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需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑宁XX 大学毕 业 设 计 (论 文 )卧式升降台主传动系统设计所 在 学 院专 业班 级姓 名学 号指 导 老 师年 月 日需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763II摘 要本设计着重研究卧式铣床主传动系统的设计步骤和设计方法，根据已确定的运动参数以变速箱展开图的总中心距最小为目标，拟定变速系统的变速方案，以获得最优方案以及较高的设计效率。在机床主传动系统中，为减少齿轮数目，简化结构，缩短轴向尺寸，用齿轮齿数的设计方法是试算，凑算法，计算麻烦且不易找出合理的设计方案。本文通过对主传动系统中三联滑移齿轮传动特点的分析与研究，绘制零件工作图与主轴箱展开图及剖视图。关键词:传动系统设计,传动副，结构网，结构式需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763IIIAbstractThe design focuses on the design steps and design method for horizontal milling machine main drive system, according to the movement determined parameters to the gearbox developed view of the total center distance as the objective, to develop the program shift transmission system to obtain the optimal solution as well as more high design efficiency. In the machine tool main drive in order to reduce the number of gear structure is simplified, shorter axial dimension, with the gear design approach is a spreadsheet, hash algorithm to calculate cumbersome and difficult to find a reasonable design. Based on the main drive system features triple sliding gear analysis and research, working drawings and drawing parts headstock developed view and a sectional view.Keywords: transmission system design, transmission deputy, network architecture, structureIV目 录摘 要 .IIAbstract.III目 录 .IV第 1 章 绪论.1第 2 章 铣床参数的拟定.22.1 铣床主参数和基本参数 .22.2 确定级数主要其他参数 .22.2.1 拟定主轴的各级转速 .22.2.2 主电机功率 动力参数的确定 .22.2.3 确定结构式 .22.2.4 确定结构网 .42.2.5 绘制转速图和传动系统图 .42.3 确定各变速组此论传动副齿数 .6第 3 章 传动件的计算.93.1 带传动设计 .93.1.1 计算设计功率 Pd.93.1.2 选择带型 .103.1.3 验证带速并确定带轮的基准直径 .103.1.4 确定中心距离、带的基准长度并验算小轮包角 .113.1.5 确定带的根数 z.123.1.6 确定带轮的结构和尺寸 .123.1.7 确定带的张紧装置 .123.1.8 计算压轴力 .133.2 计算转速的计算 .143.3 齿轮模数计算及验算 .153.4 传动轴最小轴径的初定 .18第 4 章 主要零部件的选择.20V4.1 轴承的选择 .204.2 键的规格 .204.3 主轴弯曲刚度校核 .204.4 轴承校核 .214.5 润滑与密封 .21第 5 章 摩擦离合器(多片式)的计算 .225.1 结构设计 .235.1.1 展开图设计 .235.1.2 截面图及轴的空间布置 .245.2 零件验算 .245.2.1 主轴刚度 .245.2.2 传动轴刚度 .295.2.3 齿轮疲劳强度 .32第 6 章 主轴箱结构设计及说明.356.1 结构设计的内容、技术要求和方案 .356.2 展开图及其布置 .35结束语.36参考文献.37VIVIIVIIIIXXXI1第 1 章 绪论机床技术参数有主参数和基本参数，他们是运动传动和结构设计的依据，影响到机床是否满足所需要的基本功能要求，参数拟定就是机床性能设计。主参数是直接反映机床的加工能力、决定和影响其他基本参数的依据，如车床的最大加工直径，一般在设计题目中给定，基本参数是一些加工件尺寸、机床结构、运动和动力特性有关的参数，可归纳为尺寸参数、运动参数和动力参数。通用车床工艺范围广，所加工的工件形状、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬质合金刀具又用高速钢刀具。因此，必须对所设计的机床工艺范围和使用情况做全面的调研和统计，依据某些典型工艺和加工对象，兼顾其他的可能工艺加工的要求，拟定机床技术参数，拟定参数时，要考虑机床发展趋势和同国内外同类机床的对比，使拟定的参数最大限度地适应各种不同的工艺要求和达到机床加工能力下经济合理。机床主传动系因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同，应满足的要求也不一样。设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。在设计时应结合具体机床进行具体分析，一般应满足的基本要求有：满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性，如机床主轴油足够的转速范围和转速级数；满足机床传递动力的要求。主电动机和传动机构能提供足够的功率和转矩，具有较高的传动效率；满足机床工作性能要求。主传动中所有零部件有足够的刚度、精度和抗震性，热变形特性稳定；满足产品的经济性要求。传动链尽可能简短，零件数目要少，以便节约材料，降低成本。题目：卧式升降台主传动系统设计参数（规格尺寸）和基本参数如下：1、X6132 万能升降台铣床主轴箱设计，电机额定功率p=4kw,nmin=33.5r/min, nmax=1320r/min 转速级数 z=17,电动机转速 no=1440r/min,公比 =1.26。 2第 2 章 铣床参数的拟定2.1 铣床主参数和基本参数铣床的主参数（规格尺寸）和基本参数如下：2、X6132 万能升降台铣床主轴箱设计，电机额定功率p=4kw,nmin=33.5r/min, nmax=1320r/min 转速级数 z=17,电动机转速 no=1440r/min,公比 =1.26。 2.2 确定级数主要其他参数2.2.1 拟定主轴的各级转速依据题目要求选级数 Z=17， =1.26=1.064考虑到设计的结构复杂程度要适中，故采用常规的扩大传动。各级转速数列可直接从标准的数列表中查出，按标准转速数列为：33.5,42.5,53,67,85,106,132.5,170,212,267，335，425，535，670，850，1060，13202.2.2 主电机功率动力参数的确定合理地确定电机功率 N，使机床既能充分发挥其性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。根据题设条件电机功率为 4KW 可选取电机为：Y112M-4 额定功率为 4KW，满载转速为 1440r/min.2.2.3 确定结构式对于 Z=17 可按照将主轴转速级数 分解因子，可能的方案有：18Z第一行 921829第二行 3332在上面的两行方案中，第一行方案是由 11 对传动副组成的两个变速组，这两个变速组串联构成了主轴的 17 级转速。这样的方案能够省掉一根轴，但有一个传动组内将出现 9 个传动副。假如用一个九联滑移齿轮，那么轴向尺寸会增大。假如采用若干个双联滑移齿轮与若干个三联滑移齿轮组合使用，那么，为了防止各滑移齿轮同时啮合，3操纵机构必须实现互锁。综上所述，第一行中的方案一般不采用。对于第二行中的三个方案，将出现三个变速组，每个变数组中有 2 个或者 3 个传动副。我们能够采用双联或者三联滑移齿轮来变速。该行方案中总的传动副数最少，轴向尺寸较小，操纵机构也相对简单。因此，在主轴转速为 18 级的分级变速系统设计中，通常采用第二行中的方案。根据公式 可得，传动件所传递的功率 P 与它的计算转速 决定了传cnPT/950 cn递转矩 T。一般情况下，从电动机到主轴为降速传动。即所谓的“近电机高转速” ，从而计算转速 也较高，那么需要传递的转矩就较小，尺寸也较小。根据传动副的“前cn多后少”原则，即将传动副较多的变速组安排在靠近电动机处，这样可以多些小尺寸的零件，少些大尺寸的零件，不仅可以节省材料，还可以使变速箱结构紧凑。因此，对于第二行中的三种方案，我们通常采用 的方案，它表示该传动系统是由23183 个变速组共 8 对传动副组成（不包含可能的定比传动副） 。在方案 中，由于基本组与扩大组之间的排列顺序不同，又将衍生出 6231种不同的方案。6 种方案的结构式如下： 1 1268 2 31628 3 16218 4 31 5 9 6 93在这 6 个方案中，首先应对各个方案变速组的变速范围进行验算。在一般情况下，变速范围最大的是最后一个扩大组，所以只需要对最后一个扩大组的变速范围进行校验。设计机床的变速系统中，在降速传动时，为了避免从动齿轮的直径过大而使径向尺寸随之增大，通常使传动副的最小传动比 。在升速传动中，防止产生过大4/1min的噪声与震动，通常使传动副的最大传动比 。对于斜齿圆柱齿轮传动比较平稳，2ax所以取 。故，在一般情况下变速组的变速范围应满足以下条件：5.2maxi108)/(minaxr在 、 、 、 这四种方案中，最后一个扩大组都是 ，其变速范围： 1 2 3 4 63max6)13()13()1(226.2 rrxp 4所以不满足传动组的极限变速范围要求。在 、 这两种方案中，最后一个扩大组都是 ，其变速范围： 5 6 92826.19)()(22 xpr满足传动组的极限变速范围要求。根据中间轴变速范围最小的原则，即“前密后疏” ，方案 为最佳方案，结构式为： 。 5 93182.2.4 确定结构网画出结构网如下：(变速系统共需 4 根轴，其中轴为主轴) 133 92图 3-1 结构网2.2.5 绘制转速图和传动系统图（1）选择电动机：采用 Y 系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。（2）绘制转速图：5（3）画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数，画主传动系统图如图 2-3：1-2 轴最小中心距：A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)轴最小齿数和:S zmin(Zmax+2+D/m)6图 2-3 主传动系统图2.3 确定各变速组此论传动副齿数(1)Sz 100-120,中型机床 Sz=70-100(2)直齿圆柱齿轮 Zmin 18-20（7）齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等，据设计要求 Zmin1820,齿数和Sz100120，由表 4.1，根据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表 2-2。（1） 确定各变速组内齿轮齿数由以上确定的各个传动比，根据参考文献1表 5-2，有：a 变速组 1， ， a1i1.26ia21.58i2a3时， =，58，60，62，64，66，68，70，72，74，76，a1zS时， =，56 ，59，61，63，65，66， 68，70，72，74，.26iaz7时， =57，59，60，62，65，67，70，72，73，75，1.58ia3zS可知， =70 和 72 是共同适用的，可取 =72。再由参考文献1表 5-2 查出各z zS对齿轮副中小齿轮的齿数为：36、32 和 28。则：； ；28/4i3a 32/40zi2a 32/40i2a1b 变速组 2， ， 1.6b 1.58b23.175b3时， =，70，72，74，75，77，79，81，82，83，84，2ib1zS时， =，70，72，73，75，77，78，80，82，83，85，.58b2z时， =，66，67，70，71，75，79，80，83，84，87，317ibzS可取 =83，查出齿轮齿数为：37、32、和 20。zS； ；46/37i2b1 32/51zi2b 20/63zi3bc 变速组 3， 41i6c112i3c2时， =，80，84，85，95，96，99，100，104，105，c1zS时， =，92，93，95，96，98，99，101，102，104，2icz可取 =99，查出齿轮齿数为：24 和 33。则：zS；24/75ic1 6/3zi2c289第 3 章 传动件的计算3.1 带传动设计输出功率 P=4kW,转速 n1=1440r/min,n2=670r/min3.1.1 计算设计功率 Pd edAdPK表 3-3 工作情况系数 AK原动机类 类一天工作时间 /h工作机 101016 1601016 16载荷平稳液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（） ；离心式压缩机；7.5kW轻型运输机1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3载荷变动小带式运输机（运送砂石、谷物） ，通风机（ ） ；发电机；旋7.5k转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4载荷变动较大螺旋式运输机；斗式上料机；往复式水泵和压缩机；锻锤；磨粉机；锯木机和木工机械；纺织机械1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6载荷变动很大破碎机（旋转式、颚式等） ；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.810根据 V 带的载荷平稳，两班工作制（16 小时） ，查机械设计P 296表 4，取 KA1.1。即 1.4.kWdAedPK3.1.2 选择带型普通 V 带的带型根据传动的设计功率 Pd 和小带轮的转速 n1 按机械设计P297 图1311 选取。图 3-2根据算出的 Pd4.4kW 及小带轮转速 n11440r/min ，查图得：d d=80100 可知应选取 A 型 V 带。3.1.3 验证带速并确定带轮的基准直径由机械设计P 298表 137 查得，小带轮基准直径为 80100mm则取 dd1= 100mm ddmin.=75 mm（d d1根据 P295表 13-4 查得）表 3-4 V 带带轮最小基准直径 mind槽型 Y Z A B C D Emind20 50 75 125 200 355 50021 240=.1,0.14=267dd由机械设计查“V 带轮的基准直径” ，得 =200mm2d11 误差验算传动比： （ 为弹性滑动率）210=2.41()(1%)di误 误差 符合要求1.04%.5i误 带速 113v=7./606dnms满足 5m/s300mm，所以宜选用 E 型轮辐式带轮。总之，小带轮选 H 型孔板式结构，大带轮选择 E 型轮辐式结构。带轮的材料：选用灰铸铁，HT200。3.1.7 确定带的张紧装置选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。133.1.8 计算压轴力由机械设计P303 表 1312 查得，A 型带的初拉力 F0123.31N，上面已得到=165.17o，z=3，则1a1a165.72sin=32.sinN=3.62ooFz对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小, 带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通 V 带两侧面间的夹角是 40，为了适应 V 带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通 V 带轮槽角 为 32、34、36、38（按带的型号及带轮直径确定） ，轮槽尺寸见表 7-3。装在轴上的筒形部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板） ，用来联接轮缘与轮毂成一整体。槽型 项目 符号 Y Z A B C D E 基准宽度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基准线上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基准线下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽间距 e 8 0.3 12 0.3 15 0.3 19 0.4 25.5 0.5 37 0.6 44.5 0.7 第一槽对称面至端面的距离 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 14最小轮缘厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 带轮宽 B B =( z -1) e + 2 f z 轮槽数 外径 d a 32 60 - - - - - - 34 - 80 118 190 315 - - 36 60 - - - - 475 600 38 对应的基准直径 d d - 80 118 190 315 475 600 轮 槽 角 极限偏差 1 0.5 表 3-7 普通 V 带轮的轮槽尺寸（摘自 GB/T13575.1-92）V 带轮按腹板（轮辐）结构的不同分为以下几种型式： （1） 实心带轮：用于尺寸较小的带轮(dd(2.53)d 时)，如图 3-2a。 （2） 腹板带轮：用于中小尺寸的带轮(dd 300mm 时)，如图 3-2b。 （3） 孔板带轮：用于尺寸较大的带轮(ddd) 100 mm 时)，如图 3-3c 。 （4） 椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮(dd 500mm 时)，如图 3-3d。（a） （b） （c） （d）图 3-3 带轮结构类型根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，如图（a）,大带轮选择腹板带轮如图（b）3.2 计算转速的计算（1）主轴的计算转速n j，由公式 n =n 得，主轴的计算转速n j=127.031r/min，jmi)13/(z取100r/min。(2). 传动轴的计算转速 15轴3=400 r/min， 轴2=630 r/min，轴1=800r/min。（2）确定各传动轴的计算转速。表 3-1 各轴计算转速（3） 确定齿轮副的计算转速。3-2。表 3-2 齿轮副计算转速序号 Z1Z 2Z3Z 4Z5n j800 800 630 630 4003.3 齿轮模数计算及验算（1）模数计算。一般同一变速组内的齿轮取同一模数，选取负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算，即 mj=16338 可得各组的模数，如321)(jjmnuzP表 3-3 所示。表 3-3 模数（2）基本组齿轮计算。基本组齿轮几何尺寸见下表齿轮 Z1 Z1 Z2 Z2 Z3 Z3齿数 32 40 28 56 24 48分度圆直径 96 120 84 168 72 144轴 号 轴 轴 轴计算转速 r/min 800 630 400组号 基本组 第一扩大组 第二扩大组模数 mm 3 3 3.516齿顶圆直径 102 126 90 174 78 150齿根圆直径 88.5 112.5 76.5 160.5 64.5 136.5齿宽 24 24 24 24 24 24按基本组最小齿轮计算。小齿轮用 40Cr，调质处理，硬度 241HB286HB，平均取260HB，大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229HB286HB ，平均取 240HB。计算如下： 齿面接触疲劳强度计算：接触应力验算公式为jfsj MPauBnNKzm)()1(02832弯曲应力验算公式为：wswPaBYnz)(109235式中 N-传递的额定功率（kW） ，这里取 N 为电动机功率;-计算转速（ r/min）. ;jnm-初算的齿轮模数（mm）, m=3（mm）;B-齿宽（mm）z-小齿轮齿数u-小齿轮齿数与大齿轮齿数之比-寿命系数；sK=sTnNKq-工作期限系数；T17mTCnK016T-齿轮工作期限，这里取 T=15000h.;-齿轮的最低转速（r/min）1n-基准循环次数，接触载荷取 = ，弯曲载荷取 =0C0C710C612m-疲劳曲线指数，接触载荷取 m=3；弯曲载荷取 m=6;-转速变化系数，查【5】2 上，取 =0.60nKnK-功率利用系数，查【5】2 上，取 =0.78N N-材料强化系数，查 【5】2 上， =0.60q q-工作状况系数，取 =1.13K3K-动载荷系数，查 【5】2 上，取 =12 2-齿向载荷分布系数，查 【5】2 上， =1 1 1KY-齿形系数，查 【5】2 上，Y=0.386；-许用接触应力（MPa）,查【4】 ，表 4-7，取 =650 Mpa；j j-许用弯曲应力（ MPa） ，查【4】 ，表 4-7，取 =275 Mpa；w w根据上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa jj=78 Mpaww（3）扩大组齿轮计算。第一扩大组齿轮几何尺寸见下表齿轮 Z4 Z4 Z5 Z5 Z6 Z618齿数 46 37 32 51 20 63分度圆直径 138 111 96 153 60 189齿顶圆直径 144 117 102 159 66 195齿根圆直径 130.5 103.5 88.5 145.5 52.5 181.5齿宽 24 24 24 24 24 24第二扩大组齿轮几何尺寸见下表 齿轮 Z5 Z5 Z6 Z6齿数 66 33 24 75分度圆直径 231 115.5 84 262.5齿顶圆直径 238 122.5 91 269.5齿根圆直径 222.25 106.75 75.25 253.75齿宽 24 24 24 24按扩大组最小齿轮计算。小齿轮用 40Cr，调质处理，硬度 241HB286HB，平均取 260HB，大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229HB286HB ，平均取 240HB。同理根据基本组的计算，查文献【6】 ，可得 =0.62， =0.77， =0.60， =1.1，nKNqK3=1， =1，m=3.5， =355；2K1j可求得：=619 Mpa jj=135Mpa ww3.4 传动轴最小轴径的初定由【5】式 6，传动轴直径按扭转刚度用下式计算：19d=1.64 （mm）4Tn或 d=91 （mm）4njN式中 d-传动轴直径（mm）Tn-该轴传递的额定扭矩（N*mm） T=9550000 ；JnNN-该轴传递的功率（KW）-该轴的计算转速jn-该轴每米长度的允许扭转角， = 。01各轴最小轴径如表 3-3。表 3-3 最小轴径轴 号 轴 轴最小轴径 mm 35 4020第 4 章 主要零部件的选择 4.1 轴承的选择I轴：与带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号7007C 另一安装深沟球轴承6012II轴：对称布置深沟球轴承6009III轴：后端安装双列角接触球轴承代号7015C 另一安装端角接触球轴承代号7010C中间布置角接触球轴承代号7012C4.2 键的规格I轴安装带轮处选择普通平键规格：BXL=10X56 II轴选择花键规格：N d =8X36X40X7 III轴选择键规格：BXL=14X90 4.3 主轴弯曲刚度校核（1）主轴刚度符合要求的条件如下：a 主轴的前端部挠度 0.250.1syb 主轴在前轴承处的倾角 rad容 许 值 轴 承c 在安装齿轮处的倾角 .容 许 值 齿(2)计算如下：前支撑为双列圆柱滚子轴承，后支撑为角接触轴承架立放圆柱滚子轴承跨距L=450mm.当量外径 de= =21Dm2851045主轴刚度：因为 di/de=25/285=0.0880.7,所以孔对刚度的影响可忽略；21ks= =2kN/mm344424 10)5(1.02.3)(1034 aldAie刚度要求：主轴的刚度可根据机床的稳定性和精度要求来评定4.4 轴承校核610()1739hCLThnP4.5 润滑与密封主轴转速高，必须保证充分润滑，一般常用单独的油管将油引到轴承处。主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要而困难。防漏的措施有两种：1）密封圈加密封装置防止油外流。 。2）疏导在适当的地方做出回油路，使油能顺利地流回到油箱。22第 5 章 摩擦离合器( 多片式)的计算设计多片式摩擦离合器时，首先根据机床结构确定离合器的尺寸，如为轴装式时，外摩擦片的内径 d 应比花键轴大 26mm，内摩擦片的外径 D 的确定，直接影响离合器的径向和轴向尺寸，甚至影响主轴箱内部结构布局，故应合理选择。摩擦片对数可按下式计算Z2MnK/ f bp20D式中 Mn摩擦离合器所传递的扭矩（Nmm） ；Mn955 / 955 30.98/8001.28 （N mm）;41djn410510Nd电动机的额定功率（kW） ；安装离合器的传动轴的计算转速（r/min） ；jn从电动机到离合器轴的传动效率；K安全系数，一般取 1.31.5；f摩擦片间的摩擦系数，由于磨擦片为淬火钢，查机床设计指导表2-15，取 f=0.08；摩擦片的平均直径（mm）;0D=（ D+d）/267mm;b内外摩擦片的接触宽度（mm） ；b=（D-d）/2=23mm；摩擦片的许用压强（N/ ） ；p2m 1.11.001.000.760.8360tvKmz基本许用压强（MPa） ，查 机床设计指导表 2-15，取 1.1；0t速度修正系数v n/6 =2.5（m/s）p02D41根据平均圆周速度 查机床设计指导表 2-16，取 1.00；pv接合次数修正系数，查机床设计指导表 2-17，取 1.00；mK摩擦结合面数修正系数，查机床设计指导表 2-18，取 0.76。z23所以 Z2MnK/ f bp21.28 1.4/（3.140.08 230.83611 0D510267卧式铣床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗 确定，一般取kP0.4 0.4114.4 kPdN最后确定摩擦离合器的轴向压紧力 Q，可按下式计算：Q= b (N)1.1 3.14 231.003.570tp2DvK267510式中各符号意义同前述。摩擦片的厚度一般取 1、1.5、1.75、2（mm） ，内外层分离时的最大间隙为0.20.4（mm）,摩擦片的材料应具有较高的耐磨性、摩擦系数大、耐高温、抗胶合性好等特点，常用 10 或 15 钢，表面渗碳 0.30.5（mm）,淬火硬度达 HRC5262。图 3-5 多片摩擦离合器245.1 结构设计5.1.1 展开图设计5.1.1.1 齿轮布置主传动系统采用集中传动方式，将全部传动和变速机构集中在同一个主轴箱内，结构紧凑，便于实现集中操纵，安装调整方便。电机轴与电动机采用弹性柱销联轴器连接，可一定程度降低定心精度要求，隔离点击震动。5.1.1.2 主轴组件设计圆锥滚子轴承能同时承受径向和轴向载荷，成对使用具有轴承数量少、支撑结构简单、轴承间隙调整方便的特点。主轴采用单列圆锥滚子轴承的前中支承为主端深沟球轴承的尾端支承为辅的三支撑结构。用中支撑左侧的螺母同时调整前中两个轴承的间隙。5.1.2 截面图及轴的空间布置由于滑移齿轮轴心离箱体壁距离较大，且滑移行程较长，故采用拨叉沿导向杆滑动来操纵滑移齿轮。摆动拨叉通过滑块与滑动拨叉尾端的槽接触，滑块做圆弧运动转化为拨叉的滑动，实现滑移。使用钢球弹簧作为定位的手柄座可以使操作杆拨动到指定位置即停下并锁紧，方便工人操作。5.2 零件验算5.2.1 主轴刚度5.2.1.1 主轴支撑跨距 的确定l前端悬伸量 ：主轴前端的悬伸长度，即从主轴外侧前支撑中点（滚锥轴承及向心C推力轴承则是接触角法线与轴线的交点处）到主轴前端的距离。这里选定 。60mC一般最佳跨距 ，考虑到结构以及支承刚度会因磨损而不023(108)ml断降低，应取跨距 比最佳支承跨距 大一些，一般是 的 倍，再综合考虑结l0l1.25构的需要，本设计取 。76l5.2.1.2 最大切削合力 P 的确定最大圆周切削力 须按主轴输出全功率和最大扭矩确定t25（4-8）（4-9）429510()dtjNPDn其中：电动机额定功率( )， ；dNKWd主传动系统的总效率， ， 为各传动副、轴承的效率，总效 1nii率 。由前文计算结果， 。取 ；0.785 90.8.0.30.8主轴的计算转速 ，由前文计算结果，主轴的计算转速为jn(r/min)；.92r/mi计算直径 ，对于卧式铣床， 为最大端铣刀计算直径，对于工作jD)jD台面积为 的卧式铣床,其端铣刀的计算直径及宽度分别为201， 。j6B可以得到， 429510.83921.7N7tP验算主轴组件刚度时，须求出作用在垂直于主轴轴线的平面内的最大切削合力 。P对于卧式升降台铣床的铣削力，一般按端铣计算。不妨假设本铣床进给系统的末端传动副有消隙机构，应采用不对称顺铣，则各切削分力 、 、 同 的比值可大致认为VPHatP；0.95372.8NVtP；41H。.6.at则 ， ，即 与水平面成20.983HVtPP4.tP角， 在水平面的投影与 成 角。60H55.2.1.3 切削力作用点的确定设切削力 的作用点到主轴前支撑的距离为 Ps(m)scw其中：主轴前端的悬伸长度， ；c60对于普通升降台铣床 。wB可以得到， 12s26（4-11）（4-10）5.2.1.4 齿轮驱动力 Q 的确定齿轮传动轴受输入扭矩的齿轮驱动力 的作用而产生弯曲变形，当齿轮为直齿圆柱Q齿轮时，其啮合角 ，齿面摩20擦角 时，其弯曲载荷5.7 72.10(N)mzn其中：齿轮传递的全功率( )，取 ；NKW4该齿轮的模数 、齿数；,mz(该传动轴的计算工况转速 。n(r/in可以得到， 740.82.13.6KN392Q5.2.1.5 变形量允许值的确定变形量允许值：对普通机床前端挠度的允许值 ，目前广泛 使用的经验数据0y0.2myl()其中：主轴两支撑间的距离， 。l 76l可以得到， 0.20.52y5.2.1.6 主轴组件的静刚度验算图 4-4 主轴组件纵向视图力的分布27（4-12）图 4-5 主轴组件横向视图力的分布选定如图的直角坐标系，求各力同时作用下，前后轴承负荷的大小及其方向角，并判定象限。建立方程组计算主轴前后支撑处的支反力。的 方向：Fxcoscos0PBQAFxFx的 方向：yininyy在 点的水平投影：MB()coscs0AQPFxabb在 点的垂直投影： iniy可以得到， ，1653.4NAFx238.46NAFy， ，0B751B即 ，方向与 轴正方向夹角 。2864NAF .A，方向与 轴正方向夹角 。753BxBF前后轴承的负荷大小与支反力大小相同，方向相反。故前后轴承的负荷为：，方向与 轴正方向夹角 。AR125.6AR，方向与 轴正方向夹角 。2Bx93B按轴承的合成负荷 ，计算轴承的弹性位移 。R/C滚动轴承的径向刚度是支承刚度的主要部分，支承刚度还包括轴承环与轴颈及箱体孔的配合表面间的接触刚度。预紧的滚动轴承可以提高刚度。计算时可以忽略轴承环与轴颈以及箱体孔之间的接触刚度。仅以滚动轴承的游隙为零时，承受径向载荷来计算轴承的径向刚度，圆锥滚子轴承的径向刚度 0.9.801.93cosCizlR其中：28（4-13）（4-14）（4-15）滚动体列数；I每列中滚动体数；Z滚子有效长度 ；0l(m)轴承的径向负荷 ；RN轴承的接触角 。(deg)可以得到， 0.9.0.80.1.963162c0.52os1AC.4B前后支承轴承的弹性位移， 63/8/0.51.8mAAR 7230BBC分别计算各作用力对弹性主轴前端 点产生的挠度。c由简单载荷下简支轴的变形公式，轴自身变形引起的轴 点挠度公式c:P2()(6cpslyEI:Qmcqlab其中：载荷力 ；PQ、 (N)材料的弹性模量，钢的 ；E52.10(MPa)E分别为轴的 的抗弯惯性矩 lsI、 ls、 44()6IDd可以得到， 44(705)=81792mlI636s可以得到， :P25384.03107120( )=.624989cpyQ56876+.4m.cq（ ）共同作用下， 点的挠度分解、 10.24os.20.1cos75.820.19cxy2910.6sin25.70.14sin75.820.9mcy将轴承的弹性位移分解为直角坐标分量，并计算它对主轴前端 点产生的相应挠度c值。点：A 3cos(147.9).180Axin5my点：B 4cos93.67.2810Bx3iny在水平面（ 方向） 点产生的挠度：x 2.0.318.027660cxy在垂直面（ 方向） 点产生的挠度：yc2.9.9.452cy可以得到， 24.10mcxy389将主轴组件前端 c 点在直角坐标上的各分量进行代数叠加后，再合成综合挠度值并计算其方向角。分量： 4-332.910.9=2.810mcxy3 287合成： 221.40cxcyy方向角： artn(/)8.cycyx由综合挠度，可见 ，故主轴通过校核。0c5.2.2 传动轴刚度5.2.2.1 齿轮驱动力 Q 的确定齿轮传动轴同时受输入扭矩的齿轮驱动力 和输出扭矩的齿轮驱动阻力 的作用aQbQ30（4-16）而产生弯曲变形，当齿轮为直齿圆柱齿轮，其啮合角 ，齿面摩擦角 时，205.72其弯曲载荷 72.10(N)mznQ其中：该齿轮传递的全功率 ，取 ；N(KW)3.58K该齿轮的模数 和齿数；,mz该传动轴的计算工况转速 ； n(r/in)该轴输入扭矩的齿轮计算转速 ；aj m该轴输出扭矩的齿轮计算转速 。bj (r/i)由于轴上有三种不同的驱动力和三种不同的驱动阻力，故驱动力具体的计算结果在下文讨论。5.2.2.2 变形量允许值的确定齿轮传动轴的抗弯刚度验算，包括轴的最大挠度，滚动轴承处及齿轮安装处的倾角验算。其值均应小于允许变形量 及 ，允许变形量可由参考文献4查得。0y0.5.390.15ml6rad由参考文献3知，对
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