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主軸箱設(shè)計(jì)
1. 概述
車床的規(guī)格系列和用處
普通機(jī)床的規(guī)格和類型有系列型譜作為設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)該遵照的基礎(chǔ)。因此，對(duì)這些基本知識(shí)和資料作些簡(jiǎn)要介紹。本次設(shè)計(jì)的是普通型車床C6140主軸變速箱。主要用于加工回轉(zhuǎn)體。
車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)（GB1582-79，JB/Z143-79）
工件最大回轉(zhuǎn)直徑
D(mm)
正轉(zhuǎn)最高轉(zhuǎn)速
nmax( )
電機(jī)功率
N（kw）
公比
轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)Z
反轉(zhuǎn)
400
1400
5.5
1.41
12
級(jí)數(shù)Z反=Z正/2；n反max≈1.1n正max
2.參數(shù)的擬定
2.1 確定極限轉(zhuǎn)速
，
又∵=1.41∴ 得=43.79. 取 =45；
，去標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速列.
2.2 主電機(jī)選擇
合理的確定電機(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。
已知電動(dòng)機(jī)的功率是5.5KW，根據(jù)《車床設(shè)計(jì)手冊(cè)》附錄表2選Y132S-4，額定功率5.5，滿載轉(zhuǎn)速1440 ，最大額定轉(zhuǎn)距2.2。
3.傳動(dòng)設(shè)計(jì)
3.1 主傳動(dòng)方案擬定
擬定傳動(dòng)方案，包括傳動(dòng)型式的選擇以及開停、幻想、制動(dòng)、操縱等整個(gè)傳動(dòng)系統(tǒng)的確定。傳動(dòng)型式則指?jìng)鲃?dòng)和變速的元件、機(jī)構(gòu)以及組成、安排不同特點(diǎn)的傳動(dòng)型式、變速類型。
傳動(dòng)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，確定傳動(dòng)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。
傳動(dòng)方案有多種，傳動(dòng)型式更是眾多，比如：傳動(dòng)型式上有集中傳動(dòng)，分離傳動(dòng)；擴(kuò)大變速范圍可用增加傳動(dòng)組數(shù)，也可用背輪結(jié)構(gòu)、分支傳動(dòng)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(jì)中，我們采用集中傳動(dòng)型式的主軸變速箱。
3.2 傳動(dòng)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(duì)于分析和選擇簡(jiǎn)單的串聯(lián)式的傳動(dòng)不失為有用的方法，但對(duì)于分析復(fù)雜的傳動(dòng)并想由此導(dǎo)出實(shí)際的方案，就并非十分有效。
3.2.1 確定傳動(dòng)組及各傳動(dòng)組中傳動(dòng)副的數(shù)目
級(jí)數(shù)為Z的傳動(dòng)系統(tǒng)由若干個(gè)順序的傳動(dòng)組組成，各傳動(dòng)組分別有、、……個(gè)傳動(dòng)副。即
傳動(dòng)副中由于結(jié)構(gòu)的限制以2或3為合適，即變速級(jí)數(shù)Z應(yīng)為2和3的因子： ，可以有三種方案：
12=3×2×2；12=2×3×2；12=2×2×3；
3.2.2 傳動(dòng)式的擬定
12級(jí)轉(zhuǎn)速傳動(dòng)系統(tǒng)的傳動(dòng)組，選擇傳動(dòng)組安排方式時(shí)，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(shí)，為減少軸向尺寸，第一傳動(dòng)組的傳動(dòng)副數(shù)不能多，以2為宜。
主軸對(duì)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(gè)傳動(dòng)組的傳動(dòng)副常選用2。
綜上所述，傳動(dòng)式為12=2×3×2。
3.2.3 結(jié)構(gòu)式的擬定
對(duì)于12=2×3×2傳動(dòng)式，有6種結(jié)構(gòu)式和對(duì)應(yīng)的結(jié)構(gòu)網(wǎng)。分別為：
， ， ，
由于本次設(shè)計(jì)的機(jī)床軸裝有摩擦離合器，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。
3.3 轉(zhuǎn)速圖的擬定
圖3-1 正轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速圖
圖3-2 反轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速圖
圖3-3主傳動(dòng)系圖
4. 傳動(dòng)件的估算
4.1 V帶傳動(dòng)的計(jì)算
V帶傳動(dòng)中，軸間距A可以加大。由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會(huì)有打滑，宜可緩和沖擊及隔離振動(dòng)，使傳動(dòng)平穩(wěn)。帶輪結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但尺寸大，機(jī)床中常用作電機(jī)輸出軸的定比傳動(dòng)。
(1) 選擇V帶的型號(hào)
根據(jù)公式
式中P---電動(dòng)機(jī)額定功率，--工作情況系數(shù)(此處取為1.1)。
查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖5-10，因此選擇A型帶，尺寸參數(shù)為B=80mm，=11mm，h=10，。
(2)確定帶輪的計(jì)算直徑，
帶輪的直徑越小帶的彎曲應(yīng)力就越大。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑不宜過小，即。查《機(jī)械設(shè)計(jì)》取主動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑=125。
由公式
式中：-小帶輪轉(zhuǎn)速，-大帶輪轉(zhuǎn)速，-帶的滑動(dòng)系數(shù)，一般取0.02。
所以 ，
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》V帶帶輪基準(zhǔn)直徑的標(biāo)準(zhǔn)系列，取圓整為250mm。
實(shí)際傳動(dòng)比
傳動(dòng)比誤差相對(duì)值
一般允許誤差5%，所選大帶輪直徑可選。
(3)確定三角帶速度
按公式
在5～25m/s之間，滿足帶速要求。
(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)選取： 根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式
即 ，取=500mm.
(5)V帶的計(jì)算基準(zhǔn)長度
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表5-4，選取帶輪的基準(zhǔn)長度為。
(6)確定實(shí)際中心距
(7)驗(yàn)算小帶輪包角
，主動(dòng)輪上包角合適。
(8)確定V帶根數(shù)
由式
查表5-9，5-6 得= 0.17KW,= 1.92KW
查表5-11，=0.98；查表5-12，=0.99
所以取根.
(9)驗(yàn)算V帶的撓曲次數(shù)
，符合要求。
(10)計(jì)算帶的張緊力和壓軸力
查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表5-2，q=0.1kg/m
單根帶的張緊力
帶輪軸的壓軸力
4.2 傳動(dòng)軸的估算
傳動(dòng)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(dòng)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)生過大的變形。因此，必須保證傳動(dòng)軸有足夠的剛度。
4.2.1 確定各軸轉(zhuǎn)速
(1) 確定主軸計(jì)算轉(zhuǎn)速：主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為
(2) 各傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速：
軸Ⅲ可從主軸90r/min按22/88的傳動(dòng)副找上去，軸Ⅲ的計(jì)算轉(zhuǎn)速
125r/min；軸Ⅱ的計(jì)算轉(zhuǎn)速為500r/min；軸Ⅰ的計(jì)算轉(zhuǎn)速為710r/min。
（3）核算主軸轉(zhuǎn)速誤差
主軸各級(jí)實(shí)際轉(zhuǎn)速值用下式計(jì)算：
式中 分別為第一、第二、第三變速組齒輪傳動(dòng)比，ε取0.02 。
正轉(zhuǎn)實(shí)際轉(zhuǎn)速
反轉(zhuǎn)實(shí)際轉(zhuǎn)速
轉(zhuǎn)速誤差用主軸實(shí)際轉(zhuǎn)速與標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速相對(duì)誤差的絕對(duì)值表示：
%
其中為主軸標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速。
正轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速誤差表
主軸轉(zhuǎn)速
標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速
31.5
45
63
90
125
180
實(shí)際轉(zhuǎn)速
31.38
43.93
62.76
87.87
125.52
175.73
轉(zhuǎn)速誤差%
0.30
2.34
0.38
2.37
0.42
2.37
主軸轉(zhuǎn)速
n7
n8
n9
n10
n11
n12
標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速
250
355
500
710
1000
1400
實(shí)際轉(zhuǎn)速
247.66
346.72
495.31
693.44
990.63
1386.88
轉(zhuǎn)速誤差%
0.94
2.30
0.94
2.30
0.94
0.94
轉(zhuǎn)速誤差滿足要求。
反轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速誤差表
主軸轉(zhuǎn)速
標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速
47.5
95
190
375
750
1500
實(shí)際轉(zhuǎn)速
46.60
93.19
186.38
367.73
735.46
1470.93
轉(zhuǎn)速誤差%
1.90
1.90
1.90
1.90
1.90
1.90
轉(zhuǎn)速誤差滿足要求。
4.2.2 傳動(dòng)軸直徑的估算
其中：P-電動(dòng)機(jī)額定功率
K-鍵槽系數(shù)
A-系數(shù)
-從電機(jī)到該傳動(dòng)軸之間傳動(dòng)件的傳動(dòng)效率的乘積；
-該傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速。
計(jì)算轉(zhuǎn)速是傳動(dòng)件能傳遞全部功率的最低轉(zhuǎn)速。各傳動(dòng)件的計(jì)算轉(zhuǎn)速可以從轉(zhuǎn)速圖上，按主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速和相應(yīng)的傳動(dòng)關(guān)系確定。
查《機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)》表3-11，I、II、III軸都是花鍵軸，;Ⅳ軸是單鍵軸，。
[1]Ⅰ軸的直徑：
，取28mm.
[2]Ⅱ軸的直徑：
，取30mm.
[3]Ⅲ軸的直徑：
,取42.5mm.
[4]主軸的直徑：
,取50mm.
此軸徑為平均軸徑，設(shè)計(jì)時(shí)可相應(yīng)調(diào)整。
4.3 齒輪齒數(shù)的確定和模數(shù)的計(jì)算
4.3.1 齒輪齒數(shù)的確定
當(dāng)各變速組的傳動(dòng)比確定以后，可確定齒輪齒數(shù)。對(duì)于定比傳動(dòng)的齒輪齒數(shù)可依據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)推薦的方法確定。對(duì)于變速組內(nèi)齒輪的齒數(shù)，如傳動(dòng)比是標(biāo)準(zhǔn)公比的整數(shù)次方時(shí)，變速組內(nèi)每對(duì)齒輪的齒數(shù)和及小齒輪的齒數(shù)可以從表3-9（機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)）中選取。一般在主傳動(dòng)中，最小齒數(shù)應(yīng)大于18～20。采用三聯(lián)滑移齒輪時(shí)，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。
第一組齒輪：
傳動(dòng)比：,
查《機(jī)械制造裝備設(shè)計(jì)》表3-9，齒數(shù)和取84
=42，=42，=35，=49；
第二組齒輪：
傳動(dòng)比：,，
齒數(shù)和取90：
=18，=72，=45，=45，=30，=60；
第三組齒輪：
傳動(dòng)比：,
齒數(shù)和取110：
=73，=37，=22，=88，
反轉(zhuǎn)齒輪：
傳動(dòng)比：，
取，得
4.3.2 齒輪模數(shù)的計(jì)算
(1)Ⅰ-Ⅱ 齒輪彎曲疲勞的計(jì)算：
（機(jī)床主軸變速箱設(shè)計(jì)指導(dǎo)P36，為大齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速，可根據(jù)轉(zhuǎn)速圖確定）
齒面點(diǎn)蝕的計(jì)算：
取A=81，由中心距A及齒數(shù)計(jì)算出模數(shù)：
根據(jù)計(jì)算選取兩個(gè)中的較大值，選取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)。
取，所以取
(2) Ⅱ-Ⅲ齒輪彎曲疲勞的計(jì)算：
齒面點(diǎn)蝕的計(jì)算：
取A=127，由中心距A及齒數(shù)計(jì)算出模數(shù)：
根據(jù)計(jì)算選取兩個(gè)中的較大值，選取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)。
取 ，所以取
(3)Ⅲ-Ⅳ 齒輪彎曲疲勞的計(jì)算：
齒面點(diǎn)蝕的計(jì)算：，
取A=140，由中心距A及齒數(shù)計(jì)算出模數(shù)：
根據(jù)計(jì)算選取兩個(gè)中的較大值，選取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)。
取，所以取
(4)標(biāo)準(zhǔn)齒輪：
從機(jī)械原理 表5-3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
1
42
3
126
132
118.5
3
3.75
2
42
3
126
132
118.5
3
3.75
3
35
3
105
111
97.5
3
3.75
4
49
3
147
153
139.5
3
3.75
5
18
3
54
60
46.5
3
3.75
6
72
3
216
222
198.5
3
3.75
7
45
3
135
141
127.5
3
3.75
8
45
3
135
141
127.5
3
3.75
9
30
3
90
96
82.5
3
3.75
10
60
3
180
186
172.5
3
3.75
11
73
3
219
225
211.5
3
3.75
12
37
3
111
117
103.5
3
3.75
13
22
3
66
72
58.5
3
3.75
14
88
3
264
270
256.5
3
3.75
15
35
3
105
111
97.5
3
3.75
16
23
3
69
75
61.5
3
3.75
17
33
3
99
105
91.5
3
3.75
4.3.4齒寬確定
由公式(6～10,m為模數(shù))得：
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(duì)嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯(cuò)位時(shí)導(dǎo)致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設(shè)計(jì)上，應(yīng)主動(dòng)輪比小齒輪齒寬大
所以，，，
4.3.5 齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
當(dāng)時(shí)，可做成腹板式結(jié)構(gòu)，再考慮到加工問題，現(xiàn)敲定把齒輪14做成腹板式結(jié)構(gòu)。其余做成實(shí)心結(jié)構(gòu)。齒輪14計(jì)算如下：
～，，，
～
4.4 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
查《機(jī)械設(shè)計(jì)》P156頁，當(dāng)。D是軸承外徑，查《機(jī)械零件手冊(cè)》確定選用深溝球軸承6211，d=55mm,D=100mm。帶輪內(nèi)孔尺寸是軸承外徑尺寸100mm。齒《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8-10確定參數(shù)得：
帶輪寬度：
分度圓直徑：，
，
4.5 片式摩擦離合器的選擇和計(jì)算
片式摩擦離合器目前在機(jī)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(dòng)。
(1) 確定摩擦片的徑向尺寸：
摩擦片的外徑尺寸受到外形輪廓的限制，內(nèi)徑又由安裝它的軸徑d來決定，而內(nèi)外徑的尺寸決定著內(nèi)外摩擦片的環(huán)形接觸面積的大小，直接影響離合器的結(jié)構(gòu)與性能。表示這一特性系數(shù)是外片內(nèi)徑D1與內(nèi)片外徑D2之比，即
一般外摩擦片的內(nèi)徑可?。篋1=1.5d=1.536=42mm;
機(jī)床上采用的摩擦片值可在0.57～0.77范圍內(nèi)，此處取=0.6，則內(nèi)摩擦片外徑D2=70mm。
(2) 按扭矩確定摩擦離合面的數(shù)目Z：
Z≥
其中T為離合器的扭矩；
K——安全系數(shù)，此處取為1.3；
[P]——摩擦片許用比壓，取為1.2MPa；
f——摩擦系數(shù)，查得f=0.06；
S——內(nèi)外片環(huán)行接觸面積，
S（D22 — D12）=2461.76mm2;
——誘導(dǎo)摩擦半徑，假設(shè)摩擦表面壓力均勻分布，則=28.58mm；
KV——速度修正系數(shù)，根據(jù)平均圓周速度查表取為1.08；
——結(jié)合次數(shù)修正系數(shù)，查表為1.5；
——摩擦結(jié)合面數(shù)修正系數(shù)， 查表取為1；
將以上數(shù)據(jù)代入公式計(jì)算得Z≥11.1，圓整為整偶數(shù)12，離合器內(nèi)外摩擦片總數(shù)i=Z+1=13。
(3) 計(jì)算摩擦離合器的軸向壓力Q：
(4) 摩擦片厚度b = 1，1.5，1.75，2毫米，一般隨摩擦面中徑增大而加大。內(nèi)外片分離時(shí)的最小間隙為（0.2～0.4）mm。
(5) 反轉(zhuǎn)時(shí)摩擦片數(shù)的確定：
普通車床主軸反轉(zhuǎn)時(shí)一般不切削，故反向離合器所傳遞的扭矩可按空載功率損耗確定。普通車床主軸高速空轉(zhuǎn)功率Pk一般為額定功率Pd的20～40%，取Pk = 0.4Pd，計(jì)算反轉(zhuǎn)靜扭矩為Pk = 12.2KW，代入公式計(jì)算出Z≥4.5，圓整為整偶數(shù)6，離合器內(nèi)外摩擦片總數(shù)為7。
根據(jù)JB/T9190-1999選用機(jī)械式多片雙聯(lián)離合器，因?yàn)榘惭b在箱內(nèi)，所以采取濕式。查表可得離合器參數(shù)H=2.5，模數(shù)m=2.5。查《離合器手冊(cè)》表1.2.6選用編號(hào)為2的離合器。
5. 動(dòng)力設(shè)計(jì)
5.1主軸剛度驗(yàn)算
5.1.1 選定前端懸伸量C，參考《機(jī)械裝備設(shè)計(jì)》P121，根據(jù)主軸端部的結(jié)構(gòu)，前支承軸承配置和密封裝置的型式和尺寸，這里選定C=120mm.
5.1.2 主軸支承跨距L的確定
一般最佳跨距 ，考慮到結(jié)構(gòu)以及支承剛度因磨損會(huì)不斷降低，應(yīng)取跨距L比最佳支承跨距大一些，再考慮到結(jié)構(gòu)需要，這里取L=600mm。
5.1.3 計(jì)算C點(diǎn)撓度
1）周向切削力的計(jì)算
其中,
故，故。
1） 驅(qū)動(dòng)力Q的計(jì)算
參考《車床主軸箱指導(dǎo)書》，
其中
所以
3）軸承剛度的計(jì)算
這里選用4382900系列雙列圓柱子滾子軸承
根據(jù)求得：
4）確定彈性模量，慣性距I；；和長度。
①軸的材產(chǎn)選用40Cr，查《簡(jiǎn)明機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》P6，有
②主軸的慣性距I為：
主軸C段的慣性距Ic可近似地算：
③切削力P的作用點(diǎn)到主軸前支承支承的距離S=C+W，對(duì)于普通車床，W=0.4H，（H是車床中心高，設(shè)H=200mm)。
則：
④根據(jù)齒輪、軸承寬度以及結(jié)構(gòu)需要，取b=60mm
⑤計(jì)算切削力P作用在S點(diǎn)引起主軸前端C點(diǎn)的撓度
代入數(shù)據(jù)并計(jì)算得=0.1299mm。
⑥計(jì)算驅(qū)動(dòng)力Q作用在兩支承之間時(shí)，主軸前端C點(diǎn)子的撓度
計(jì)算得：=-0.0026mm
⑦求主軸前端C點(diǎn)的終合撓度
水平坐標(biāo)Y軸上的分量代數(shù)和為
，計(jì)算得：=0.0297mm.。綜合撓度。綜合撓度方向角，又。因?yàn)椋源溯S滿足要求。
5.2 齒輪校驗(yàn)
在驗(yàn)算算速箱中的齒輪應(yīng)力時(shí)，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2，齒輪7，齒輪12這三個(gè)齒輪。
齒輪12的齒數(shù)為18，模數(shù)為4，齒輪的應(yīng)力：
1）接觸應(yīng)力：
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(dòng)載荷系數(shù)；----工況系數(shù)；----壽命系數(shù)
查《機(jī)械裝備設(shè)計(jì)》表10-4及圖10-8及表10-2分布得
假定齒輪工作壽命是48000h，故應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為
查《機(jī)械裝備設(shè)計(jì)》圖10-18得，所以：
2） 彎曲應(yīng)力：
查《金屬切削手冊(cè)》有Y=0.378，代入公式求得：=158.5Mpa
查《機(jī)械設(shè)計(jì)》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?yàn)椋?
，故滿足要求，另外兩齒輪計(jì)算方法如上，均符合要求。
5.3軸承的校驗(yàn)
Ⅰ軸選用的是角接觸軸承7206 其基本額定負(fù)荷為30.5KN
由于該軸的轉(zhuǎn)速是定值所以齒輪越小越靠近軸承，對(duì)軸承的要求越高。根據(jù)設(shè)計(jì)要求，應(yīng)該對(duì)Ⅰ軸未端的滾子軸承進(jìn)行校核。
齒輪的直徑
Ⅰ軸傳遞的轉(zhuǎn)矩
Nm
齒輪受力 N
根據(jù)受力分析和受力圖可以得出軸承的徑向力為
N
N
因軸承在運(yùn)轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，又由于不受軸向力，按《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-5查得
為1.2到1.8，取，則有：
N
N
軸承的壽命 因?yàn)?，所以按軸承1的受力大小計(jì)算：
h
故該軸承能滿足要求。
6.3 錯(cuò)誤！未找到引用源。軸（輸入軸）的設(shè)計(jì)
將運(yùn)動(dòng)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）。錯(cuò)誤！未找到引用源。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錯(cuò)誤！未找到引用源。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(shí)退刀。車螺紋時(shí)，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)，一般采用濕式。
在確定軸向尺寸時(shí)，摩擦片不壓緊時(shí)，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(gè)帶花鍵孔的圓盤實(shí)現(xiàn)。其中一個(gè)圓盤裝
在花鍵上，另一個(gè)裝在花鍵軸上的一個(gè)環(huán)形溝槽里，并轉(zhuǎn)過一個(gè)花鍵齒，和軸上的花鍵對(duì)正，然后用螺釘把錯(cuò)開的兩個(gè)圓盤連接在一起。這樣就限制了軸向和周向德兩個(gè)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(dòng)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(jì)時(shí)應(yīng)使加力環(huán)推動(dòng)擺桿和鋼球的運(yùn)動(dòng)是不可逆的，即操縱力撤
消后，有自鎖作用。
錯(cuò)誤！未找到引用源。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(shí)才和軸一起轉(zhuǎn)動(dòng)。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(duì)轉(zhuǎn)速很高（約為兩倍左右）。結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)考慮這點(diǎn)。
齒輪與軸之間的軸承可以用滾動(dòng)軸承也可以用滑動(dòng)軸承?；瑒?dòng)軸承在一些性能和維修上不如滾動(dòng)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。
6.4 齒輪塊設(shè)計(jì)
齒輪是變速箱中的重要元件。齒輪同時(shí)嚙合的齒數(shù)是周期性變化的。也就是說，作用在一個(gè)齒輪上的載荷是變化的。同時(shí)由于齒輪制造及安裝誤差等，不可避免要產(chǎn)生動(dòng)載荷而引起振動(dòng)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(jì)時(shí)，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(dòng)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(dòng)力和運(yùn)動(dòng)。它的精度選擇主要取決于圓周速度。采用同一精度時(shí)，圓周速度越高，振動(dòng)和噪聲越大，根據(jù)實(shí)際結(jié)果得知，圓周速度會(huì)增加一倍，噪聲約增大6dB。
工作平穩(wěn)性和接觸誤差對(duì)振動(dòng)和噪聲的影響比運(yùn)動(dòng)誤差要大，所以這兩項(xiàng)精度應(yīng)選高一級(jí)。
為了控制噪聲，機(jī)床上主傳動(dòng)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—5。當(dāng)精度從7—6—6提高到6—5—5時(shí)，制造費(fèi)用將顯著提高。
不同精度等級(jí)的齒輪，要采用不同的加工方法，對(duì)結(jié)構(gòu)要求也有所不同。
8級(jí)精度齒輪，一般滾齒或插齒就可以達(dá)到。
7級(jí)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(jí)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(jí)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(jí)。
機(jī)床主軸變速箱中齒輪齒部一般都需要淬火。
6.4.1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(shí)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(shí)，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(shí)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?；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(shí)最后調(diào)整確定。
6.5 傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)
機(jī)床傳動(dòng)軸，廣泛采用滾動(dòng)軸承作支撐。軸上要安裝齒輪、離合器和制動(dòng)器等。傳動(dòng)軸應(yīng)保證這些傳動(dòng)件或機(jī)構(gòu)能正常工作。
首先傳動(dòng)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(dòng)、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(huì)引起上述問題。
傳動(dòng)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(shí)的過濾部分。一般尺寸花鍵的滾刀直徑為65～85。
機(jī)床傳動(dòng)軸常采用的滾動(dòng)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(duì)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(shí)在沒有軸向力時(shí)，也常采用這種軸承。選擇軸承的型號(hào)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(shí)加工幾個(gè)同心孔的工藝。下面分析幾種鏜孔方式：對(duì)于支撐跨距長的箱體孔，要從兩邊同時(shí)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(shí)加工各孔；對(duì)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(jì)時(shí)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5～10，以免加工時(shí)孔變形。
花鍵軸兩端裝軸承的軸頸尺寸至少有一個(gè)應(yīng)小于花鍵的內(nèi)徑。
一般傳動(dòng)軸上軸承選用級(jí)精度。
傳動(dòng)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(dòng)件的位置正確性，不論軸是否轉(zhuǎn)動(dòng)，是否受軸向力，都必須有軸向定位。對(duì)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(shí)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(gè)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。
6.6 主軸組件設(shè)計(jì)
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(dòng)，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(jì)時(shí)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(gè)方面考慮。
6.6.1 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(dòng)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(shì)。
2） 軸頸直徑
前支撐的直徑是主軸上一主要的尺寸，設(shè)計(jì)時(shí)，一般先估算或擬定一個(gè)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?，一般推薦取： =3～5，跨距小時(shí)，軸承變形對(duì)軸端變形的影響大。所以，軸承剛度小時(shí)，應(yīng)選大值，軸剛度差時(shí)，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(shí)力求接近上述要求。
6.6.2 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(shí)承受徑向力和軸向力，結(jié)構(gòu)比較簡(jiǎn)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）軸承的配置
大多數(shù)機(jī)床主軸采用兩個(gè)支撐，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造方便，但為了提高主軸剛度也有用三個(gè)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(gè)支撐的主要支撐，第三個(gè)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(shí)，輔助支撐軸承才起作用。
軸承配置時(shí)，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(shí)，應(yīng)注意以下幾點(diǎn)：
① 每個(gè)支撐點(diǎn)都要能承受經(jīng)向力。
② 兩個(gè)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(gè)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(dòng)軸高。前軸承的誤差對(duì)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(jí)。
普通精度級(jí)機(jī)床的主軸，前軸承的選或級(jí)，后軸承選或級(jí)。選擇軸承的精度時(shí)，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(huì)反映到軸承滾道上去。如果配合精度選的太低，會(huì)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)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(duì)提高剛度沒有明顯的小果，而磨損發(fā)熱量和噪聲都會(huì)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(duì)外圈可以移動(dòng)，當(dāng)內(nèi)圈向大端軸向移動(dòng)時(shí)，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(gè)端面的平行度都由較高要求，否則，調(diào)整時(shí)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(duì)螺紋中心線垂直度、軸上和孔上套簡(jiǎn)兩端平行度等均有嚴(yán)格的精度要求。
6.6.3 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(duì)中性好，但加工較難。平鍵一般用一個(gè)或者兩個(gè)（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。
6.6.4 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(gè)或幾個(gè)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(shí)，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?，使油能順利地流回到油箱?
6.6.5 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，這樣可以減小主軸的扭轉(zhuǎn)變形。
當(dāng)后支承采用推力軸承時(shí)，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(gè)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(hào)鋼材的彈性模量基本一樣，對(duì)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。
7.總結(jié)
在課程設(shè)計(jì)當(dāng)中，我也遇到了一些問題。設(shè)計(jì)過程也是培養(yǎng)我們認(rèn)真細(xì)心的態(tài)度。
在此過程中不斷發(fā)現(xiàn)問題和解決問題，使我加深了對(duì)大學(xué)所學(xué)課程理解，綜合應(yīng)用，并得到進(jìn)一步的鞏固，這對(duì)以后的學(xué)習(xí)和工作都有積極的意義。
總之，這次的課程設(shè)計(jì)讓我學(xué)到了很多東西。
參考文獻(xiàn)
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4.《機(jī)械制造技術(shù)基礎(chǔ)》 曾志新主編 武漢理工大學(xué)出版社
5.《理論力學(xué)》 陳昭儀 航空工業(yè)出版社
6.《材料力學(xué)》 戴少度 國防工業(yè)出版社
7.《機(jī)械加工手冊(cè)》 陳心昭 機(jī)械工業(yè)出版社
8.《機(jī)床設(shè)計(jì)圖冊(cè)》 上海紡織工學(xué)院 上?？萍汲霭嫔?
9.《機(jī)床主軸變速箱設(shè)計(jì)指導(dǎo)》 張玉峰等主編 機(jī)械工業(yè)出版社
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附件圖紙
車床主軸箱展開圖
主軸箱斷面圖