范永強(qiáng)機(jī)床主軸變速箱設(shè)計說明書

1、課 程 設(shè) 計 說 明 書專 業(yè) 機(jī)械設(shè)計制造及其自動化 班 級 機(jī)自H班 學(xué)生姓名 范 永 強(qiáng) 學(xué) 號 8 課 題 車床主軸箱設(shè)計 指導(dǎo)教師 賈育秦 設(shè)計日期 2013年2月25日 機(jī)床主軸變速箱設(shè)計任務(wù)書題目：1、機(jī)床床身上最大工件回轉(zhuǎn)直徑420mm； 2、n=2000r/min,n=8r/min； 3、變速范圍 r=250； 4、公比=1.26； 5、轉(zhuǎn)速級數(shù) Z=27； 6、電動機(jī) N=7.5KW,n=1440r/min。內(nèi)容：1、展開圖2、截面圖 3、課程設(shè)計說明書班 級：機(jī)自H班學(xué) 生：范 永 強(qiáng)學(xué) 號：8指導(dǎo) 老師： 賈育秦目錄一、機(jī)床主傳動系統(tǒng)設(shè)計要求二、機(jī)床主傳動運(yùn)動設(shè)計2.

2、1 設(shè)計題目及已知條件2.2 主運(yùn)動參數(shù)擬定2.3 動力參數(shù)的確定電機(jī)的選擇2.4 主運(yùn)動系統(tǒng)運(yùn)動設(shè)計2.5 齒輪齒數(shù)確定2.6 主傳動系統(tǒng)設(shè)計中應(yīng)注意的問題2.7 課程設(shè)計已給定的條件三、機(jī)床傳動件的估算和驗算3.1 三角帶傳動計算3.2 傳動軸的估算和驗算3.3 齒輪模數(shù)的初步計算和驗算四、結(jié)構(gòu)設(shè)計及說明4.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案4.2 展開圖及其布置4.3 I軸（輸入軸）的設(shè)計4.4 齒輪塊設(shè)計4.5 傳動軸的設(shè)計4.6 主軸組件設(shè)計五、其他問題六、主要參考資料序言機(jī)床設(shè)計是學(xué)生在學(xué)完基礎(chǔ)課、技術(shù)基礎(chǔ)課及相關(guān)專業(yè)課的基礎(chǔ)上，結(jié)合機(jī)床主傳動部件（主軸變速箱）設(shè)計進(jìn)行的綜合訓(xùn)練。

3、通過機(jī)床主運(yùn)動機(jī)械變速傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計，在擬定傳動和變速的結(jié)構(gòu)方案的過程，得到設(shè)計構(gòu)思、方案分析、結(jié)構(gòu)工藝性、機(jī)械制圖、零件計算等方面的訓(xùn)練，其目的是：1. 掌握機(jī)床主傳動部件設(shè)計過程和方法，包括參數(shù)擬定、傳動設(shè)計、零件計算、結(jié)構(gòu)設(shè)計等，培養(yǎng)結(jié)構(gòu)分析和設(shè)計的能力；2. 綜合應(yīng)用過去所學(xué)的理論知識，提高聯(lián)系實(shí)際和綜合分析的能力；3. 訓(xùn)練和提高設(shè)計的基本技能。如計算、制圖、應(yīng)用設(shè)計資料、標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范、編寫技術(shù)文件等。對我來說，希望能通過這次課程設(shè)計，對自己的將來從事的工作，進(jìn)行一次適應(yīng)性訓(xùn)練，通過本次課程設(shè)計鍛煉了自己分析問題、解決問題的能力，對今后工作能有更多幫助。由于實(shí)際實(shí)踐經(jīng)驗不足、個人能

4、力有限，設(shè)計中尚存在許多不足之處，請老師給予批評指正。一、機(jī)床主傳動系統(tǒng)設(shè)計要求1. 主軸具有一定的轉(zhuǎn)速和足夠的轉(zhuǎn)速范圍，轉(zhuǎn)速級數(shù)，能夠?qū)崿F(xiàn)運(yùn)動的開停、變速、換向和制動，以滿足機(jī)床的運(yùn)動要求；2. 主電動機(jī)具有足夠的功率，全部機(jī)構(gòu)和元件具有足夠強(qiáng)度和剛度，以滿足機(jī)床的動力要求；3. 主運(yùn)動的有關(guān)結(jié)構(gòu)，特別是主軸組件要有足夠的精度、抗震性、溫升和噪音小，傳動效率高，以滿足機(jī)床的工作性能要求； 4. 操縱靈活可靠，調(diào)整維修方便，潤滑密封性能良好，以滿足機(jī)床的使用要求；5. 結(jié)構(gòu)簡單緊湊，工藝性好，成本低，以滿足經(jīng)濟(jì)性要求。二、機(jī)床主傳動運(yùn)動設(shè)計2.1 設(shè)計題目及已知條件以設(shè)計傳動級數(shù)較少的中型通用

5、車床的主傳動部件為主。設(shè)計床身最大工件回轉(zhuǎn)直徑420mm軸變速箱，其條件為：1. 電動機(jī)功率 N=7.5KW2. 級數(shù) Z=273. 最大轉(zhuǎn)速 n=2000r/min4. 最小轉(zhuǎn)速 n=8r/min5. 公比 =1.266. 變速范圍 R=2502.2 主運(yùn)動參數(shù)擬定根據(jù)已知條件主軸的最低轉(zhuǎn)速n=8r/min，由公比=1.26，級數(shù) Z=27,據(jù)數(shù)控機(jī)床系統(tǒng)設(shè)計P45表2-2標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列表取相應(yīng)的轉(zhuǎn)速數(shù)列，即8，12，16，20，25，30，40，48，64，76，100，128，162，200，218，243，322，340，382，435，545，992，682，825，1000，1300，2

6、000。2.3 動力參數(shù)的確定電機(jī)的選擇合理地確定電動機(jī)功率N，使機(jī)床既能充分發(fā)揮其使用性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機(jī)經(jīng)常輕載而降低功率因素。確定機(jī)床電機(jī)功率的常用方法有：1) 類比法：對同類型機(jī)床使用的功率實(shí)際情況進(jìn)行調(diào)查，進(jìn)行分析對比；2) 估算法：按機(jī)床典型加工條件（工藝種類、加工材料、刀具、切削用量）進(jìn)行估算；3) 試驗測定法：根據(jù)典型的、起決定作用的加工條件，在同類（或相似）機(jī)床上進(jìn)行切削實(shí)驗，直接測定電機(jī)功率。一般采用估算法和類比法相結(jié)合方法確定通用機(jī)床電機(jī)功率。功率估算法常用計算公式有：主切削力：；切削功率：；估算主電動機(jī)功率：根據(jù)已知條件給定電動機(jī)功率為N=7.5kw，轉(zhuǎn)速為

7、n=1440r/min，因此只需考慮電機(jī)的選擇。根據(jù)電動機(jī)選擇表可得選用Y132M-4（Y系列三相異步電動機(jī)）電機(jī)較合適。2.4 主運(yùn)動系統(tǒng)運(yùn)動設(shè)計1) 確定變速組及各變速組中傳動副的數(shù)目；級數(shù)為Z=27的傳動系統(tǒng)由于若干個順序的傳動組組成，各傳動組分別有、個傳動副。即Z=傳動副數(shù)由于結(jié)構(gòu)的限制以2或者3位置合適，即變速級數(shù)Z應(yīng)為2和3的因子：Z=由于已知條件已經(jīng)給出方案傳動副數(shù)來確定傳動組方案。27級轉(zhuǎn)速傳動系統(tǒng)的傳動組方案，可以安排成：3*3*3* 選擇傳動組安排方案時，要考慮到機(jī)床主軸變速箱的具體結(jié)構(gòu)、裝置和性能。在軸如果安置換向摩擦離合器時，為減小軸向尺寸，（以免加長變速箱的尺寸）第一

8、傳動組的傳動副數(shù)不能多，以2為宜。有時甚至只用一個定比傳動副（此車床為cw6143，采用定比傳動副）。主軸對加工精度、表面粗糙度的影響最大，因此主軸上齒輪少些為好。最后一個傳動組的傳動副常選2，或者用一個定比傳動副。2) 結(jié)構(gòu)網(wǎng)或者結(jié)構(gòu)式各種方案的選擇；1 傳動副的極限傳動比和變速組的極限變速范圍。 若用齒輪傳動，在降速時為防止被動齒輪的直徑過大而使徑向尺寸過大，常限制最小傳動比 。在升速時，為防止產(chǎn)生過大的振動和噪聲，常限制最大傳動比 。如用斜齒輪傳動，則 。因此，主傳動鏈任一變速組的最大變速范圍一般為 。2 基本組和擴(kuò)大組的排列順序。 選擇中間軸傳動軸變速范圍最小的方案。因為如果各方案同一

9、傳動軸的最高轉(zhuǎn)速相同，則變速范圍小的，最低轉(zhuǎn)速較高，轉(zhuǎn)矩較小，傳動件的尺寸也就可以小些。如果沒別的要求，則應(yīng)盡量是擴(kuò)大組順序與傳動順序一致。3 分配傳動比，繪制轉(zhuǎn)速圖。電動機(jī)和主軸的轉(zhuǎn)速時已定的，當(dāng)選定了結(jié)構(gòu)網(wǎng)或者結(jié)構(gòu)式后，就可以分配各傳動副的傳動比并確定中間軸的轉(zhuǎn)速，再加上定比傳動，就可以畫出轉(zhuǎn)速圖。2.5 齒輪齒數(shù)確定為了便于設(shè)計和制造，同一傳動組內(nèi)各齒輪的模數(shù)常取為相同。此時，各傳動副的齒輪齒數(shù)和相同。顯然，齒數(shù)和太小，則小齒輪的齒數(shù)少，將會發(fā)生根切，或造成其加工齒輪中心孔的尺寸不夠（與傳動軸直徑有關(guān)），或造成加工鍵槽（傳遞運(yùn)動需要）時切穿齒根；若齒數(shù)和太大，則齒輪結(jié)構(gòu)尺寸大，造成主傳動

10、系統(tǒng)結(jié)構(gòu)龐大。因此，應(yīng)根據(jù)傳動軸直徑等適當(dāng)選取。通常用計算法或者查表法確定齒輪齒數(shù)，后者更為簡便。根據(jù)要求的傳動比Z和初步定出的傳動齒輪副齒數(shù)和S查表即可求出小齒輪齒數(shù)。常用傳動比的適用齒數(shù)（小齒輪）件下表（表1）：選取時，應(yīng)注意：1. 不產(chǎn)生根切，一般選取。2. 保證強(qiáng)度和防止熱處理變形過大，齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚，一般取則。3. 同一傳動組的各對齒輪副的中心距應(yīng)當(dāng)相等。若模數(shù)相同時，則齒數(shù)和亦應(yīng)相等。但由于傳動比的要求，尤其是在傳動中使用了公用齒輪后，常常滿足不了上述要求。機(jī)床上可用修正齒輪，在一定范圍內(nèi)調(diào)整中心距使其相等，但修正量不能過大，一般齒數(shù)差不超過34個齒。4. 防止各種碰撞和干

11、涉1）.三聯(lián)滑移齒輪的相鄰兩齒輪的齒數(shù)差應(yīng)大于4。如齒數(shù)差小于4，齒輪在滑移中將與齒輪的齒頂圓相碰，不便于變速（圖3-3）。這時?？梢詫⑤S向尺寸從7b增大到9b來解決上述矛盾。2）.避免齒輪與軸相碰，與軸相碰（圖3-4）。因而能要求：；經(jīng)計算查表，得各齒輪的參數(shù)如下表1：齒數(shù)Z模數(shù)m分度圓直徑d齒根高h(yuǎn)f齒頂高h(yuǎn)a齒根圓直徑df齒頂圓直徑da中心距Z01252.562.532156.566.5Z0248120114124Z0348120114124Z0444110104114Z054010094104Z0630756979Z073792.586.596.5Z084010094104Z09215

12、2.546.556.5Z10 302.575 3 26979Z1150125119129Z1266165159169Z1360150144150Z14215633.535669Z1556168161174Z1618544760Z1754162155168Z18446132 125138Z19722162092222.6 主傳動系統(tǒng)設(shè)計中應(yīng)注意的問題（1）、軸設(shè)置摩擦離合器時，應(yīng)注意一下的問題a、為避免軸的軸向尺寸過長，、軸之間采用一對齒輪副。為便于裝拆，軸組件設(shè)計成可組裝的獨(dú)立單元，軸上所有零件的外徑尺寸均小于箱體上的裝入孔徑。b、為減小、軸的中心距和加大主動齒輪的外徑，該變速組可選定為第一擴(kuò)

13、大組和升速傳動，并使主動齒輪根圓直徑大于離合器外轂。但應(yīng)注意中心距不宜過小，以防止軸上的第二變速組中最大主動齒輪齒頂與軸上離合器相碰。（2）、傳動比選用 選用極限傳動比和，可獲得最大的變速范圍和減少傳動件數(shù)。但會導(dǎo)致齒輪和箱體尺寸加大，齒輪線速度增大，容易產(chǎn)生振動和噪聲，使精度要求提高。因此，應(yīng)謹(jǐn)慎選用極限傳動比。一般常用在最后變速組。從系統(tǒng)角度考慮，寧可適當(dāng)增加串聯(lián)傳動組數(shù)目，或選用并聯(lián)式的分支傳動滿足變速范圍的要求，而避免用極限傳動比的傳動副。2.7 課程設(shè)計已給定的條件由于學(xué)時較少原因，本課程設(shè)計已經(jīng)將轉(zhuǎn)速圖給定，傳動系統(tǒng)圖也已經(jīng)給出，具體已知條件如下：傳動系統(tǒng)圖轉(zhuǎn)速圖根據(jù)機(jī)床主傳動系統(tǒng)

14、圖，可知其傳動路線表達(dá)式如下：三、機(jī)床傳動件的估算和驗算在傳動方案確定后，要進(jìn)行方案的結(jié)構(gòu)化，確定各零件的實(shí)際尺寸和有關(guān)布置。為此常對傳動件的尺寸先進(jìn)行估算，如傳動軸的直徑、齒輪模數(shù)、離合器、制動器、帶輪的根數(shù)和型號等。在這些尺寸的基礎(chǔ)上，畫出草圖，得出初步結(jié)構(gòu)化的有關(guān)布置與尺寸，然后按結(jié)構(gòu)尺寸進(jìn)行主要零件的驗算，如軸的剛度、齒輪的疲勞強(qiáng)度等。必要時做結(jié)構(gòu)和方案上的修改，重新驗算，直到滿足要求，最后才能畫出正式裝配圖。對主要零件進(jìn)行驗算時，主要驗算內(nèi)容有：1. 主軸傳動軸的剛度及其軸承壽命；2. 小齒輪的模數(shù)。3.1 三角帶傳動計算三角帶傳動中，軸間距A可以較大。由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會有

15、打滑，宜可緩和沖擊及隔離振動，使傳動平穩(wěn)。帶輪結(jié)構(gòu)簡單，但尺寸大，機(jī)床中常用作電機(jī)輸出軸的定比傳動。電動機(jī)轉(zhuǎn)速n電=1440r/min，功率P電=7.5kw，1、選擇三角帶的型號（1）確定計算功率根據(jù)公式查機(jī)械設(shè)計課本P96頁，表6-7，取工作情況系數(shù)KA=1.2，則計算功率為：Pc=KA P=1.27.5=9.0kw（2）選取V帶型號根據(jù)小帶輪的轉(zhuǎn)速和計算功率，查機(jī)械設(shè)計課本P97圖6-10，選取V帶的型號為A型。2、確定帶輪的計算直徑、（1）、小帶輪計算直徑查機(jī)械設(shè)計課本P89頁表6-3，小帶輪最小基準(zhǔn)直徑=125mm ，再參考課本圖6-10，取小帶輪基準(zhǔn)直徑D=130mm。（2）、大帶輪

16、計算直徑由公式式中：小帶輪轉(zhuǎn)速，大帶輪，所以D=1440/960*130=165mm，根據(jù)機(jī)械設(shè)計表6-3中基準(zhǔn)直徑系列，取標(biāo)準(zhǔn)值=195mm。3、確定V帶的速度按照機(jī)械設(shè)計課本式（6-25）驗算V帶的速度按公式 V=D/60000=3.14*195*1440/60000=14.70m/s因為5m/sV120o所以，小帶輪包角合適。7、確定V帶的根數(shù)根據(jù)機(jī)械設(shè)計課本式（6-28）得：查表6-4用內(nèi)插法得 基本額定功率0=1.93KW查表6-5用內(nèi)插法得 額定功率的增量0=0.15KW 查表6-6用內(nèi)插法得 包角修正系數(shù)a=0.99查表6-2得 V帶基準(zhǔn)長度的修正系數(shù)K=1.01 為避免V型帶工

17、作時各根帶受力嚴(yán)重不均勻，限制根數(shù)不大于10根 。所以，取z=4根。8、計算帶的張緊力（初拉力） 由機(jī)械設(shè)計課本式（6-29）得： 查機(jī)械設(shè)計課本表6-1得c型V帶q=0.10kg/m ，所以F=138.72N9、計算作用在軸上的壓力按機(jī)械設(shè)計課本式（6-30）得： =2*Z* F*sin（/2） =1108.39N3.2 傳動軸的估算和驗算傳動軸除應(yīng)滿足強(qiáng)度和剛度兩方面的要求，強(qiáng)度要求保證軸在反復(fù)載荷和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機(jī)床主傳動系統(tǒng)精度要求較高，為確保軸上的零件（如齒輪、軸承等）正常工作，傳動軸的變形（彎曲、扭轉(zhuǎn)）應(yīng)小。因此疲勞強(qiáng)度一般不失是主要矛盾，除了重載荷的情況外，可以不必

18、驗算軸的強(qiáng)度。剛度要求保證軸在載荷下（彎曲、軸向、扭轉(zhuǎn)）不致產(chǎn)生過大的變形（彎曲、失穩(wěn)、轉(zhuǎn)角）。因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。通常，先按扭轉(zhuǎn)剛度估算軸的直徑，畫出草圖之后，再根據(jù)受力情況，結(jié)構(gòu)布置和相關(guān)尺寸，驗算彎曲剛度。1. 確定計算轉(zhuǎn)速變速箱圓柱齒輪傳動選取8級精度，主軸箱精度要求高，選取7級精度。設(shè)計機(jī)床主傳動系統(tǒng)時，為了使傳動件工作可靠、結(jié)構(gòu)緊湊，必須對傳動件進(jìn)行動力計算。主軸及其他傳動件的結(jié)構(gòu)尺寸主要根據(jù)它所傳遞的轉(zhuǎn)矩大小來決定，即與傳遞的功率和轉(zhuǎn)速兩個因素有關(guān)。因而要計算主軸所能傳遞全功率的最低轉(zhuǎn)速即主軸的計算轉(zhuǎn)速。各傳動件的計算轉(zhuǎn)速可根據(jù)主軸的計算轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)速圖確定。確定的順序

19、通常是先定出主軸的計算轉(zhuǎn)速，再順次由后向前，定出各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速，然后再確定齒輪的計算轉(zhuǎn)速。1) 主軸的計算轉(zhuǎn)速主軸的計算轉(zhuǎn)速是低速第一個三分之一變速范圍的最高一級轉(zhuǎn)速：n=nn=8r/min2) 各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速軸序號 計算轉(zhuǎn)速/ r/min9601152576460698763) 各齒輪的計算轉(zhuǎn)速2. 各軸直徑的估算一般按照扭轉(zhuǎn)剛度初算傳動軸直徑：mm 其中：；為該傳動軸的傳遞功率；為電動機(jī)的輸出功率；-該傳動軸的計算轉(zhuǎn)速；為從電動機(jī)到傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積；（deg/m）為每米長度上允許的扭轉(zhuǎn)角，可查機(jī)械設(shè)計手冊，各傳動的效率為：聯(lián)軸器 ，帶傳動，齒輪傳動，軸承（可忽略不計

20、）。計算轉(zhuǎn)速是傳動件能傳遞全部功率的最低轉(zhuǎn)速。各傳動件的計算轉(zhuǎn)速可以從轉(zhuǎn)速圖上，按主軸的計算轉(zhuǎn)速和相應(yīng)的傳動關(guān)系確定。(1）、軸的直徑： N=20.9kw,n=960r/min，【】=1deg/m，代入公式得:d=35.282mm,取d=35mm (2）、軸的直徑：N=19.969kw, n=1152r/min，【】=1deg/m，代入公式得:d=35.462mm,取d=35mm（3）、軸的直徑：N=19.079kw, n=576r/min，【】=1deg/m，代入公式得:d=40.475mm,取d=40mm（4）、軸的直徑：N=18.224kw, n=460r/min，【】=1deg/m，代

21、入數(shù)據(jù)得: d=45.451mm,取d=45mm (5)、軸的直徑：N=17.417kw，n=698r/min，【】=1deg/m，代入公式得:d=40.387mm,取d=40mm（6）、VI軸的直徑： 機(jī)床主軸結(jié)構(gòu)圖 N=15.9kw，n=76r/min, 【】=1deg/m， d=90.048mm,取d=90mm主軸直徑直接影響主軸部件的剛度。直徑越粗，剛度越高，但同時與它相配的軸承等零件的尺寸也越大。故設(shè)計之初，只能根據(jù)統(tǒng)計資料選擇主軸直徑。由主軸所傳遞的功率查數(shù)控機(jī)床系統(tǒng)設(shè)計課本表4-4，取主軸前軸頸的直徑D1=90mm。主軸直徑常是自前往后逐步減小的，前軸頸直徑大于后軸頸直徑 。一般

22、，取D2=80mm。主軸孔徑取主軸平均直徑的55%65%，取d=55mm。另可由：主軸內(nèi)孔直徑在一定范圍內(nèi)對主軸剛度影響很小，若超出此范圍則能使主軸剛度急劇下降。有材料力學(xué)可知，剛度K正比于截面慣性矩I，他與直徑之間有下列關(guān)系：式中： 、空心主軸的剛度和截面慣性矩； 、實(shí)心主軸的剛度和截面慣性矩。一般，對剛度影響不大；將使剛度急劇下降。,，取孔徑。對于花鍵軸，軸內(nèi)徑一般要比d小7%。（7）允許扭轉(zhuǎn)角的確定 一般，機(jī)床各軸的允許扭轉(zhuǎn)角參考值見下表3： 表3.機(jī)床各軸允許扭轉(zhuǎn)角 本次設(shè)計，中間傳動軸允許扭轉(zhuǎn)角均取1.25。3.傳動軸的驗算由于變速箱各軸的應(yīng)力都比較小，驗算時，通常都是用復(fù)合應(yīng)力公式

23、進(jìn)行計算：=（MPa）為復(fù)合應(yīng)力（MPa）為許用應(yīng)力（MPa）W為軸危險斷面的抗彎斷面模數(shù) 實(shí)心軸： 空心軸： 花鍵軸：d為空心軸直徑，花鍵軸內(nèi)徑D為空心軸外徑，花鍵軸外徑d0為空心軸內(nèi)徑b為花鍵軸的鍵寬Z為花鍵軸的鍵數(shù)M為在危險斷面的最大彎矩 NmmT為在危險斷面的最大扭矩N為該軸傳遞的最大功率Nj為該軸的計算轉(zhuǎn)速齒輪的圓周力：齒輪的徑向力：（1）確定輸出軸的運(yùn)動和動力參數(shù)軸的強(qiáng)度計算：p=15.9kw n=8r/min0.133r/sP=T*n/30 T=18988.85N*m（2）選擇軸的材料選擇軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由機(jī)械設(shè)計課本表14-1查得對稱循環(huán)彎曲許用應(yīng)力。（3）計算齒輪

24、受力齒輪1為斜齒輪，其受力如下：r=mz/2=216mmF=T/ r=18988.85/0.216=87911.343NF= F=33126.01NF=Ftan=23560.24N（4）計算軸上的支反力 水平面支反力（如圖）以1點(diǎn)為中心則 F*（0.618+0.4）-F*(0.618+0.4+0.36)=0F=64944.66N以2點(diǎn)為中心則 F*0.36-F*(0.618+0.4+0.36)=0F=22966.68N垂直面支反力（如圖） M=Fr =23560.24*0.216=5089.01N*M 以1點(diǎn)為中心則M+F（0.618+0.4）-F(0.618+0.4+0.36)=0 F=28

25、164.94N以2點(diǎn)為中心則 M- F*0.36+F(0.618+0.4+0.36)=0 F=4961.069N（5）計算軸的彎矩，并作出彎矩圖。 階梯軸截面的水平彎矩： M= F*(0.618+0.4)=23380.08N階梯軸截面的垂直彎矩： M= F*(0.618+0.4)=5050.358N M= F*0.36=10139.378N階梯軸截面的合成彎矩：M=25484.02N*MT= F*r=18999.85N*M作合成彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖。（6）、按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即階梯軸交界截面）的強(qiáng)度。必要時也對其他危險截面驚醒強(qiáng)度校核。根據(jù)機(jī)械設(shè)

26、計課本式14-4，取，則有W=0.1d(1-)=0.m=M/w=59.89Mpa60Mpa故設(shè)計的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度。軸校驗合格。3.3 齒輪模數(shù)的初步計算和驗算1、齒輪模數(shù)的估算當(dāng)各變速組的傳動比確定以后，可確定齒輪齒數(shù)。對于定比傳動的齒輪齒數(shù)可依據(jù)機(jī)械設(shè)計手冊推薦的方法確定。對于變速組內(nèi)齒輪的齒數(shù)，如傳動比是標(biāo)準(zhǔn)公比的整數(shù)次方時，變速組內(nèi)每對齒輪的齒數(shù)和及小齒輪的齒數(shù)可以從表3-6（機(jī)械制造裝備設(shè)計）中選取。一般在主傳動中，最小齒數(shù)應(yīng)大于1820。采用三聯(lián)滑移齒輪時，應(yīng)檢查滑移齒輪之間的齒數(shù)關(guān)系：三聯(lián)滑移齒輪的最大齒輪之間的齒數(shù)差應(yīng)大于或等于4，以保證滑移是齒輪外圓不相碰。按齒

27、輪彎曲疲勞強(qiáng)度初定齒輪模數(shù)，計算公式如下：式中：為齒輪傳遞的功率；為齒輪齒數(shù)；為該齒輪的計算轉(zhuǎn)速。由于已知條件齒輪模數(shù)已經(jīng)給出，所以齒輪模數(shù)的計算過程可以省略。2、齒輪模數(shù)的驗算結(jié)構(gòu)確定以后，齒輪的工作條件、空間安排、材料和精度等級都確定，才可能核驗齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度值是否滿足要求。在驗算算速箱中的齒輪應(yīng)力時，選相同模數(shù)中承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪進(jìn)接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力的驗算。這里要驗算的是齒輪Z17。（1）接觸應(yīng)力公式： 式中：u-大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比；-齒向載荷分布系數(shù)；-動載荷系數(shù)；-工況系數(shù)；-壽命系數(shù)查機(jī)械設(shè)計課本表及圖得，假定齒輪工作壽命是48000h，故應(yīng)力循環(huán)次

28、數(shù)為：查機(jī)械設(shè)計課本圖8-19和圖8-20得，所以：（2）彎曲應(yīng)力： 查金屬切削手冊有Y=0.378，代入公式求得：=296Mpa 查機(jī)械設(shè)計圖10-21e,齒輪的材產(chǎn)選，大齒輪、小齒輪的硬度為60HRC，故有，從圖10-21e讀出。因為：，故滿足要求，另外其他齒輪計算方法如上，均符合要求。 四、結(jié)構(gòu)設(shè)計及說明4.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案設(shè)計主軸變速箱的結(jié)構(gòu)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(jī)構(gòu)、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結(jié)件的結(jié)構(gòu)設(shè)計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設(shè)計由于時間的限制，一般只畫展開圖。主軸變速箱是機(jī)床的重要部件。設(shè)計

29、時除考慮一般機(jī)械傳動的有關(guān)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(jié)構(gòu)工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標(biāo)準(zhǔn)化和通用化的原則。主軸變速箱結(jié)構(gòu)設(shè)計時整個機(jī)床設(shè)計的重點(diǎn)，由于結(jié)構(gòu)復(fù)雜，設(shè)計中不可避免要經(jīng)過反復(fù)思考和多次修改。在正式畫圖前應(yīng)該先畫草圖。目的是：1） 布置傳動件及選擇結(jié)構(gòu)方案。2） 檢驗傳動設(shè)計的結(jié)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(diǎn)和受力方向，為軸和軸承的驗算提供必要的數(shù)據(jù)。4.2 展開圖及其布置展開圖就是按

30、照傳動軸傳遞運(yùn)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。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(nèi)徑的約束，齒根圓的直徑必須大于離合器的外徑，負(fù)責(zé)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(zhuǎn)動，右邊接通得到三級反向轉(zhuǎn)動。這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大。我們采用第一種方案，通過空心軸中的拉桿來操縱離合器的結(jié)構(gòu)。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(zhuǎn)速太低軸上，以免制動扭矩太大，是制動尺

31、寸增大。齒輪在軸上布置很重要，關(guān)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。4.3 I軸（輸入軸）的設(shè)計將運(yùn)動帶入變速箱的帶輪一般都安裝在軸端，軸變形較大，結(jié)構(gòu)上應(yīng)注意加強(qiáng)軸的剛度或使軸部受帶的拉力（采用卸荷裝置）。I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I軸在整體裝入箱內(nèi)。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(zhuǎn)一般用于加工螺紋時退刀。車螺紋時，換向頻率較高。實(shí)現(xiàn)政反轉(zhuǎn)的變換方案很多，我們采用正反向離合器。正反向的轉(zhuǎn)換在不停車的狀態(tài)下進(jìn)行，常采用片式摩擦離合器。由于裝在箱內(nèi)，一般采用

32、濕式。在確定軸向尺寸時，摩擦片不壓緊時，應(yīng)留有0.20.4的間隙，間隙應(yīng)能調(diào)整。離合器及其壓緊裝置中有三點(diǎn)值得注意：1） 摩擦片的軸向定位：由兩個帶花鍵孔的圓盤實(shí)現(xiàn)。其中一個圓盤裝在花鍵上，另一個裝在花鍵軸上的一個環(huán)形溝槽里，并轉(zhuǎn)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德兩個自由度，起了定位作用。2） 摩擦片的壓緊由加力環(huán)的軸向移動實(shí)現(xiàn)，在軸系上形成了彈性力的封閉系統(tǒng)，不增加軸承軸向復(fù)合。3） 結(jié)構(gòu)設(shè)計時應(yīng)使加力環(huán)推動擺桿和鋼球的運(yùn)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(dāng)離合器接通時才和軸一起

33、轉(zhuǎn)動。但脫開的另一端齒輪，與軸回轉(zhuǎn)方向是相反的，二者的相對轉(zhuǎn)速很高（約為兩倍左右）。結(jié)構(gòu)設(shè)計時應(yīng)考慮這點(diǎn)。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。4.4 齒輪塊設(shè)計齒輪是變速箱中的重要元件。齒輪同時嚙合的齒數(shù)是周期性變化的。也就是說，作用在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(chǎn)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(zhuǎn)均勻性。在齒輪塊設(shè)計時，應(yīng)充分考慮這些問題。齒輪塊的結(jié)構(gòu)形式很多，取決于下列有關(guān)因素：1） 是固定齒輪還是滑移齒輪；2）

34、 移動滑移齒輪的方法；3） 齒輪精度和加工方法；變速箱中齒輪用于傳遞動力和運(yùn)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(jù)實(shí)際結(jié)果得知，圓周速度會增加一倍，噪聲約增大6dB。工作平穩(wěn)性和接觸誤差對振動和噪聲的影響比運(yùn)動誤差要大，所以這兩項精度應(yīng)選高一級。為了控制噪聲，機(jī)床上主傳動齒輪都要選用較高的精度。大都是用766，圓周速度很低的，才選877。如果噪聲要求很嚴(yán)，或一些關(guān)鍵齒輪，就應(yīng)選655。當(dāng)精度從766提高到655時，制造費(fèi)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(jié)構(gòu)要求也有所不同。8級精度齒輪，一般滾齒或插齒就可以達(dá)到。7級精度齒

35、輪，用較高精度滾齒機(jī)或插齒機(jī)可以達(dá)到。但淬火后，由于變形，精度將下降。因此，需要淬火的7級齒輪一般滾（插）后要剃齒，使精度高于7，或者淬火后在衍齒。6級精度的齒輪，用精密滾齒機(jī)可以達(dá)到。淬火齒輪，必須磨齒才能達(dá)到6級。機(jī)床主軸變速箱中齒輪齒部一般都需要淬火。其他問題：滑移齒輪進(jìn)出嚙合的一端要圓齒，有規(guī)定的形狀和尺寸。圓齒和倒角性質(zhì)不同，加工方法和畫法也不一樣，應(yīng)予注意。選擇齒輪塊的結(jié)構(gòu)要考慮毛坯形式（棒料、自由鍛或模鍛）和機(jī)械加工時的安裝和定位基面。盡可能做到省工、省料又易于保證精度。齒輪磨齒時，要求有較大的空刀（砂輪）距離，因此多聯(lián)齒輪不便于做成整體的，一般都做成組合的齒輪塊。有時為了縮短軸

36、向尺寸，也有用組合齒輪的。要保證正確嚙合，齒輪在軸上的位置應(yīng)該可靠?；讫X輪在軸向位置由操縱機(jī)構(gòu)中的定位槽、定位孔或其他方式保證，一般在裝配時最后調(diào)整確定。4.5 傳動軸的設(shè)計 機(jī)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(yīng)保證這些傳動件或機(jī)構(gòu)能正常工作。首先傳動軸應(yīng)有足夠的強(qiáng)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(fā)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。成批生產(chǎn)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，

37、不裝滑移齒輪的軸也常采用花鍵軸?；ㄦI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為6585。機(jī)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(yōu)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(nèi)外圈可以分開，裝配方便，間隙容易調(diào)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(jié)構(gòu)條件。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(chǎn)中，廣泛采

38、用定徑鏜刀和可調(diào)鏜刀頭。在箱外調(diào)整好鏜刀尺寸，可以提高生產(chǎn)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(jìn)行加工；支撐跨距比較短的，可以從一邊（叢大孔方面進(jìn)刀）伸進(jìn)鏜桿，同時加工各孔；對中間孔徑比兩端大的箱體，鏜中間孔必須在箱內(nèi)調(diào)刀，設(shè)計時應(yīng)盡可能避免。既要滿足承載能力的要求，又要符合孔加工工藝，可以用輕、中或重系列軸承來達(dá)到支撐孔直徑的安排要求。兩孔間的最小壁厚，不得小于510，以免加工時孔變形?；ㄦI軸兩端裝軸承的軸頸尺寸至少有一個應(yīng)小于花鍵的內(nèi)徑。一般傳動軸上軸承選用級精度。傳動軸必須在箱體內(nèi)保持準(zhǔn)確位置，才能保

39、證裝在軸上各傳動件的位置正確性，不論軸是否轉(zhuǎn)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?；剞D(zhuǎn)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(yīng)注意：1） 軸的長度。長軸要考慮熱伸長的問題，宜由一端定位。2） 軸承的間隙是否需要調(diào)整。3） 整個軸的軸向位置是否需要調(diào)整。4） 在有軸向載荷的情況下不宜采用彈簧卡圈。5） 加工和裝配的工藝性等。4.6 主軸組件設(shè)計主軸組件結(jié)構(gòu)復(fù)雜，技術(shù)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(yùn)動，因此它的精度和性能直接影響加工質(zhì)量（加工精度和表面粗糙度），設(shè)計時主要圍繞著保證精度、剛度和抗振性，減

40、少溫升和熱變形等幾個方面考慮。（1）、各部分尺寸的選擇主軸形狀與各部分尺寸不僅和強(qiáng)度、剛度有關(guān)，而且涉及多方面的因素。1） 內(nèi)孔直徑車床主軸由于要通過棒料，安裝自動卡盤的操縱機(jī)構(gòu)及通過卸頂尖的頂桿，必須是空心軸。為了擴(kuò)大使用范圍，加大可加工棒料直徑，車床主軸內(nèi)孔直徑有增大的趨勢。2） 軸頸直徑前支撐的直徑是主軸上一主要的尺寸，設(shè)計時，一般先估算或擬定一個尺寸，結(jié)構(gòu)確定后再進(jìn)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，目前采用莫氏錐孔。4） 支撐跨距及懸伸長度為了提高剛度，應(yīng)盡量縮短主軸的外伸長度。選擇適當(dāng)?shù)闹慰缇啵话阃扑]?。?=35，跨距小時，軸承變形對軸端變形的影

41、響大。所以，軸承剛度小時，應(yīng)選大值，軸剛度差時，則取小值?？缇嗟拇笮?，很大程度上受其他結(jié)構(gòu)的限制，常常不能滿足以上要求。安排結(jié)構(gòu)時力求接近上述要求。（2）、主軸軸承1）軸承類型選擇主軸前軸承有兩種常用的類型：雙列短圓柱滾子軸承。承載能力大，可同時承受徑向力和軸向力，結(jié)構(gòu)比較簡單，但允許的極限轉(zhuǎn)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(chǎn)的機(jī)床上廣泛采用。具有承載能力大，允許極限轉(zhuǎn)速高的特點(diǎn)。外徑比同規(guī)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。推力球軸承。承受軸向力的能力最高，但允許的極限轉(zhuǎn)速低，容易發(fā)熱。

42、向心推力球軸承。允許的極限轉(zhuǎn)速高，但承載能力低，主要用于高速輕載的機(jī)床。2）軸承的配置大多數(shù)機(jī)床主軸采用兩個支撐，結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，但為了提高主軸剛度也有用三個支撐的了。三支撐結(jié)構(gòu)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0.030.07），只有在載荷比較大、軸產(chǎn)生彎曲變形時，輔助支撐軸承才起作用。軸承配置時，除選擇軸承的類型不同外，推力軸承的布置是主要差別。推力軸承布置在前軸承、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

43、結(jié)構(gòu)的負(fù)責(zé)程度，應(yīng)根據(jù)機(jī)床的實(shí)際要求確定。在配置軸承時，應(yīng)注意以下幾點(diǎn)： 每個支撐點(diǎn)都要能承受經(jīng)向力。 兩個方向的軸向力應(yīng)分別有相應(yīng)的軸承承受。 徑向力和兩個方向的軸向力都應(yīng)傳遞到箱體上，即負(fù)荷都由機(jī)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(jī)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(jī)床精度要求，也要考慮經(jīng)濟(jì)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(nèi)外環(huán)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(zhuǎn)精度，所以軸和孔的精度應(yīng)與軸承精度相匹配。1） 軸承間隙的調(diào)整為了提高主軸的回轉(zhuǎn)精度和剛度，主軸軸承的間隙應(yīng)能調(diào)整。把軸承調(diào)到合適的負(fù)間隙，形成一定的預(yù)負(fù)載，回轉(zhuǎn)