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1、畢 業(yè) 設(shè) 計 (論 文) 專 業(yè) 機(jī)械設(shè)計制造及其自動化 班 級 學(xué)生姓名 學(xué) 號 課 題 車床主軸箱設(shè)計 指導(dǎo)教師 摘要 普通中型車床主軸箱設(shè)計 普通中型車床主軸箱設(shè)計，主要包括三方面的設(shè)計，即：根據(jù)設(shè)計題目所給定的機(jī)床用途、規(guī)格、主軸極限轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)速數(shù)列公比或級數(shù)，確定其他有關(guān)運(yùn)動參數(shù)，選定主軸各級轉(zhuǎn)速值；通過分析比較，選擇傳動方案；擬定結(jié)構(gòu)式或結(jié)構(gòu)網(wǎng)，擬定轉(zhuǎn)速圖；確定齒輪齒數(shù)及帶輪直徑；繪制傳動系統(tǒng)圖。其次，根據(jù)機(jī)床類型和電動機(jī)功率，確定主軸及各傳動件的計算轉(zhuǎn)速，初定傳動軸直徑、齒輪模數(shù)，確定傳動帶型號

2、及根數(shù)，摩擦片尺寸及數(shù)目；裝配草圖完成后要驗(yàn)算傳動件（傳動軸、主軸、齒輪、滾動軸承）的剛度、強(qiáng)度或壽命。最后，完成運(yùn)動設(shè)計和動力設(shè)計后，要將主傳動方案“結(jié)構(gòu)化”，設(shè)計主軸變速箱裝配圖及零件圖，側(cè)重進(jìn)行傳動軸組件、主軸組件、變速機(jī)構(gòu)、箱體、潤滑與密封、傳動軸及滑移齒輪零件的設(shè)計。 【關(guān)鍵詞】車床、主軸箱、變速系統(tǒng)、主軸組件。 目錄 目錄4 1、緒論10 2．設(shè)計計算11 2.1普通車床的規(guī)格11 車床的規(guī)格系列和用處11 2.1.2 操作性能要求11 3.主動參數(shù)參數(shù)的擬定11 3.1 確定傳動公比11 3.2 主電動機(jī)的選擇12 4.變速結(jié)構(gòu)的設(shè)計13 4.1 主變速

3、方案擬定13 4.2 變速結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選擇13 4.2.1 確定變速組及各變速組中變速副的數(shù)目13 4.2.2 變速式的擬定14 4.2.3 結(jié)構(gòu)式的擬定14 4.2.4 結(jié)構(gòu)網(wǎng)的擬定15 4.2.5 結(jié)構(gòu)式的擬定15 4.2.6 結(jié)構(gòu)式的擬定15 4.2.7 確定各變速組變速副齒數(shù)17 4.2.8 繪制變速系統(tǒng)圖18 5.結(jié)構(gòu)設(shè)計19 5.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案19 5.2 展開圖及其布置19 5.3 I軸（輸入軸）的設(shè)計20 5.4 齒輪塊設(shè)計20 5.5 傳動軸的設(shè)計21 5.6 主軸組件設(shè)計22 5.6.1 各部分尺寸的選擇22 5.

4、6.2 主軸材料和熱處理23 5.6.3 主軸軸承23 5.6.4 主軸與齒輪的連接24 5.6.5 潤滑與密封25 5.6.6 其他問題25 6.傳動件的設(shè)計25 6.1 帶輪的設(shè)計25 6.2 傳動軸的直徑估算28 6.2.1 確定各軸轉(zhuǎn)速28 傳動軸直徑的估算：確定各軸最小直徑29 6.2.3 鍵的選擇30 6.3 傳動軸的校核30 6.3.1 傳動軸的校核31 6.3.2 鍵的校核31 6.4 各變速組齒輪模數(shù)的確定和校核32 6.4.1 齒輪模數(shù)的確定：32 6.4.2 齒寬的確定36 6.4.3 齒輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計，37 6.5 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計38

5、 6.6 片式摩擦離合器的選擇和計算39 6.7 齒輪校驗(yàn)41 齒輪強(qiáng)度校核41 6.7.1 校核a變速組齒輪42 6.7.2 校核b變速組齒輪43 6.7.3 校核c變速組齒輪44 6.8 軸承的選用與校核46 6.8.1 各軸軸承的選用46 6.8.2 各軸軸承的校核46 7.主軸組件設(shè)計47 7.1 主軸的基本尺寸確定48 7.1.1 外徑尺寸D48 7.1.2 主軸孔徑d48 7.1.3 主軸懸伸量a49 7.1.4 支撐跨距L50 7.1.5 主軸最佳跨距的確定51 7.2 主軸剛度驗(yàn)算53 7.2.1 主軸前支撐轉(zhuǎn)角的驗(yàn)算；53 7.2.2 主軸

6、前端位移的驗(yàn)算；55 8.總結(jié)和展望58 8.1本文工作總結(jié)58 8.2課題展望59 參考文獻(xiàn)60 致謝61 附錄62 普通車床主軸箱設(shè)計 機(jī)械與電氣工程學(xué)院 機(jī)械設(shè)計制造及其自動化專業(yè) 05機(jī)械4班 夏遵超 指導(dǎo)老師 魏常武 1、緒論 機(jī)床技術(shù)參數(shù)有主參數(shù)和基本參數(shù)，他們是運(yùn)動傳動和結(jié)構(gòu)設(shè)計的依據(jù)，影響到機(jī)床是否滿足所需要的基本功能要求，參數(shù)擬定就是機(jī)床性能設(shè)計。主參數(shù)是直接反映機(jī)床的加工能力、決定和影響其他基本參數(shù)的依據(jù)，如車床的最大加工直徑，一般在設(shè)計題目中給定，基本參數(shù)是一些加工件尺寸、機(jī)床結(jié)構(gòu)、運(yùn)動和動力特性有關(guān)的參數(shù)，可歸納為尺寸參數(shù)、運(yùn)動參數(shù)和動力參數(shù)

7、。 通用車床工藝范圍廣，所加工的工件形狀、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬質(zhì)合金刀具又用高速鋼刀具。因此，必須對所設(shè)計的機(jī)床工藝范圍和使用情況做全面的調(diào)研和統(tǒng)計，依據(jù)某些典型工藝和加工對象，兼顧其他的可能工藝加工的要求，擬定機(jī)床技術(shù)參數(shù)，擬定參數(shù)時，要考慮機(jī)床發(fā)展趨勢和同國內(nèi)外同類機(jī)床的對比，使擬定的參數(shù)最大限度地適應(yīng)各種不同的工藝要求和達(dá)到機(jī)床加工能力下經(jīng)濟(jì)合理。 機(jī)床主傳動系因機(jī)床的類型、性能、規(guī)格和尺寸等因素的不同，應(yīng)滿足的要求也不一樣。設(shè)計機(jī)床主傳動系時最基本的原則就是以最經(jīng)濟(jì)、合理的方式滿足既定的要求。在設(shè)計時應(yīng)結(jié)合具體機(jī)床進(jìn)行具體分析，一般應(yīng)滿足的基本要求有：滿足機(jī)

8、床使用性能要求。首先應(yīng)滿足機(jī)床的運(yùn)動特性，如機(jī)床主軸油足夠的轉(zhuǎn)速范圍和轉(zhuǎn)速級數(shù)；滿足機(jī)床傳遞動力的要求。主電動機(jī)和傳動機(jī)構(gòu)能提供足夠的功率和轉(zhuǎn)矩，具有較高的傳動效率；滿足機(jī)床工作性能要求。主傳動中所有零部件有足夠的剛度、精度和抗震性，熱變形特性穩(wěn)定；滿足產(chǎn)品的經(jīng)濟(jì)性要求。傳動鏈盡可能簡短，零件數(shù)目要少，以便節(jié)約材料，降低成本。 2．設(shè)計計算 2.1普通車床的規(guī)格 2.1.1車床的規(guī)格系列和用處 普通機(jī)床的規(guī)格和類型有系列型號作為設(shè)計時應(yīng)該遵照的基礎(chǔ)。因此，對這些基本知識和資料作些簡要介紹。本次設(shè)計的是普通型車床主軸變速箱。主要用于加工回轉(zhuǎn)體。 表1.1 車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本

9、參數(shù)表 工件最大回轉(zhuǎn)直徑 (mm) 最高轉(zhuǎn)速 ( ) 最低轉(zhuǎn)速 ( ) 電機(jī)功率 P（kW） 公比 轉(zhuǎn)速級數(shù)Z 320 1120 25 7.5 1.41 12 2.1.2 操作性能要求 1）具有皮帶輪卸荷裝置 2）手動操縱雙向片式摩擦離合器實(shí)現(xiàn)主軸的正反轉(zhuǎn)及停止運(yùn)動要求 3）主軸的變速由變速手柄完成 3.主動參數(shù)參數(shù)的擬定 3.1 確定傳動公比 根據(jù)【1】公式（3-2）因?yàn)橐阎? ， ∴ Z=+1 ∴===1.4129 根據(jù)【1】表3-5 標(biāo)準(zhǔn)公比。這里我們?nèi)?biāo)準(zhǔn)公比系列=1.41. 因?yàn)?1.41=1.06，根據(jù)【1】表3-6標(biāo)準(zhǔn)

10、數(shù)列。首先找到最小極限轉(zhuǎn)速25，再每跳過5個數(shù)（1.26～1.06）取一個轉(zhuǎn)速，即可得到公比為1.41的數(shù)列：25，35.5，50，71，100，140，200，280，400，560，800，1120. 3.2 主電動機(jī)的選擇 合理的確定電機(jī)功率P，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。 現(xiàn)在以常見的中碳鋼為工件材料，取45號鋼，正火處理，車削外圓，表面粗糙度=3.2mm。采用車刀具，可轉(zhuǎn)位外圓車刀，刀桿尺寸：16mm25mm。刀具幾何參數(shù)：=15，=6，=75，=15，=0，=-10，b=0.3mm，r=1mm。 現(xiàn)以確定粗車是的切削用量為

11、設(shè)計： ① 確定背吃刀量和進(jìn)給量f，根據(jù)【2】表8-50，取4mm，f取0.6。 ② 確定切削速度，參【2】表8-57，取V=1.7。 ③ 機(jī)床功率的計算， 主切削力的計算 根據(jù)【2】-表8-59和表8-60，主切削力的計算公式及有關(guān)參數(shù)： F=9.81 =9.8127040.920.95 =3242（N） 切削功率的計算 ==32421.7=5.5（kW） 依照一般情況，取機(jī)床變速效率=0.8. ==6.86(kW) 根據(jù)【3】表12-1 Y系列（IP44）電動機(jī)的技術(shù)數(shù)據(jù),Y系列（IP44）電動機(jī)為一般用途全封閉自扇冷式籠型異步電動

12、機(jī)，具有防塵埃、鐵屑或其他雜物侵入電動機(jī)內(nèi)部的特點(diǎn)，B級絕緣，工業(yè)環(huán)境溫度不超過+40℃，相對濕度不超過95%，海拔高度不超過1000m，額定電壓380V，頻率50Hz。適用于無特殊要求的機(jī)械上，如機(jī)床，泵，風(fēng)機(jī)，攪拌機(jī)，運(yùn)輸機(jī)，農(nóng)業(yè)機(jī)械等。 根據(jù)以上要求，我們選取Y132M-4型三相異步電動機(jī)，額定功率7.5kW,滿載轉(zhuǎn)速1440，額定轉(zhuǎn)矩2.2，質(zhì)量81kg。 至此，可得到上表1.1中的車床參數(shù)。 4.變速結(jié)構(gòu)的設(shè)計 4.1 主變速方案擬定 擬定變速方案，包括變速型式的選擇以及開停、換向、制動、操縱等整個變速系統(tǒng)的確定。變速型式則指變速和變速的元件、機(jī)構(gòu)以及組成、安排不

13、同特點(diǎn)的變速型式、變速類型。 變速方案和型式與結(jié)構(gòu)的復(fù)雜程度密切相關(guān)，和工作性能也有關(guān)系。因此，確定變速方案和型式，要從結(jié)構(gòu)、工藝、性能及經(jīng)濟(jì)等多方面統(tǒng)一考慮。 變速方案有多種，變速型式更是眾多，比如：變速型式上有集中變速，分離變速；擴(kuò)大變速范圍可用增加變速組數(shù)，也可采用背輪結(jié)構(gòu)、分支變速等型式；變速箱上既可用多速電機(jī)，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，我們采用集中變速型式的主軸變速箱。 4.2 變速結(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)式的變速不失為有用的方法，但對于分析復(fù)雜的變速并想由此導(dǎo)出實(shí)

14、際的方案，就并非十分有效。 4.2.1 確定變速組及各變速組中變速副的數(shù)目 數(shù)為Z的變速系統(tǒng)由若干個順序的變速組組成，各變速組分別有、……個變速副。即 變速副中由于結(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： 4.2.2 變速式的擬定 12級轉(zhuǎn)速變速系統(tǒng)的變速組，選擇變速組安排方式時，考慮到機(jī)床主軸變速箱的具體結(jié)構(gòu)、裝置和性能。 在Ⅰ軸如果安置換向摩擦離合器時，為減少軸向尺寸，第一變速組的變速副數(shù)不能多，以2為宜。 主軸對加工精度、表面粗糙度的影響很大，因此主軸上齒輪少些為好。最后一個變速組的變速

15、副數(shù)常選用2。 綜上所述，變速式為12=2×3×2。 4.2.3 結(jié)構(gòu)式的擬定 對于12=2×3×2傳動式，有6種結(jié)構(gòu)式和對應(yīng)的結(jié)構(gòu)網(wǎng)。分別為： ， ， ， 由于本次設(shè)計的機(jī)床I軸裝有摩擦離合器，在結(jié)構(gòu)上要求有一齒輪的齒根圓大于離合器的直徑。初選的方案。 從電動機(jī)到主軸主要為降速變速，若使變速副較多的變速組放在較接近電動機(jī)處可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，節(jié)省材料，也就是滿足變速副前多后少的原則，因此取12=2×3×2方案為好。 設(shè)計車床主變速傳動系時，為避免從動齒輪尺寸過大而增加箱體的徑向尺寸，在降速變速中，一般限制限制最小變速比 ；為避免擴(kuò)大傳動誤差，減

16、少震動噪聲，在升速時一般限制最大轉(zhuǎn)速比。斜齒圓柱齒輪傳動較平穩(wěn)，可取。因此在主變速鏈任一變速組的最大變速范圍。在設(shè)計時必須保證中間變速軸的變速范圍最小。 4.2.4 結(jié)構(gòu)網(wǎng)的擬定 根據(jù)中間變速軸變速范圍小的原則選擇結(jié)構(gòu)網(wǎng)。從而確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)如下： 4.2.5 結(jié)構(gòu)式的擬定 主軸的變速范圍應(yīng)等于住變速傳動系中各個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(kuò)大組。因?yàn)槠渌兯俳M的變速范圍都比最后擴(kuò)大組的小，只要最后擴(kuò)大組的變速范圍不超過極限值，其他變速組就不會超過極限值。 其中，， ∴，符合要求。 4.2.6 結(jié)構(gòu)式的擬定 繪制轉(zhuǎn)速圖 ⑴、

17、選擇Y132M-4型Y系列籠式三相異步電動機(jī)。 ⑵、分配總降速變速比 總降速變速比 又電動機(jī)轉(zhuǎn)速不符合轉(zhuǎn)速數(shù)列標(biāo)準(zhǔn)，因而增加一定比變速副。 ⑶、確定變速軸軸數(shù) 變速軸軸數(shù) = 變速組數(shù) + 定比變速副數(shù) + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。 ⑷、確定各級轉(zhuǎn)速 由、、z = 12確定各級轉(zhuǎn)速：1120、800、560、400、280、200、140、100、71、50、35.5、25r/min。 ⑸、繪制轉(zhuǎn)速圖 在五根軸中，除去電動機(jī)軸，其余四軸按變速順序依次設(shè)為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ（主軸）。Ⅰ與Ⅱ、Ⅱ與Ⅲ、Ⅲ與Ⅳ軸之間的變速組分別設(shè)為a、b、c?，F(xiàn)由Ⅳ

18、（主軸）開始，確定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸的轉(zhuǎn)速： ① 先來確定Ⅲ軸的轉(zhuǎn)速 變速組c 的變速范圍為，結(jié)合結(jié)構(gòu)式， Ⅲ軸的轉(zhuǎn)速只有一種可能： 100、140、200、280、400、560r/min。 ② 確定軸Ⅱ的轉(zhuǎn)速 變速組b的級比指數(shù)為2，希望中間軸轉(zhuǎn)速較小，因而為了避免升速，又不致變速比太小，可取 ，， 軸Ⅱ的轉(zhuǎn)速確定為：400、560r/min。 ③確定軸Ⅰ的轉(zhuǎn)速 對于軸Ⅰ，其級比指數(shù)為1,可取 ， 確定軸Ⅰ轉(zhuǎn)速為800r/min。 由此也可確定加在電動機(jī)與主軸之間的定變速比。下面畫出轉(zhuǎn)速圖（電動機(jī)轉(zhuǎn)速與主軸最高轉(zhuǎn)速相近）。 4.2

19、.7 確定各變速組變速副齒數(shù) 齒輪齒數(shù)的確定，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【1】表3-9中選取。一般在主傳動中，最小齒數(shù)應(yīng)大于18～20。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。 根據(jù)【1】,查表3-9各種常用變速比的使用齒數(shù)。 ⑴、變速組a: ∵，； 時：……57、60、63、66、69、72、75、78…… 時：……58

20、、60、63、65、67、68、70、72、73、77…… 可取84,于是可得軸Ⅰ齒輪齒數(shù)分別為：28、35。 于是，， 可得軸Ⅱ上的三聯(lián)齒輪齒數(shù)分別為：56、49。 ⑵、變速組b: 根據(jù)【1】,查表3-9各種常用變速比的使用齒數(shù), ∵，, 時：……87、89、90、91、92…… 時：……87、89、90、91…… 時：……86、88、90、91…… 可取 90，于是可得軸Ⅱ上兩聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別為：18、30、45。 于是 ，，，得軸Ⅲ上兩齒輪的齒數(shù)分別為：72，60、45。 ⑶、變速組c: 根據(jù)【1】,查表3-9各種常用變速比的使用齒數(shù), , 時：……、8

21、5、89、90、94、95、108…… 時： ……84、87、89、90、108…… 可取 108. 為降速變速，取軸Ⅲ齒輪齒數(shù)為22； 為升速變速，取軸Ⅳ齒輪齒數(shù)為36。 于是得, 得軸Ⅲ兩聯(lián)動齒輪的齒數(shù)分別為22，72； 得軸Ⅳ兩齒輪齒數(shù)分別為86，36。 4.2.8 繪制變速系統(tǒng)圖 根據(jù)軸數(shù)，齒輪副，電動機(jī)等已知條件可有如下系統(tǒng)圖： 5.結(jié)構(gòu)設(shè)計 5.1 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。

22、 主軸變速箱是機(jī)床的重要部件。設(shè)計時除考慮一般機(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(yàn)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(yàn)算

23、提供必要的數(shù)據(jù)。 5.2 展開圖及其布置 展開圖就是按照傳動軸傳遞運(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，否則齒輪無法加工。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，右邊接通得到三級正向轉(zhuǎn)動。這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大。我們采用第二種方案，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

24、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，使制動器尺寸增大。 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。 5.3 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輪的拉力（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)正反轉(zhuǎn)的變換方案很多，我們采用正反向

25、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)，一般采用濕式。 在確定軸向尺寸時，摩擦片不壓緊時，應(yīng)留有0.2～0.4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的兩個自由度，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

26、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?；瑒虞S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。 5.4 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

27、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） 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(xiàng)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7—6—6，圓周速度很低的，才選8—7—7。如果噪聲要求很嚴(yán)，或一些關(guān)鍵齒輪，就應(yīng)選6—5—

28、5。當(dāng)精度從7—6—6提高到6—5—5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。 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

29、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。滑移齒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。 5.5 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

30、、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。 花鍵軸承載能力高，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65～85。 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

31、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

32、，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5～10，以免加工時孔變形。 花鍵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。 回轉(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）

33、 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。 5.6 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，減少溫升和熱變形等幾個方面考慮。 5.6.1 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。

34、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，目前采用莫氏六號錐孔。 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]?。?=2～3.5，跨距小時，軸承變形對軸端變形的影響大。所以，軸承剛度小時，應(yīng)選大值，軸剛度差時，則取小值。 跨距的大小，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。 5.6.2 主軸材料和熱處理 在主軸結(jié)構(gòu)形狀和尺寸一定的條件下，材料的彈性模量E越大，主軸的

35、剛度也越高，由于鋼材的E值較大，故一般采用鋼質(zhì)主軸，一般機(jī)床的主軸選用價格便宜、性能良好的45號鋼。提高主軸有關(guān)表面硬度，增加耐磨性，在長期使用中不至于喪失精度，這是對主軸熱處理的根本要求。機(jī)床主軸都在一定部位上承受著不同程度的摩擦，主軸與滾動軸承配合使用時，軸頸表面具有適當(dāng)?shù)挠捕瓤筛纳蒲b配工藝并保證裝配精度，通常硬度為HRC40-50即可滿足要求。一般機(jī)床的主軸，淬火時要求無裂紋，硬度均勻；淬硬層深度不小于1mm，最好1.5-2mm,使精磨后仍能保留一點(diǎn)深度的淬硬層，主軸熱處理后變形要小。螺紋表面一般不淬火；淬火部位的空刀槽不能過深，臺階交接處應(yīng)該倒角；滲氮主軸的銳邊、棱角必須倒圓R>0.5

36、mm,可避免滲氮層穿透剝落。 5.6.3 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。 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

37、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0.03～0.07），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

38、幾點(diǎn)： ① 每個支撐點(diǎn)都要能承受經(jīng)向力。 ② 兩個方向的軸向力應(yīng)分別有相應(yīng)的軸承承受。 ③ 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

39、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)精度和剛度都能提高，壽命、噪聲和抗震性也有改善。預(yù)負(fù)載使軸承內(nèi)產(chǎn)生接觸變形，過大的預(yù)負(fù)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(zhǔn)確地控制，但調(diào)整機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)不能太復(fù)雜。雙列短圓柱滾子軸承內(nèi)圈相對外圈可以移動，當(dāng)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

40、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(yán)格的精度要求。 5.6.4 主軸與齒輪的連接 齒輪與主軸的連接可以用花鍵或者平鍵；軸做成圓柱體，或者錐面（錐度一般取1：15左右）。錐面配合對中性好，但加工較難。平鍵一般用一個或者兩個（相隔180度布置），兩國特鍵不但平衡較好，而且平鍵高度較低，避免因齒輪鍵槽太深導(dǎo)致小齒輪輪轂厚度不夠的問題。 5.6.5 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(dú)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

41、有兩種： 1）堵——加密封裝置防止油外流。 主軸轉(zhuǎn)速高，多采用非接觸式的密封裝置，形式很多，一種軸與軸承蓋之間留0.1～0.3的間隙（間隙越小，密封效果越好，但工藝?yán)щy）。還有一種是在軸承蓋的孔內(nèi)開一個或幾個并列的溝槽（圓弧形或形），效果比上一種好些。在軸上增開了溝槽（矩形或鋸齒形），效果又比前兩種好。 在有大量切屑、灰塵和冷卻液的環(huán)境中工作時，可采用曲路密封，曲路可做成軸向或徑向。徑向式的軸承蓋要做成剖分式，較為復(fù)雜。 2）疏導(dǎo)——在適當(dāng)?shù)牡胤阶龀龌赜吐罚褂湍茼樌亓骰氐接拖洹? 5.6.6 其他問題 主軸上齒輪應(yīng)盡可能靠近前軸承，大齒輪更應(yīng)靠前，這樣可以減小

42、主軸的扭轉(zhuǎn)變形。 當(dāng)后支承采用推力軸承時，推力軸承承受著前向后的軸向力，推力軸承緊靠在孔的內(nèi)端面，所以，內(nèi)端面需要加工，端面和孔有較高的垂直度要求，否則將影響主軸的回轉(zhuǎn)精度。支承孔如果直接開在箱體上，內(nèi)端面加工有一定難度。為此，可以加一個杯形套孔解決，套孔單獨(dú)在車床上加工，保證高的端面與孔德垂直度。 主軸的直徑主要取決于主軸需要的剛度、結(jié)構(gòu)等。各種牌號鋼材的彈性模量基本一樣，對剛度影響不大。主軸一般選優(yōu)質(zhì)中碳鋼即可。精度較高的機(jī)床主軸考慮到熱處理變形的影響，可以選用或其他合金鋼。主軸頭部需要淬火，硬度為50～55。其他部分處理后，調(diào)整硬度為220～250。 6.傳動件的設(shè)計 6

43、.1 帶輪的設(shè)計 三角帶傳動中，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(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=1440r/min,傳遞功率P=7.5kW,傳動比i=1.8，兩班制，一天運(yùn)轉(zhuǎn)16小時，工作年數(shù)10年。 (1)、選擇三角帶的型號 由【4】表8-7工作情況系數(shù)查的共況系數(shù)=1.2。 故根據(jù)【4】公式（8-21） 式中P--電動機(jī)額定功率， --工作情況系數(shù) 因此根據(jù)、由【4】 圖8-11普通V帶輪型圖選用A型。 (2)、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑， 帶輪的直徑越小帶的

44、彎曲應(yīng)力就越大。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑不宜過小，即。查【4】表8-8、圖8-11和表8-6取主動小帶輪基準(zhǔn)直徑=125。 由【4】公式(8-15a) 式中： -小帶輪轉(zhuǎn)速，-大帶輪轉(zhuǎn)速，-帶的滑動系數(shù)，一般取0.02。 ∴ ，由【4】表8-8取圓整為224mm。 (3)、驗(yàn)算帶速度V， 按【4】式（8-13）驗(yàn)算帶的速度 ∵，故帶速合適。 (4)、初定中心距 帶輪的中心距，通常根據(jù)機(jī)床的總體布局初步選定，一般可在下列范圍內(nèi)選?。焊鶕?jù)【4】經(jīng)驗(yàn)公式（8-20） 取，取=600mm. (5)、三角帶的計算基準(zhǔn)長度 由【4】公式（8-22）計

45、算帶輪的基準(zhǔn)長度 由【4】表8-2，圓整到標(biāo)準(zhǔn)的計算長度 (6)、驗(yàn)算三角帶的撓曲次數(shù) ，符合要求。 (7)、確定實(shí)際中心距 按【4】公式（8-23）計算實(shí)際中心距 (8)、驗(yàn)算小帶輪包角 根據(jù)【4】公式（8-25） ，故主動輪上包角合適。 (9)、確定三角帶根數(shù) 根據(jù)【4】式（8-26）得 查表【4】表8-4d由 i=1.8和得= 0.15KW, 查表【4】表8-5，=0.98；查表【4】表8-2，長度系數(shù)=1.01 ∴取 根 (10)、計算預(yù)緊力 查【4】表8-3，q=0.1kg/m 由【4】式（8-27） 其中： -帶的變速功率,K

46、W； v-帶速,m/s； q-每米帶的質(zhì)量，kg/m；取q=0.1kg/m。 v = 1440r/min = 9.42m/s。 ⑾、計算作用在軸上的壓軸力 傳動比 查表【4】表8-4a由和得= 1.92KW 6.2 傳動軸的直徑估算 傳動軸除應(yīng)滿足強(qiáng)度要求外，還應(yīng)滿足剛度的要求，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，不允許有較大變形。因此疲勞強(qiáng)度一般不失是主要矛盾，除了載荷很大的情況外，可以不必驗(yàn)算軸的強(qiáng)度。剛度要求保證軸在載荷下不至發(fā)生過大的變

47、形。因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。 6.2.1 確定各軸轉(zhuǎn)速 ⑴、確定主軸計算轉(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。 根據(jù)【1】表3-10，主軸的計算轉(zhuǎn)速為 ⑵、各變速軸的計算轉(zhuǎn)速： ①軸Ⅲ的計算轉(zhuǎn)速可從主軸71r/min按72/18的變速副找上去，軸Ⅲ的計算轉(zhuǎn)速為 100r/min； ②軸Ⅱ的計算轉(zhuǎn)速為400r/min； ③軸Ⅰ的計算轉(zhuǎn)速為800r/min。 ⑶、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。 ① 變速組c中

48、，22/86只需計算z = 22 的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為280r/min； ② 變速組b計算z = 18的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為400r/min； ③ 變速組a應(yīng)計算z = 28的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為800r/min。 ⑷、核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 ∵ ∴ 所以合適。 6.2.2傳動軸直徑的估算：確定各軸最小直徑 根據(jù)【5】公式（7-1），，并查【5】表7-13得到取1. ①Ⅰ軸的直徑：取 ②Ⅱ軸的直徑：取 ③Ⅲ軸的直徑：取 其中：P-電動機(jī)額定功率（kW）； -從電機(jī)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（）； -傳動軸允許的扭轉(zhuǎn)角（）。

49、當(dāng)軸上有鍵槽時，d值應(yīng)相應(yīng)增大4～5%;當(dāng)軸為花鍵軸時，可將估算的d值減小7%為花鍵軸的小徑;空心軸時，d需乘以計算系數(shù)b，b值見【5】表7-12。Ⅰ和Ⅳ為由鍵槽并且軸Ⅳ為空心軸，Ⅱ和Ⅲ為花鍵軸。根據(jù)以上原則各軸的直徑取值：，和在后文給定，軸采用光軸，軸和軸因?yàn)橐惭b滑移齒輪所以都采用花鍵軸。因?yàn)榫匦位ㄦI定心精度高，定心穩(wěn)定性好，能用磨削的方法消除熱處理變形，定心直徑尺寸公差和位置公差都能獲得較高的精度，故我采用矩形花鍵連接。按規(guī)定，矩形花鍵的定心方式為小徑定心。查【15】表5-3-30的矩形花鍵的基本尺寸系列，軸花鍵軸的規(guī)格；軸花鍵軸的規(guī)格。 ④各軸間的中心距的確定： ； ； ；

50、6.2.3 鍵的選擇 查【4】表6-1選擇軸上的鍵，根據(jù)軸的直徑，鍵的尺寸選擇，鍵的長度L取22。主軸處鍵的選擇同上，鍵的尺寸為，鍵的長度L取100。 6.3 傳動軸的校核 需要驗(yàn)算傳動軸薄弱環(huán)節(jié)處的傾角荷撓度。驗(yàn)算傾角時，若支撐類型相同則只需驗(yàn)算支反力最大支撐處傾角；當(dāng)此傾角小于安裝齒輪處規(guī)定的許用值時，則齒輪處傾角不必驗(yàn)算。驗(yàn)算撓度時，要求驗(yàn)算受力最大的齒輪處，但通常可驗(yàn)算傳動軸中點(diǎn)處撓度（誤差<%3）. 當(dāng)軸的各段直徑相差不大，計算精度要求不高時，可看做等直徑，采用平均直徑進(jìn)行計算，計算花鍵軸傳動軸一般只驗(yàn)算彎曲剛度，花鍵軸還應(yīng)進(jìn)行鍵側(cè)擠壓驗(yàn)算。彎曲剛度驗(yàn)算；的剛度時可采用平均直

51、徑或當(dāng)量直徑。一般將軸化為集中載荷下的簡支梁，其撓度和傾角計算公式見【5】表7-15.分別求出各載荷作用下所產(chǎn)生的撓度和傾角，然后疊加，注意方向符號，在同一平面上進(jìn)行代數(shù)疊加，不在同一平面上進(jìn)行向量疊加。 6.3.1 傳動軸的校核 ①Ⅰ軸的校核：通過受力分析，在一軸的三對嚙合齒輪副中，中間的兩對齒輪對Ⅰ軸中點(diǎn)處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來進(jìn)行校核 最大撓度： 查【1】表3-12許用撓度； 。 ②Ⅱ軸、Ⅲ軸的校核同上。 6.3.2 鍵的校核 鍵和軸的材料都是鋼，由【4】表6-2查的許用擠壓應(yīng)力,取其中間值，。鍵的工作長度，鍵與輪榖鍵槽的接觸高度。由【4】式（6-1）可

52、得 可見連接的擠壓強(qiáng)度足夠了，鍵的標(biāo)記為： 6.4 各變速組齒輪模數(shù)的確定和校核 6.4.1 齒輪模數(shù)的確定： 齒輪模數(shù)的估算。通常同一變速組內(nèi)的齒輪取相同的模數(shù)，如齒輪材料相同時，選擇負(fù)荷最重的小齒輪，根據(jù)齒面接觸疲勞強(qiáng)度和齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度條件按【5】表7-17進(jìn)行估算模數(shù)和，并按其中較大者選取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)，為簡化工藝變速傳動系統(tǒng)內(nèi)各變速組的齒輪模數(shù)最好一樣，通常不超過2～3種模數(shù)。 先計算最小齒數(shù)齒輪的模數(shù)，齒輪選用直齒圓柱齒輪及斜齒輪傳動，查【4】表10-8齒輪精度選用7級精度，再由【4】表10-1選擇小齒輪材料為40C(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS： 根據(jù)【5】表7-17；

53、有公式： ①齒面接觸疲勞強(qiáng)度： ②齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度： ⑴、a變速組：分別計算各齒輪模數(shù)，先計算最小齒數(shù)28的齒輪。 ①齒面接觸疲勞強(qiáng)度： 其中: -公比 ； = 2； P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.967.5=7.2KW； -齒寬系數(shù)=； -齒輪許允接觸應(yīng)力，由【5】圖7-6按MQ線查取; -計算齒輪計算轉(zhuǎn)速; K-載荷系數(shù)取1.2。 =650MPa， ∴ 根據(jù)【6】表10-4將齒輪模數(shù)圓整為4mm 。 ② 齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度： 其中: P-齒輪傳遞的名義功率；P =

54、0.967.5=7.2KW； -齒寬系數(shù)=； -齒輪許允齒根應(yīng)力，由【5】圖7-11按MQ線查??； -計算齒輪計算轉(zhuǎn)速; K-載荷系數(shù)取1.2。 ， ∴ ∴ 根據(jù)【6】表10-4將齒輪模數(shù)圓整為2.5mm 。 ∵所以 于是變速組a的齒輪模數(shù)取m = 4mm，b = 32mm。 軸Ⅰ上主動輪齒輪的直徑： 。 軸Ⅱ上三聯(lián)從動輪齒輪的直徑分別為： ⑵、b變速組：確定軸Ⅱ上另兩聯(lián)齒輪的模數(shù)，先計算最小齒數(shù)18的齒輪。 ① 齒面接觸疲勞強(qiáng)度： 其中: -公比 ； =4； P-齒輪傳遞的名義功率；

55、P = 0.9227.5=6.915KW； -齒寬系數(shù)=； -齒輪許允接觸應(yīng)力，由【5】圖7-6按MQ線查取; -計算齒輪計算轉(zhuǎn)速; K-載荷系數(shù)取1.2。 =650MPa， ∴ ∴ 根據(jù)【6】表10-4將齒輪模數(shù)圓整為5mm 。 ② 齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度： 其中: P-齒輪傳遞的名義功率；P =0.9227.5=6.915KW； -齒寬系數(shù)=； -齒輪許允齒根應(yīng)力，由【5】圖7-11按MQ線查??； -計算齒輪計算轉(zhuǎn)速; K-載荷系數(shù)取1.2。 ， ∴ ∴ 根據(jù)【

56、6】表10-4將齒輪模數(shù)圓整為3mm 。 ∵所以 于是變速組b的齒輪模數(shù)取m = 5mm，b = 40mm。 軸Ⅱ上主動輪齒輪的直徑： 軸Ⅲ上三聯(lián)從動輪齒輪的直徑分別為： ⑶、c變速組： 為了使傳動平穩(wěn)，所以使用斜齒輪，取，螺旋角。 計算中心距a， ∴圓整為280mm。 修正螺旋角， 因值改變不多，所以參數(shù)，，等值不必修正。 所以軸Ⅲ上兩聯(lián)動主動輪齒輪的直徑分別為： 軸Ⅳ上兩從動輪齒輪的直徑分別為： ⑷、標(biāo)準(zhǔn)齒輪參數(shù)： 從【7】表5-1查得以下公式 齒頂圓直徑 ； 齒根圓直徑； 分度圓直徑 ； 齒頂高 ； 齒根高 ；

57、 齒輪的具體值見表 表5.1齒輪尺寸表 （單位：mm） 齒輪 齒數(shù) z 模數(shù) 分度圓直徑d 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒頂高 齒根高 ⒈ 28 4 112 120 102 4 5 ⒉ 35 4 140 148 130 4 5 ⒊ 56 4 224 232 214 4 5 ⒋ 49 4 196 204 186 4 5 ⒌ 18 5 90 100 77.5 5 6.25 ⒍ 30 5 150 160 137.5 5 6.25 ⒎ 45 5 225 235

58、212.5 5 6.25 ⒏ 72 5 360 370 347.5 5 6.25 ⒐ 60 5 200 210 187.5 5 6.25 ⒑ 45 5 225 235 212.5 5 6.25 ⒒ 22 5 114.12 124.5 101.16 5.19 6.48 ⒓ 72 5 373.44 383.82 360.48 5.19 6.48 ⒔ 36 5 186.72 197.1 173.76 5.19 6.48 ⒕ 86 5 446.06 456.44 433.1 5.19 6

59、.48 6.4.2 齒寬的確定 由公式得： ①Ⅰ軸主動輪齒輪； ②Ⅱ軸主動輪齒輪； ③Ⅲ軸主動輪齒輪； 一般一對嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯位時導(dǎo)致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設(shè)計上，應(yīng)主動輪比從動輪齒寬大（5～10mm）。 所以：，， ，， ，。 6.4.3 齒輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計 通過齒輪傳動強(qiáng)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(dāng)齒頂圓直徑時，可以做成實(shí)心式結(jié)構(gòu)的齒輪。當(dāng)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8、12和14做成腹板式結(jié)

60、構(gòu)。其余做成實(shí)心結(jié)構(gòu)。根據(jù)【4】圖10-39（a） 齒輪10、12和13結(jié)構(gòu)尺寸計算如下： ①齒輪8結(jié)構(gòu)尺寸計算， ； ； ；； ； ，C取12cm。 ②齒輪12結(jié)構(gòu)尺寸計算; ； ； ；； ； ，C取12cm。 ③齒輪14結(jié)構(gòu)尺寸計算 ， ； ； ； ，C取14cm。 6.5 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 ⑴、帶輪的材料 常用的V帶輪材料為HT150或HT200，轉(zhuǎn)速較高時可以采用鑄鋼或鋼板沖壓焊接而成，小功略時采用鑄鋁或塑料。 ⑵、帶輪結(jié)構(gòu)形式 V帶輪由輪緣、輪輻和輪轂組成，根據(jù)輪輻結(jié)構(gòu)的不同可以分為實(shí)心式（【4】圖8-14a）、腹板式（【4】圖8-14b

61、）、孔板式（【4】圖8-14c）、橢圓輪輻式（【4】圖8-14d）。V帶輪的結(jié)構(gòu)形式與基準(zhǔn)直徑有關(guān)，當(dāng)帶輪基準(zhǔn)直徑（d為安裝帶輪的軸的直徑，mm）時?？梢圆捎脤?shí)心式，當(dāng)可以采用腹板式，時可以采用孔板式，當(dāng)時，可以采用輪輻式。 帶輪寬度：。 分度圓直徑：。 D=90mm是深溝球軸承6210軸承外徑，其他尺寸見帶輪零件圖。 ⑶、V帶輪的論槽 V帶輪的輪槽與所選的V帶型號向?qū)?yīng)，見【4】表8-10. mm 槽型 與相對應(yīng)得 A 11.0 2.75 8.7 9 — — V帶繞在帶輪上以

62、后發(fā)生彎曲變形，使V帶工作面夾角發(fā)生變化。為了使V帶的工作面與大論的輪槽工作面緊密貼合，將V帶輪輪槽的工作面得夾角做成小于。 V帶安裝到輪槽中以后，一般不應(yīng)該超出帶輪外圓，也不應(yīng)該與輪槽底部接觸。為此規(guī)定了輪槽基準(zhǔn)直徑到帶輪外圓和底部的最小高度。 輪槽工作表面的粗糙度為。 ⑷、V帶輪的技術(shù)要求 鑄造、焊接或燒結(jié)的帶輪在輪緣、腹板、輪輻及輪轂上不允許有傻眼、裂縫、縮孔及氣泡；鑄造帶輪在不提高內(nèi)部應(yīng)力的前提下，允許對輪緣、凸臺、腹板及輪轂的表面缺陷進(jìn)行修補(bǔ)；轉(zhuǎn)速高于極限轉(zhuǎn)速的帶輪要做靜平衡，反之做動平衡。其他條件參見中的規(guī)定。 6.6 片式摩擦離合器的選擇和計算 片式摩擦離合器目前在機(jī)

63、床中應(yīng)用廣泛，因?yàn)樗梢栽谶\(yùn)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(diǎn)，部分零件已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，多用于機(jī)床主傳動。 按扭矩選擇，即： 根據(jù)【15】和【14】表6-3-20， ①計算轉(zhuǎn)矩， 查【15】表6-3-21得 ∴ ②摩擦盤工作面的平均直徑 式中d為軸的直徑。 ③摩擦盤工作面的外直徑 ④摩擦盤工作面的內(nèi)直徑 ⑤摩擦盤寬度b ⑥摩擦面對數(shù)m，查【15】表6-3-17，摩擦副材料為淬火鋼，對偶材料為淬火鋼，摩擦因數(shù)取0.08，許用壓強(qiáng)取，許用溫度<120℃. ∴m圓整為7. ∴摩擦面片數(shù)z=7+1=8. ⑦摩擦片脫開時所需的間隙，因?yàn)椴捎脻袷剿? ⑧許用傳遞

64、轉(zhuǎn)矩 因?yàn)? ⑨壓緊力Q ⑩摩擦面壓強(qiáng)p 根據(jù)【14】表22.7-7選用帶滾動軸承的多片雙聯(lián)摩擦離合器，因?yàn)榘惭b在箱內(nèi)，所以采取濕式。結(jié)構(gòu)形式見【14】表22.7-7圖（a）。 表5.2 特征參數(shù) 圖 號 許用轉(zhuǎn)距 重量/kg 轉(zhuǎn)動慣量/ 接合 力/N 脫開 力/N 內(nèi)部 外部 圖a 120 4.7 0.0035 0.0050 170 100 表5.3 主要尺寸 圖 號 許用轉(zhuǎn)矩 D A B c E F G 閉 式 開 式 圖a 120 18 32 - 108 100 18 32

65、60 45 70 表5.4 主要尺寸 圖 號 H J L R S a 圖a 85 47 51 81 152 65 64 35 - 10 20 11 6.7 齒輪校驗(yàn) 在驗(yàn)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(yàn)算。這里要驗(yàn)算的是齒輪1，齒輪5，齒輪11這三個齒輪。 齒輪強(qiáng)度校核：計算公式：①彎曲疲勞強(qiáng)度; ②接觸疲勞強(qiáng)度 6.7.1 校核a變速組齒輪 ①彎曲疲勞強(qiáng)度；校核齒數(shù)為28的齒輪，確定各項(xiàng)參數(shù) ⑴、 ,n=800r/min, ⑵、確定動載系數(shù) ∵

66、 齒輪精度為7級，由【4】圖10-8查得動載系數(shù)。由【4】使用系數(shù)。 ⑶、。 ⑷、確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù) 查【4】表10-4，得非對稱齒向載荷分配系數(shù)； , 查【4】圖10-13得 ⑸、確定齒間載荷分配系數(shù): 由【4】表10-2查的使用， 由【4】表10-3查得齒間載荷分配系數(shù) ⑹、確定載荷系數(shù): ⑺、 查【4】表 10-5 齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù) ； ⑻、計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 由【4】圖10-20(c)查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限。 【4】圖10-18查得 壽命系數(shù),取疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)S = 1.3 ， ②接觸疲勞強(qiáng)度 ⑴、載荷系數(shù)K的確定： ⑵、彈性影響系數(shù)的確定；查【4】表10-6得 ⑶、查【4】圖10-21（d）得， 故齒輪1合適。 6.7.2 校核b變速組齒輪 ①彎曲疲勞強(qiáng)度；校核齒數(shù)為18的齒輪，確定各項(xiàng)參數(shù) ⑴、,n=400r/min, ⑵、確定動載系數(shù)： 齒輪精度為7級，由【4】圖10-8查得動載系數(shù) ⑶、 ⑷、確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù) 查【4】表10-4，插值法得非對稱齒向載荷