毕业设计论文卧式车床主轴箱设计

卧式车床主轴箱设计摘 要金属切削机床又称为“工作母机”或“工具机”，习惯上称为机床。机床在国民经济现代化建设中起着重大的作用。机床技术水平的高低已成为衡量一个国家工业现代化水平的重要标志之一。机床工业是机械制造业的“装备部”、“总工艺部”，对国民经济的发展起着重大作用。车床借助于转动的工件对着刀具来切去金属材料。车床主要用于加工各种回转体表面，如外圆柱面、内圆柱面、锥形表面、端面、切槽、切断、车螺纹、钻孔、铰孔等；在车床上采用特殊的装置，还可以进行镗削、磨削、研磨、抛光等。在一般机械制造企业中，车床占机床总数的20%35%。本论文主要设计卧式车床的主轴箱。设计摘要如下：确定主传动的运动设计，论证并确定合理的结构网和转速图，拟订传动系统图；根据已知条件对传动件进行设计和计算，对主要传动进行验算；确定传动轴的空间位置及各个零件的装配关系。关键词：机床，车床，主轴箱，转速图HORIZONTAL LATHE HEADSTOCKS DESIGNABSTRACTThe metal-cutting machine tool is called “the machine tool” or “the machine”, in custom is called engine bed. The engine bed is playing the significant role in the national economy modernization. The engine bed technical levels height have become weighs one of national industry modernization level important symbols. The machine tool industry is the machine-building industry “the logistics department”, “the total craft department”, to national economy development important functionThe lathe with the aid of treats the cutting tool in the rotation work piece to slice the metallic material. The lathe mainly uses in processing each kind of solid of revolution surface, like the outer annulus cylinder, the internal bore cylinder, the cone-shape surface, the end surface, the grooving, the cut-off, the cutting thread, the drill hole, ream and so on; Uses the special installment in the lathe, but may also carry on, the grinding, the attrition, polishing boring and so on. In the common machine manufacture enterprise, the lathe accounts for the engine bed total 20%35%.Present paper main design horizontal lathes headstock. The design abstract is as follows: The definite master drives movement design, proves and determined that the reasonable structure network and the speed change diagram, draft the kinematic scheme; To passes on the moving parts according to the datum to carry on the design and the computation, carries on the checking calculation to the main transmission; Definite drive shafts space position and each components assembly relations.KEY WORDS: Engine bed, Lathe, Headstock, Speed change diagram目录前言1第1章 运动设计51.1 主轴变速范围的确定51.2 公比的确定51.3 主轴转速级数的确定51.4 结构式、结构网的确定61.4.1 确定结构式61.4.2 确定结构网71.5 绘制转速图81.5.1 选定电动机81.5.2 变速组分析81.5.3 确定轴数，绘制转速图81.6 各变速组齿轮传动副齿数的确定101.6.1 轴轴变速组齿轮101.6.2 轴轴变速组齿轮111.6.3 轴轴变速组齿轮111.6.4 轴轴变速组齿轮111.6.5 高速分支轴轴变速组齿轮121.6.6 低速分支轴轴变速组齿轮121.7核算转速误差131.8绘制传动系统图14第2章 传动零件的初步计算162.1 带传动计算162.2 各轴传递功率的计算202.3 各轴计算转速的确定212.4 传动轴直径的估算232.5 齿轮模数的初步计算272.6 主轴尺寸参数的确定30第3章 零件的验算343.1 对轴轴小齿轮的验算343.1.1 接触疲劳强度的验算343.1.2 弯曲疲劳强度的验算363.2 主轴刚度的验算373.2.1 刚度标准373.2.2 主轴上的载荷373.2.3 主轴前端挠度的验算393.2.4 主轴前轴承倾角的验算463.3 主轴前轴承疲劳强度的验算48第4章 离合器的计算50结论53谢 辞54参考文献55前言1.金属切削机床及其在国民经济中的地位金属切削机床是用切削的方法将金属毛坯加工成机器零件的机器，它是制造机器的机器，所以又称为“工作母机”或“工具机”，习惯上简称为机床。现代社会中，人们为了高效、经济地生产各种高质量的产品，日益广泛地使用各种机器、仪器和工具等技术设备与装备。为制造这些技术设备与装备，又必须具备各种加工金属零件的设备，诸如铸造、锻造、焊接、切削加工和各种特种加工设备等。由于切削加工是将金属毛坯加工成具有一定形状、尺寸和表面质量的零件的主要加工方法，在加工精密零件时，目前主要是依靠切削加工来达到所需的加工精度和表面质量。机床是现代化机械制造业中最重要的加工设备。所以，金属切削机床是加工机器零件的主要设备，它所担负的工作量，约占机器总制造工作量的40%60%。机床的技术性能直接影响机械产品的质量、劳动生产率及其制造的经济性，进而决定着国民经济的发展水平。机械制造工业是国民经济各部门赖以发展的基础，而机床工业则是机械制造工业的基础。一个国家机床工业的技术水平在很大程度上标志着这个国家的工业生产能力和科学技术水平。显然，金属切削机床在国民经济现代化建设中起着重大的作用。机床技术水平的高低已成为衡量一个国家工业现代化水平的重要标志之一。一个国家要繁荣富强，必须实现工业、农业、国防和科学技术的现代化，这就需要一个强大的机械制造工业为各部门提供现代化的先进技术设备与武备，即各种机器、仪器和工具等。然而，一个现代化的机械制造业必须要由一个现代化的机床制造业作后盾。机床工业是机械制造业的“装备部”、“总工艺部”，对国民经济的发展起着重大作用。因此，许多国家都十分重视本国机床工业的发展和机床技术水平的提高，使本国国民经济的发展建立在坚实可靠的基础上。2.机床的工艺范围机床可实现三个主要功能：1.牢固地支持工件或者刀架和刀具；2.提供工件和刀具之间的相对运动；3.提供一定范围的走刀和切削速度。机床的工艺范围是指适应不同生产要求的能力。它大致包含这些内容：机床可以完成的工序种类；所加工零件的类型、材料和尺寸范围；机床的生产率和加工零件的单件成本；毛坯种类；适用的规模；加工精度和表面粗糙度。3.车床简介（1）.车床的用途车床借助于转动的工件对着刀具来切去金属材料。车床主要用于加工各种回转体表面，如外圆柱面、内圆柱面、锥形表面、端面、切槽、切断、车螺纹、钻孔、铰孔等；在车床上采用特殊的装置，还可以进行镗削、磨削、研磨、抛光等。在一般机械制造企业中，车床占机床总数的20%35%。在车削过程中，工件随机床主轴一起旋转，刀具与工件始终接触，基本上无冲击现象，可以采用很高的切削速度，切削过程连续、平稳，生产效率高。根据零件的使用要求，车削加工等级可达到IT11IT6，表面粗糙度Ra值为12.50.8m。（2）.卧式车床的工艺范围卧式车床的工艺范围很广，它能完成多种多样的加工工序：加工各种轴类、套同类和盘类零件上的回转表面，如车削内外圆柱面、圆锥面、环槽及成型回转面；车削端面及各种常用螺纹；还可以进行钻孔、扩孔、铰孔和滚花等工作。卧式车床的万能性较大，但结构较复杂而且自动化程度低，在加工形状比较复杂的工件时，换刀较麻烦，加工过程中的辅助时间较多，所以适用于单件、小批量生产及修理车间等。（3）.车床主轴箱的简介主轴箱内部装有主轴和变速、传动机构。主轴箱的功能是支承主轴，将动力经变速、传动机构传给主轴，使主轴按规定的转速带动工件转动。主轴右端安装用来装夹工件的顶尖或卡盘等。主轴径向及轴向跳动会影响工件的旋转平稳性，是衡量车床精度的主要指标。4.本设计的目的和要求（1）.本设计的目的本设计是在学完大学的基础技术课和专业课之后进行的一个实践性教学环节。本设计主要设计普通车床的主轴箱。其目的：1.培养综合运用和巩固扩大已学过的知识，以提高理论联系实践的综合分析、设计和计算能力。2.培养收集、阅读、分析和运用资料的能力，以提高独立工作的能力。3.使自己在拟定传动和变速的结构方案过程中，得到设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算、编写技术文件和查阅技术资料等方面的综合训练。4.树立正确的设计思想，掌握基本的设计方法，并培养学生具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。5.使自己掌握机床设计的方法和步骤，以提高结构设计与编制技术文件的能力。（2）.本设计的要求有关设计图纸和设计计算说明书的具体技术要求如下：1. 部件装配图部件装配图，用以表明该部件的全部机构、机构工作原理、每个零件的功用、形状、尺寸、位置、相互联接的方法、配合性质及运动关系。零件要标注零件号、参数和数量。并用罗马字标注各轴轴号。主轴箱展开图，是将传动关系，通过各轴线转折的纵向展开而成的轴系装配图。展开图上要标注配合件的配合尺寸和配合性质、影响轴向转配尺寸的轴向尺寸。主轴箱展开图用一张A0号图纸绘制。横向剖面（或剖视）图是确定各轴的空间位置并表明操纵机构、制动及润滑装置等的布置与结构的装配图。允许作阶梯剖视或局部剖面，以尽可能地表示出操纵机构。在横向剖面图上还要标注啮合齿轮的中心距，主轴轴线至基面的距离，箱体剖面轮廓尺寸等。横向剖面图有A-A剖面图和B-B剖面图，用A0号图纸绘制。主轴部件图主要确定主轴上安装零件形状、大小，及各部件间的安装尺寸，公差等。主轴部件图用A1号图纸绘制。2. 零件工作图任何机器都是由零件组成的，机器零件又是按着它的设计图纸进行制造和检验的，所以零件工作图是机器制造的基本依据。它应正确简明地表示出零件的形状、大小、构造、精度、表面粗糙度、形位公差和技术条件等。在设计中绘制了两张零件图，拨叉零件图和齿轮零件图，二者均用A3号图纸绘制。3. 设计说明书设计说明书用以论证设计方案的正确性，是整个设计的依据。5.本设计的内容本设计的内容包括：1.运动设计根据给定的机床用途、规格、极限转速，确定公比、求出主轴转速级数、确定结构式和结构网、绘制转速图、确定传动副的传动比及齿轮的齿数、计算主轴实际转速与标准转速的相对误差并核算主轴实际转速与标准转速的相对误差是否在合理范围内、绘制传动系统图。2.动力设计根据给定的电动机功率，进行带传动的计算，确定皮带型号及根数、计算各轴传递的功率、计算出传动件的计算转速、估算传动轴的直径、初步计算齿轮的模数、确定主轴尺寸参数；验算齿轮的接触疲劳强度和弯曲疲劳强度、验算主轴刚度、验算主轴前轴承疲劳寿命、计算摩擦片式离合器的尺寸和摩擦片数。3.结构设计进行主传动传动轴系、变速机构、主轴组件、箱体、操纵结构、润滑与密封等的布置和结构设计。即绘制装配图（包括主轴箱展开图、剖面图、主轴组件图）和零件工作图。4.编写设计说明书 第1章 运动设计1.1 主轴变速范围的确定根据设计任务书，得知，。变速范围可由下式求得： （1-1）由（1-1）式计算得变速范围为： 1.2 公比的确定规定标准公比1，并且规定相对速度损失的最大值不大于50%，则相应不大于2，所以。为了简化机床设计和使用，规定了几个标准值这些是2或10的某次方根。对于中小型通用机床，常取公比=1.26或1.41。本设计考虑到适当减小相对速度损失，选取=1.26。1.3 主轴转速级数的确定确定了变速范围和公比后，可由下式求出主轴转速级数z： （1-2）式中：变速范围； 传动系统的公比。由（1-2）式计算得主轴转速级数为： 取主轴转速级数z=24。1.4 结构式、结构网的确定1.4.1 确定结构式因为变速范围，超过了连续串联传动的允许变速范围50。因此，采用串并联式传动（分支传动）结构。因为车床需要正、反转，从动带轮轴上需要安装一个摩擦片式离合器，它必须占据一定的长度，同时摩擦片必须有相当的直径来传递扭矩，从而导致主动齿轮尺寸一定大于被动齿轮尺寸，而形成升速传动。从结构上考虑，转速偏高会引起摩擦片式离合器振动，因此，从电机到从动带轮轴需要降速。同时，传动链上第一变速组两个传动副而第二变速组三个传动副。此分支结构可以由低速分支和高速分支并联组成。在传动系统中采用背轮机构扩大主轴的变速范围。根据具体情况，低速分支得到主轴转速16800，共18级，公比=1.26，结构式为，其中主轴出现6级重复转速。高速分支得到主轴转速9002800，共6级，公比=1.26，结构式为。高速分支与低速分支采用背轮传动转换，这样扩大了变速范围。查3第17页表1-5 得本设计的24级标准转速数列为：低速分支：16，20，25，31.5，40，50，63，80，100，125，160，200，250，315，400，500，630，800 共18级转速；高速分支：900，1120，1400，1800，2240，2800 共6级转速。1.4.2 确定结构网根据结构式画出结构网。应该遵循“前少后多”、“前紧后松”、“前缓后急”的原则，并且考虑前面的设计内容。结构网见图1-1。这是主轴箱的传动系统的结构网，是从动带轮轴到主轴的结构网。图1-1 24级传动系统的结构网由图中可以看出，在第一变速组两个传动副（因为在第一变速组的主动轴上要安装一个摩擦式离合器，并且第一变速组是升速。），第二变速组三个传动副，在第三变速组中有低速分支和高速分支两个分支，高速分支直接到达主轴，得到6级高速转速，而低速分支经过第三变速组和第四变速组后，再经过一对齿轮得到18级低速转速。1.5 绘制转速图1.5.1 选定电动机一般的普通车床，多采用Y系列封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。Y系列电动机高效、节能、起动转矩大、噪声低、振动小、运行安全可靠。选用Y132S2-2电动机。其额定功率为7.5，满载转速为2900 。1.5.2 变速组分析该车床的主传动系统的总降速比为，每个降速变速组的最小降速比为，则总降速比为，这样是无需增加降速的定比传动，为使轴的转速降低，及其它变速组变速缓慢，以减少结构的径向尺寸，在电动机到轴之间增加一对的降速带传动，这样有利于机床设计，也有利于主轴箱径向和轴向尺寸的减少。在低速分支上最后一对齿轮采用斜齿轮传动，会使主传动稳定，主轴精度有所提高。高速分支与低速分支的转换通过一个背轮机构实现，此机构可扩大变速范围。1.5.3 确定轴数，绘制转速图本设计需要6根轴，再加上电动机轴，24级转速，画出转速图见图1-2。由图1-2分析可知：轴有1种转速，从电动机到轴的传动比为：图1-2 24级传动系统的转速图；轴有2种转速，即从轴到轴有两种传动比：=1.19，=1.50；轴有6种转速，即从轴到轴有三种传动比：=1，；轴有12种转速，即从轴到轴有两种传动比：=1，；轴有18种转速，从图中可以知道，从轴到轴有两种传动比：=1，；轴（主轴）有24种转速，高速分支6种转速，从轴到轴有一种传动比：，低速分支18种转速，即从轴到轴有一种传动比：。1.6 各变速组齿轮传动副齿数的确定多轴变速传动机构的各变速组间的齿数和可以由下式确定： （1-3）式中：同一变速组中最小传动比； 同一变速组中最小齿轮的齿数； 变速组间的最大齿数和，取。1.6.1 轴轴变速组齿轮轴轴变速组的齿轮，因为要安装一个离合器，齿数要选的大一些，为了避免根切现象和结构设计的需要，取。由式（1-3）得： 查3书第36页表2 确定合理的齿数和=99。=40，则=99-40=59；=45，则=99-45=54。1.6.2 轴轴变速组齿轮为了避免根切现象和结构设计的需要，取。由式（1-3）得： 查3书第36页表2 确定合理的齿数和=80。=40，则=80-40=40；=23，则=80-23=57；=31，则=80-31=49。1.6.3 轴轴变速组齿轮为了避免根切现象，同时满足传动比的要求，取。由式（1-3）得： 查3书第36页表2 确定合理的齿数和=100。=20，则=100-20=80；=50，则=100-50=50。1.6.4 轴轴变速组齿轮为了避免根切现象，同时满足传动比的要求，且要满足有6级转速重复，取。由式（1-3）得： 查3书第36页表2 确定合理的齿数和=100。=20，则=100-20=80；=50，则=100-50=50。1.6.5 高速分支轴轴变速组齿轮此处仅有一个传动比 。为了避免根切现象，同时满足传动比的要求，取。由式（1-3）得：查3书第36页表2 确定合理的齿数和=113。=50，则=113-50=63。1.6.6 低速分支轴轴变速组齿轮此处仅有一个传动比。为了避免根切现象，同时满足传动比的要求，取。由式（1-3）得： 此对齿轮为斜齿轮，取此对斜齿轮的螺旋角。保证轴轴与轴轴的中心距相等，即若模数相等，即，则。查3书第36页表2 齿数和=111。=29，则=111-29=82。1.7核算转速误差实际传动比所造成的主轴转速误差，一般不应该超过，即 （1-4）式中：主轴的实际转速，； 主轴的标准转速, ； 传动系统的公比。1. 最小转速误差主轴的最小实际转速为： 由（1-4）式得，2. 最大转速误差主轴的最大实际转速为：由（1-4）式得，综上所述，主轴转速的误差在规定的范围内。1.8绘制传动系统图图1-3 传动系统图根据转速图和各传动副齿轮的齿数按国家标准机械制图中的机构运动简图（GB446084）绘制出传动系统图，图中按运动顺序画出由电动机经各传动轴至主轴的传动系统。传动轴上的齿轮轴向位置大致与展开图相对应，画出了轴承的符号，标出了轴号、齿轮的齿数、皮带轮的直径、电动机的型号、功率和转速，传动系统图见图1-3。车床的正、反转是通过一个空套齿轮实现的，当反转时运动由轴传到轴，通过轴上的空套齿轮将运动传到轴上。第2章 传动零件的初步计算2.1 带传动计算带传动的失效形式和设计准则：带传动的主要失效形式是打滑和带的疲劳破坏，因此，带传动的设计准则是在保证带传动不打滑的前提下，具有一定的疲劳强度和寿命。1. 确定设计功率根据电动机的额定功率、载荷的性质和每天工作时间等因素来确定设计功率： （2-1）式中：工作情况系数； 电动机的额定功率，。由以上设计内容可知，电动机的型号为Y132S22，额定功率为，查4第142页表913 ，取工作情况系数。则，设计功率为因此，设计功率为。2. 选择带型根据设计功率和小带轮的转速，查4第143页图98 得，带型为A型普通V带。3. 确定带轮直径初选小带轮直径。查4第134页表97 得，可初选小带轮直径；大带轮的转速；传动比。大带轮直径： 查4第134页表97 得，选大带轮直径。实际传动比为：大带轮实际转速转速误差因此，此带轮直径是允许的。4. 验算带速可用下式计算带速： （2-2）式中：带速，；带轮的基准直径，； 带轮的转速，。用公式（2-2）计算带速 因为,因此带速合适。5. 确定带的基准长度和传动中心距由初定中心距，取。根据带传动的几何关系，按下式计算所需带的长度： （2-3）式中：带的初算长度，； 初定中心距，； 、主动轮和从动轮的基准直径，。则根据公式（2-3）得： 查4第129页图93 得，取带的基准长度。由下式可以计算实际中心距： （2-4）式中：实际中心距，； 带的基准长度，；带的初算长度，。则，实际中心距为： 6. 验算小带轮的包角由下式可以计算带轮上的包角： （2-5）式中：小带轮的包角；实际中心距，； 、主动轮和从动轮的基准直径，。则，小带轮上的包角为： 因此，小带轮的包角合适。7. 计算带的根数由下式可以计算V带的根数: (2-6) 式中：V带的根数；电动机的设计功率，；单根V带所能传递的基本额定功率，；基本额定功率增量，；包角系数，是考虑包角不是时对传动的影响； 长度系数，考虑带的基准长度不为特定长度时是对传动的影响。由小带轮的直径，小带轮的转速，查4第139页表99 得基本额定功率；由传动比，小带轮的转速，查4第140页表910 得基本额定功率增量；由小带轮的包角，查4第145页表914 得包角系数；由带的基准长度，查4第145页表915 得长度系数。因此，由公式（2-6）得，带的根数为： 取 Z=3根。2.2 各轴传递功率的计算由下式可以计算出各个轴的传递功率： （2-7）式中：电动机的额定功率，； 从电动机到该轴之间传动件的传动效率的乘积（不计该轴轴承上的效率）。查5第32页得，V型带的带传动效率为0.96，未磨齿的齿轮传动效率为0.98，磨齿的齿轮的传动效率为0.99，斜齿圆柱齿轮的传动效率为0.985，圆锥滚子轴承的传动效率为0.99，向心球轴承的传动效率为0.995，推力球轴承的传动效率为0.99。用、分别表示V型带的带传动效率、向心球轴承的传动效率、未磨齿的齿轮传动效率、圆锥滚子轴承的传动效率、斜齿圆柱齿轮的传动效率、推力球轴承的传动效率。轴的传递功率为： 轴的传递功率为： 轴的传递功率为： 高速分支，轴的传递功率为： 低速分支，轴的传递功率为： 轴的传递功率为： 轴的传递功率为： 2.3 各轴计算转速的确定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3第54页表2-2 得中型车床主轴的计算转速可按下式确定： （2-8）式中：主轴计算转速，； 主轴的最小转速，；传动系统的公比，。由公式（2-8）得主轴的计算转速为： 根据主轴转速标准数列得到，主轴的计算转速应为。图2-1 传动系统齿轮编号图主轴计算转速为主轴第一个（低的）三分之一转速范围内的最高一级的转速。中间传动件的计算转速可先找出该传动件有几级转速，再找其中传递全部功率的是哪几级，最后从中确定传递全部功率时的最低转速。1. 主轴计算转速。图2-1中的齿轮12的计算转速为，齿轮22的计算转速为。2. 对于轴有18级转速：2260、1781、1414、1131、891、707、565.5、452、353、283、226、178、141、113、89、71、56、45。主轴在80以上的转速都能传递全部功率，所以确定转速226为轴的计算转速。图2-1中的齿轮18的计算转速为，齿轮20的计算转速为，齿轮21的计算转速为。3. 对于轴有12级转速：2260、1781、1414、1131、891、707、565.5、452、353、283、226、178。轴在226以上的转速都能传递全部功率。若经的传动比传动时，轴在226以上的转速能传递全部功率，若经的传动比传动时，轴在891以上的转速能传递全部功率，所以确定转速226为轴的计算转速。图2-1中的齿轮14的计算转速为，齿轮16的计算转速为，齿轮21的计算转速为。4. 对于轴有6级转速：2260、1781、1414、1131、891、707。轴在226以上的转速都能传递全部功率。若经的传动比传动时，轴在891以上的转速能传递全部功率，若经的传动比传动时，轴的全部转速都能传递全部功率，所以确定转速707为轴的计算转速。图2-1中的齿轮6的计算转速为，齿轮8的计算转速为，齿轮10的计算转速为，齿轮13、15、11的计算转速为。5. 对于轴有两级转速：2260、1781。轴的两级转速都能传递全部功率，所以确定转速707为轴的计算转速。图2-1中的齿轮2的计算转速为,齿轮4的计算转速为，齿轮5、7、9的计算转速为。6. 轴只有一级转速：1531，又能传递全部功率，所以轴的计算转速为1531。齿轮1、3的计算转速为。2.4 传动轴直径的估算由下式可估算出各传动轴及主轴的直径： （2-9）式中：轴的估算直径，； 轴的传递功率，； 轴的计算转速，； 每米长度上允许的扭转角。1. 主轴直径估算取齿轮22处的直径估算： 齿轮12处的直径估算： 主轴具体的直径，由后面的设计进一步计算得到。2. 轴直径估算取 齿轮18、20、21处的直径估算： 取齿轮18、20、21处的直径=40。3. 轴直径估算取齿轮14、17、19处的直径估算： 齿轮16处的直径估算： 因为齿轮14与齿轮16是双联齿轮，所以齿轮14、16、17、19处的直径取=40。4. 轴直径估算取齿轮6处的直径估算： 齿轮8处的直径估算： 齿轮10处的直径估算： 因为齿轮6、齿轮8与齿轮10是三联齿轮，所以取=40。齿轮13、15、11处的直径估算： 取齿轮13、15、11处的直径=40。5. 轴直径估算取齿轮2处的直径估算： 齿轮4处的直径估算： 取齿轮2、4处的直径=30。齿轮5、7、9处的直径估算： 取齿轮5、7、9处的直径=30。6. 轴直径估算取=1齿轮1、3处的直径估算： 取齿轮1、3处的直径=25。多片式摩擦离合器处的直径取=30。2.5 齿轮模数的初步计算一般同一变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷最重的小齿轮进行计算，按接触疲劳强度计算，并且要考虑结构尺寸的关系。 （2-10）式中：按接触疲劳强度计算得的模数，； 电机的功率，； 齿宽系数，（B为齿宽，m为模数）=610； 小齿轮齿数； 小齿轮的计算转速，； 齿轮副传动比（大齿轮与小齿轮齿数之比）， “”，外啮合取“+”号，内啮合取“-”号；许用接触应力，。1. 轴轴齿轮模数由以上设计可得，；取8；此变速组中小齿轮为齿轮2，；查5第40页表11 得齿轮选用45钢，热处理选用高频淬火，其许用应力为。由公式（2-10）得：查4第174页表11-2 取。2. 轴轴齿轮模数由以上设计可得，；取8；此变速组中小齿轮为齿轮7，；查5第40页表11 得齿轮选用45钢，热处理选用高频淬火，其许用应力为。由公式（2-10）得： 查4第174页表11-2 取。3. 高速分支，轴轴齿轮模数由以上设计可得，；取8；此变速组中小齿轮为齿轮12，；查5第40页表11 得齿轮选用45钢，热处理选用高频淬火，其许用应力为。由公式（2-10）得： 查4第174页表11-2 取。4. 轴轴齿轮模数由以上设计可得，；取8；此变速组中小齿轮为齿轮13，；查5第40页表11 得齿轮选用45钢，热处理选用高频淬火，其许用应力为。由公式（2-10）得： 查4第174页表11-2 取。5. 轴轴齿轮模数由以上设计可得，；取8；此变速组中小齿轮为齿轮17，；查5第40页表11 得齿轮选用45钢，热处理选用高频淬火，其许用应力为。由公式（2-10）得： 查4第174页表11-2 取。6. 轴轴齿轮模数由以上设计可得，；取8；此变速组中小齿轮为齿轮21，；查5第40页表11 得齿轮选用45钢，热处理选用高频淬火，其许用应力为。由公式（2-10）得： 查4第174页表11-2 取。2.6 主轴尺寸参数的确定1. 主轴前、后轴径的确定根据机床主参数按下式可确定主轴的前轴颈直径： （2-11）式中：主轴的前轴颈直径，；机床主参数（机床最大加工直径），。主轴后轴颈的直径可根据前轴颈直径按下面的经验公式确定： （2-12）式中：主轴后轴颈的直径，； 主轴的前轴颈直径，。此设计的主参数。主轴前轴颈直径 取主轴前轴颈直径。主轴后轴颈直径 取主轴后轴颈直径。2. 主轴内孔直径的选择主轴内孔主要用于通过棒料、夹紧刀具或工件用的拉杆、冷却管等。大型、重型机床的空心主轴，还可减轻重量。确定孔径d的原则是在满足对空心主轴孔径的要求和最小壁厚要求以及不削弱主轴刚度的要求下尽量取大一些。普通车床 。主轴前轴颈处内孔直径 取主轴前轴颈处内孔直径。主轴后轴颈处内孔直径 取主轴前轴颈处内孔直径。3. 主轴前端悬伸量的选择主轴前端悬伸量是指主轴前支承径向反力作用点到主轴前端受力作用点之间的距离。无论从理论分析还是从实际测试的结果来看，主轴悬伸量值愈小愈能提高主轴部件的刚度。因此确定主轴悬伸量的原则是在满足结构要求的前提下，尽可能取小值。查3第89页表3-13 得：则主轴前端悬伸量 取主轴前端悬伸量。4. 主轴合理跨距的选择根据综合变量和前、后支承的刚度之比求出主轴支承的最佳跨距，在具体设计时，常由于结构上的限制，实际跨距，这样就造成主轴部件的刚度损失，当时，刚度损失不大（5%左右），应认为在合理范围之内，称为合理跨距。根据3第90页的描述，又因为后轴承内径小于前轴承内径，所以，取前、后支承的刚度之比。综合变量可用下式计算得到： （2-13）式中：综合变量； 主轴材料的弹性模量，各种钢材的均在左右，； 主轴截面的平均惯性矩，； 前支承的刚度，； 主轴前端悬伸量，。查3第92页表3-14 得 主轴材料的弹性模量；主轴截面的平均惯性矩由公式（2-13）得 此主轴的综合变量为：查3第90页图3-34 得，所以最佳跨距为。合理跨距为。由图1-3，得跨距，因此，此设计需要三支承。第3章 零件的验算3.1 对轴轴小齿轮的验算3.1.1 接触疲劳强度的验算齿面接触疲劳强度的验算公式为： （3-1）式中：传递的额定功率，； 电动机的功率，； 从电动机到所计算齿轮的传动功率； 所要计算齿轮的计算转速，； 初算的齿轮模数，； 齿宽，； 小齿轮的齿数； 大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，“+”用于外啮合，“-”用于内啮合 寿命系数，；工作期限系数： （3-2）齿轮在机床工作期限（）内的总工作时间（），对于中型机床的齿轮取，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为，为该变速组的传动副数；基准循环次数，钢和铸铁件：接触载荷取，弯曲载荷；疲劳曲线指数，钢和铸铁件：接触载荷取，弯曲载荷，对正火、调质及整体淬硬件取，对表面淬硬取； 转速变化系数； 功率利用系数；材料强化系数； 工作状况系数，主运动（中等冲击）取。 动载荷系数； 齿向载荷分布系数； 许用接触应力，。根据上面的设计可知，轴轴的小齿轮的齿数；小齿轮的齿宽为；工作期限系数： 查6第67页表32 得；查6第69页表33 得 ；查6第70页表34 得；寿命系数为： 取；查6第65页表28 精度等级取7级，齿轮材料为45钢，热处理为高频淬火，圆周线速度为：则，查得；查6第65页表29 得，轴的刚度较高，齿轮非对称布置，则；。由公式（3-1）得： 因此，齿轮的接触疲劳强度足够。3.1.2 弯曲疲劳强度的验算弯曲疲劳强度的验算公式为： （3-3）式中：齿形系数； 许用弯曲应力，。 其它符号的意义同公式（3-1）中的字母。，工作工作期限系数： 查6第69页表33 得=0.90；查6第70页表34 得=0.77；其余符号的值同公式（3-1）。寿命系数为： 查6第64页表27 得；查6第40页表11 得。由公式（3-3）得： 因此，齿轮的弯曲疲劳强度足够。3.2 主轴刚度的验算3.2.1 刚度标准1.主轴前端挠度允许值对于普通车床，为主轴前后支承跨距。在此设计中，。主轴前端挠度允许值 2.主轴在前轴承处的倾角允许值查6第37页表39 得主轴在前轴承处的倾角允许值。 3.2.2 主轴上的载荷1.主切削力主切削力可由下式算出： （3-4）式中：主轴所受的主切削力，；主轴的功率，； 切削试件的直径，； 主轴的计算转速，。查6第75页表42 得，；。由公式（3-4）得主切削力为： 2.径向切削力和走刀力径向切削力和走刀力分别可由下面两式求得： （3-5） （3-6）由公式（3-5）得 径向切削力 由公式（3-6）得 走刀力 3.齿轮传动力齿轮传动力 （3-7）式中：主轴上大齿轮的模数，； 主轴上大齿轮的齿数。其它符号的意义同公式（3-4）。由公式（3-7）得齿轮的传动力为： 4.作用在主轴前端部的弯矩、和 （3-8）由公式（3-8）得 3.2.3 主轴前端挠度的验算求解三支承主轴结构的支反力是一个静不定问题，借助材料力学中梁的变形条件，得到一个补充方程才可解出支反力。1. 竖直平面内的挠度将主轴三支承中去掉一个支承，以该支承的支反力作为轴的外载荷，再按两支承轴的计算公式计算。如图3-1中分图所示的三支承轴，将其中的中间支承C去掉成为两支承轴如图3-1中分图所示。在V平面内，外载荷使C点产生的挠度，可按下式计算： （3-9）考虑只有C点的支反力作用下，轴变形产生的挠度如图4-1中分图所示。按6第80页表46， 可写出下式： （3-10）如果忽略支承处的弹性变形和配合间隙，则根据轴的变形条件在C点的综合挠度应为0，因此 （3-11）图3-1 三支承主轴V平面内计算简图图中， =514，=156，=790，=670，=285，=385，=120（主轴前端悬伸量）由公式（3-9）、（3-10）、（3-11）得C支承的支反力为： 如图3-2所示，由可得到支承B的支反力为： 图3-2 V平面前后轴承支反力计算简图在竖直平面上，力的合力为0，可以求出支承A的支反力：V平面内P点的计算简图见图3-1的分图所示。只考虑时主轴前端P点挠度为： 只考虑时主轴前端P点挠度为： 只考虑时主轴前端P点挠度为： 只考虑时主轴前端P点挠度为： 在V平面内，主轴前端的挠度为： 2. 水平平面内的挠度将主轴三支承中去掉一个支承，以该支承的支反力作为轴的外载荷，再按两支承轴的计算公式计算。如图3-3中分图所示的三支承轴，将其中的中间支承C去掉成为两支承轴如图3-3中分图所示。在V平面内，外载荷使C点产生的挠度，可按下式计算： （3-12）图3-3 三支承主轴H平面内计算简图图中，=790，=670，=285，=385，=120（主轴前端悬伸量）考虑只有C点的支反力作用下，轴变形产生的挠度如图4-3中分图所示。按6第80页表46， 可写出下式： （3-13）如果忽略支承处的弹性变形和配合间隙，则根据轴的变形条件在C点的综合挠度应为0，因此 （3-14）由公式（3-12）、（3-13）、（3-14）得C支承的支反力为： 如图3-4所示，由可得到支承B的支反力为： 图3-4 H平面前后轴承支反力计算简图在水平平面上，力的合力为0，即： ，可以求出支承A的支反力：H平面内的计算简图见图3-3的分图所示。只考虑时主轴前端P点挠度为： 只考虑时主轴前端P点挠度为： 只考虑时主轴前端P点挠度为： 在H平面内，主轴前端的挠度为： 3. 主轴前端的总挠度 主轴前端的总挠度符合挠度刚度标准，主轴刚度合格。3.2.4 主轴前轴承倾角的验算1. 竖直平面内的倾角V平面内A点倾角的计算简图见图3-1的分图所示。只考虑时主轴前轴承A点倾角为： 只考虑时主轴前轴承A点倾角为： 只考虑时主轴前轴承A点倾角为： 只考虑时主轴前轴承A点倾角为： 在V平面内，主轴前轴承的倾角为： 2. 水平平面内的倾角H平面内A点倾角的计算简图见图3-3的分图所示。只考虑时主轴前轴承A点倾角为： 只考虑时主轴前轴承A点倾角为： 只考虑时主轴前轴承A点倾角为： 在H平面内，主轴前轴承的倾角为： 3. 主轴前轴承的总倾角 主轴前端的总倾角符合倾角刚度标准，主轴刚度合格。因此，主轴刚度足够。3.3 主轴前轴承疲劳强度的验算验算额定寿命的计算公式为： （3-15）式中：设计要求的滚动轴承工作期限，一般取1000015000小时，重型机床或精密机床可取2000030000小时； 滚动轴承的额定动载荷，； 工作情况系数； 功率利用系数； 平均当量动载荷，； 速度系数，；