最大回轉(zhuǎn)直徑為400mm機床主軸變速箱設(shè)計【P=5.5KW轉(zhuǎn)速范圍106-1320公比1.26】

1、 課 程 設(shè) 計設(shè)計題目： 機床主軸變速箱設(shè)計 系 別 班級 學生姓名 學號 指導教師 職稱 起止日期： 年 7月4日起至 年7月15日止 機床主軸變速箱設(shè)計課程設(shè)計成績評定表系（部）： 機械學院 班級： 學生姓名： 指 導 教 師 評 審 意 見評價內(nèi)容具 體 要 求權(quán)重評 分加權(quán)分調(diào)研論證能獨立查閱文獻,收集資料；能制定課程設(shè)計方案和日程安排。0.15432工作能力態(tài)度工作態(tài)度認真，遵守紀律，出勤情況是否良好，能夠獨立完成設(shè)計工作， 0.25432工作量按期圓滿完成規(guī)定的設(shè)計任務(wù)，工作量飽滿，難度適宜。0.25432說明書的質(zhì)量說明書立論正確，論述充分，結(jié)論嚴謹合理，文字通順，技術(shù)用語準確

2、，符號統(tǒng)一，編號齊全，圖表完備，書寫工整規(guī)范。0.55432指導教師評審成績（加權(quán)分合計乘以12） 分加權(quán)分合計指 導 教 師 簽 名： 年 月 日評 閱 教 師 評 審 意 見評價內(nèi)容具 體 要 求權(quán)重評 分加權(quán)分查閱文獻查閱文獻有一定廣泛性；有綜合歸納資料的能力0.25432工作量工作量飽滿，難度適中。0.55432說明書的質(zhì)量說明書立論正確，論述充分，結(jié)論嚴謹合理，文字通順，技術(shù)用語準確，符號統(tǒng)一，編號齊全，圖表完備，書寫工整規(guī)范。0.35432評閱教師評審成績（加權(quán)分合計乘以8）分加權(quán)分合計評 閱 教 師 簽 名： 年 月 日課 程 設(shè) 計 總 評 成 績分專業(yè)設(shè)計題目：機床主軸變速箱

3、設(shè)計設(shè)計任務(wù)書第7組一、題目：機床主軸變速箱設(shè)計二、主要技術(shù)參數(shù)：1、臥式車床，最大回轉(zhuǎn)直徑為400mm。 2、原始數(shù)據(jù)：電動機功率P/kwnmax（r·min-1）nmin（r·min-1）公比f工件材料刀具材料5.513201061.2645YT15反轉(zhuǎn)：三、設(shè)計內(nèi)容：1、運動設(shè)計：根據(jù)給定的轉(zhuǎn)速范圍及公比，擬定傳動方案，確定結(jié)構(gòu)形式，畫轉(zhuǎn)速圖，畫傳動系統(tǒng)圖（研究分析齒輪排列方案），計算帶輪直徑和齒輪齒數(shù)。2、動力計算：根據(jù)電動機功率，確定各傳動件的計算轉(zhuǎn)速，對主要零件（如帶、齒輪、主軸、傳動軸、軸承等）進行計算（初算和驗算）。3、結(jié)構(gòu)設(shè)計：進行傳動軸系，變速機構(gòu)，主軸

4、組件，操縱機構(gòu)，換向和制動裝置，箱體，潤滑和密封的布置和結(jié)構(gòu)設(shè)計。4、編寫設(shè)計計算說明書 四、應(yīng)完成的任務(wù) 本學期第15周課程設(shè)計，以設(shè)計說明書數(shù)據(jù)為依據(jù)，繪制：2、展開圖一張（A0）計算機CAD繪圖，主軸零件圖1張。五、要求1、設(shè)計計算說明書字體端正，層次分明，格式排版準確。2、圖紙圖面清潔，標注準確，符合國家標準；六、設(shè)計說明書主要內(nèi)容及裝訂順序1、封皮2、設(shè)計任務(wù)書；3、成績評審意見表4、中文摘要和關(guān)鍵詞5、目錄（標題及頁次）；6、機床用途和性能（簡要）；7、運動設(shè)計和擬定（簡要方案比較分析；畫傳動系統(tǒng)圖要規(guī)范）；8、主要零件的估算或計算和驗算（主軸組件剛度計算）；9、重要結(jié)構(gòu)的選擇分析

5、；10、設(shè)計小結(jié)； 11、參考文獻（列序號、作者、書名、出版社及年月）；至少6篇目錄1.機床用途和性能12.參數(shù)的擬定13.傳動設(shè)計24.主要傳動件的設(shè)計計算估算45. 車床傳動系統(tǒng)圖的確定136.片式摩擦離合器的選擇和計算147.核算主軸轉(zhuǎn)速誤差158.主軸軸承的選擇159.齒輪校驗1610. 主軸的設(shè)計彎曲剛度驗算2011.滾動軸承的驗算2712.潤滑與密封2713.其他問題2814、心得體會2915、參考文獻 3011.機床用途和性能機床（英文名稱：machine tool）是指制造機器的機器，亦稱工作母機或工具機，習慣上簡稱機床。一般分為金屬切削機床、鍛壓機床和木工機床等?，F(xiàn)代機械制造

6、中加工機械零件的方法很多：除切削加工外，還有鑄造、鍛造、焊接、沖壓、擠壓等，但凡屬精度要求較高和表面粗糙度要求較細的零件，一般都需在機床上用切削的方法進行最終加工。機床在國民經(jīng)濟現(xiàn)代化的建設(shè)中起著重大作用。車床是主要用車刀對旋轉(zhuǎn)的工件進行車削加工的機床。在車床上還可用鉆頭、擴孔鉆、鉸刀、絲錐、板牙和滾花工具等進行相應(yīng)的加工。車床主要用于加工軸、盤、套和其他具有回轉(zhuǎn)表面的工件，是機械制造和修配工廠中使用最廣的一類機床。2.參數(shù)的擬定2.1主運動參數(shù)的確定因為主軸變速范圍 ， 則主軸正轉(zhuǎn)級數(shù)得z=12.45，取整的z=12根據(jù)任務(wù)書要求得主軸反轉(zhuǎn)級數(shù) 2.2主電機功率的確定合理的確定電機功率P，使

7、機床既能充分發(fā)揮其使用性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機經(jīng)常輕載而降低功率因素。根據(jù)已知參數(shù)選擇電動機Y132S-4 額定功率5.5kW 滿載轉(zhuǎn)速1440r/min3.傳動設(shè)計3.1主傳動方案擬定擬定傳動方案，包括傳動型式的選擇以及開停、制動、操縱等整個傳動系統(tǒng)的確定。傳動型式則指傳動和變速的元件、機構(gòu)以及組成、安排不同特點的傳動型式、變速類型。傳動方案和型式與結(jié)構(gòu)的復雜程度密切相關(guān)，和工作性能也有關(guān)系。因此，確定傳動方案和型式，要從結(jié)構(gòu)、工藝、性能及經(jīng)濟等多方面統(tǒng)一考慮。傳動方案有多種，傳動型式更是眾多，比如：傳動型式上有集中傳動，分離傳動；擴大變速范圍可用增加傳動組數(shù)，也可用背輪結(jié)構(gòu)、分支傳

8、動等型式；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。顯然，可能的方案有很多，優(yōu)化的方案也因條件而異。此次設(shè)計中，我們采用集中傳動型式的主軸變速箱。3.2傳動結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選擇結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)對于分析和選擇簡單的串聯(lián)式的傳動不失為有用的方法，但對于分析復雜的傳動并想由此導出實際的方案，就并非十分有效。3.2.1確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目級數(shù)為Z的傳動系統(tǒng)由若干個順序的傳動組組成，各傳動組分別有、個傳動副。即 傳動副中由于結(jié)構(gòu)的限制以2或3為合適，即變速級數(shù)Z應(yīng)為2和3的因子： ，可以有三種方案： 12=3×2×2；12=2×3×

9、2；12=2×2×3；3.2.2傳動式的擬定 傳動副前多后少的原則。 按此原則，因為設(shè)計要求，需要在第一根軸上加入摩擦片離合器，來實行正反轉(zhuǎn)。軸的尺寸較長，為使結(jié)構(gòu)緊湊，第一變速組采用了雙聯(lián)齒輪，而不是按照前多后少的原則采用三個傳動副。因此選擇3.2.3結(jié)構(gòu)式的擬定變速組的降速要前慢后快，中間軸的轉(zhuǎn)速不宜超過電動機的轉(zhuǎn)速。 第一根軸成為第一擴大組，也不符合原則，但是，卻使結(jié)構(gòu)大為簡化，減少變速組和傳動件數(shù)目。因此，確定結(jié)構(gòu)式。3.2.4驗算變速組變速范圍 主軸的變速范圍應(yīng)等于主傳動變速系中各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

10、。因為其他的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，其他變速組更不會超出極限值。因此，只需檢查最后擴大組的變速范圍，如下 符合要求，確定方案。3.3車床正反轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速圖圖一4.主要傳動件的設(shè)計計算估算4.1三角帶傳動的計算V帶傳動中，軸間距A可以加大。由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會有打滑，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，機床中常用作電機輸出軸的定比傳動。(1)選擇V帶的型號根據(jù)公式(正反轉(zhuǎn)時，K需再乘1.1）式中P-電動機額定功率，K -工作情況系數(shù) 查機械設(shè)計圖8-1因此選擇A型帶，尺寸參數(shù)為b=13mm，=11mm，h=8，,A81m

11、m2。(2)確定帶輪的計算直徑，小帶輪直徑應(yīng)滿足d盡量選用較大的值，以減小V帶的彎曲應(yīng)力，從而提高V帶的使用壽命。則d取125mm，根據(jù)表8-9，D取得224mm (3)確定V帶速度按公式 (4)初定中心距中心距過小，V帶短，因而增加V帶的單位時間彎曲次數(shù)，降低V帶的壽命；反之中心距過大，在帶速較高時易引起振動。帶入公式A=(0.72)(D+d)=244.3698mm,取500mm。 (5)V帶的計算基準長度 mm查表8-2，選標準計算長度L=1550mm,KL=0.98。(6)確定實際中心距代入數(shù)據(jù)得，mm(7)驗算小帶輪包角代入數(shù)據(jù)得，符合條件。(9)確定V帶根數(shù)1>計算單根V帶的額

12、定功率Pr由d=125mm,n1 =1440r/min 查表8-4得P0=1.91<1.92KW根據(jù)n1=1440r/min,r=1440/850和A帶查表8-5，得P0=0.15KW查表8-6，得K=0.98查表8-2，得KL=0.98得Pr=（P0+P0）KKL =（1.91+0.15）*0.98*0.98=1.978KW2計算V帶根數(shù)Z=Pca/Pr=6.655/1.978=3.36取Z=4(10)計算單根V帶的初拉力F0由表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.105kg/m得F0=500*（2.5-K）Pca/ （KZV）+qv2 式（8-27）=500*（2.5-0.98）*0

13、.665/（0.98*4*9.425）+0.105*9.42562 =146.43N(11)計算軸壓力Fp=2ZF0sin(1/2) =2*4*146.43*sin(168.6/2) =1165.6N (12)主要設(shè)計結(jié)構(gòu)A帶： 4根基準長度： Ld=1550mm帶輪基準直徑：dd1=125mm dd2=224mm中心距控制在：476546mm單根帶初拉力：F0=146.43N壓軸力： Fp=1165.6N4.2傳動軸的估算傳動軸除應(yīng)滿足強度要求外，還應(yīng)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(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)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

14、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(fā)生過大的變形。因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。4.2.1各個傳動軸計算轉(zhuǎn)速 主軸的計算轉(zhuǎn)速 主軸的計算轉(zhuǎn)速是第一個三分之一轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的最高一級， 。(2)各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 變速組c 有兩個傳動副，nj主= 212 是軸通過22/56獲得，軸相應(yīng)的轉(zhuǎn)速為265。軸的最低轉(zhuǎn)速為265，通過48/30使主軸獲得轉(zhuǎn)速為425 >nj主，且能傳遞全部功率。故 nj=212r/min，nj 是經(jīng)軸的最低轉(zhuǎn)速425獲得，故nj=425r/min。同理nj=850 r/min。（3）、各傳動副的計算轉(zhuǎn)速 變速組c 傳動副

15、z22/z56產(chǎn)生 nj主，軸的相應(yīng)轉(zhuǎn)速265就是主動齒輪z22的計算轉(zhuǎn)速，即 njcz22=265r/min。Z48/z30 產(chǎn)生的最低主軸轉(zhuǎn)速 265 > nj主，所對應(yīng)的軸最低轉(zhuǎn)速265為主動齒輪 z48的計算轉(zhuǎn)速，即 njcz48=265r/min。 變速組a 主動齒輪 z24，z48的計算轉(zhuǎn)速為 njbz24,48 = 850r/min 變速組b 主動齒輪 z28，z32，z36 的計算轉(zhuǎn)速為njaz28,32,36 = 425r/min（4）、主軸各級實際轉(zhuǎn)速值用下式計算：n= n電機dd1 /dd2（1-）iaibic 式中ia、ib、ic分別為變速組a、b、c的齒輪傳動比

16、。取0.02。 轉(zhuǎn)速誤差用主軸實際轉(zhuǎn)速與理論轉(zhuǎn)速相對誤差的絕對值表示：主軸轉(zhuǎn)速n1n2n3n4n5n6理論轉(zhuǎn)速106132170212265335實際轉(zhuǎn)速31.4444.9162.8788.59126.56177.19轉(zhuǎn)速誤差%0.0020.0020.0020.0160.0120.016主軸轉(zhuǎn)速n7n8n9n10n11n12理論轉(zhuǎn)速42553067085010601320實際轉(zhuǎn)速251.49359.27502.98708.751012.51417.5轉(zhuǎn)速誤差%0.0060.0120.0060.0020.0130.0125 正轉(zhuǎn)速誤差 表1轉(zhuǎn)速誤差均小于4.1%，滿足要求。4.2.2傳動軸的設(shè)計

17、 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(yīng)保證這些傳動件或機構(gòu)能正常工作。首先傳動軸應(yīng)有足夠的強度、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，不裝滑移齒輪的軸也常采用花鍵軸。則II，III軸是花鍵軸?；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

18、工時的過濾部分。一般尺寸花鍵的滾刀直徑為6585。4.2.3 傳動軸及主軸直徑的估算 其中：P-電動機額定功率 K-鍵槽系數(shù)A-系數(shù)-從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積；-該傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。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。查機械設(shè)計課程設(shè)計指導書表2-3得V帶傳動效率 齒輪傳動效率一對球軸承傳動效率根據(jù)機械工程專業(yè)課程設(shè)計指導389頁公式，并查表7-12得到取1.5。軸的直徑：取軸的直徑：取軸的直徑：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；-該傳動軸的計算轉(zhuǎn)速

19、（）； -傳動軸允許的扭轉(zhuǎn)角（）。查機械制造裝備設(shè)計表3-1，初選主軸前軸頸直徑為 主軸后軸頸直徑 ,取 主軸平均直徑 普通車床內(nèi)孔直徑 取d=36mm主軸前端懸伸量 取a=57mm 此軸徑為平均軸徑，設(shè)計時可相應(yīng)調(diào)整。4.3齒輪齒數(shù)的確定和模數(shù)的計算4.3.1齒輪齒數(shù)的確定利用查表法求出各齒輪齒數(shù)如下表2：變速組傳動組a傳動組b傳動組c齒數(shù)和727278齒輪Z1ZZZZZZZZZZZZZ齒數(shù)3636244836362844324048302256表2 各齒輪齒數(shù)齒數(shù)設(shè)計要求：（1）實際轉(zhuǎn)速與標準轉(zhuǎn)速的相對轉(zhuǎn)速誤差應(yīng)在允許范圍之內(nèi)。（2）為使結(jié)構(gòu)緊湊，齒輪副的齒數(shù)和應(yīng)盡可能選得小一些，一般取6

20、090，最好不大于100，在極限情況下，齒數(shù)和也不應(yīng)超過120。（3）最小齒輪齒數(shù)一定要大于最少齒數(shù)，對于直齒圓柱齒輪，在正常齒制時的最小齒數(shù)為17。（4）為簡化工藝，變速傳動系內(nèi)各變速組的齒輪模數(shù)最好一樣，通常不超過23種模數(shù)。（5）三聯(lián)滑移齒輪的最大和次大齒輪之間的齒數(shù)差應(yīng)大于或等于4。（6）當變速組內(nèi)各齒輪副的齒數(shù)和不相等時，齒數(shù)和的差不能大于3。（7）一般來說，主變速傳動系是降速傳動系，越后面的變速組傳遞的轉(zhuǎn)矩越大，因此中心距也越大。因此越后面的變速組的齒數(shù)和選擇較大值。反轉(zhuǎn)齒輪齒輪齒數(shù)確定：由題可知在軸加入離合器作為換向機構(gòu)，Z反=Z正/2；離合器右側(cè)須有一種傳動比。n反max 1.

21、1n正max ；n反max 約為1540，因為傳動的準確和齒輪直徑盡量小，反轉(zhuǎn)齒輪傳動到2軸的=36齒上，可知：，；z=36，取36；z=102，取102。計算可知反轉(zhuǎn)齒輪齒數(shù)為36，輔助齒輪齒數(shù)為102。4.3.2各齒輪的計算轉(zhuǎn)速各變速組內(nèi)一般只計算組內(nèi)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(zhuǎn)速。 變速組c中，22/56只需計算z =22的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為265r/min； 變速組b計算z = 28的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為425r/min； 變速組a應(yīng)計算z = 24的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為850r/min。4.3.3齒輪模數(shù)的計算(1)- 齒輪彎曲疲勞的計算：P=5.5×0.

22、96=5.28kw=2.03 按接觸疲勞強度的計算中心距：A=68.02取A=69，由中心距A及齒數(shù)計算出模數(shù)：=2.36根據(jù)計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數(shù)。取m=2.42，所以取m=2.5。 -齒輪彎曲疲勞的計算：P=5.5×0.96×0.98×0.99=5.12kw，=2.42齒輪接觸疲勞強度計算：可根據(jù)轉(zhuǎn)速圖確定 齒面中心距的計算：A=84.83，取A=85，由中心距A及齒數(shù)計算出模數(shù)：=2.36根據(jù)計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數(shù)。取m=2.42 所以取m=2.5。- 齒輪彎曲疲勞的計算：P=5.5×0.96×0.

23、98×0.99×0.98×0.99=4.97kw，=3.90齒輪接觸疲勞強度計算：可根據(jù)轉(zhuǎn)速圖確定齒面中心距的計算：A=126.28取A=127，由中心距A及齒數(shù)計算出模數(shù)：=3.26根據(jù)計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數(shù)。取m=2.69 所以取m=4。(2)標準齒輪：從機械原理 表10-2查得以下公式齒頂圓 齒根圓 分度圓 齒頂高 齒根高 齒輪的具體值見表齒輪尺寸表齒輪齒數(shù)z模數(shù)m分度圓d齒頂圓齒根圓齒頂高齒根高1362.5909583.752.53.1252362.5909583.752.53.125324 2.5606553.75 2.53.1254

24、482.5120125113.752.53.1255362.59095 83.752.53.1256362.5909583.752.53.1257282.5707563.752.53.1258442.5110115103.752.5 3.1259322.5808573.752.53.12510402.5100105 93.752.53.125114841922001824512304120 1251104513224 88 9678451456422423221445反362.5908583.752.53.125輔1022.5255260248.752.53.1254.3.4齒寬確定由公式得：

25、第一套嚙合齒輪第二套嚙合齒輪 第三套嚙合齒輪反轉(zhuǎn)嚙合齒輪 一對嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設(shè)計上，應(yīng)主動齒輪比從動齒輪齒寬大所以，4.3.5齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計通過齒輪傳動強度的計算，只能確定出齒輪的主要尺寸，如齒數(shù)、模數(shù)、齒寬、螺旋角、分度圓直徑等，而齒圈、輪輻、輪轂等的結(jié)構(gòu)形式及尺寸大小，通常都由結(jié)構(gòu)設(shè)計而定。當齒頂圓直徑時，可以做成實心式結(jié)構(gòu)的齒輪。當時，可做成腹板式結(jié)構(gòu)，再考慮到加工問題，現(xiàn)決定把齒輪11和14做成腹板式結(jié)構(gòu)。其余做成實心結(jié)構(gòu)。齒輪11結(jié)構(gòu)尺寸計算， ；，C取8mm。齒輪14結(jié)構(gòu)尺寸計算， ；，C取8cm。5. 車床傳動系

26、統(tǒng)圖的確定圖16.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(yīng)用廣泛，因為它可以在運轉(zhuǎn)中接通或脫開，具有結(jié)合平穩(wěn)、沒有沖擊、結(jié)構(gòu)緊湊的特點，部分零件已經(jīng)標準化，多用于機床主傳動。(1)按扭矩選擇一般應(yīng)使選用和設(shè)計的離合器的額定靜扭矩和額定動扭矩滿足工作要求，由于普通機床是在空載下啟動反向的，故只需按離合器結(jié)合后的靜負載扭矩來計算。即：正轉(zhuǎn)靜負載扭矩反轉(zhuǎn)靜負載扭矩 (2)內(nèi)摩擦片內(nèi)徑直徑軸裝式 套裝式 選取套裝式，取=55.5mm （3）選定系數(shù)值，確定內(nèi)摩擦片外徑 ，取0.55 按照通用型摩擦片尺寸系列，取101mm （4）計算摩擦面中徑及摩擦面平均圓周線速度 m/s (5)計算摩擦

27、面對數(shù)正轉(zhuǎn)摩擦片對數(shù)正轉(zhuǎn)時，取z=16反轉(zhuǎn)摩擦片對數(shù)反轉(zhuǎn)時，取z=7正轉(zhuǎn)主動片（內(nèi)片）數(shù)i1=z/2+1=9 片，被動片（外片）數(shù)i2=z/2=8 片反轉(zhuǎn)主動片（內(nèi)片）數(shù)i1=z/2+1=4片，被動片（外片）數(shù)i1=z/2=3片根據(jù)JB/T9190-1999選用機械式多片雙聯(lián)離合器，因為 ，所以采取濕式離合器。7.核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 所以合適。8.主軸軸承的選擇8.1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，

28、在近年生產(chǎn)的機床上廣泛采用。具有承載能力大，允許極限轉(zhuǎn)速高的特點。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。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床。8.2軸承的配置大多數(shù)機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），

29、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結(jié)構(gòu)的負責程度，應(yīng)根據(jù)機床的實際要求確定。在配置軸承時，應(yīng)注意以下幾點： 每個支撐點都要能承受經(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，即負荷都由機床支撐件承受。8.3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

30、軸承的精度時，既要考慮機床精度要求，也要考慮經(jīng)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(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。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)到合適的負間隙，形成一定的預負載，回轉(zhuǎn)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(nèi)產(chǎn)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(fā)熱量和噪聲都會增大，軸承壽命將因此而降低。軸承間隙的調(diào)整量，應(yīng)該能方便而且能準確地控制，但調(diào)整機構(gòu)的結(jié)構(gòu)不能太復雜。雙列短圓柱滾子

31、軸承內(nèi)圈相對外圈可以移動，當內(nèi)圈向大端軸向移動時，由于1：12的內(nèi)錐孔，內(nèi)圈將脹大消除間隙。其他軸承調(diào)整也有與主軸軸承相似的問題。特別要注意：調(diào)整落幕的端面與螺紋中心線的垂直度，隔套兩個端面的平行度都由較高要求，否則，調(diào)整時可能將軸承壓偏而破壞精度。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。8.4軸承的選擇 前支撐端 后支撐端 型號軸1（24.95mm）： 深溝球軸承 深溝球軸承 6202軸2（29.67mm）： 圓錐滾子軸承 圓錐滾子軸承 30205軸3（33.38mm）： 深溝球軸承 圓錐滾子軸承 前30205 后6204主軸（35

32、.30mm）： 雙向推力角接觸球軸承 深溝球軸承 雙列短圓柱滾子軸承 前234407 中6201 后NN3007 9.齒輪校驗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)最小的齒輪進接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力的驗算。這里要驗算的是齒輪3，齒輪7和齒輪13。齒輪強度校核：計算公式：彎曲疲勞強度;接觸疲勞強度 校核a變速組齒輪彎曲疲勞強度；校核齒數(shù)為24的齒輪，確定各項參數(shù) =5.28kw,n=850r/min,取1。 確定動載系數(shù)v=2nr=1.34m/s齒輪精度為7級，由機械工程專業(yè)課程設(shè)計表10-17查得動載系數(shù)。 ，計算得1.89，取0.86，取0.78，取0.77則=0.98大于=

33、0.8，=0.8。 =6 取275 =1.95小于2，所以合格. 接觸疲勞強度 =5.28kw,n=850r/min,取1。 確定動載系數(shù)v=2nr=1.34m/s齒輪精度為7級，由機械工程專業(yè)課程設(shè)計表10-17查得動載系數(shù)。 ，計算得4.51，取0.86，取0.58，取0.64，則=1.44大于=0.6，=0.6。 =6 取650=1.88小于2故齒輪3合適。校核b變速組齒輪彎曲疲勞強度；校核齒數(shù)為28的齒輪，確定各項參數(shù) =5.12kw,n=425r/min,取1。 確定動載系數(shù)v=2nr=1.56m/s齒輪精度為7級，由機械工程專業(yè)課程設(shè)計表10-17查得動載系數(shù)。 ，計算得1.15，

34、取0.89，取0.78，取0.75，則=0.75大于=0.6，=0.6。 =6.8 取275 =1.99小于2.5，所以合格. 接觸疲勞強度 =5.12kw,n=425r/min,取1。 確定動載系數(shù)v=2nr=1.56m/s齒輪精度為7級，由機械工程專業(yè)課程設(shè)計表10-17查得動載系數(shù)。 ，計算得3.58，取0.89，取0.60，取0.58，則=1.11大于=0.6，=0.6。 =6.8 取650=1.84小于2.5故齒輪7合適。校核c變速組齒輪彎曲疲勞強度；校核齒數(shù)為22的齒輪，確定各項參數(shù) =4.97kw,n=265r/min,取1。 確定動載系數(shù)v=2nr=0.58m/s齒輪精度為7級

35、，由機械工程專業(yè)課程設(shè)計表10-17查得動載系數(shù)。 ，計算得1.02，取1.01，取0.78，取0.72，則=0.58小于=0.8，=0.58。 =6.25 取275 =2.6小于3，所以合格. 接觸疲勞強度 =4.97kw,n=265r/min,取1。 確定動載系數(shù)v=2nr=0.58m/s齒輪精度為7級，由機械工程專業(yè)課程設(shè)計表10-17查得動載系數(shù)。 ，計算得2.84，取1.01，取0.58，取0.55，則=0.92大于=0.6，=0.6。 =6.25 取650=2.85小于3故齒輪13合適。10. 主軸的設(shè)計彎曲剛度驗算10.1主軸的基本尺寸確定10.1.1 外徑尺寸D主軸的外徑尺寸，

36、關(guān)鍵是主軸前軸頸的（前支撐處）的直徑。選定后，其他部位的外徑可隨之而定。一般是通過筒規(guī)格的機床類比分析加以確定。400mm車床，P=5。5KW查表3-1，前軸頸應(yīng),初選,后軸頸取。10.1.2 主軸孔徑d臥式車床的主軸孔徑通常不小于主軸平均直徑的55%60%d（0.550.6）（70+49)/2取0.6得d=35.7取3610.1.3 主軸懸伸量aa=(0.721.5)D1=0.8*70=59mm 取a=57mm10.1.4 支撐跨距L支撐跨距L，當前，多數(shù)機床的主軸采用前后兩個支撐，結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)設(shè)計難于實現(xiàn)，故采用三支撐

37、結(jié)構(gòu)。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距來選取。由于三支撐的前后支距對主軸組件的性能影響較小，可根據(jù)結(jié)構(gòu)情況適當確定。如果為了提高主軸的工作平穩(wěn)性，前后支距可適當加大，如取。采用三支撐結(jié)構(gòu)時，一般不應(yīng)該把三個支撐處的軸承同時預緊，否則因箱孔及有關(guān)零件的制造誤差，會造成無法裝配或影響正常運作。因此為了保證主軸組件的剛度和旋轉(zhuǎn)精度，在三支撐中，其中兩個支撐需要預緊，稱為緊支撐；另外一個支撐必須具有較大的間隙，即處于“浮動”狀態(tài)，稱為松支撐，顯然，其中一個緊

38、支撐必須是前支撐，否則前支撐即使存有微小間隙，也會使主軸組件的動態(tài)特性大為降低。試驗表明，前中支撐為緊支撐、后支撐位松支撐，要比前后支撐位緊支撐、中支撐為松支撐的結(jié)構(gòu)靜態(tài)特性顯著提高。支撐跨距 L0=（23.5）a=3*57=171mm L=(56.5)D1=350mm 取5L1=L0=171mm10.1.5 主軸最佳跨距的確定=360mm10.2 主軸剛度驗算機床在切削加工過程中，主軸的負荷較重，而允許的變形由很小，因此決定主軸結(jié)構(gòu)尺寸的主要因素是它的變形大小。對于普通機床的主軸，一般只進行剛度驗算。通常能滿足剛度要求的主軸，也能滿足強度要求。只有重載荷的機床的主軸才進行強度驗算。對于高速主

39、軸，還要進行臨界轉(zhuǎn)速的驗算，以免發(fā)生共振。 一彎曲變形為主的機床主軸(如車床、銑床)，需要進行彎曲剛度驗算，以扭轉(zhuǎn)變形為主的機床（如鉆床），需要進行扭轉(zhuǎn)剛度驗算。當前主軸組件剛度驗算方法較多，沒能統(tǒng)一，還屬近似計算，剛度的允許值也未做規(guī)定?？紤]動態(tài)因素的計算方法，如根據(jù)部產(chǎn)生切削顫動條件來確定主軸組件剛度，計算較為復雜?，F(xiàn)在仍多用靜態(tài)計算法，計算簡單，也較適用。主軸彎曲剛度的驗算；驗算內(nèi)容有兩項：其一，驗算主軸前支撐處的變形轉(zhuǎn)角，是否滿足軸承正常工作的要求；其二，驗算主軸懸伸端處的變形位移y，是否滿足加工精度的要求。對于粗加工機床需要驗算、y值；對于精加工或半精加工機床值需驗算y值；對于可進行

40、粗加工由能進行半精的機床（如臥式車床），需要驗算值，同時還需要按不同加工條件驗算y值。支撐主軸組件的剛度驗算，可按兩支撐結(jié)構(gòu)近似計算。如前后支撐為緊支撐、中間支撐位松支撐，可舍棄中間支撐不計（因軸承間隙較大，主要起阻尼作用，對剛度影響較小）；若前中支撐位緊支撐、后支撐為松支撐時，可將前中支距當做兩支撐的之距計算，中后支撐段主軸不計。10.2.1 主軸前支撐轉(zhuǎn)角的驗算機床粗加工時，主軸的變形最大，主軸前支撐處的轉(zhuǎn)角有可能超過允許值，故應(yīng)驗算此處的轉(zhuǎn)角。因主軸中(后)支撐的變形一般較小，故可不必計算。主軸在某一平面內(nèi)的受力情況如圖在近似計算中可不計軸承變形的影響，則該平面內(nèi)主軸前支撐處的轉(zhuǎn)角用下式

41、計算；切削力的作用點到主軸前支承支承的距離S=a+W，對于普通車床，W=0.4H，（H是車床中心高，設(shè)H=200mm)。 則：Fc=1910*104*Pi/D*njPi=4.97KNnj1=212r/minCA6140 400*0.6=240 取D=240mm得Fc=1910*104*4.97/240*212=1865.7N當量切削力的計算：主軸慣性矩 =(D+d)/2=(70+49)/2=59.5mm d=36mm；式中：主軸前支撐轉(zhuǎn)角滿足要求。10.2.2 主軸剛度的驗算1、軸承剛度的計算 2、確定彈性模量E、慣性距I、和長度a、b、s。 軸的材產(chǎn)選用40Cr， ：主軸C段的慣性距Ic可近

42、似地算： 根據(jù)齒輪、軸承寬度以及結(jié)構(gòu)需要，取b=171mm3、只考慮F力作用在主軸前端時軸端的位移， 4、只考慮驅(qū)動力Q作用在主軸兩支撐間時，軸端的位移；5、求主軸前端C點的終合撓度綜合撓度；又；因為，所以此軸滿足要求。11.滾動軸承的驗算機床的一般傳動軸用的滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應(yīng)進行疲勞壽命驗算。其額定壽命Lh的計算公式應(yīng)為Lh=T (h)式中 n 軸承的轉(zhuǎn)速（r/min） ft 溫度系數(shù) C 滾動軸承尺寸表所載的額定動負荷 指數(shù)，對于球軸承，=3，對于滾子軸承，=10/3 T 工作期限，取T=2000030000 hIV軸前端上使用的是型號為234407的雙向推力角接觸球軸承，查表查得，C=42.1kNP=F=4484.2N,n=212r/min,Ft=1.1,=3 LhIV=86592.9h > T主軸滾動軸承驗算通過。12.潤滑與密封主軸轉(zhuǎn)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