c6140普通车床主轴箱传动毕业设计说明书

河南机电高等专科学校毕业设计说明书设计题目C6140普通车床主轴箱传动设计系部机电工程系专业数控技术班级数控093学生姓名索林韬学号091009109指导教师段翠芳2012年5月10日摘要目前机床主轴变速箱的设计还是以经验或类比为基础的传统（经验）设计方法。本文探索科学理论的应用，科学地分析的处理经验，数据和资料，确定设计方案1参数拟定根据机床类型，规格和其他特点，了解典型工艺的切削用量，结合实际条件和情况，并与同类机床对比分析后确定极限转速MAXN和IN，公比（或级数Z），主传动电机功率N。2传动设计根据拟定的参数，通过结构网和转速图的分析，确定转动结构方案和转动系统图，计算各转动副的传动比及齿轮的齿数，并验算主轴的转速误差。3动力计算和结构草图设计估算齿输模数M和直径D，选择和计算反向离合器，制动器。将各传动件及其它零件在展开图和剖面图上做初步的安排，布置和设计。4V带的设计在结构草图的基础上，进行V带和带轮的设计和计算。5主轴变速箱装配设计主轴变速箱装配图是以结构草图为“底稿”，进行设计和会制的。图上各零件要表达清楚，并标注尺寸和配合。这样既能提高机床设计和制造水平，也将促进设计方法的现代化。关键词齿轮；结构设计；箱体ABSTRACTTHEMACHINETOOLSPINDLEGEARBOXDESIGNORTOEXPERIENCEORANALOGYBASEDONTRADITIONALDESIGNMETHODEXPERIENCETHISPAPEREXPLORESTHEAPPLICATIONOFSCIENTIFICTHEORY,SCIENTIFICANALYSISOFTHEPROCESSINGEXPERIENCE,DATAANDINFORMATION,THEDETERMINATIONOFDESIGNSCHEMEACCORDINGTOTHEMACHINETYPE,SIZEANDOTHERCHARACTERISTICS,UNDERSTANDINGTHETYPICALPROCESSOFCUTTINGPARAMETERS,WITHTHEWORLDSTERMSANDCONDITIONS,ANDWITHASIMILARMACHINEAFTERTHECOMPARATIVEANALYSISTODETERMINESPEEDAND,COMMONRATIOORSERIESZ,THEMAINDRIVEMOTORPOWERNTHE2TRANSMISSIONDESIGNACCORDINGTOTHEPARAMETERDRAFTED,THROUGHTHESTRUCTUREOFNETWORKANDSPEEDCHARTANALYSIS,DETERMINETHEROTATIONALSTRUCTURESCHEMEANDTHEROTATIONSYSTEMDIAGRAM,CALCULATIONOFTHEROTATIONPAIRSOFTRANSMISSIONRATIOANDGEARTEETH,ANDCHECKINGTHESPINDLESPEEDERROR3DYNAMICCALCULATIONANDSTRUCTURESKETCHDESIGNESTIMATIONOFGEARMODULUSMANDDDIAMETER,SELECTIONANDCALCULATIONOFREVERSECLUTCH,BRAKETHETRANSMISSIONPARTSANDOTHERPARTSINTHEEXPANSIONPLANSANDSECTIONSDOPRELIMINARYARRANGEMENT,LAYOUTANDDESIGN4SHAFTANDBEARINGCALCULATIONINTHESTRUCTUREOFTHEDRAFTONTHEBASIS,ATRANSMISSIONSHAFTSTIFFNESSANDTHESHAFTINGBEARINGLIFECHECKING5SPINDLEGEARBOXASSEMBLYDESIGNMAINGEARBOXASSEMBLYDRAWINGISTHESTRUCTURESKETCHFOR“PAPERS“,DESIGNANDSYSTEMMAPALLPARTSTOEXPRESSCLEARLY,ANDDIMENSIONINGANDCOORDINATIONTHISCANENHANCETHEMACHINETOOLDESIGNANDMANUFACTURINGLEVEL,ALSOWILLPROMOTETHEMODERNIZATIONDESIGNMETHODKEYWORDSGEARBOXSTRUCTUREDESIGN目录1车床参数的拟定311概述312参数的拟定32传动设计521传动结构式、结构网的选择确定522转速图的拟定723齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制93动力计算和结构草图设计1331计算转速1332传动轴的估算和验算1333齿轮模数的估算和计算1834轴承的选择和校核2335摩擦离合器的选择与校核264V带的设计2941V带的传动计算2942传动轴的估算3143齿轮模数的确定和模数的计算3344带轮结构设计3845片式摩擦离合器的选择和计算385主轴变速箱装配设计4151主轴刚度验算4152齿轮校验4353轴承的校验4454轴轮块的设计4555传动轴的设计4656主轴组件的设计47结束语52致谢53参考文献541车床参数的拟定11概述普通机床的规格和类型有系列型谱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C6140主轴变速箱。主要用于加工回转体。车床的主参数（规格尺寸）和基本参数（GB158279，JB/Z14379）工件最大回转直径DMAXMM正转最高转速NMAXINR电机功率N（KW）公比转速级数Z反转40014005514112级数Z反Z正/2；N反MAX11N正MAX12参数的拟定121确定极限转速，NRMIAX又141得RN4379取RN45；，去标准转速列MIN/13I/4510/MAXIRRI53INR122主电机选择合理的确定电机功率N，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。已知电动机的功率是55KW，根据车床设计手册附录表2选Y132S4，额定功率55，满载转速1440，最大额定转距22。KWMINR2运动设计21传动结构式、结构网的选择确定211传动组及各传动组中传动副的数目级数为Z的传动系统由若干个顺序的传递组组成，各传动组分别有Z1、Z2、Z3、个传动副即ZZ1Z2Z3传动副数由于结构的限制以2或3为适合，即变速级数Z应为2和3的因子即Z2A3B实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副的组合1123421243312322412232512223按照传动副“前多后少”的原则选择Z322这一方案，但主轴换向采用双向片式摩擦离合器结构，致使轴的轴向尺寸过大，所以此方案不宜采用，而应先择12232。方案4）是比较合理的12232212传动系统扩大顺序的安排12232的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有6种形式112213226212213422312233126412263123512223421612263221根据级比指数分配要“前密后疏”的原则，应选用Z213226这一方案，然而对于我们所设计的结构将会出现两个问题第一变速组采用降速传动时，由于摩擦离合器径向结构尺寸限制，使得轴上的齿轮直径不能太小，轴上的齿轮则会成倍增大。这样，不仅使轴间中心距加大，而且轴间的中心距也会辊大，从而使整个传动系统结构尺寸增大。这种传动不宜采用。如果第一变速组采用升速传动，则轴至主轴间的降速传动只能同后两个变速组承担。为了避免出现降速比小于允许的杉限值，常常需要增加一个定比降速传动组，使系统结构复杂。这种传动也不是理想的。如果采用Z这一方案则可解决上述存在的问题。3216213绘制结构网图21结构网214传动组的变速范围的极限值齿轮传动最小传动比UMIN1/4,最大传动比UMAX2,决定了一个传动组的最大变速范围RMAXUMAX/UMIN8。因此，要按照下表，淘汰传动组变速范围超过极限值的所有传动方案。极限传动比及指数X,X,值为表21公比极限传动比指数141X值UMINX11/44X,值UMAXX,22XX,值6RMINXX8215最大扩大组的选择正常连续的顺序扩大组的传动的传动结构式为ZZ11Z2Z1Z3Z1Z2最后扩大组的变速范围，按照R8原则，导出系统的最大级数Z和变速范围RN为表22Z323141Z12RN44Z9RN156最后扩大组的传动副数目Z32时的转速范围远比Z33时大因此，在机床设计中，因要求的R较大，最后扩大组应取2更为合适。同时，最后传动组与最后扩大组往往是一致的。安装在主轴与主轴前一传动轴的具有极限或接近传动比的齿轮副承受最大扭距，在结构上可获得较为满意的处理，这也就是最后传动组的传动副经常为2的另一原因。22转速图的拟定运动参数确定以后，主轴各级转速就已知，切削耗能确定了电机功率。在此基础上，选择电机型号，确定各中间传动轴的转速，这样就拟定主运动的转速图，使主运动逐步具体化。221主电机的选定1电机功率N中型机床上，一般都采用三相交流异步电动机作为动力源。根据机床切削能力的要求确定电机功率N55KW电机转速DN选用时，要使电机转速与主轴最高转速和I轴转速相近或相宜，DNMAXN以免采用过大的升速或过小的降速传动。1440R/MINDN3）分配降速比该车床主轴传动系统共设有四个传动组其中有一个是带传动。根据降速比分配应“前慢后快”的原则以及摩擦离合器的工作速度要求，确定各传动组最小传动比。U总/28/14401/514MINE分配总降速传动比时，要考虑是否增加定比传动副，以使转速数列符合标准和有利于减小齿数和减小径向与轴向尺寸，必须按“前慢后快”的原则给串联的各变速器分配最小传动比。A决定轴的最小降速传动比主轴上的齿轮希望大一些，能起到飞轮的作用，所以最后一个变速组的最小降速传动比取极限1/4，公比141，14144，因此从轴的最下点向上4格，找到上对应的点，连接对应的两点即为轴的最小传动比。B决定其余变速组的最小传动比根据“前慢后快”的原则，轴间变速组取UMIN1/3，即从轴向上3格，同理，轴间取U1/3，连接各线。C根据个变速组的传动比连线按基本组的级比指数X03，第一扩大组的级比指数X11，第二扩大组的级比指数X36,画出传动系统图如22所示图22转速图23齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制231齿轮齿数的确定的要求可用计算法或查表确定齿轮齿数，后者更为简便，根据要求的传动比U和初步定出的传动副齿数和，查表即可求出小齿轮齿数。ZS选择时应考虑1传动组小齿轮应保证不产生根切。对于标准齿轮，其最小齿数17MINIZ2齿轮的齿数和SZ不能太大，以免齿轮尺寸过大而引起机床结构增大，一般推荐齿数和SZ100120，常选用在100之内。3同一变速组中的各对齿轮，其中心距必须保证相等。4保证强度和防止热处理变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚5保证主轴的转速误差在规定的范围之内。图23齿轮的壁厚232变速传动组中齿轮齿数的确定1）确定齿轮齿数1用计算法确定第一个变速组中各齿轮的齿数ZJZJZSZJ/ZJUJ其中ZJ主动齿轮的齿数ZJ被动齿轮的齿数UJ一对齿轮的传动比一对齿轮的齿数和ZS为了保证不产生根切以及保证最小齿轮装到轴上或套筒上具有足够的强度，最小齿轮必然是在降速比最大的传动副上出现。把Z1的齿数取大些取Z1ZMIN20则Z258852/10UZ齿数和SZZ1Z2205878同样根据公式Z3Z4392用查表法确定第二变速组的齿数A首先在U1、U2、U3中找出最小齿数的传动比U1B为了避免根切和结构需要，取ZMIN24C查表找到U11/1413的倒数282的行找到ZMIN24查表最小齿数和为92D找出可能的齿数和SZ的各种数值，这些数值必须同时满足各传动比要求的齿轮齿数能同时满足三个传动比要求的齿数和有SZ929699102E确定合理的齿数和SZ102依次可以查得Z527Z675Z734Z868Z942Z1060同理可得其它的齿轮如下表所示表23变速组第一变速组第二变速组第三变速组齿数和78102114齿轮Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14齿数20583939247834684260239176382）验算主轴转速误差由于确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计的理论转速难以完全相符，需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过101。主轴各级实际转速值用下式计算N实NE1UAUBUCUD其中滑移系数02UAUBUCUD分别为各级的传动比12/45转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示N101实际标准实际NN实114400625098035035025278N27828/28073）齿轮的布置为了使变速箱结构紧凑以及考虑主轴适当的支承距离和散热条件，其齿轮的布置如下图24所示。4）绘制主传动系统图按照主传动转速图以及齿轮齿数绘制主传动系统图如下25所示图24齿轮结构的布置图25主传动系统图3强度计算和结构草图设计31计算转速311主轴的计算转速NJNMINZ/31Z12NJNMIN32828279R/MIN312中间传动件的计算转速轴上的6级转速分别为112、160、224、315、450、630R/MIN主轴在79R/MIN以上都可以传递全部功率。轴经Z13Z14传递到主轴，这时从112R/MIN以上的转速全部功率，所以确定最低转速112R/MIN为轴的计算转速。按上述的方法从转速图中分别可找到计算转速轴为315R/MIN,轴为900R/MIN,电动机轴为1440R/MIN313齿轮的计算转速Z10安装在轴上，从转速图可见Z10齿轮本身有6种转速，其要传递全部的功率的计算转速为112R/MIN。32传动轴的估算和验算321传动轴直径的估算传动轴直径按扭转刚度用下列公式估算传动轴直径MM49JNND其中N该传动轴的输入功率KWDND电机额定功率；从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积该传动轴的计算转速R/MINJN每米长度上允许的扭转角DEG/M,可根据传动轴的要求选取如表32所示表32刚度要求允许的扭转角主轴一般的传动轴较低的传动轴051115152对于一般的传动轴，取15KW285960DN900R/MINJNMM528104914D取MM321KW25965DN425R/MINJN37MM425103291D取62KW2059953DN150MMJN410143463D采用花键轴结构，即将估算的传动轴直径D减小7为花键轴的直径，在选相近的标准花键。D1293093270D2345093320D3422093400查表可以选取花键的型号其尺寸分别为741GBBDDZ轴取6283271D轴取8323662轴取84246803322主轴的设计与计算主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件的主轴参与切削成形运动，此，它的精度和性能性能直接影响加工质量（加工精度与表面粗糙度）。1）主轴直径的选择查表可以选取前支承轴颈直径D190MM后支承轴颈直径D207085D16377MM选取D270MM2）主轴内径的选择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。确定孔径的原则是在满足对空心主轴孔径要求和最小壁厚要求以及不削弱主轴刚度的要求尽可能取大些。推荐普通车床D/D或D1/D105506其中D主轴的平均直径，DD1D2/2D1前轴颈处内孔直径D05506D4448MM所以，内孔直径取45MM3）前锥孔尺寸前锥孔用来装顶尖或其它工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。选择如下莫氏锥度号取5号标准莫氏锥度尺寸大端直径D443994）主轴前端悬伸量的选择确定主轴悬伸量A的原则是在满足结构要求的前提下，尽可能取小值。主轴悬伸量与前轴颈直径之比A/D0615A0615D154135MM所以，悬伸量取100MM5）主轴合理跨距和最佳跨距选择根据表314见机械设计手册计算前支承刚度。AK前后轴承均用3182100系列轴承，并采用前端定位的方式。查表4170DKA17009014926105N/MM因为后轴承直径小于前轴承，取41BAKKB661105N/MM1603BAKAL其中为参变量BA综合变量3AKEIA其中E弹性模量，取E20105N/MM2I转动惯量，ID4D4/64314804454181106MM039093AKA356102698由图334中，在横坐标上找出03909的点向上作垂线与的斜线相交，由交点向左作水平线与纵坐标轴相交，得41BAL0/A25。所以最佳跨距L0L025A25100250MM又因为合理跨距的范围L合理07515L01875375MM所以取L260MM6）主轴刚度的验算对于一般机床主轴，主要进行刚度验算，通常能满足刚度要求的主轴也能满足强度要求。对于一般受弯矩作用的主轴，需要进行弯矩刚度验算。主要验算主轴轴端的位移Y和前轴承处的转角A。图31主轴支承的简化切削力FZ3026N挠度YAEIALFZ32652108016001Y00002L000022600052YAY倾角AEIALF632510802613000011前端装有圆柱滚子轴承，查表A0001RADAA符合刚度要求。323主轴材料与热处理材料为45钢，调质到220250HBS，主轴端部锥孔、定心轴颈或定心圆锥面等部位局部淬硬至HRC5055，轴径应淬硬。33齿轮模数的估算和计算331齿轮模数的估算根据齿轮弯曲疲劳的估算MM32JZNNM齿面点蚀的估算MM370JNA其中为大齿轮的计算转速，A为齿轮中心距。J由中心距A及齿数、求出模数MM1Z221ZAMJ根据估算所得和中较大的值，选取相近的标准模数。MJ1）齿数为32与64的齿轮N528KWMM85142370JNNAMM58423MM21ZAMJ781643取模数为22）齿数为56与40的齿轮MM5418063M37JNNAMM6815023MM21ZAMJ421取模数为23）齿数为27与75的齿轮N525KWMM482150723M3JNNAMM125073MM21ZAMJ375取模数为254）齿数为34与68的齿轮N525KWMM29168532M370JNNA108MMMM21ZAMJ12683407取模数为255）齿数为42与60的齿轮N525KWMM1230652MMM7JNNA96MM21ZJ8104取模数为256）齿数为23与91的齿轮N520KWMM32150932MMM73MM21ZAJ1290取模数为257）齿数为76与38的齿轮N520KWMM462150732M3JNNAMM6120573MM21ZAMJ1238760取模数为25332齿轮模数的验算结构确定以后，齿轮的工作条件、空间安排、材料和精度等级等都已确定，才可能核验齿轮的接触疲劳和弯曲疲劳强度值是否满足要求。根据齿轮的接触疲劳计算齿轮模数公式为MM3213160JJMSJNIZNKI根据齿轮的弯曲疲劳强度计算齿轮模数公式为MM275132JMSNYZ式中N计算齿轮传递的额定功率计算齿轮（小齿轮）的计算转速R/MINJN齿宽系数，常取610；B计算齿轮的齿数，一般取传动中最小齿轮的齿数；1Z大齿轮与小齿轮的齿数比，；“”用于外啮合，“”号I12ZI用于内啮合；寿命系数，；35KSQNNRKS工作期限系数，T；36齿轮等传动件在接触MCN06和弯曲交变载荷下的疲劳曲线指数M和基准循环次数CON齿轮的最低转速R/MINT预定的齿轮工作期限，中型机床推荐T1500020000H转速变化系数NK功率利用系数NK材料强化系数。幅值低的交变我荷可使金属材料的晶粒边界强Q化，起着阻止疲劳细缝扩展的作用；（寿命系数）的极限SKMINAX,SK当；ININMAXSS时，取时，则取工作情况系数。中等冲击的主运动1216；11动载荷系数2K齿向载荷分布系数3Y齿形系数；、许用弯曲、接触应力MPAJ1齿数为32与64的齿轮KW285NMM643MZD节圆速度M/S8520NDV由表8可得取精度等级为7级。122K2110321MZ由表9得1KQNNRSMTC06431078563T071NKWQK47867143S由表可知MAXS所以取KS06由表11许用应力知，可取齿轮材料为45整淬1100MPAJ320MPA由表10可知可查得Y0453213160JJMSJNIZNK8915013264721603J2512JMSNYZNK513208740367所以模数取2适合要求。同样可以校核其它齿轮的模数也符合要求。34轴承的选择与校核机床传动轴常用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升。空载功率和噪音等方面，球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支承孔的加工精度要求都比较高，异常球轴承用得更多。但滚锥轴承的内外圈可以公开。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。选择轴承的型式和尺寸，首先取决于承载能力，但也要考虑其它结构条件。即要满足承载能力要求，又要符合孔的加工工艺，可以用轻、中、或重系列的轴承来达到支承孔直径的安排要求。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，一般传动轴承选用G级精度。341一般传动轴上的轴承选择在传动轴上选择6200系列的深沟球轴承，其具体的型号和尺寸如下表33所示表33传动轴轴承型号620572067207轴承尺寸255230553572342主轴轴承的类型主轴的前轴承选取3182100系列双列向心短圆柱滚子轴承。这种轴承承载能力大，内孔有112锥度，磨擦系数小，温升低，但不能承受轴向力，必须和能承受轴向力的轴承配合使用，因此整个部件支承结构比较复杂。图31343轴承间隙调整为了提高主轴回转精度和刚度，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、噪声和抗振性也有改善。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效果，而磨损发热量和噪声都会增大，轴承寿命将因此而降低。调整结构形式如下图所示图32调整说明转动调整螺母，使内圈向大端移动。特点结构简单。移动量完全靠经验，一旦调整过紧，难以把内圈退回。344轴承的较核1滚动轴承的疲劳寿命验算HTFKCFLLHNPAH50或NFLNHJ额定寿命H额定动载荷N动载荷NHLCJC滚动轴承的许用寿命H，一般取1000015000HT寿命指数，对球轴承3，对滚子轴承10/3速度系数，轴承的计算转数R/MINNF310CNFN寿命系数，使用系数HF50HLFAK功率利用系数HPK转化变化系数齿轮轮换工作系数当量动负荷NNLKF2滚动轴承的静负荷验算静负荷N额定静负荷N00CFKJJ00C安全系数当量静载荷NFN取其中较大值或RAYX000径向负荷R、静径向，轴向系数校验第根轴上的轴承T10000H查轴承样本可知，6205轴承的基本额定动载荷212000N850R/MINC3JN340851NF1AK0960808HNHPKL50FFLLNPAH302689614221437500HT同样可以较核其它轴承也符合要求。35摩擦离合器的选择与验算351按扭矩选择KKX9550NMJMMAXJNY式中离合器的额定静力矩KGMK安全系数JM运转时的最大负载力矩MAX查机械设计手册表，取K2096K1188NMFAX8509690295JNN352外摩擦片的内径D根据结构需要采用轴装式摩擦片，摩擦片的内径D应比安装在轴的轴径大26MM,取D35MM353选择摩擦片尺寸自行设计尺寸如下表34所示表34片数静力矩DDD1BB9603590983010354计算摩擦面的对数ZMVZNKDDPFMZ1203式中F摩擦片间的摩擦系数；P许用压强MPA；D摩擦片内片外径MM；D摩擦片外片内径MM；速度修正系数；接合面数修正系数；VKZ接个次数修正系数；K安全系数。M分别查表12MM35MM06F01P90DD940VK1085ZKM019435901604382Z10355摩擦片片数摩擦片总数为（Z1）片，即11片，根据具体情况设内为6片，外5片。计算轴向压力QVKPD221403141059405073N4V带的设计41V带传动的计算V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。1选择V带的型号根据公式1560CAPKKW式中P电动机额定功率，KA工作情况系数此处取为11。查机械设计图510，因此选择A型带，尺寸参数为B80MM，BD11MM，H10，。402确定带轮的计算直径，1D2带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。为提高带的寿命，小带轮的直径不宜过小，即。查机械设计取主动轮基准直径125。1DMIN11DM由公式12式中小带轮转速，大带轮转速，带的滑动系数，一般取002。1NN所以，MD548015742由机械设计V带带轮基准直径的标准系列，取圆整为250MM。实际传动比042150212DI传动比误差相对值934I一般允许误差5，所选大带轮直径可选。3确定三角带速度按公式SMNDV/4291062543106在525M/S之间，满足带速要求。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经验公式1201207DADM即，取A0500MMM7556215705V带的计算基准长度0LADALM56195042215435020由机械设计表54，选取带轮的基准长度为。L06确定实际中心距AMLA725012619052007验算小带轮包角，主动轮上包角合适。10765318012AD8确定V带根数Z由式LCAKPP0查表59，56得P0017KW,P0192KW查表511，K098；查表512，KL0999820981709256Z所以取根3Z9验算V带的挠曲次数，符合要求。SLMVU次40617010计算带的张紧力和压轴力查机械设计表52，Q01KG/M单根带的张紧力NQVKVZPFCA1754290198523406520带轮轴的压轴力ZF6SIN7SIN21042传动轴的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。421确定各轴转速1确定主轴计算转速主轴的计算转速为MIN/90R4135N321ZMIIV2各传动轴的计算转速轴可从主轴90R/MIN按22/88的传动副找上去，轴的计算转速125R/MIN；轴的计算转速为500R/MIN；轴的计算转速为710R/MIN。（3）核算主轴转速误差主轴各级实际转速值用下式计算32121UDN电式中分别为第一、第二、第三变速组齿轮传动比，取002。321U、MIN/8136MIN,/6390IN,/4693MIN,/31495724247752I/I,/I,/I,/811084321RRRRN反转实际转速I/90I,/5I,/642转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示10N标其中为主轴标准转速。标N正转转速误差表主轴转速1N23N45N6标准转速315456390125180实际转速31384393627687871255217573转速误差030234038237042237主轴转速N7N8N9N10N11N12标准转速25035550071010001400实际转速2476634672495316934499063138688转速误差094230094230094094转速误差满足要求。反转转速误差表主轴转速1N23N45N6标准转速475951903757501500实际转速46609319186383677373546147093转速误差190190190190190190转速误差满足要求。422传动轴直径的估算MNPKADJ4其中P电动机额定功率K键槽系数A系数从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积；该传动轴的计算转速。JN计算转速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J以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。查机械制造装备设计表311，I、II、III轴都是花键轴，轴是单键轴，。071,83,51KA051,92,1KA1轴的直径MIN/0,951RN，取28MMD2670183412轴的直径MIN/50,91209812RN，取30MMMD507183423轴的直径IN/125,87609323RN,取425MMD5187608434主轴的直径MIN/90,8590434R,取50MMMD12690851924此轴径为平均轴径，设计时可相应调整。43齿轮齿数的确定和模数的计算431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及小齿轮的齿数可以ZS从表39（机械制造装备设计）中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于1820。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。第一组齿轮传动比,10U214U查机械制造装备设计表39，齿数和取84ZS42，42，35，49；Z23Z4第二组齿轮传动比,，10U21241U齿数和取90ZS18，72，45，45，30，60；5Z67Z89Z10第三组齿轮传动比,21U241齿数和取110ZS73，37，22，88，1Z1213Z14反转齿轮传动比，127021NU578012NU取，得153Z351516Z72167U432齿轮模数的计算1齿轮弯曲疲劳的计算KWND2359051MMZNJ910432（机床主轴变速箱设计指导P36，为大齿轮的计算转速，可根据转速图JN确定）齿面点蚀的计算MMNNAJ918052370370取A81，由中心距A及齿数计算出模数9318421ZMJ根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。取，所以取93J3M2齿轮弯曲疲劳的计算KWN0259805026312733ZNMJ齿面点蚀的计算MMNNAJ71261507033取A127，由中心距A及齿数计算出模数82901721ZMJ根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。取，所以取82J3M3齿轮弯曲疲劳的计算KWN81490809503MMZNNJ71290843232齿面点蚀的计算，MNNAJ413908433取A140，由中心距A及齿数计算出模数5210421ZMJ根据计算选取两个中的较大值，选取相近的标准模数。取，所以取72J3M4标准齿轮0H1C025度，从机械原理表53查得以下公式齿顶圆ZDAA21齿根圆FHCM分度圆Z齿顶高A齿根高CHF齿轮的具体值见表齿轮尺寸表齿轮齿数Z模数M分度圆D齿顶圆A齿根圆FD齿顶高AH齿根高F1423126132118533752423126132118533753353105111975337544931471531395337551835460465337567232162221985337574531351411275337584531351411275337593039096825337510603180186172533751173321922521153375123731111171035337513223667258533751488326427025653375153531051119753375162336975615337517333991059153375434齿宽确定由公式610,M为模数得MB第一套啮合齿轮10380IM第二套啮合齿轮I第三套啮合齿轮6IB反转啮合齿轮V10380IM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，应主动轮比小齿轮齿宽大所以，128,1BM318B418,20,5,20,5,0,51976BM8BMB435齿轮结构设计当时，可做成腹板式结构，再考虑到加工问题，现1050ADM敲定把齿轮14做成腹板式结构。其余做成实心结构。齿轮14计算如下，100ADDMMN2412704MDD804，864325D58330MCD1,7/0144带轮结构设计查机械设计P156页，当。D是轴承外径，30D时,采用腹板式查机械零件手册确定选用深沟球轴承6211，D55MM,D100MM。带轮内孔尺寸是轴承外径尺寸100MM。齿机械设计表810确定参数得MIN85,20,9,12,85,38DAFBHEF带轮宽度15764BZE分度圆直径，DM，198018,5/28142DCBM64,LB45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。1确定摩擦片的径向尺寸摩擦片的外径尺寸受到外形轮廓的限制，内径又由安装它的轴径D来决定，而内外径的尺寸决定着内外摩擦片的环形接触面积的大小，直接影响离合器的结构与性能。表示这一特性系数是外片内径D1与内片外径D2之比，即21D一般外摩擦片的内径可取D115D153642MM机床上采用的摩擦片值可在057077范围内，此处取06，则内摩擦片外径D270MM。1D60422按扭矩确定摩擦离合面的数目ZZZMVFKRSPT其中T为离合器的扭矩；MNNNJ2870951950950K安全系数，此处取为13；P摩擦片许用比压，取为12MPA；F摩擦系数，查得F006；S内外片环行接触面积，S（D22D12）246176MM24诱导摩擦半径，假设摩擦表面压力均匀分布，则FR2858MM；FD3213KV速度修正系数，根据平均圆周速度查表取为108；结合次数修正系数，查表为15；MK摩擦结合面数修正系数，查表取为1；Z将以上数据代入公式计算得Z111，圆整为整偶数12，离合器内外摩擦片总数IZ113。3计算摩擦离合器的轴向压力QNKPSQV431098217644摩擦片厚度B1，15，175，2毫米，一般随摩擦面中径增大而加大。内外片分离时的最小间隙为（0204）MM。5反转时摩擦片数的确定普通车床主轴反转时一般不切削，故反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗确定。普通车床主轴高速空转功率PK一般为额定功率PD的2040，取PK04PD，计算反转静扭矩为PK122KW，代入公式计算出Z45，圆整为整偶数6，离合器内外摩擦片总数为7。根据JB/T91901999选用机械式多片双联离合器，因为安装在箱内，所以采取湿式。查表可得离合器参数H25，模数M25。查离合器手册表126选用编号为2的离合器。5动力设计51主轴刚度验算511选定前端悬伸量C，参考机械装备设计P121，根据主轴端部的结构，前支承轴承配置和密封装置的型式和尺寸，这里选定C120MM512主轴支承跨距L的确定一般最佳跨距，考虑到结构以及支承刚度因023402CM磨损会不断降低，应取跨距L比最佳支承跨距大一些，再考虑到结构需要，0L这里取L600MM。513计算C点挠度1）周向切削力的计算TP429510DTJNPDN其中,75,0968DNKW故，故。4429182513TPN41273610TPN30560,0RTFTPP1）驱动力Q的计算参考车床主轴箱指导书，7210NQNZ其中75096845,2,35/MINDNKWR所以7421103QN3）轴承刚度的计算这里选用4382900系列双列圆柱子滚子轴承根据求得013825CD050138741/920ABNM4）确定弹性模量，惯性距I；IC；和长度A2，B2，S。轴的材产选用40CR，查简明机械设计手册P6，有510EMP主轴的惯性距I为46427106DIM外内主轴C段的惯性距IC可近似地算4464025106CI11切削力P的作用点到主轴前支承支承的距离SCW，对于普通车床，W04H，（H是车床中心高，设H200MM。则120420SM根据齿轮、轴承宽度以及结构需要，取B60MM计算切削力P作用在S点引起主轴前端C点的挠度23226CSPCAALSSCYEIIL代入数据并计算得01299MM。SPY计算驱动力Q作用在两支承之间时，主轴前端C点子的挠度CMQY2226CMQBABLBLBCYEIL计算得00026MMCQ求主轴前端C点的终合挠度CY水平坐标Y轴上的分量代数和为OSCSOS,YPMQCMYY，计算得00297MM。6,270,18PQM其中CY0928Z综合挠度。综合挠度方向角，2CYCZARC75ZYYTG又。因为，所以此轴满足要求。00612YLC52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，齿数最小的齿轮进接触应力和弯曲应力的验算。这里要验算的是齿轮2，齿轮7，齿轮12这三个齿轮。齿轮12的齿数为18，模数为4，齿轮的应力1）接触应力41208VASFJUKNQZMBNU大齿轮齿数与小齿轮齿数之比；齿向载荷分布系数；动载荷系数；工况系数；KVKAKSK寿命系数查机械装备设计表104及图108及表102分布得15,2015,2HBFBVAKK假定齿轮工作寿命是48000H，故应力循环次数为960514801HNNJL次查机械装备设计图1018得，所以9,FNHNK233721501297506982081047148FMPA2）弯曲应力52190VASWJKNQZMBYN查金属切削手册有Y0378，代入公式求得1585MPAWQ查机械设计图1021E,齿轮的材产选，大齿轮、小齿轮的硬度40CR渗碳为60HRC，故有，从图1021E读出。因为1650FMPA920WMPA，故满足要求，另外两齿轮计算方法如上，均符合,FFW要求。53轴承的校验轴选用的是角接触轴承7206其基本额定负荷为305KN由于该轴的转速是定值所以齿轮越小越靠近轴承，对轴承的要求710/MINR越高。根据设计要求，应该对轴未端的滚子轴承进行校核。齿轮的直径24560D轴传递的转矩NPT9NM7509631齿轮受力N3242RTFD根据受力分析和受力图可以得出轴承的径向力为N10621LRRVN35210642VR因轴承在运转中有中等冲击载荷，又由于不受轴向力，按机械设计表105查得PF为12到18，取，则有31N13780621RXFPPN4522轴承的寿命因为，所以按轴承1的受力大小计算1H1380978506016PCNLH故该轴承能满足要求。54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766，圆周速度很低的，才选877。如果噪声要求很严，或一些关键齿轮，就应选655。当精度从766提高到655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。541其他问题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。55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