1、 課程設計說明書 課程名稱: 機械制造裝備設計 設計題目: 普通車床的主動傳動系統設計 專 業: 機械設計制造及其自動化 班級:機械1004 目錄第一章 普通車床主動傳動系統設計方案41.1 擬定主動參數41.2 運動設計41.3 動力計算和結構圖設計41.4 軸和齒輪的驗算41.5 主軸變速箱裝配設計4第二章 普通車床主動傳動系統參數的擬定52.1 車床參數和電動機的選擇52.2 確定級數52.3 普通車床的規格5第三章 運動設計63.1 擬定傳動方案63.2 確定變速組及各變速組中變速副數目63.3 各級變速組的變速范圍及極限傳動比63.4 確定各軸的轉速73.5 繪制轉速圖73.6 確定

2、各變速組變速副齒數83.7 繪制變速傳動系統圖9第四章 傳動件的設計104.1 帶輪的設計104.2 確定各軸的轉速134.3 傳動軸的直徑估算144.4 鍵的選擇、傳動軸、鍵的校核15第五章 各變速組齒輪模數的確定和校核175.1 齒輪模數的確定175.2 齒輪的設計20第六章 齒輪的校驗236.1 齒輪強度校核236.1.1 校核a組齒輪236.1.2 校核b組齒輪246.1.3 校核c組齒輪25第七章 主軸組件設計277.1 主軸的基本尺寸確定277.1.1 外徑尺寸d277.1.2 主軸孔徑d277.1.3 主軸懸伸量a287.1.4 支撐跨距l287.1.5 主軸最佳跨距的確定297

3、.2 主軸剛度驗算307.3 軸承的選用32參考文獻33第一章 普通車床主動傳動系統設計方案1.1 擬定主動參數機床設計的初始，首先需要確定有關參數，它們是傳動設計和結構設計的依據，影響到產品是否能滿足所需要的功能要求。根據擬定的參數、規格和其他特點，了解典型工藝的切削用量，了解極限轉速、和級數z、主傳動電機功率n。1.2 運動設計根據擬定的參數，通過結構網和轉速圖的分析，確定傳動結構方案和傳動系統圖。傳動方案有多種，傳動型式更是式樣眾多，比如：傳動型式上有集中傳動的主軸變速箱。分離傳動的主軸箱與變速箱；擴大變速范圍可以用增加傳動組數，也可用背輪機構、分支傳動等型式；變速型式上既可用多速電機，

4、也可用交換齒輪、滑移齒輪、公用齒輪等。然后計算各傳動比及齒輪的齒數1.3 動力計算和結構圖設計 估算齒輪模數m和軸徑d，將各傳動件及其它零件在展開圖和剖面圖上做初步的安排、布置和設計。1.4 軸和齒輪的驗算在結構圖的基礎上，對傳動軸和齒輪的剛度、強度進行校核。1.5 主軸變速箱裝配設計主軸變速箱裝配圖是以結構圖為基礎，進行設計和繪制的。圖上各零部件要表達清楚，并標明尺寸和配合。 第二章 普通車床主動傳動系統參數的擬定2.1 車床參數和電動機的選擇此經濟型數控車床根據任務書上提供的條件：車床最大加工直徑為250mm,主軸最高轉速=1000r/min，最低轉速=63r/min。主電動機的功率為4k

5、w,選擇電動機的型號為y132m1-6，表一 電動機參數表電動機信號額定功率滿載轉速級數同步轉速y132m1-64kw960r/min4級1000r/min2.2 確定級數根據任務書提供的條件，可知傳動公比=1.41。根據機械制造裝備設計由公式 z=+1 轉速范圍=15.9由上述綜合可得 z=+1=+1=9 由此可知 機床主軸共有9級。因為=1.41=1.06，根據機械制造裝備設計查表標準數列。首先找到最小極限轉速63，再每跳過5個數（1.261.06）取一個轉速，即可得到公比為1.41的數列：63,90,125,180,250,355,500,710,1000 r/min。2.3 普通車床的

6、規格根據以上的計算和設計任務書可得到本次設計車床的基本參數： 車床的主參數（規格尺寸）和基本參數表機床最大加工直徑(mm)最高轉速()最低轉速()電機功率p（kw）公比轉速級數z25010006341.419第三章 運動設計3.1 擬定傳動方案擬定傳動方案，包括傳動型式的選擇以及開停、換向、制動、操縱等整個傳動系統的確定。傳動型式則指傳動和變速的元件、機構以及其組成、安排不同特點的傳動型式、變速類型。傳動方案和型式與結構的復雜程度密切相關，和工作性能也有關系。因此，確定傳動方案和型式，要從結構、工藝、性能及經濟性等多方面統一考慮。3.2 確定變速組及各變速組中變速副數目級數為z的變速系統由若干

7、個順序的變速組組成，各變速組分別有、個變速副。即變速副中由于結構的限制以2或3為合適，即變速級數z應為2和3的因子： ，可以有一種方案： 3.3 各級變速組的變速范圍及極限傳動比傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍：在降速傳動時，為防止被動齒輪的直徑過大而使進徑向尺寸過大，常限制最小傳動比，1/4，升速傳動時，為防止產生過大的振動和噪音，常限制最大傳動比，斜齒輪比較平穩，可取，故變速組的最大變速范圍為/810。 主軸的變速范圍應等于住變速傳動系中各個變速組變速范圍的乘積，即： 檢查變速組的變速范圍是否超過極限值時，只需檢查最后一個擴大組。因為其他變速組的變速范圍都比最后擴大組的小，只要最后

8、擴大組的變速范圍不超過極限值，其他變速組就不會超過極限值。 其中， ，符合要求3.4 確定各軸的轉速分配總降速變速比總降速變速比 又電動機轉速不符合轉速數列標準，因而增加一定比變速副。確定變速軸軸數變速軸軸數 = 變速組數 + 定比變速副數 + 1 = 2 + 1 + 1 = 4。在五根軸中，除去電動機軸，其余四軸按變速順序依次設為、（主軸）。與、與軸之間的變速組分別設為a、b。現由（主軸）開始，確定、軸的轉速。1.來確定軸的轉速取：、變速組b：級比指數為3，希望中間軸轉速較小，因而為了避免升速又不致變速比太小，結合結構式，軸的轉速只有一種可能：250,355,500。2.定軸的轉速 對于軸，

9、其級比指數為1,可取： = = =確定軸轉速為500，電動機于軸的定變傳動比為960/500=1.923.5 繪制轉速圖轉速圖 3.6 確定各變速組變速副齒數確定齒輪齒數的原則和要求： 齒輪的齒數和不應過大；齒輪的齒數和過大會加大兩軸之間的中心距，使機床結構龐大，一般推薦100200. 最小齒輪的齒數要盡可能少；但同時要考慮：最小齒輪不產生根切，機床變速箱中標準直圓柱齒輪，一般最小齒數18；受結構限制的最小齒輪最小齒數應大于1820；齒輪齒數應符合轉速圖上傳動比的要求：實際傳動比（齒數之比）與理論傳動比（轉速圖上要求的傳動比）之間又誤差，但不能過大，確定齒輪數所造成的轉速誤差，一般不應超過10

10、%（-1）%，即%-要求的主軸轉速；-齒輪傳動實現的主軸轉速；齒輪齒數的確定，當各變速組的傳動比確定以后，可確定齒輪齒數。對于定比傳動的齒輪齒數可依據機械設計手冊推薦的方法確定。對于變速組內齒輪的齒數，如傳動比是標準公比的整數次方時，變速組內每對齒輪的齒數和及小齒輪的齒數可以從機械制造裝備設計表3-9中選取。一般在主傳動中，最小齒數應大于1820。采用三聯滑移齒輪時，應檢查滑移齒輪之間的齒數關系：三聯滑移齒輪的最大齒輪之間的齒數差應大于或等于4，以保證滑移是齒輪外圓不相碰。 根據機械制造裝備設計,查表各種常用變速比的使用齒數。變速組a: =1 =1/=1/1.41 =1/2確定最小齒輪的齒數及

11、最小齒數和 該變速組內的最小齒輪必在i=1/2的齒輪副中，根據結構條件，假設最小齒數為=22時，查表得到 =66。找出可能采用的齒數和諸數值 =1 =60、62 =1.41 =60、63 =2 =60、63 在具體結構允許下，選用較小的 為宜，現確定=72， 確定各齒數副的齒數 i=2，找出=24， =-=72-24=48；i=1.41，找出=30，=-=42；，； =2/1 =1/1.41 =1/4故變速組中最小齒輪必在1/4的齒輪副中，假設最小齒數為=22，=110，取=111，查得=22，=46，=37；=89，=65，=74。3.7 繪制變速傳動系統圖第四章 傳動件的設計4.1 帶輪的

12、設計v帶傳動中，軸間距a可以加大。由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會有打滑，宜可緩和沖擊及隔離振動，使傳動平穩。帶輪結構簡單，但尺寸大，機床中常用作電機輸出軸的定比傳動。電動機轉速n=960r/min,傳遞功率p=4kw,傳動比i=2.03，兩班制，一天運轉16小時，工作年數10年。(1)選擇三角帶的型號由機械設計表8-7工作情況系數查的共況系數=1.2。故根據機械設計公式（8-21） 式中p-電動機額定功率， -工作情況系數 因此根據、由機械設計 圖8-11普通v帶輪選型圖選用a型。(2)確定帶輪的基準直徑，帶輪的直徑越小帶的彎曲應力就越大。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑不宜過小，即。查機械設計表8

13、-8、圖8-11和表8-6取主動小帶輪基準直徑=125。由機械設計公式(8-15a) 式中：-小帶輪轉速，-大帶輪轉速，-帶的滑動系數，一般取0.02。故 ，由機械設計表8-8取圓整為250mm。(3)驗算帶速度v，按機械設計式（8-13）驗算帶的速度v= 所以，故帶速合適。(4)初定中心距帶輪的中心距，通常根據機床的總體布局初步選定，一般可在下列范圍內選取： 根據機械設計經驗公式（8-20）0.7（125+250）2（125+250）238680 取=600mm.(5) v帶的計算基準長度 由機械設計公式（8-22）計算帶輪的基準長度 =1795.25由機械設計表8-2，圓整到標準的計算長度

14、 l=1800mm(6)確定實際中心距 按機械設計公式（8-23）計算實際中心距 a=+=600+=602.38mm(7)驗算小帶輪包角 根據機械設計公式（8-25） 故主動輪上包角合適。(8)確定三角帶根數根據機械設計式（8-26）得 查表機械設計表8-4d由 i=2.03和得= 0.03kw 查表機械設計表8-5，=0.98；查表機械設計表8-2，長度系數=0.92 所以取3 根(9)計算預緊力 查機械設計表8-3，q=0.1kg/m 由機械設計式（8-27）其中： -帶的變速功率,kw； v-帶速,m/s； q-每米帶的質量，kg/m；取q=0.1kg/m。 v = 1440r/min

15、= 9.73m/s。 （10）計算作用在軸上的壓軸力 （11）帶輪結構設計帶輪的材料 常用的v帶輪材料為ht150或ht200，轉速較高時可以采用鑄鋼或鋼板沖壓焊接而成，小功略時采用鑄鋁或塑料。帶輪結構形式 v帶輪由輪緣、輪輻和輪轂組成，根據輪輻結構的不同可以分為實心式（機械制圖圖8-14a）、腹板式（機械制圖圖8-14b）、孔板式（機械制圖圖8-14c）、橢圓輪輻式（機械制圖圖8-14d）。v帶輪的結構形式與基準直徑有關，當帶輪基準直徑（d為安裝帶輪的軸的直徑，mm）時。可以采用實心式，當可以采用腹板式，時可以采用孔板式，當時，可以采用輪輻式。 帶輪寬度：。 d=90mm是深溝球軸承6210

16、軸承外徑，其他尺寸見帶輪零件圖。v帶輪的輪槽v帶輪的輪槽與所選的v帶型號相對應，見機械制圖表8-10.表8-10槽型與相對應得a11.02.758.79v帶輪的輪槽與所選的v帶型號 v帶繞在帶輪上以后發生彎曲變形，使v帶工作面夾角發生變化。為了使v帶的工作面與大論的輪槽工作面緊密貼合，將v帶輪輪槽的工作面得夾角做成小于。 v帶安裝到輪槽中以后，一般不應該超出帶輪外圓，也不應該與輪槽底部接觸。為此規定了輪槽基準直徑到帶輪外圓和底部的最小高度。 輪槽工作表面的粗糙度為。v帶輪的技術要求 鑄造、焊接或燒結的帶輪在輪緣、腹板、輪輻及輪轂上不允許有傻眼、裂縫、縮孔及氣泡；鑄造帶輪在不提高內部應力的前提下

17、，允許對輪緣、凸臺、腹板及輪轂的表面缺陷進行修補；轉速高于極限轉速的帶輪要做靜平衡，反之做動平衡。其他條件參見中的規定。4.2 確定各軸的轉速確定主軸計算轉速： 計算轉速是傳動件能傳遞全部功率的最低轉速。各傳動件的計算轉速可以從轉速圖上，按主軸的計算轉速和相應的傳動關系確定。根據機械制造裝備設計表3-10，主軸的計算轉速為各變速軸的計算轉速： 1.軸的可從主軸125r/min按89/22的變速副找上去，軸的計算轉速為500r/min； 2.軸的計算轉速為500r/min。各齒輪的計算轉速各變速組內一般只計算組內最小齒輪，也是最薄弱的齒輪，故也只需確定最小齒輪的計算轉速。1.變速組b計算z =

18、22的齒輪，計算轉速為500r/min；2.變速組a應計算z = 24的齒輪，計算轉速為1000r/min。核算主軸轉速誤差 所以合適。4.3 傳動軸的直徑估算傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度的要求，強度要求保證軸在反復載荷和扭載荷作用下不發生疲勞破壞。機床主傳動系統精度要求較高，不允許有較大變形。因此疲勞強度一般不失是主要矛盾，除了載荷很大的情況外，可以不必驗算軸的強度。剛度要求保證軸在載荷下不至發生過大的變形。因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。根據機械設計手冊表7-13，并查金屬切削機床設計表7-13得到取1. 軸的直徑：取 軸的直徑：取 其中：p-電動機額定功率（kw）；-從電機到

19、該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積；-該傳動軸的計算轉速（）； -傳動軸允許的扭轉角（）。當軸上有鍵槽時，d值應相應增大45%;當軸為花鍵軸時，可將估算的d值減小7%為花鍵軸的小徑;空心軸時，d需乘以計算系數b，b值見機械設計手冊表7-12。和為由鍵槽并且軸為空心軸，和為花鍵軸。根據以上原則各軸的直徑取值：，=30mm，=40mm，軸采用光軸，軸和軸因為要安裝滑移齒輪所以都采用花鍵軸。因為矩形花鍵定心精度高，定心穩定性好，能用磨削的方法消除熱處理變形，定心直徑尺寸公差和位置公差都能獲得較高的精度，故我采用矩形花鍵連接。按規定，矩形花鍵的定心方式為小徑定心。查機械設計手冊 的矩形花鍵的基本尺寸系

20、列，軸花鍵軸的規格；軸花鍵軸的規格。各軸間的中心距的確定：； ；4.4 鍵的選擇、傳動軸、鍵的校核查機械設計手冊表6-1選擇軸上的鍵，根據軸的直徑，鍵的尺寸選擇，鍵的長度l取22。主軸處鍵的選擇同上，鍵的尺寸為，鍵的長度l取100。1） 傳動軸的校核需要驗算傳動軸薄弱環節處的傾角荷撓度。驗算傾角時，若支撐類型相同則只需驗算支反力最大支撐處傾角；當此傾角小于安裝齒輪處規定的許用值時，則齒輪處傾角不必驗算。驗算撓度時，要求驗算受力最大的齒輪處，但通常可驗算傳動軸中點處撓度（誤差%3）。 當軸的各段直徑相差不大，計算精度要求不高時，可看做等直徑，采用平均直徑進行計算，計算花鍵軸傳動軸一般只驗算彎曲剛

21、度，花鍵軸還應進行鍵側擠壓驗算。彎曲剛度驗算；的剛度時可采用平均直徑或當量直徑。一般將軸化為集中載荷下的簡支梁，其撓度和傾角計算公式見金屬切削機床設計表7-15.分別求出各載荷作用下所產生的撓度和傾角，然后疊加，注意方向符號，在同一平面上進行代數疊加，不在同一平面上進行向量疊加。 軸的校核：通過受力分析，在一軸的三對嚙合齒輪副中，中間的兩對齒輪對軸中點處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來進行校核最大撓度：查機械制造裝備設計表3-12許用撓度 ； 。 軸、軸的校核同上。2） 鍵的校核鍵和軸的材料都是鋼，由機械設計表6-2查的許用擠壓應力,取其中間值，。鍵的工作長度，鍵與輪榖鍵槽的接觸高度。

22、由機械設計式（6-1）可得 可見連接的擠壓強度足夠了，鍵的標記為：第五章 各變速組齒輪模數的確定和校核5.1 齒輪模數的確定齒輪模數的估算。通常同一變速組內的齒輪取相同的模數，如齒輪材料相同時，選擇負荷最重的小齒輪，根據齒面接觸疲勞強度和齒輪彎曲疲勞強度條件按金屬切削機床設計表7-17進行估算模數和，并按其中較大者選取相近的標準模數，為簡化工藝變速傳動系統內各變速組的齒輪模數最好一樣，通常不超過23種模數。先計算最小齒數齒輪的模數，齒輪選用直齒圓柱齒輪及斜齒輪傳動，查機械設計表10-8齒輪精度選用7級精度，再由機械設計表10-1選擇小齒輪材料為40c(調質)，硬度為280hbs：根據金屬切削機

23、床設計表7-17；有公式：齒面接觸疲勞強度：齒輪彎曲疲勞強度：、a變速組：分別計算各齒輪模數，先計算最小齒數24的齒輪。 齒面接觸疲勞強度：其中: -公比 ； = 2； p-齒輪傳遞的名義功率；p = 0.964=3.84kw；-齒寬系數=； -齒輪許允接觸應力，由金屬切削機床設計圖7-6按mq線查取; -計算齒輪計算轉速; k-載荷系數取1.2。=650mpa， 根據畫法幾何及機械制圖表10-4將齒輪模數圓整為3mm 。齒輪彎曲疲勞強度：其中: p-齒輪傳遞的名義功率；p = 0.964=3.84kw； -齒寬系數=； -齒輪許允齒根應力，由金屬切削機床設計圖7-11按mq線查取； -計算齒

24、輪計算轉速; k-載荷系數取1.2； ，根據畫法幾何及機械制圖表10-4將齒輪模數圓整為2mm 。所以于是變速組a的齒輪模數取m = 3，b =30mm。軸上主動輪齒輪的直徑： 。軸上三聯從動輪齒輪的直徑分別為： 、b變速組：確定軸上另兩聯齒輪的模數，先計算最小齒數18的齒輪。 齒面接觸疲勞強度：（公式見a變速組）其中: -公比 ； =2.82； p-齒輪傳遞的名義功率；p = 0.9224=3.688kw； -齒寬系數=； -齒輪許允接觸應力，由金屬切削機床設計圖7-6按mq線查取; -計算齒輪計算轉速;k-載荷系數取1.2。=650mpa， 根據畫法幾何及機械制圖表10-4將齒輪模數圓整為

25、4mm 。 齒輪彎曲疲勞強度：其中: p-齒輪傳遞的名義功率；p =0.9224=3.688kw； -齒寬系數=； -齒輪許允齒根應力，由金屬切削機床設計圖7-11按mq線查取；-計算齒輪計算轉速; k-載荷系數取1.2。， 根據畫法幾何及機械制圖表10-4將齒輪模數圓整為2.5mm 。所以于是變速組b的齒輪模數取m = 4mm，b = 40mm。 軸上主動輪齒輪的直徑： 軸上三聯從動輪齒輪的直徑分別為：、c變速組： 為了使傳動平穩，所以使用斜齒輪，取，螺旋角。計算中心距a，修正螺旋角，因值改變不多，所以參數，等值不必修正。 所以軸上兩聯動主動輪齒輪的直徑分別為： 軸上兩從動輪齒輪的直徑分別為

26、： 、標準齒輪參數：從機械原理表5-1查得以下公式齒頂圓直徑 ； 齒根圓直徑；分度圓直徑 ；齒頂高 ；齒根高 ； 齒輪的具體值見下表：表5.1齒輪尺寸表 （單位：mm）齒輪齒數z模數分度圓直徑d齒頂圓直徑齒根圓直徑齒頂高齒根高243727864.533.25303909682.533.25363108114100.533.25483144150136.533.25423126待添加的隱藏文字內容2132118.533.25363108114100.533.25224889680.545424168176160.545424168176160.545624248256240.54518592.7

27、9102.7980.2956.25605309.3319.3296.856.25725371.2381.2358.256.25305154.67164.67142.1756.255.2 齒輪的設計由公式得：軸主動輪齒輪；軸主動輪齒輪；軸主動輪齒輪；一般一對嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設計上，應使主動輪比從動輪齒寬大（510mm）。所以：， ，。通過齒輪傳動強度的計算，只能確定出齒輪的主要尺寸，如齒數、模數、齒寬、螺旋角、分度圓直徑等，而齒圈、輪輻、輪轂等的結構形式及尺寸大小，通常都由結構設計而定。當齒頂圓直徑時，可以做成實心式結構的齒輪。

28、當時，可做成腹板式結構，再考慮到加工問題，現決定把齒輪9、12和13做成腹板式結構。其余做成實心結構。根據機械設計圖10-39（a）齒輪8、10、12和13結構尺寸計算如下：齒輪8結構尺寸計算， ；，c取12cm。齒輪10結構尺寸計算;； ； ，c取12cm。齒輪12結構尺寸計算，；，c取14cm。 齒輪13結構尺寸計算，；，c取14cm。 第六章 齒輪的校驗6.1 齒輪強度校核計算公式：彎曲疲勞強度; 接觸疲勞強度6.1.1 校核a組齒輪彎曲疲勞強度；校核齒數為24的齒輪，確定各項參數,n=710r/min,確定動載系數 齒輪精度為7級，由機械設計圖10-8查得動載系數。由機械設計使用系數。

29、確定齒向載荷分配系數:取齒寬系數 查機械設計表10-4，得非對稱齒向載荷分配系數；h=6.25； , 查機械設計圖10-13得確定齒間載荷分配系數: 由機械設計表10-2查的使用， 由機械設計表10-3查得齒間載荷分配系數確定載荷系數: 查機械設計表 10-5 齒形系數及應力校正系數；計算彎曲疲勞許用應力 由機械設計圖10-20(c)查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 機械設計圖10-18查得 壽命系數,取疲勞強度安全系數s = 1.3 ， 接觸疲勞強度載荷系數k的確定：彈性影響系數的確定；查機械設計表10-6得查機械設計圖10-21（d）得， 故齒輪1合適。6.1.2 校核b組齒輪彎曲疲勞強度；

30、校核齒數為22的齒輪，確定各項參數,n=355r/min,確定動載系數：齒輪精度為7級，由機械設計圖10-8查得動載系數確定齒向載荷分配系數:取齒寬系數查機械設計表10-4，插值法得非對稱齒向載荷分配系數 ,查機械設計圖10-13得確定齒間載荷分配系數: 由機械設計表10-2查的使用 ； 由機械設計表10-3查得齒間載荷分配系數確定動載系數: 查機械設計表 10-5齒形系數及應力校正系數、計算彎曲疲勞許用應力 由機械設計圖10-20(c)查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 機械設計圖10-18查得 壽命系數,疲勞強度安全系數s = 1.3 ， 接觸疲勞強度u=62/22=2.82；、載荷系數k的確

31、定：、彈性影響系數的確定；查機械設計表10-6得、查機械設計圖10-21（d）得， 故齒輪7合適。6.1.3 校核c組齒輪彎曲疲勞強度；校核齒數為18的齒輪，確定各項參數,n=355r/min,確定動載系數：齒輪精度為7級，由機械設計圖10-8查得動載系數確定齒向載荷分配系數:取齒寬系數查機械設計表10-4，插值法得非對稱齒向載荷分布系數， ,查機械設計圖10-13得確定齒間載荷分配系數: 由機械設計表10-3齒間載荷分布系數，確定荷載系數: 查表 10-5 齒形系數及應力校正系數。 計算彎曲疲勞許用應力 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限。 機械設計圖10-18查得 壽命系數,疲勞強度安全系數

32、s = 1.3 ， 接觸疲勞強度載荷系數k的確定：彈性影響系數的確定；查機械設計表10-6得查機械設計圖10-21（d）得， 故齒輪11合適。第七章 主軸組件設計主軸的結構儲存應滿足使用要求和結構要求，并能保證主軸組件具有較好的工作性能。主軸結構尺寸的影響因素比較復雜，目前尚難于用計算法準確定出。通常，根據使用要求和結構要求，進行同型號筒規格機床的類比分析，先初步選定尺寸，然后通過結構設計確定下來，最后在進行必要的驗算或試驗，如不能滿足要求可重新修改尺寸，直到滿意為直。 主軸上的結構尺寸雖然很多，但起決定作用的尺寸是：外徑d、孔徑d、懸伸量a和支撐跨距l。7.1 主軸的基本尺寸確定7.1.1

33、外徑尺寸d主軸的外徑尺寸，關鍵是主軸前軸頸的（前支撐處）的直徑。選定后，其他部位的外徑可隨之而定。一般是通過筒規格的機床類比分析加以確定。400mm車床，p=4kw查機械制造裝備設計表3-13，前軸頸應,初選,后軸頸取,7.1.2 主軸孔徑d中型臥式車床的主軸孔徑，已由d=48mm,增大到d=60-80mm,當主軸外徑一定時，增大孔徑受到一下條件的限制，1、結構限制；對于軸徑尺寸由前向后遞減的主軸，應特別注意主軸后軸頸處的壁厚不允許過薄，對于中型機床的主軸，后軸頸的直徑與孔徑之差不要小于，主軸尾端最薄處的直徑不要小于。2、剛度限制；孔徑增大會削弱主軸的剛度，由材料力學知，主軸軸端部的剛度與截面

34、慣性矩成正比，即：據上式可得出主軸孔徑對偶剛度影響的當時，說明空心主軸的剛度降低較小。當時，空心主軸剛度降低了24%，因此為了避免過多削弱主軸的剛度，一般取。主軸孔徑d確定后，可根據主軸的使用及加工要求選擇錐孔的錐度。錐孔僅用于定心時，則錐孔應大些，若錐孔除用于定心，還要求自鎖，借以傳遞轉矩時，錐度應小些，我這里選用莫氏六號錐孔。初步設定主軸孔徑d=60mm，主軸孔徑與外徑比為0.6。7.1.3 主軸懸伸量a主軸懸伸量的大小往往收結構限制，主要取決于主軸端部的結構形式及尺寸、刀具或夾具的安裝方式、前軸承的類型及配置、潤滑與密封裝置的結構尺寸等。主軸設計時，在滿足結構的前提下，應最大限度的縮短主

35、軸懸伸量a。根據結構,定懸伸長度。7.1.4 支撐跨距l當前，多數機床的主軸采用前后兩個支撐，結構簡單，制造、裝配方便，容易保證精度，但是，由于兩支撐主軸的最佳支距一般較短，結構設計難于實現，故采用三支撐結構。要比前后支距地影響大得多，因此，需要合理確定。為了使主軸組件獲得很高的剛度可抗震性，前中之距可按兩支撐主軸的最佳只距來選取。由于三支撐的前后支距對主軸組件的性能影響較小，可根據結構情況適當確定。如果為了提高主軸的工作平穩性，前后支距可適當加大，如取。采用三支撐結構時，一般不應該把三個支撐處的軸承同時預緊，否則因箱孔及有關零件的制造誤差，會造成無法裝配或影響正常運作。因此為了保證主軸組件的

36、剛度和旋轉精度，在三支撐中，其中兩個支撐需要預緊，稱為緊支撐；另外一個支撐必須具有較大的間隙，即處于“浮動”狀態，稱為松支撐，顯然，其中一個緊支撐必須是前支撐，否則前支撐即使存有微小間隙，也會使主軸組件的動態特性大為降低。試驗表明，前中支撐為緊支撐、后支撐位松支撐，要比前后支撐位緊支撐、中支撐為松支撐的結構靜態特性顯著提高。7.1.5 主軸最佳跨距的確定考慮機械效率，主軸最大輸出轉距.床身上最大加工直徑約為最大回轉直徑的50%到60%,即加工工件直徑取為200mm,則半徑為0.1. 2計算切削力 前后支撐力分別設為,. 軸承剛度的計算根據式結構設計（方鍵主編）（6-1）有： 查結構設計（方鍵主編）表6-11得軸承根子有效長度、球數和列數： 再帶入剛度公式： ；主軸當量直徑 ； 主軸慣性矩 ； 計算最佳跨距 設： 查金屬