3)?0.3?(324?68)?76.8mm,D2取80mm第 29 页 共 48 页

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D1?D0?D32?324?682?196mm,；

C?(0.2~0.3)B?0.3?42?12.6mm，C取12cm。

③齿轮14结构尺寸计算

D0?da?(10~14)mn?456.44?12?5?396.44mm，D0取400mm，

D4?110mm；

D3?1.6D4?1.6?110?176mm,D2?(0.25~0.35)(D0?D3)?0.3?(400?176)?67.2mm，D2取68mm；

D1?D0?D32?400?1762?288mm,D1取288mm；

C?(0.2~0.3)B?0.3?42?12.6mm，C取14cm。

6.5 带轮结构设计

?、带轮的材料

常用的V带轮材料为HT150或HT200，转速较高时可以采用铸钢或钢板冲压焊接而成，小功略时采用铸铝或塑料。 ?、带轮结构形式

V带轮由轮缘、轮辐和轮毂组成，根据轮辐结构的不同可以分为实心式（【4】图8-14a）、腹板式（【4】图8-14b）、孔板式（【4】图8-14c）、椭圆轮辐式（【4】图8-14d）。V带轮的结构形式与基准直径有关，当带轮基准直径dd?2.5d（d为安装带轮的轴的直径，mm）时。可以采用实心式，当dd?300mm可以采用腹板式，dd?300mm,同时D1?d1?100mm时可以采用孔板式，当dd?300mm时，可以采用轮辐式。

带轮宽度：B?(z?1)e?2f?(5?1)?15?2?9?78mm。 分度圆直径： dd?224mm。

D=90mm是深沟球轴承6210轴承外径，其他尺寸见带轮零件图。 ?、V带轮的论槽

V带轮的轮槽与所选的V带型号向对应，见【4】表8-10. mm e 槽bd dd hamin hfmin fmin 型 第 30 页 共 48 页

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与dd相对应得? ??32o??34ooo??36 ??38A 11.0 2.75 8.7 15?0.3 9 — ?118 — ?118 V带绕在带轮上以后发生弯曲变形，使V带工作面夹角发生变化。为了使V带的工作面与大论的轮槽工作面紧密贴合，将V带轮轮槽的工作面得夹角做成小于40o。

V带安装到轮槽中以后，一般不应该超出带轮外圆，也不应该与轮槽底部接触。为此规定了轮槽基准直径到带轮外圆和底部的最小高度hamin和hfmin。 轮槽工作表面的粗糙度为R1.6或R3.2。 ?、V带轮的技术要求

铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有傻眼、裂缝、缩孔及气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面缺陷进行修补；转速高于极限转速的带轮要做静平衡，反之做动平衡。其他条件参见GBT13575.1?92中的规定。

6.6 片式摩擦离合器的选择和计算

片式摩擦离合器目前在机床中应用广泛，因为它可以在运转中接通或脱开，具有结合平稳、没有冲击、结构紧凑的特点，部分零件已经标准化，多用于机床主传动。

按扭矩选择，即： 根据【15】和【14】表6-3-20， ①计算转矩Tc??Tt，Tt?9550?7.5?0.96800?0.96?0.98?80.86N?m

查【15】表6-3-21得??1.4 ∴Tc?80.86?1.4?113.2N?m ②摩擦盘工作面的平均直径DP

DP?12(D1?D2)?(2.5~4)d?3?27?81mm

式中d为轴的直径。 ③摩擦盘工作面的外直径D1

D1?1.25DP?1.25?81?101.25mm

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④摩擦盘工作面的内直径D2

d2?0.75?DP?0.75?81?60.75mm

⑤摩擦盘宽度b

b?D1?D22?101.25?60.752?20.25mm

⑥摩擦面对数m，查【15】表6-3-17，摩擦副材料为淬火钢，对偶材料为淬火钢，摩擦因数取0.08，许用压强取100Ncm2，许用温度<120℃.

m?z?1?8Tc?8?113.23.14?(101.252?(D1?D2)DP?PP22?60.75)?81?0.08?1002?6.78∴m圆整为7.

∴摩擦面片数z=7+1=8.

⑦摩擦片脱开时所需的间隙，因为采用湿式所以??0.2~0.5 ⑧许用传递转矩Tcp

Tcp?18??(D1?D2)DPm?PPK1KvKT?Tc

22Tcp?18?1.4?3.14?6561?81?7?0.08?100?0.88?0.86?1?631.45N?m?113.2N?m因为vm??Dpn60000?3.14?81?80060000?3.49ms

K1?0.88,Kv?0.86,KT?1.

⑨压紧力Q

Q?2TcDp?m?2?113.281?0.08?7?4991.2N

⑩摩擦面压强p

p?4Q?(D?D)4?4991.23.14?65611122?pp

22p??96.91Ncm?100Ncm

Tc??需传递的转矩，N?cm

???工作储备系数，见【m摩擦面对数，通常湿式15】表6?3?21

m?5~15，干式m?1~6第 32 页 共 48 页

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i1??外摩擦盘数i2??内摩擦盘数z??摩擦盘总数，

z?i1?i2?m?1 15】表6?3?17

2???摩擦因数，查【pp??许用压强，Ncm查【15】表6?3?17

K1??摩擦片修正系数，见【Kv??速度修正系数，见【15】表6?3?22

15】表6?3?22

KT??结合次数修正系数，见【15】表6?3?22

根据【14】表22.7-7选用带滚动轴承的多片双联摩擦离合器，因为安装在箱内，所以采取湿式。结构形式见【14】表22.7-7图（a）。

表5.2 特征参数 图 许用转距 重量/kg 接合 脱开 转动惯量/kg?m2 号 力/N 力/N TN?m 内部 外部 图a 120 4.7 0.0035 0.0050 170 100 表5.3 主要尺寸 图 许用转矩 D A B c E F G cmax Dmax 号 闭 开 [T]N?m 式 式 图a 120 18 32 - 108 100 18 32 60 45 70 表5.4 主要尺寸 图 H J L R S a L3 l1 l2 L1 L2 s1 号 图a 85 47 51 81 152 65 64 35 - 10 20 11 6.7 齿轮校验

在验算算速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿

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轮进接触应力和弯曲应力的验算。这里要验算的是齿轮1，齿轮5，齿轮11这三个齿轮。

齿轮强度校核：计算公式：①弯曲疲劳强度?F?KFtbd1u?1u???KFtYFaYSabm???F?;

②接触疲劳强度?H?2.5ZE?H?

6.7.1 校核a变速组齿轮

①弯曲疲劳强度?F?2KFtYFaYSabm???F?；校核齿数为28的齿轮，确定各项参数

?、 P??P?0.96?7.2kW,n=800r/min,

T?9.55?10?P/n?9.55?10?7.2/800?0.86?10(N?mm)665

?、确定动载系数KV

∵v??dn60?1000???112?80060?1000?4.69m/s

齿轮精度为7级，由【4】图10-8查得动载系数Kv?1.08。由【4】使用系数。

KA?1.0

?、b?40mm。

?、确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数?d?1.0

查【4】表10-4，得非对称齿向载荷分配系数KH??1.417； b/h?40/(4?2.25)?4.44, 查【4】图10-13得KF??1.27 ?、确定齿间载荷分配系数: 由【4】表10-2查的使用KA?1.0，

由【4】表10-3查得齿间载荷分配系数KH??KF??1

?、确定载荷系数: K?KAKvKF?KF??1.0?1.08?1?1.27?1.372 ?、 查【4】表 10-5 齿形系数及应力校正系数

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YFa?2.55；YSa?1.61

?、计算弯曲疲劳许用应力

由【4】图10-20(c)查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE?540Mpa。 【4】图10-18查得 寿命系数KN?0.9,取疲劳强度安全系数S = 1.3

[?F]?0.9?5401.3?374Mpa

2Td?2?0.86?101125[?F]YFaYSa?3742.55?1.61?91.1，Ft??1535.71(N)

KFtbm?1.372?1535.7132?4?16.47?91.1

②接触疲劳强度?H?2.5ZEKFtbd1?u?1u???H?

?、载荷系数K的确定：K?KAKvKF?KF??1.0?1.08?1?1.417?1.53 ?、弹性影响系数的ZE确定；查【4】表10-6得ZE?189.8

?、查【4】图10-21（d）得?Hlim?670MPa，??H??0.9?670?603MPa ?H?2.5?189.8故齿轮1合适。 6.7.2 校核b变速组齿轮

1.53?1535.7132?112?2?12?470.55MPa?603MPa

①弯曲疲劳强度?F?2KFtYFaYSabm???F?；校核齿数为18的齿轮，确定各项参数

?、P???P?0.96?0.99?.098?.099?6.915kW,n=400r/min,

T?9.55?10?P/n?9.55?10?6.915/400?1.65?10N?mm665

?、确定动载系数：v??dn60?1000???90?40060?1000?1.884m/s

齿轮精度为7级，由【4】图10-8查得动载系数Kv?1.04 ?、b?40mm

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?、确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数?d?1.0

查【4】表10-4，插值法得非对称齿向载荷分配系数KH??1.419

b/h?48/(5?2.25)?4.267,查【4】图10-13得KF??1.27

?、确定齿间载荷分配系数:

由【4】表10-2查的使用KA?1.0 ；Ft?2Td?2?1.65?10905?3666.67N

由【4】表10-3查得齿间载荷分配系数KH??KF??1

?、确定动载系数: K?KAKvKH?KH??1.0?1.04?1?1.27?1.32 ?、查【4】表 10-5齿形系数及应力校正系数

YFa?2.91、FSa?1.53

?、计算弯曲疲劳许用应力

由【4】图10-20(c)查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE?540Mpa。 【4】图10-18查得 寿命系数KN?0.9,疲劳强度安全系数S = 1.3

[?F]?0.9?5401.3?374Mpa

[?F]YFaYSa?3742.91?1.53?83.14，

KFtbm?1.32?3666.6740?5?24.2?83.14

②接触疲劳强度?H?2.5ZEKFtbd1?u?1u???H?

?、载荷系数K的确定：K?KAKvKF?KF??1.0?1.04?1?1.419?1.475 ?、弹性影响系数的ZE确定；查【4】表10-6得ZE?189.8

?、查【4】图10-21（d）得?Hlim?670MPa，??H??0.9?670?603MPa ?H?2.5?189.8 故齿轮8合适。

1.475?3666.6740?90?4?14?585.23MPa?603MPa

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6.7.3 校核c变速组齿轮

2KFtYFaYSabm①弯曲疲劳强度?F????F?；校核齿数为22的齿轮，确定各项参数

?、P????P?0.96?0.99?0.98?0.99?0.98?0.99?6.71kW,n=280r/min,

T?9.55?10?P/n?9.55?10?6.71/280?2.28?10N?mm665

?、确定动载系数：v??dn60?1000???114.12?28060?1000?1.672m/s

齿轮精度为7级，由【4】图10-8查得动载系数Kv?1.0 ?、b?48mm

?、确定齿向载荷分配系数:取齿宽系数?d?1.0

查【4】表10-4，插值法得非对称齿向载荷分布系数，KH??1.419

b/h?48/(5?2.25)?4.267,查【4】图10-13得KF??1.27

2Td?2?2.28?10114.125?、确定齿间载荷分配系数: Ft??3995.8N

由【4】表10-3齿间载荷分布系数，KF??KH??1.0

?、确定荷载系数: K?KAKvKF?KH??1.0?1.0?1.0?1.27?1.27 ?、查表 10-5 齿形系数及应力校正系数。

YFa?2.72 YSa?1.57

?、计算弯曲疲劳许用应力

由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE?540Mpa。

【4】图10-18查得 寿命系数KN?0.9,疲劳强度安全系数S = 1.3

[?F]?0.9?5401.3?374Mpa

[?F]YFaYSaKFtbm?3742.72?1.57?87.58，

?1.27?3995.840?5?1cos15.42o?24.46?87.58

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②接触疲劳强度?H?2.5ZEKFtbd1?u?1u???H?

?、载荷系数K的确定：K?KAKvKF?KF??1.0?1.0?1.0?1.419?1.419 ?、弹性影响系数的ZE确定；查【4】表10-6得ZE?189.8

?、查【4】图10-21（d）得?Hlim?670MPa，??H??0.9?670?603MPa ?H?2.5?189.8故齿轮11合适。

1.419?3995.840?114.12?4?14?591.25MPa?603MPa

6.8 轴承的选用与校核

6.8.1 各轴轴承的选用

①主轴 前支承：NN3022K；中支承：NN3020K；后支撑N219E ②Ⅰ轴 离合器及齿轮处支承均用：6206;带轮处支承：6210 ③Ⅱ轴 前支承：30207;中支承：NN3009;后支承：30207 ④Ⅲ轴 前支承：30208;后支承：30208 6.8.2 各轴轴承的校核

?、Ⅰ轴轴承的校核

Ⅰ轴选用的是深沟球轴承6206，其基本额定负荷为19.5KN, 由于该轴的转速是定值n?800rmin，所以齿轮越小越靠近轴承，对轴承的要求越高。根据设计要求，应该对Ⅰ轴未端的滚子轴承进行校核。 ①齿轮的直径 d?28?4?112mm ②Ⅰ轴传递的转矩 T?9550 ∴ T?9550?③齿轮受力 Fr?dPn

8002?86?86N?m7.5?0.96

2T?112?10?3?1535.7N根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为:

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在水平面：

FAH?Fr?l3l2?l3?1535.7?42638?426?1410N

在水平面：

FAV?F0?(l1?l2?l3)l2?l322?1563.26?54638?426?1839.5N

∴FA?FAH?FAV?14102?1839.52?2317.7N

④因轴承在运转中有中等冲击载荷，又由于不受轴向力，【4】表13-6查得载荷系数fp，取fp?1.2，则有：

P?fpFA?1.2?2317.7?2781.24N

⑤轴承的寿命计算:所以按轴承的受力大小计算寿命 Lh?10660nP1(C)??10660?800(195002781.24)?71803.8h?58400h

3故该轴承6206能满足要求。

?、其他轴的轴承校核同上，均符合要求。

7.主轴组件设计

主轴的结构储存应满足使用要求和结构要求，并能保证主轴组件具有较好的工作性能。主轴结构尺寸的影响因素比较复杂，目前尚难于用计算法准确定出。通常，根据使用要求和结构要求，进行同型号筒规格机床的类比分析，先初步选

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定尺寸，然后通过结构设计确定下来，最后在进行必要的验算或试验，如不能满足要求可重新修改尺寸，直到满意为直。

主轴上的结构尺寸虽然很多，但起决定作用的尺寸是：外径D、孔径d、悬伸量a和支撑跨距L。

7.1 主轴的基本尺寸确定

7.1.1 外径尺寸D

主轴的外径尺寸，关键是主轴前轴颈的（前支撑处）的直径D1。D1选定后，其他部位的外径可随之而定。D1一般是通过筒规格的机床类比分析加以确定。320mm车床，P=7.5KW查【1】表3-13，前轴颈应D1?110~145,初选D1?110mm,后轴颈D2?(0.7~0.85)D1取D2?95mm, 7.1.2 主轴孔径d

中型卧式车床的主轴孔径，已由d=48mm,增大到d=60-80mm,当主轴外径一定时，增大孔径受到一下条件的限制，1、结构限制；对于轴径尺寸由前向后递减的主轴，应特别注意主轴后轴颈处的壁厚不允许过薄，对于中型机床的主轴，后轴颈的直径与孔径之差不要小于20~50mm，主轴尾端最薄处的直径不要小于10~15mm。2、刚度限制；孔径增大会削弱主轴的刚度，由材料力学知，主轴轴端部的刚度与截面惯性矩成正比， 即：

KdK?IdI??(D?d)64?D44464?1?(dD0)4

式中：

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