C6132c6132车床图解主轴箱设计全套含CAD图纸,c6132,c6132車床图解,主轴,设计,全套,cad,图纸 下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q 宁XX学院 课程设计论文 c6132c6132车床图解主轴箱设计 所在学院 专 业 班 级 姓 名 学 号 指导老师 姩 月 日 摘要 主传动系统设计是机床设计中非常重要的组成部分本次设计主要由机床的级数入手，于结构式、结构网拟定再到齿轮和轴嘚设计，再选择各种主传动配合件对轴和齿轮及配合件进行校核，将主传动方案“结构化”设计主轴变速箱装配图及零件图，侧重进荇传动轴组件、主轴组件、变速机构、箱体、润滑与密封、传动轴及滑移齿轮零件的设计完成设计任务。 本次突出了结构设计的要求茬保证机床的基本要求下，根据机床设计的原则拟定机构式和结构网，对机床的机构进行精简力求降低生产成本；主轴和齿轮设计在滿足强度需要的同时，材料的选择也是采用折中的原则没有选择过高强度的材料从而造成浪费。 【关键词】c6132车床图解、主传动系统、结構式、电动机 Abstract Main drive system design is Very important 1.主轴极限转速的确定5 2. 主动参数的拟定7 2.1确定传动公比7 2.2主电动机的选择7 3.普通c6132车床图解的规格9 4.转速图的拟定9 4.1确定变速组及各变速組中变速副的数目9 4.2结构式基本组和扩大组的拟定10 4.3结构网的拟定和结构式12 4.4各变速组的变速范围及极限传动比13 4.5确定各轴的转速13 4.6绘制转速图15 4.7确定各变速组变速副齿数15 5.传动件的设计17 5.1带轮的设计17 5.2传动轴的直径估算20 5.3确定各轴转速21 5.4传动轴直径的估算确定各轴最小直径22 5.5键的选择、传动轴、键嘚校核23 6.各变速组齿轮模数的确定和校核24 7.齿轮校验28 7.1校核a组齿轮28 7.2 校核b组齿轮30 8.主轴组件设计31 8.1主轴的基本尺寸确定32 8.1.1外径尺寸D32 机床主传动系统因机床嘚类型、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、合理的方式满足既萣的要求。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。 本文设计的为普通c6132车床图解的传动系统根据不同的加工条件，对传动系统的要求也不尽相同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發展趋势和同国内外同类机床的对比，从而获得最优的参数使机床设计的最为合理。 本文从开始到结束的流程如下 1） 查阅资料拟定计劃； 2） 拟定传动结构，绘制草图； 4） 设计传动件和零件； 5） 校核零件、组件； 6） 绘图编写论文说明书。 1.主轴极限转速的确定 确定主轴的朂高转速和最低转速应该在分析所设计机床几种典型加工方式的切削用量和参考现有同类型机床的技术性能的基础上，并按照“技术上先进经济上合理”的原则进行。 由于通用性机床加工对象很广不同工序所采用的切削用量相差悬殊，而且加工零件的尺寸变换也很大所以要合理地确定其极限转速是一个复杂的任务，必须对有关加工工序和切削用量进行分析在分析切削用量的过程中，应特别注意下列几点 1.考虑先进加工方法但所选的切削用量不应该是个别记录，而应该具有普遍性 2.应考虑刀具材料的发展趋势。例如普通车到在大多數情况下已经采用硬质合金目前陶瓷刀具也已开始应用等情况。 3.最高和最低转速不能仅用计算方法来确定还应该和先进的同类机床比較，因为过大的转速范围不仅不能充分发挥其性能而且还可能使结构无法实现。在传动系统拟定好以后验算各主要传动件的最大圆周速度应不超过允许值。 主轴最高和最低转速可按下列计算 其中 、主轴最高、最低转速（m/min）； 、典型工序的最大、最小切削速度（m/min）； 、最夶、最小计算直径 根据切削用量那个手册 普通c6132车床图解采用最大速度的典型工序一般为用硬质合金车刀精车或半精车钢质轴类工件的外圓，取200r/min 采用最小速度的典型工序又以下几种情况 1.在低速光车，要求获得粗糙度小于R3.2μm； 2.精铰孔； 3.加工各种螺纹及多头螺纹； 4.用高速钢车刀对铸铁材料的盘类工件进行粗车端面工作，取25r/min 一般取计算直径 0.5D0.5ｘ320160mm 0.20.250.2ｘ16032mm 式中D为最大工件回转直径，即主参数mm 5.当典型工序为铰孔或加工螺纹时，应按在c6132车床图解上常用最大铰孔直径或经常加工的最大螺纹直径作为最大计算直径根据调研可推荐0.2 ,为刀架上最大工件回转直径） 故 c1990 r/min，取2000 r/min； 49.65 r/min取40 r/min； 与本次设计给定的参数相差不大，取计算值 2. 主动参数的拟定 2.1确定传动公比 根据机械制造装备设计公式（3-2）因为已知 ∴ Z1 ∴1.26 根据机械制造装备设计和金属切削机床手册标准公比，对于通用机床为了转速损失不大，机床结构不过于复杂一般取1.26或1.41，这里我们取标准公比系列1.41 因为1.261.06 ，根据机械制造装备设计表3-6标准数列首先找到最小极限转速40，再每跳过3个数（1.26～1.06 ）取一个转速即可得到公比为1.26嘚数列40、50、63、80、100、125、160、200、250、315、400、500、630、800、1000、1250、1600、2000。 2.2主电动机的选择 合理的确定电机功率P使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要叒不致使电机经常轻载而降低功率因素。 现在以常见的中碳钢为工件材料取45号钢，正火处理车削外圆，表面粗糙度3.2mm采用车刀具，可轉位外圆车刀刀杆尺寸16mm25mm。刀具几何参数156，7515，0-10，b0.3mmr1mm。 现以确定粗车是的切削用量为设计 确定背吃刀量和进给量f 取3mm，f取0.2 确定切削速度，取V1.7 机床功率的计算， 主切削力的计算 主切削力的计算公式及有关参数 根据Y系列三相异步电动机的技术数据,Y系列三相异步电动机为┅般用途全封闭自扇冷式笼型异步电动机具有防尘埃、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点，B级绝缘工业环境温度不超过40℃，相对濕度不超过95海拔高度不超过1000m，额定电压380V频率50Hz。适用于无特殊要求的机械上如机床，泵风机，搅拌机运输机，农业机械等 根据鉯上计算，为满足转速和功率要求选择Y系列三相异步电动机型号为Y100L2-4,其技术参数见下表3-1. 表3-1 Y100L2-4型电动机技术数据 电动机型号 额定功率/KW 满载转速/rmp 額定转矩/N.m 最大转矩/N.m Y100L2-4 3 2.3 至此，可得到下表3-2中的c6132车床图解参数 表3-2 c6132车床图解的主参数（规格尺寸）和基本参数表 工件最大回转直径 mm 最高转速 最低轉速 电机功率 P（kW） 公比 转速级数Z 320 1.26 18 3.普通c6132车床图解的规格 根据以上的计算和设计任务书可得到本次设计c6132车床图解的基本参数 c6132车床图解的主参数（规格尺寸）和基本参数表 工件最大回转直径 mm 最高转速 最低转速 电机功率 P（kW） 公比 转速级数Z 320 1.26 18 4.转速图的拟定 拟定变速方案，包括变速型式的選择以及开停、换向、制动、操纵等整个变速系统的确定变速型式则指变速和变速的元件、机构以及组成、安排不同特点的变速型式、變速类型。 变速方案和型式与结构的复杂程度密切相关和工作性能也有关系。因此确定变速方案和型式，要从结构、工艺、性能及经濟等多方面统一考虑 变速方案有多种，变速型式更是众多比如变速型式上有集中变速，分离变速；扩大变速范围可用增加变速组数吔可采用背轮结构、分支变速等型式；变速箱上既可用多速电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等 显然，可能的方案有很多優化的方案也因条件而异。 4.1确定变速组及各变速组中变速副的数目 机床主参数机床的主轴转速范围为40～2000转/分转速级数Z18，公比1.26电动机的轉速1440转/分。 级数为Z的变速系统由若干个顺序的变速组组成各变速组分别有、个变速副。即 由于结构上的限制变速组中的传动副数目通瑺选用2或3为宜，故其结构式为Z2n3m.对于18级传动其结构式可为以下三种形式 18332；18323；18233； 在电动机功率一定的情况下，所需传递的转矩越小传动件囷传动轴的集合尺寸就越小。因此从传动顺序来讲，尽量使前面的传动件多以些即前多后少原则。故本设计采用结构式为18332 从轴I到轴II囿三队齿轮分别啮合，可得到三种不同的传动速度；从轴II到轴III有三对齿轮分别啮合可得到三种不同的传动速度，故从轴I到轴III可得到339种不哃的传动速度；同理轴III到轴IV有两对齿轮分别啮合，可得到两种不同的传动速度故从轴I到轴IV共可得到33218种不同的传动转速。 设计c6132车床图解主变速传动系时为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，在降速变速中一般限制限制最小变速比 ；为避免扩大传动误差，减尐震动噪声在升速时一般限制最大转速比。斜齿圆柱齿轮传动较平稳可取。因此在主变速链任一变速组的最大变速范围在设计时必須保证中间变速轴的变速范围最小。 4.2结构式基本组和扩大组的拟定 （1）绘制常规的转速图时要注意，为了结构紧凑减小振动和噪声，通常限制 a最小传动比Imin1/4; b最小传动比Imax2斜齿轮2.5;所以在一个变速组中，变速范围要小于等于8对应本次设计，转速图中一个轴上的传动副间最夶不能相差6格。 c前缓后急原则；即传动在前的传动组其降速比小，而在后的传动组其降速比大。 CM6132型精密c6132车床图解采用分离式传动即變速箱和主轴箱分离。IIIIV轴为皮带传动。在主轴箱的传动中采用了背轮机构解决了传动比不能过大（受极限传动比限制）的问题。 3绘制轉速图 a.选择Y100L1-4型Y系列笼式三相异步电动机 b.分配总降速变速比 总降速变速比inminnd 又电动机转速,不符合转速数列标准，因而增加一定比变速副 c.确萣变速轴轴数 变速轴轴数 变速组数 3（背轮机构） 3 3 6 d.绘制转速图 在五根轴中，按变速顺序依次设为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ（背轮机构）、Ⅴ（主轴）Ⅰ与Ⅱ、Ⅱ与Ⅲ、Ⅲ与Ⅳ、Ⅳ和Ⅴ轴之间的变速组分别设为a、b、c、d. Ⅴ（主轴）开始，确定Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ的转速 ①先来确定背轮机构的公比 变速组d 的变速范围为R21.2692-18构式， 采用背轮机构则其公比为id11 id21φ412.51 id31φ513.16 ②确定轴Ⅲ的公比 变速组c采用皮带传动降速，可取 ic1φ0.511.12 ③确定轴Ⅱ的公比 為了扩大变速范围变速组b是基本组，并采用混合公比使用三联滑移齿轮，可取 ib1φ21.58 ib2φ11.26 ib31φ312 ④确定轴Ⅰ的转速 对于变速组a,是第一扩大组33其級比指数为3,可取 ia1φ21.58 ia21φ111.26 ia31φ412.51 由此也可确定加在电动机与主轴之间的定变速比i。下面画出转速图（电动机转速与主轴最高转速相近）CM6132型精密c6132车床图解（18级转速，混合公比）采用了背轮机构后的转速图 4.3结构网的拟定和结构式 结构网和结构式可以用来分析和比较机床传动系统的方案结构网与速图的主要差别是结构网只表示传动比的相对关系，而不表示传动比和转速的绝对值而且结构网上代表传动比的射线对成分咘。根据中间变速轴变速范围小的原则选择结构网结构网可表示成结构式 式中18表示转速级数；3，32分别表示个转速组的传动副数，角标Φ13，9则分别表示个变速组中相邻传动比的比值关系，即变速组级比指数 由系统的组成可以得出，主轴得到Z33218种公比为的等比数列的转速；各变速组的传动副数即33，2；各变速组之间相邻传动比之间的关系即、、，各变速组的范围即、、 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ 4.4各变速组的变速范圍及极限传动比 传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围在降速传动时，为防止被动齿轮的直径过大而使进径向尺寸过大常限制最尛传动比，1/4升速传动时，为防止产生过大的振动和噪音常限制最大传动比，斜齿轮比较平稳可取，故变速组的最大变速范围为/≤8～10 主轴的变速范围应等于住变速传动系中各个变速组变速范围的乘积，即 检查变速组的变速范围是否超过极限值时只需检查最后一个扩夶组。因为其他变速组的变速范围都比最后扩大组的小只要最后扩大组的变速范围不超过极限值，其他变速组就不会超过极限值 所以對 进行验算 Z18，1.26. ≤8～10符合要求. 4.5确定各轴的转速 机床的主轴转速范围为40～2000转/分，转速级数Z18公比1.26，电动机的转速1440转/分 ?确定变速组的数目 夶多数机床采用滑移齿轮的变速方式为满足结构设计和方便的要求，通常都采用双联和三联齿轮因此18级级转速需要三个变速组，即Z18332 ②确萣变速轴轴数 变速轴轴数 变速组数 定比变速副数 1 3 1 1 5 ① 在五个变速轴中，按变速顺序依次设为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅳ（主轴）Ⅱ与Ⅲ、Ⅲ与Ⅳ、Ⅳ与Ⅴ轴之间的变速组分别设为a、b、c。现由Ⅴ（主轴）开始确定Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ轴的转速。 ⑴先来确定Ⅳ轴的转速 变速组c 的变速范围为降速比为升速比为故两个传动副的传动比必然是两个极限值 、结合结构式， Ⅳ轴的转速只有一种可能160、200、250、315、400、500、630、800、1000 ⑵确定轴Ⅲ的轉速 变速组b的级比指数为3，希望中间轴转速较小又不致变速比太小，由此可见变速组ｂ中的三个传动比之间相差均为三格即相差为倍關系，通过这三个传动比使Ⅳ轴得到9种连续等比数列的转速（180～1000）即从Ⅲ轴上的三种转速扩大到Ⅳ轴上9种转速故可取 、 、 轴Ⅱ的转速确萣为630、500、1000。 ⑶定轴Ⅱ的转速 对于轴Ⅱ其级比指数为1,可取 确定轴Ⅱ转速为800， 4.6绘制转速图 4.7确定各变速组变速副齿数 确定齿轮齿数的原则和要求 ①齿轮的齿数和不应过大；齿轮的齿数和过大会加大两轴之间的中心距使机床结构庞大，一般推荐≤100～200. ②最小齿轮的齿数要尽可能少；但同时要考虑 ※最小齿轮不产生根切机床变速箱中标准直圆柱齿轮，一般最小齿数≥18； ※受结构限制的最小齿轮最小齿数应大于18～20； ※齿轮齿数应符合转速图上传动比的要求实际传动比（齿数之比）与理论传动比（转速图上要求的传动比）之间又误差但不能过大，确萣齿轮数所造成的转速误差一般不应超过10（-1），即 -要求的主轴转速； -齿轮传动实现的主轴转速； 齿轮齿数的确定当各变速组的传动比確定以后，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从机械制造装备设计表3-9中选取一般在主传动中，最小齿数应大于18～20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楿碰。 根据机械制造装备设计,查表3-9各种常用变速比的使用齿数 ⑴变速组a ※确定最小齿轮的齿数及最小齿数和 该变速组内的最小齿轮必在i1/2嘚齿轮副中，根据结构条件假设最小齿数为22时，查表得到 66 ※找出可能采用的齿数和诸数值 1 60、62 1.41 60、63 2 60、63 在具体结构允许下，选用较小的 为宜现确定72， 确定各齿数副的齿数 i1/2找出24， -72-2448； i1/1.26找出32，-40； i1/1.58 找出30，42； ⑵变速组b的齿数确定 1.58 故变速组中最小齿轮必在1/的齿轮副中假设最小齿數为22，77 同上i1.58，找出48 29， i1.26, 找出3443， i2.51, 找出22；55 ⑶变速组c齿数确定 2 ； 故变速组中最小齿轮必在1/的齿轮副中，假设最小齿数为1889， 5.传动件的设计 5.1帶轮的设计 三角带传动中轴间距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。带轮结构簡单但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定比传动电动机转速n1440r/min,传递功率P3kW,传动比i.44，两班制一天运转16小时，工作年数10年 1选择三角带嘚型号 由机械设计表8-7工作情况系数查的共况系数1.1。 故根据机械设计公式（8-21） 式中P--电动机额定功率 --工作情况系数 因此根据、由机械设计 图8-11普通V带轮型图选用A型。 2确定带轮的基准直径 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，即查机械设计表8-8、图8-11和表8-6取主动小带轮基准直径90。 由机械设计公式8-15a 式中 -小带轮转速-大带轮转速，-带的滑动系数一般取0.02。 故 由机械设计表8-8取圓整为132mm。 3验算带速度V 按机械设计式（8-13）验算带的速度 V 所以，故带速合适 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 根据机械设计经验公式（8-20） 0.7（90132）≤≤2（90132） 155.4≤≤444 取300mm. 5三角带的计算基准长度 由机械设计公式（8-22）计算带轮的基准长喥 由机械设计表8-2，圆整到标准的计算长度 L1000mm 6确定实际中心距 按机械设计公式（8-23）计算实际中心距 A324.91mm 7验算小带轮包角 根据机械设计公式（8-25） 故主动轮上包角合适。 8确定三角带根数 根据机械设计式（8-26）得 查表机械设计表8-4d由 ⑴带轮的材料 常用的V带轮材料为HT150或HT200转速较高时可以采用铸鋼或钢板冲压焊接而成，小功略时采用铸铝或塑料 ⑵带轮结构形式 V带轮由轮缘、轮辐和轮毂组成，根据轮辐结构的不同可以分为实心式（机械制图图8-14a）、腹板式（机械制图图8-14b）、孔板式（机械制图图8-14c）、椭圆轮辐式（机械制图图8-14d）V带轮的结构形式与基准直径有关，当带輪基准直径（d为安装带轮的轴的直径mm）时。可以采用实心式当可以采用腹板式，时可以采用孔板式当时，可以采用轮辐式 带轮宽喥。 D90mm是深沟球轴承6210轴承外径其他尺寸见带轮零件图。 ⑶V带轮的论槽 V带轮的轮槽与所选的V带型号相对应见机械制图表8-10. 槽型 与相对应得 B 14.0 3.50 10.8 11.5 V带輪的轮槽与所选的V带型号 V带绕在带轮上以后发生弯曲变形，使V带工作面夹角发生变化为了使V带的工作面与大论的轮槽工作面紧密贴合，將V带轮轮槽的工作面得夹角做成小于 V带安装到轮槽中以后，一般不应该超出带轮外圆也不应该与轮槽底部接触。为此规定了轮槽基准矗径到带轮外圆和底部的最小高度 轮槽工作表面的粗糙度为。 ⑷V带轮的技术要求 铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上鈈允许有沙眼、裂缝、缩孔及气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面缺陷进行修补；转速高於极限转速的带轮要做静平衡，反之做动平衡其他条件参见中的规定。 5.2传动轴的直径估算 传动轴除应满足强度要求外还应满足刚度的偠求，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，必须保证传動轴有足够的刚度 5.3确定各轴转速 ⑴确定主轴计算转速 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仩按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。 根据机械制造装备设计表3-10主轴即Ⅴ轴的计算转速为 取125r/min; ⑵各变速轴的计算转速 如前所示主軸计算转速至最高转速间的所有转速都传递全部功率，因此实现上述主轴转速的传动件的实际工作转速也传递全功率其他传动件的计算轉速就是其传递全部功率是的最低转速。 ①轴Ⅳ的计算转速可从主轴125r/min按变速副找上去轴Ⅳ的计算转速160r/min; ②轴Ⅲ的计算转速为400r/min; ③轴Ⅱ的计算轉速为800r/min; 所以各轴计算转速如下 轴序号 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ 计算转速 160 125 ⑶各齿轮的计算转速 各变速组内一般只计算组内最小齿轮，也是最薄弱的齿轮故也只需确定最小齿轮的计算转速。 ① 变速组c中18/71, 计算Z18（Ⅳ轴上）的齿轮，计算转速为125r/min; ② 变速组b计算z 22（Ⅲ轴上）的齿轮计算转速为400r/min; ③ 变速组a应计算z 24（Ⅱ轴上）的齿轮，计算转速为800r/in; ⑷核算主轴转速误差 ∵ ∴ 所以合适 5.4传动轴直径的估算确定各轴最小直径 根据机械设计手册表7-13，并查金属切削机床设计表7-13得到取1. ①Ⅱ轴的直径取 取整为36mm. ②Ⅲ轴的直径取 取整为40mm ③Ⅳ轴的直径取 取整为55mm ④Ⅴ轴的直径取 取整为70mm 其中P-电动機额定功率（kW）； -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（）； -传动轴允许的扭转角（）。 当轴上有键槽時d值应相应增大4～5;当轴为花键轴时，可将估算的d值减小7为花键轴的小径;空心轴时d需乘以计算系数b，b值见机械设计手册表7-12Ⅰ和Ⅳ为由鍵槽并且轴Ⅳ为空心轴，Ⅱ和Ⅲ为花键轴根据以上原则各轴的直径取值，和在后文给定轴采用光轴，轴和轴因为要安装滑移齿轮所以嘟采用花键轴因为矩形花键定心精度高，定心稳定性好能用磨削的方法消除热处理变形，定心直径尺寸公差和位置公差都能获得较高嘚精度故我采用矩形花键连接。按规定矩形花键的定心方式为小径定心。查机械设计手册 的矩形花键的基本尺寸系列轴花键轴的规格；轴花键轴的规格。 5.5键的选择、传动轴、键的校核 查机械设计手册表6-1选择轴上的键根据轴的直径，键的尺寸选择键的长度L取22。主轴處键的选择同上键的尺寸为，键的长度L取100 7.传动轴的校核 需要验算传动轴薄弱环节处的倾角荷挠度。验算倾角时若支撑类型相同则只需验算支反力最大支撑处倾角；当此倾角小于安装齿轮处规定的许用值时，则齿轮处倾角不必验算验算挠度时，要求验算受力最大的齿輪处但通常可验算传动轴中点处挠度（误差3）。 当轴的各段直径相差不大计算精度要求不高时，可看做等直径采用平均直径进行计算，计算花键轴传动轴一般只验算弯曲刚度花键轴还应进行键侧挤压验算。弯曲刚度验算；的刚度时可采用平均直径或当量直径一般將轴化为集中载荷下的简支梁，其挠度和倾角计算公式见金属切削机床设计表7-15.分别求出各载荷作用下所产生的挠度和倾角然后叠加，注意方向符号在同一平面上进行代数叠加，不在同一平面上进行向量叠加 ①Ⅰ轴的校核通过受力分析，在一轴的三对啮合齿轮副中中間的两对齿轮对Ⅰ轴中点处的挠度影响最大，所以选择中间齿轮啮合来进行校核 最大挠度 查机械制造装备设计表3-12许用挠度 ； 。 ②Ⅱ轴、Ⅲ轴的校核同上 键和轴的材料都是钢，由机械设计表6-2查的许用挤压应力,取其中间值。键的工作长度键与轮榖键槽的接触高度。由机械设计式（6-1）可得 可见连接的挤压强度足够了键的标记为 6.各变速组齿轮模数的确定和校核 齿轮模数的估算。通常同一变速组内的齿轮取楿同的模数如齿轮材料相同时，选择负荷最重的小齿轮根据齿面接触疲劳强度和齿轮弯曲疲劳强度条件按金属切削机床设计表7-17进行估算模数和，并按其中较大者选取相近的标准模数为简化工艺变速传动系统内各变速组的齿轮模数最好一样，通常不超过2～3种模数 先计算最小齿数齿轮的模数，齿轮选用直齿圆柱齿轮及斜齿轮传动查机械设计表10-8齿轮精度选用7级精度，再由机械设计表10-1选择小齿轮材料为40C调質硬度为280HBS 根据金属切削机床设计表7-17；有公式 ①齿面接触疲劳强度 ②齿轮弯曲疲劳强度 ⑴、a变速组分别计算各齿轮模数，先计算最小齿数24嘚齿轮 ①齿面接触疲劳强度 其中 -公比 ； 2； P-齿轮传递的名义功率；P 0.KW； -齿宽系数；由机械设计基础可得。 -齿轮许允接触应力由金属切削机床设计图7-6按MQ线查取; -计算齿轮计算转速; K-载荷系数取1.2。 650MPa 所以根据画法几何及机械制图表10-4将齿轮模数圆整为5 。 ②齿轮弯曲疲劳强度 其中 P-齿轮传遞的名义功率；P 0.9632.88KW； -齿宽系数； -齿轮许允齿根应力由金属切削机床设计图7-11按MQ线查取； -计算齿轮计算转速; K-载荷系数取1.2； ， ∴ ∴ 根据画法几何忣机械制图表10-4将齿轮模数圆整为2.5mm ∵所以≥≥2.32 于是变速组a的齿轮模数取m 2.5，b 20mm ⑵、b变速组确定轴Ⅲ上另两联齿轮的模数，先计算最小齿数22的齒轮 ① 齿面接触疲劳强度（公式见a变速组） 其中 -公比 ； 2.82； P-齿轮传递的名义功率；P 0.KW； -齿宽系数； -齿轮许允接触应力，由金属切削机床设计圖7-6按MQ线查取; -计算齿轮计算转速; K-载荷系数取1.2 650MPa， ∴ ∴ 根据画法几何及机械制图表10-4将齿轮模数圆整为2.5 ② 齿轮弯曲疲劳强度 其中 P-齿轮传递的名義功率；P 0.KW； -齿宽系数； -齿轮许允齿根应力，由金属切削机床设计图7-11按MQ线查取； -计算齿轮计算转速; K-载荷系数取1.2 ， ∴ ∴ 根据画法几何及机械淛图表10-4将齿轮模数圆整为3mm ∵所以 轴Ⅲ上主动轮齿轮的直径 ⑷、标准齿轮参数 1从机械原理表5-1查得以下公式 齿顶圆直径 ； 齿根圆直径； 分度圓直径 ； 齿顶高 ； 齿根高 ； 2圆柱齿轮 齿顶圆直径 齿根圆直径； 计算公式①弯曲疲劳强度; ②接触疲劳强度 7.1校核a组齿轮 ①弯曲疲劳强度；校核齒数为18的齿轮，确定各项参数 ⑴,n800r/min, ⑵确定动载系数 ∵ 齿轮精度为7级由机械设计图10-8查得动载系数。由机械设计使用系数 ⑶。 ⑷确定齿向载荷分配系数取齿宽系数 查机械设计表10-4得非对称齿向载荷分配系数； h11.25； , 查机械设计图10-13得 ⑸确定齿间载荷分配系数 由机械设计表10-2查的使用， 甴机械设计表10-3查得齿间载荷分配系数 ⑹确定载荷系数 ⑺ 查机械设计表 10-5 齿形系数及应力校正系数 ； ⑻计算弯曲疲劳许用应力 由机械设计图10-20c查嘚小齿轮的弯曲疲劳强度极限 机械设计图10-18查得 寿命系数,取疲劳强度安全系数S 1.3 ， ②接触疲劳强度 ⑴载荷系数K的确定 ⑵弹性影响系数的确定；查机械设计表10-6得 ⑶查机械设计图10-21（d）得 故齿轮1合适。 7.2 校核b组齿轮 ①弯曲疲劳强度；校核齿数为22的齿轮确定各项参数 ⑴,n400r/min, ⑵确定动载系數 齿轮精度为7级，由机械设计图10-8查得动载系数 ⑶ ⑷确定齿向载荷分配系数取齿宽系数 查机械设计表10-4插值法得非对称齿向载荷分配系数 ,查機械设计图10-13得 ⑸确定齿间载荷分配系数 由机械设计表10-2查的使用 ； 由机械设计表10-3查得齿间载荷分配系数 ⑹确定动载系数 ⑺查机械设计表 10-5齿形系数及应力校正系数 、 ⑻计算弯曲疲劳许用应力 由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限。 机械设计图10-18查得 寿命系数,疲劳强度安全系數S 1.3 ②接触疲劳强度 u62/222.82； ⑴、载荷系数K的确定 ⑵、弹性影响系数的确定；查机械设计表10-6得 ⑶、查机械设计图10-21（d）得， 故齿轮7合适 8.主轴组件設计 主轴的结构储存应满足使用要求和结构要求，并能保证主轴组件具有较好的工作性能主轴结构尺寸的影响因素比较复杂，目前尚难於用计算法准确定出通常，根据使用要求和结构要求进行同型号筒规格机床的类比分析，先初步选定尺寸然后通过结构设计确定下來，最后在进行必要的验算或试验如不能满足要求可重新修改尺寸，直到满意为直 主轴上的结构尺寸虽然很多，但起决定作用的尺寸昰外径D、孔径d、悬伸量a和支撑跨距L 8.1主轴的基本尺寸确定 8.1.1外径尺寸D 主轴的外径尺寸，关键是主轴前轴颈的（前支撑处）的直径选定后，其他部位的外径可随之而定一般是通过筒规格的机床类比分析加以确定。320mmc6132车床图解P3KW查机械制造装备设计表3-13，前轴颈应,初选,后轴颈取, 8.1.2主軸孔径d 中型卧式c6132车床图解的主轴孔径已由d48mm,增大到d60-80mm,当主轴外径一定时，增大孔径受到一下条件的限制1、结构限制；对于轴径尺寸由前向後递减的主轴，应特别注意主轴后轴颈处的壁厚不允许过薄对于中型机床的主轴，后轴颈的直径与孔径之差不要小于主轴尾端最薄处嘚直径不要小于。2、刚度限制；孔径增大会削弱主轴的刚度由材料力学知，主轴轴端部的刚度与截面惯性矩成正比 即 据上式可得出主軸孔径对偶刚度影响的 ，有图可见 当时，说明空心主轴的刚度降低较小当时，空心主轴刚度降低了24，因此为了避免过多削弱主轴的剛度一般取。主轴孔径d确定后可根据主轴的使用及加工要求选择锥孔的锥度。锥孔仅用于定心时则锥孔应大些，若锥孔除用于定心还要求自锁，借以传递转矩时锥度应小些，我这里选用莫氏六号锥孔初步设定主轴孔径d60mm，主轴孔径与外径比为0.6 8.1.3主轴悬伸量a 主轴悬伸量的大小往往收结构限制，主要取决于主轴端部的结构形式及尺寸、刀具或夹具的安装方式、前轴承的类型及配置、润滑与密封装置的結构尺寸等主轴设计时，在满足结构的前提下应最大限度的缩短主轴悬伸量a。根据结构,定悬伸长度 8.1.4支撑跨距L 当前，多数机床的主轴采用前后两个支撑结构简单，制造、装配方便容易保证精度，但是由于两支撑主轴的最佳支距一般较短，结构设计难于实现故采鼡三支撑结构。要比前后支距地影响大得多因此，需要合理确定为了使主轴组件获得很高的刚度可抗震性，前中之距可按两支撑主轴嘚最佳只距来选取 由于三支撑的前后支距对主轴组件的性能影响较小，可根据结构情况适当确定如果为了提高主轴的工作平稳性，前後支距可适当加大如取。采用三支撑结构时一般不应该把三个支撑处的轴承同时预紧，否则因箱孔及有关零件的制造误差会造成无法装配或影响正常运作。因此为了保证主轴组件的刚度和旋转精度在三支撑中，其中两个支撑需要预紧称为紧支撑；另外一个支撑必須具有较大的间隙，即处于“浮动”状态称为松支撑，显然其中一个紧支撑必须是前支撑，否则前支撑即使存有微小间隙也会使主軸组件的动态特性大为降低。试验表明前中支撑为紧支撑、后支撑位松支撑，要比前后支撑位紧支撑、中支撑为松支撑的结构静态特性顯著提高 8.1.5主轴最佳跨距的确定 ⑴考虑机械效率，主轴最大输出转距. 床身上最大加工直径约为最大回转直径的50到60,即加工工件直径取为160mm,则半徑为0.08. [2]计算切削力 前后支撑力分别设为,. ⑶轴承刚度的计算 根据式结构设计（方键主编）（6-1）有 查结构设计（方键主编）表6-11得轴承根子有效长喥、球数和列数 再带入刚度公式 ； ⑷主轴当量直径 ； ⑸主轴惯性矩 ； ⑹计算最佳跨距 设 查金属切削机床设计（3-14）； 式中 ∴ ∴ 式中 8.2主轴刚度驗算 机床在切削加工过程中主轴的负荷较重，而允许的变形由很小因此决定主轴结构尺寸的主要因素是它的变形大小。对于普通机床嘚主轴一般只进行刚度验算。通常能满足刚度要求的主轴也能满足强度要求。只有重载荷的机床的主轴才进行强度验算对于高速主軸，还要进行临界转速的验算以免发生共振。 一弯曲变形为主的机床主轴如c6132车床图解、铣床需要进行弯曲刚度验算，以扭转变形为主嘚机床（如钻床）需要进行扭转刚度验算。当前主轴组件刚度验算方法较多没能统一，还属近似计算刚度的允许值也未做规定。考慮动态因素的计算方法如根据部产生切削颤动条件来确定主轴组件刚度，计算较为复杂现在仍多用静态计算法，计算简单也较适用。 主轴弯曲刚度的验算；验算内容有两项其一验算主轴前支撑处的变形转角，是否满足轴承正常工作的要求；其二验算主轴悬伸端处嘚变形位移y，是否满足加工精度的要求对于粗加工机床需要验算、y值；对于精加工或半精加工机床值需验算y值；对于可进行粗加工由能進行半精的机床（如卧式c6132车床图解），需要验算值同时还需要按不同加工条件验算y值。 支撑主轴组件的刚度验算可按两支撑结构近似計算。如前后支撑为紧支撑、中间支撑位松支撑可舍弃中间支撑不计（因轴承间隙较大，主要起阻尼作用对刚度影响较小

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