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摘 要
C6150車床
C6150主軸箱是車床的主要基礎件和支承拌之一，也是較為典型、比較復雜、技術條件要求較為嚴格、廢品率較高的箱體類鑄件．其底部盛油不得滲漏，上部開口為箱口。床頭箱生產(chǎn)一直沿用傳統(tǒng)鑄造工藝方案，其鑄件澆注位置選擇箱口朝下，箱底朝上，分型面在鑄件中部最大截面處， 兩箱手工模板造型。鑄件內(nèi)腔由兩壁隔開三個空腔， 是由三個主型芯形成，落在下箱，術質(zhì)芯盒．手工制芯．該方案的長處在于主型芯較小，形狀較筒單，芯盒制造、制芯都較方便，型芯烘干和下芯位置也一樣，下芯、合箱都很方便。
本說明書對于C6150車床主軸箱進行設計，其中包括：
主傳動系統(tǒng)的運動設計有:確定極限轉速、確定公比、確定轉速級數(shù)、確定結構網(wǎng)和結構式、繪制轉速圖、確定齒輪齒數(shù)和擬定傳動系統(tǒng)圖。
主運動部件的結構設計有：帶傳動的設計、確定各種計算轉速、確定齒輪模數(shù)、確定各軸最小直徑和設計部分主軸主件。
設計完成后軸與軸承的校核：軸的校核主要通過軸頸、結構、運動等計算出軸最大承受的力量，能夠正常工作的時間。軸承則通過與每根不同的軸的連接，確定要用的軸承，選出最好的軸承，最終確定軸和軸承是否達到要求。
其中最主要的部分則是主軸部件結構：C6150的主軸部件結構的剖面部分是以前支撐為主，后支撐為輔的三支撐部件。前、中支撐分別是深溝球軸承和圓錐滾柱軸承，螺母通過蝶形彈簧來控制預緊力和補償熱膨脹。后支撐是一只單列向心球軸承，它在箱體支撐孔。
關鍵詞： 機床, 軸, 床頭箱
Abstract
The spindle box is the foundation and support of the lathe is one of the typical mix, also, more complex, technical requirements more stringent, the higher rejection rate of casting the box oil leakage. Not, the opening of the upper part is the box. The headstock traditional casting process, the casting pouring position selection box mouth down, bottom up, parting surface in the casting middle maximum cross-section, two boxes of hand shape by template. Casting cavity is composed of two wall three cavities, which is composed of three main core formation, fall on a lower box, operation box handmade quality core . The scheme has the advantage of main core is small, relatively simple, core box core making manufacture, convenient, core drying and core the position is the same, the core, a box is very convenient.
Main transmission system design is: to determine the movement speed, and determine the speed, structure, and structured, rendering speed diagram, the pinion gear transmission system and the plan.
The moving parts of structure design: belt transmission design and calculation speed, determine the gear module, each shaft diameter and the design of main shaft parts.
One of the most important part is the spindle structure: C6150spindle structure section was previously support, back support supplemented by three supporting parts. Ago, supporting are deep groove ball bearing and tapered roller bearing, the nut through the butterfly spring to control the pretightening force and to compensate for thermal expansion. After supporting a single-row radial ball bearing, which in the body supporting hole.
Key words: Machine tool, Check, Berth box
目 錄
第一章 引言 1
第二章 設計計算 4
2.1設計目的 4
2.2運動設計 4
2.3動力設計 8
2.4齒輪強度校核 12
2.5 主軸撓度的校核 16
2.6主軸最佳跨距的確定 17
2.7各傳動軸支承處軸承的選擇 18
2.8 主軸剛度校核 18
2.9結構設計及說明 20
結論 29
參考文獻 30
致謝 31
沈陽化工大學本科畢業(yè)設計說明書 第一章 引言
第1章 引言
床頭箱概述
床頭箱是車床的主要基礎件和支承拌之一，也是較為典型、比較復雜、技術條件要求較為嚴格、廢品率較高的箱體類鑄件．其底部盛油不得滲漏，上部開口為箱口。床頭箱生產(chǎn)一直沿用傳統(tǒng)鑄造工藝方案，其鑄件澆注位置選擇箱口朝下，箱底朝上，分型面在鑄件中部最大截面處， 兩箱手工模板造型。鑄件內(nèi)腔由兩壁隔開三個空腔， 是由三個主型芯形成，落在下箱，術質(zhì)芯盒．手工制芯．該方案的長處在于主型芯較小，形狀較筒單，芯盒制造、制芯都較方便，型芯烘干和下芯位置也一樣，下芯、合箱都很方便。
1. 主軸的結構分析
由經(jīng)驗知, 管加工機床絕大多數(shù)傳動軸都采用雙列圓錐滾子軸承, 受力和制造精度是單列軸承所達不到的, 這種選擇是合理的、科學的。比日本的MAZAK、比利時、德國、蘇聯(lián)等機床結構好多了, 不但承載能力大, 而且便于調(diào)整軸承間隙。實踐證明, 這種主軸結構不但精度高, 而且主軸箱體兩端溫升很小。主軸上只有一個齒輪, 變速在前三根軸上, 主軸制造簡單, 齒輪靠近前軸承, 使主軸受力較好, 不易產(chǎn)生彎曲變形。為了使主軸傳動平穩(wěn), 減少噪音, 主軸上采用斜齒輪傳動, 為使大齒輪和主軸結合牢固, 減少間隙, 傳遞扭矩大, 裝卸方便, 故選用1:15的錐面結合。
2． 床頭箱主軸的選擇
為適應高速傳動，主軸軸承必須滿足以下要求：
（1）軸承尺寸公差及旋轉精度允差要小，以適應高精度切削要求；
（2）用角接觸球軸承取代圓柱滾子軸承和推力球軸承承受徑向和軸向載荷，并適應高速切削；
（3）減小徑向截面尺寸，以減小主軸系統(tǒng)的體積并有利于系統(tǒng)的熱傳導；
（4）盡量采用小而多的滾動體，以減小高速旋轉慣性力并進而提高軸系的動剛度；
（5）采用高強度、輕質(zhì)保持架，選擇合理的引導方式，以適應高速旋轉；
（6）盡量采用配對軸承，以保證軸承的旋轉精度與剛度。
滿足這些要求后，軸承可實現(xiàn)高速旋轉而溫升低、剛性高。主軸高速旋轉所產(chǎn)生的離心力遠遠大于切削力對滾動體的作用，所以高速主軸的主要設計參數(shù)為轉速。為了適用于高速切削。其前支承采用日本NSK7017A5 三聯(lián)角接觸球軸承，特輕系列，α=25°,后支承采用一對背靠背組配的角接觸球軸承日本NSK7014C，軸箱載荷已由前支承承受，后支承的外圈與箱體孔軸向就不再定位了，故箱體孔是光孔。主軸熱膨脹時，主軸帶著后軸承在箱體孔內(nèi)移動。后支承背靠背組配為的是實現(xiàn)預緊，后支承并不承受軸向載荷，故采用α=15°的軸承，前后軸承精度皆為ISO4 相當于P4 級。使主軸具有較好的高速性和更高的精度。
3．床頭箱主軸的結構特點
采用防噪音、防漏油的有力的措施, 且機床的制動采用在電機皮帶輪處利用剎車盤、單向油缸制動原理, 使床頭箱不但結構簡單可靠, 而且便于制造、維修,壽命高, 不易損壞。由于是專用機床,主傳動鏈只有四根軸, 二個三聯(lián)齒輪變速, 主軸共9種轉速, 主傳動鏈短,有利提高機床的制造精度, 降低噪音和發(fā)熱量。
4. 軸承的潤滑
脂潤滑在使用上最為方便，它不存在漏油問題。潤滑脂的使用期限長，如果轉速不超過樣本所列的極限轉速，則一次充填可使用2000 h 以上，只要密封得好，能保證灰塵、屑末、冷卻液、潤滑油等不進入軸承，一次充填可以用到修理時才更換。中間不需補充，因此，機床主軸套筒往往沒有加油孔。對于脂潤滑的主軸組件，由于脂不會外漏，主要是防止外物進入，多用不接觸的曲路，防止外物的進入。
5. 主軸的材料與熱處理
因主軸是空心的, 為了加工簡單,產(chǎn)生變形小, 選用標準的高強度無縫鋼管進行加工，不需要套料加工, 也不需要鍛造毛坯。為提高主軸耐受沖擊載荷, 提高韌性, 采用調(diào)質(zhì)處理, 軸承及兩端孔采用高頻淬火。
6. 主傳動系統(tǒng)的剎車裝盆
一般主軸的制動是剎車片離合器或剎車帶, 這臺機床學習和應用了法國克里丹公司在高速車絲機床FT-150的簡單而可靠的剎車制動方法,在主電機皮帶輪端安裝一耐磨的剎車盤, 由小直徑的單向油缸和彈簧來實現(xiàn), 作用力很小, 且剎車效果特別好, 既安全又快, 沒有噪音, 其結構簡便, 成本低。
- 3 -
沈陽化工大學本科畢業(yè)設計說明書 第二章 設計計算
第2章 設計計算
2.1設計目的
通過機床主運動機械變速傳動系統(tǒng)得結構設計，在擬定傳動和變速的結構方案過程中，得到設計構思、方案分析、結構工藝性、機械制圖、零件計算、編寫技術文件和查閱技術資料等方面的綜合訓練，樹立正確的設計思想，掌握基本的設計方法，并具有初步的結構分析、結構設計和計算能力。
2.2運動設計
2.2.1已知條件
⑴確定轉速范圍：主軸最小轉速。
⑵確定公比：
⑶轉速級數(shù)：
2.2.2結構分析式
⑴ ⑵ ⑶
從電動機到主軸主要為降速傳動，若使傳動副較多的傳動組放在較接近電動機處可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，節(jié)省材料，也就是滿足傳動副前多后少的原則，因此取方案。在降速傳動中，防止齒輪直徑過大而使徑向尺寸常限制最小傳動比 ；在升速時為防止產(chǎn)生過大的噪音和震動常限制最大轉速比。在主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍。在設計時必須保證中間傳動軸的變速范圍最小，
根據(jù)中間傳動軸變速范圍小的原則選擇結構網(wǎng)。從而確定結構網(wǎng)如圖1：
圖一 結構網(wǎng)
檢查傳動組的變速范圍時，只檢查最后一個擴大組：
其中，，
所以 ，合適。
2.2.3 繪制轉速圖
⑴選擇電動機
一般車床若無特殊要求，多采用Y系列封閉式三相異步電動機，根據(jù)原則條件選擇Y-132M-4型Y系列籠式三相異步電動機。
⑵分配總降速傳動比
總降速傳動比
又電動機轉速不符合轉速數(shù)列標準，因而增加一定比傳動副。
⑶確定傳動軸軸數(shù)
傳動軸軸數(shù) = 變速組數(shù) + 定比傳動副數(shù) + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。
⑷確定各級轉速并繪制轉速圖
由 z = 12確定各級轉速：
1250、1000、710、500、355、250、180、125、90、63、45、20r/min。
在五根軸中，除去電動機軸，其余四軸按傳動順序依次設為Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ。Ⅰ與Ⅱ、Ⅱ與Ⅲ、Ⅲ與Ⅳ軸之間的傳動組分別設為a、b、c?，F(xiàn)由Ⅳ（主軸）開始，確定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ軸的轉速：
?Ⅲ軸轉速的確定
傳動組c 的變速范圍為，結合結構式，Ⅲ軸的轉速只有一和可能：
125、180、250、355、500、710r/min。
②Ⅱ軸的轉速的確定
傳動組b的級比指數(shù)為3，希望中間軸轉速較小，因而為了避免升速，又不致傳動比太小，可取
，
軸Ⅱ的轉速確定為：355、500、710r/min。
③Ⅰ軸的轉速的確定
對于軸Ⅰ，其級比指數(shù)為1,可取
，，
確定軸Ⅰ轉速為710r/min。
由此也可確定加在電動機與主軸之間的定傳動比。下面畫出轉速圖（電動機轉速與主軸最高轉速相近）見圖2。
圖2 C6150主運動轉速圖
⑸確定各變速組傳動副齒數(shù)
①傳動組a:
查[1]表8-1, ，，
時：……57、60、63、66、69、72、75、78……
時：……58、60、63、65、67、68、70、72、73、77……
時：……58、60、62、64、66、68、70、72、74、76……
可取72,于是可得軸Ⅰ齒輪齒數(shù)分別為：24、30、36。
于是，，
可得軸Ⅱ上的三聯(lián)齒輪齒數(shù)分別為：48、42、36。
②傳動組b:
查[1]表8-1, ，
時：……69、72、73、76、77、80、81、84、87……
時：……70、72、74、76、78、80、82、84、86……
可取 84，于是可得軸Ⅱ上兩聯(lián)齒輪的齒數(shù)分別為：22、42。
于是 ，，得軸Ⅲ上兩齒輪的齒數(shù)分別為：62、42。
③傳動組c:
查表[1]8-1,,
時：……84、85、89、90、94、95……
時： ……72、75、78、81、84、87、89、90……
可取 90.
為降速傳動，取軸Ⅲ齒輪齒數(shù)為18；
為升速傳動，取軸Ⅳ齒輪齒數(shù)為30。
于是得,
得軸Ⅲ兩聯(lián)動齒輪的齒數(shù)分別為18，60；
得軸Ⅳ兩齒輪齒數(shù)分別為72，30。
2.2.4 繪制傳動系統(tǒng)圖
根據(jù)軸數(shù)，齒輪副，電動機等已知條件可有如下系統(tǒng)圖見圖3：
圖3 傳動系統(tǒng)圖
2.3動力設計
2.3.1 各軸轉速的確定
⑴確定主軸計算轉速：主軸的計算轉速為
⑵各傳動軸的計算轉速：
軸Ⅲ可從主軸90r/min按72/18的傳動副找上去，軸Ⅲ的計算轉速
125r/min；軸Ⅱ的計算轉速為355r/min；軸Ⅰ的計算轉速為710r/min。
⑶各齒輪的計算轉速
傳動組c中，18/72只需計算z = 18 的齒輪，計算轉速為355r/min；60/30只需計算z = 30的齒輪，計算轉速為250r/min；傳動組b計算z = 22的齒輪，計算轉速為355r/min；傳動組a應計算z = 24的齒輪，計算轉速為710r/min。
⑷核算主軸轉速誤差
所以合適。
2.3.2 帶傳動設計
電動機轉速n=1250r/min,傳遞功率P=7.5KW,傳動比i=2.03，兩班制，
一天運轉16.1小時，工作年數(shù)10年。
⑴確定計算功率 取1.1，則
⑵選取V帶型
根據(jù)小帶輪的轉速和計算功率，選B型帶。
⑶確定帶輪直徑和驗算帶速
查表[2]小帶輪基準直徑,
驗算帶速成
其中 -小帶輪轉速，r/min；
-小帶輪直徑，mm；
，合適。
⑷確定帶傳動的中心距和帶的基準長度
設中心距為,則
0．55（）a2（）
于是 208.45a758,初取中心距為400mm。
帶長
查表取相近的基準長度，。
帶傳動實際中心距
⑸驗算小帶輪的包角
一般小帶輪的包角不應小于。
。合適。
⑹確定帶的根數(shù)
其中： -時傳遞功率的增量；
-按小輪包角，查得的包角系數(shù)；
-長度系數(shù)；
為避免V型帶工作時各根帶受力嚴重不均勻，限制根數(shù)不大于10。
⑺計算帶的張緊力
其中： -帶的傳動功率,KW；
v-帶速,m/s；
q-每米帶的質(zhì)量，kg/m；取q=0.17kg/m。
v = 1440r/min = 9.42m/s。
⑻計算作用在軸上的壓軸力
2.3.3 各傳動組齒輪模數(shù)的確定和校核
⑴模數(shù)的確定
a傳動組：分別計算各齒輪模數(shù)
先計算24齒齒輪的模數(shù)：
其中: -公比 ； = 2；
-電動機功率； = 7.5KW；
-齒寬系數(shù)；
-齒輪傳動許允應力;
-計算齒輪計算轉速。
， 取= 600MPa,安全系數(shù)S = 1。
由應力循環(huán)次數(shù)選取
，取S=1，。
取m = 4mm。
按齒數(shù)30的計算，，可取m = 4mm；
按齒數(shù)36的計算，, 可取m = 4mm。
于是傳動組a的齒輪模數(shù)取m = 4mm，b = 32mm。
軸Ⅰ上齒輪的直徑：
。
軸Ⅱ上三聯(lián)齒輪的直徑分別為：
b傳動組：
確定軸Ⅱ上另兩聯(lián)齒輪的模數(shù)。
按22齒數(shù)的齒輪計算：
可得m = 4.8mm；
取m = 5mm。
按42齒數(shù)的齒輪計算：
可得m = 3.55mm；
于是軸Ⅱ兩聯(lián)齒輪的模數(shù)統(tǒng)一取為m = 5mm。
于是軸Ⅱ兩聯(lián)齒輪的直徑分別為：
軸Ⅲ上與軸Ⅱ兩聯(lián)齒輪嚙合的兩齒輪直徑分別為：
c傳動組：
取m = 5mm。
軸Ⅲ上兩聯(lián)動齒輪的直徑分別為：
軸四上兩齒輪的直徑分別為：
2.4齒輪強度校核
計算公式
2.4.1校核a傳動組齒輪
校核齒數(shù)為24的即可，確定各項參數(shù)
⑴ P=8.25KW,n=710r/min,
⑵確定動載系數(shù)：
齒輪精度為7級，由[2]查得使用系數(shù)
⑶
⑷確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)
非對稱
,查《機械設計》得
⑸確定齒間載荷分配系數(shù):
由[2]查得
⑹確定動載系數(shù):
⑺查表 [3]中10-5
⑻計算彎曲疲勞許用應力
由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。
由[3]中圖10-18查得 ,S = 1.3
，
故合適。
2.4.2 校核b傳動組齒輪
校核齒數(shù)為22的即可，確定各項參數(shù)
⑴ P=8.25KW,n=355r/min,
⑵確定動載系數(shù)：
齒輪精度為7級，由[2]查得使用系數(shù)
⑶
⑷確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)
非對稱
,查[2]得
⑸確定齒間載荷分配系數(shù):
由《機械設計》查得
⑹確定動載系數(shù):
⑺查表[3]中 10-5
⑻計算彎曲疲勞許用應力
小齒輪的彎曲疲勞強度極限。
,S = 1.3
，
故合適。
2.4.3校核c傳動組齒輪
校核齒數(shù)為18的即可，確定各項參數(shù)
⑴ P=8.25KW,n=355r/min,
⑵確定動載系數(shù)：
齒輪精度為7級，由[2]查得使用系數(shù)
⑶
⑷確定齒向載荷分配系數(shù):取齒寬系數(shù)
非對稱
,查[2]得
⑸確定齒間載荷分配系數(shù):
由[2]查得
⑹確定動載系數(shù):
⑺查表 [3]中10-5
⑻計算彎曲疲勞許用應力
由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。
由[3]中圖10-18查得 ,S = 1.3
，
故合適。
2.5 主軸撓度的校核
2.5.1 確定各軸最小直徑
⑴Ⅰ軸的直徑：
⑵Ⅱ軸的直徑：
⑶Ⅲ軸的直徑：
⑷主軸的直徑：
2.5.2軸的校核
Ⅰ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軸中點處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來進行校核
。
Ⅱ軸、Ⅲ軸的校核同上。
2.6主軸最佳跨距的確定
500mm車床，P=7.5KW.
2.6.1選擇軸頸直徑，軸承和最佳跨距
前軸頸應為75-110mm,初選=110mm,后軸頸取,前軸承為NN3020K,后軸承為NN3016K,根據(jù)結構,定懸伸長度
2.6.2求軸承剛度
考慮機械效率
主軸最大輸出轉距
床身上最大加工直徑約為最大回轉直徑的60%,取50%即200,故半徑為0.1.
切削力
背向力
故總的作用力
次力作用于頂在頂尖間的工件上主軸尾架各承受一半,
故主軸軸端受力為
先假設
前后支撐分別為
根據(jù)
。
2.7各傳動軸支承處軸承的選擇
主軸 前支承：NN3020K;中支承：N219E;后支承：NN3016K
Ⅰ軸 前支承：30207;后支承：30207
Ⅱ軸 前支承：30207;中支承：NN3009;后支承：30207
Ⅲ軸 前支承：30208;后支承：30208
2.8主軸剛度的校核
2.8.1主軸零件圖
SsssssssssssssssssssssssssssssssssssssssssSsssssssssssssssssssssssssssssssssssssssssSssssssssssssssssssssssssssssssssssssssssDdddddddddddsssssssssssssssssssssSsssssssssssssssssssssssssssssssssssssssssSsssssssssssssssssssssssssssssssssssssssss
圖5 主軸零件圖
2.8.2 計算跨距
前支承為雙列圓柱滾子軸承，后支承為雙列圓柱滾子軸承
當量外徑
主軸剛度：由于
對于機床的剛度要求，取阻尼比
當v=50m/min,s=0.1mm/r時,,
取
計算
可以看出，該機床主軸是合格的。
2.9結構設計及說明
2.9.1 結構設計的內(nèi)容、技術要求和方案
設計主軸變速箱的結構包括傳動件（傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動器等）、主軸組件、操縱機構、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結件的結構設計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設計由于時間的限制，一般只畫展開圖。
主軸變速箱是機床的重要部件。設計時除考慮一般機械傳動的有關要求外，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，結構工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標準化和通用化的原則。
主軸變速箱結構設計時整個機床設計的重點，由于結構復雜，設計中不可避免要經(jīng)過反復思考和多次修改。在正式畫圖前應該先畫草圖。目的是：
（1）布置傳動件及選擇結構方案。
（2）檢驗傳動設計的結果中有無干涉、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
定各軸的受力點和受力方向，為軸和軸承的驗算提供必要的數(shù)據(jù)。
2.9.2 展開圖及其布置
展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序，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，負責齒輪無法加工。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，得到一級反向轉動，右邊接通得到三級反向轉動。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構。
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。制動器不要放在轉速太低軸上，以免制動扭矩太大，是制動尺寸增大。
齒輪在軸上布置很重要，關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。
2.9.3 Ⅰ軸（輸入軸）的設計
將運動帶入變速箱的帶輪一般都安裝在軸端，軸變形較大，結構上應注意加強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。
車床上的反轉一般用于加工螺紋時退刀。車螺紋時，換向頻率較高。實現(xiàn)政反轉的變換方案很多，我們采用正反向離合器。正反向的轉換在不停車的狀態(tài)下進行，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，應留有0.2～0.4的間隙，間隙應能調(diào)整。
離合器及其壓緊裝置中有三點值得注意：
（1）摩擦片的軸向定位：由兩個帶花鍵孔的圓盤實現(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)，不增加軸承軸向復合。
（3）結構設計時應使加力環(huán)推動擺桿和鋼球的運動是不可逆的，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，當離合器接通時才和軸一起轉動。但脫開的另一端齒輪，與軸回轉方向是相反的，二者的相對轉速很高（約為兩倍左右）。結構設計時應考慮這點。
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。
2.9.4 齒輪塊設計
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，并影響主軸回轉均勻性。在齒輪塊設計時，應充分考慮這些問題。
齒輪塊的結構形式很多，取決于下列有關因素：
（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)實際結果得知，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動誤差要大，所以這兩項精度應選高一級。
為了控制噪聲，機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，或一些關鍵齒輪，就應選6—5—5。當精度從7—6—6提高到6—5—5時，制造費用將顯著提高。
不同精度等級的齒輪，要采用不同的加工方法，對結構要求也有所不同。
8級精度齒輪，一般滾齒或插齒就可以達到。
7級精度齒輪，用較高精度滾齒機或插齒機可以達到。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，用精密滾齒機可以達到。淬火齒輪，必須磨齒才能達到6級。
機床主軸變速箱中齒輪齒部一般都需要淬火。
2.9.4.1其他問題
滑移齒輪進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，應予注意。
選擇齒輪塊的結構要考慮毛坯形式（棒料、自由鍛或模鍛）和機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該可靠?；讫X輪在軸向位置由操縱機構中的定位槽、定位孔或其他方式保證，一般在裝配時最后調(diào)整確定。
2.9.5傳動軸的設計
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。傳動軸應保證這些傳動件或機構能正常工作。
首先傳動軸應有足夠的強度、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。
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，但也要考慮其他結構條件。
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，要從兩邊同時進行加工；支撐跨距比較短的，可以從一邊（叢大孔方面進刀）伸進鏜桿，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，設計時應盡可能避免。
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。
2.9.6 主軸組件設計
主軸組件結構復雜，技術要求高。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。
2.9.6.1 各部分尺寸的選擇
主軸形狀與各部分尺寸不僅和強度、剛度有關，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構及通過卸頂尖的頂桿，必須是空心軸。為了擴大使用范圍，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，設計時，一般先估算或擬定一個尺寸，結構確定后再進行核算。
（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，應盡量縮短主軸的外伸長度。選擇適當?shù)闹慰缇啵话阃扑]?。?=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構的限制，常常不能滿足以上要求。安排結構時力求接近上述要求。
2.9.6.2 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，結構比較簡單，但允許的極限轉速低一些。
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)的機床上廣泛采用。具有承載能力大，允許極限轉速高的特點。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，但允許的極限轉速低，容易發(fā)熱。
向心推力球軸承。允許的極限轉速高，但承載能力低，主要用于高速輕載的機床。
（2）軸承的配置
大多數(shù)機床主軸采用兩個支撐，結構簡單，制造方便，但為了提高主軸剛度也有用三個支撐的了。三支撐結構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構的負責程度，應根據(jù)機床的實際要求確定。
在配置軸承時，應注意以下幾點：
① 每個支撐點都要能承受經(jīng)向力。
② 兩個方向的軸向力應分別有相應的軸承承受。
③ 徑向力和兩個方向的軸向力都應傳遞到箱體上，即負荷都由機床支撐件承受。
（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，會降低軸承的回轉精度，所以軸和孔的精度應與軸承精度相匹配。
（4）軸承間隙的調(diào)整
為了提高主軸的回轉精度和剛度，主軸軸承的間隙應能調(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，應該能方便而且能準確地控制，但調(diào)整機構的結構不能太復雜。雙列短圓柱滾子軸承內(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。
2.9.6.3 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致小齒輪輪轂厚度不夠的問題。
2.9.6.4 潤滑與密封
主軸轉速高，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——加密封裝置防止油外流。
主軸轉速高，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，但工藝困難）。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，較為復雜。
（2）疏導——在適當?shù)牡胤阶龀龌赜吐?，使油能順利地流回到油箱?
2.9.6.5 其他問題
主軸上齒輪應盡可能靠近前軸承，大齒輪更應靠前，這樣可以減小主軸的扭轉變形。
當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、結構等。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。
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沈陽化工大學本科畢業(yè)設計說明書 結論
結論
這次課程設計用了很長時間，回想起來，花在畫圖的時間不多，主要還是在設計計算上。能過本次課程設計，我不但鞏固了舊的知識，如：機械設、金屬切削機床等。利用繪圖軟件繪圖，而且學到了怎樣設計變速箱，如何設計每一個細節(jié)。
課程設計是一次知識綜合的考驗，要考慮的問題很多，一個人的能力時間是差不多的，我們通過討論更加深一層俯了設計的過程。從最初的綜述的查找和整理，到文獻翻譯，然后初步進行設計，最后進行設計計算和畫圖。在這個過程中，我們的趙艷春老師對我們的指導是不可或缺的，她對我們要求嚴格，問題解答詳細，使我們順利的完成了畢業(yè)設計任務，所以在此要感謝老師和同學們的幫助。
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沈陽化工大學本科畢業(yè)設計說明書 參考文獻
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沈陽化工大學本科畢業(yè)設計說明書 致謝
致謝
彈指一揮間，大學生活已接近尾聲，四年的跋涉，四個月的準備，畢業(yè)設計終于畫上句號。在論文即將完成之際， 我的心頭該如釋重負，但設計過程中常常出現(xiàn)的輾轉反側和力不從心之感卻揮之不去，從論文選題一楷書直至課題的順利完成，可敬的師長和熱情的同學給予了我無私的幫助，在此請接受我誠摯的謝意！ 能夠順利完成設計離不開老師的悉心指導，為我指點迷津。
趙老師一絲不茍的作風，嚴謹求實的態(tài)度，踏踏實實的精神，不僅授我以文且教我做人。雖時間不長卻給予終生收益無窮之道。感謝和我一組的同學們，設計過程中互相研究互相討論查缺補漏幫助我解決了不少細節(jié)上的困難，同時也建立了真摯的友誼，是我一生最寶貴的財富。最后，要感謝關心和鼓勵我的人，謝謝趙老師老師!
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