第一章概述1.1機床主軸箱課程設計的目的（1）通過機床主傳動系統的機械變速機構設計，使學生樹立正確的設計思想和掌握機床設計的基本方法；（2）鞏固和加深所學理論知識，擴大知識面，并運用所學理論分析和解決設計工作中的具體問題；（2）通過機械制造裝備課程設計，使學生在擬訂機床主傳動機構、機床的構造設計、各種方案的設計、零件的計算、編寫技術文件和設計思想的表達等方面，得到綜合性的基本訓練；（3）熟悉有關標準、手冊和參考資料的運用，以培養具有初步的結構分析和結構設計計算的能力。1.2設計參數普通車床傳動系統設計的設計參數：（a）主軸轉速級數Z=12；（b）主軸轉速范圍r/min；（c）公比φ=1.41；（d）電機功率為7.5KW；（e）電機轉速為1440r/min。第二章參數的擬定2.1確定極限轉速由因為=1.41∴得=44.64取=45∴r/min取標準轉速1440r/min2.2主電機選擇已知異步電動機的轉速有3000、1500、1000、750，已知是4KW，根據《車床設計手冊》附錄表2選Y132S-4，額定功率5.5，滿載轉速1440，。第三章傳動設計3.1主傳動方案擬定可能的方案有很多，優化的方案也因條件而異。此次設計中，我們采用集中傳動型式的主軸變速箱。3.2傳動結構式、結構網的選擇結構式、結構網對于分析和選擇簡單的串聯式的傳動不失為有用的方法，但對于分析復雜的傳動并想由此導出實際的方案，就并非十分有效。3.2.1確定傳動組及各傳動組中傳動副的數目級數為Z的傳動系統由若干個順序的傳動組組成，各傳動組分別有、、……個傳動副。即傳動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3種方案：12=3×2×2；12=2×3×2；12=2×2×33.2.2傳動式的擬定12級轉速傳動系統的傳動組，選擇傳動組安排方式時，考慮到機床主軸變速箱的具體結構、裝置和性能。主軸對加工精度、表面粗糙度的影響很大，最后一個傳動組的傳動副常選用2。綜上所述，傳動式為12=3×2×2。3.2.3結構式的擬定對于12=2×3×2傳動式，有6種結構式和對應的結構網。分別為： 根據主變速傳動系統設計的一般原則3.3 轉速圖的擬定第四章傳動件的估算4.1三角帶傳動的計算三角帶傳動中，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。(1)選擇三角帶的型號根據公式式中P---電動機額定功率，--工作情況系數因此選擇A型帶。(2)確定帶輪的計算直徑，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8-3，8-7取主動輪基準直徑=125mm。由公式式中：-小帶輪轉速，-大帶輪轉速，所以，取整為250mm。(3)確定三角帶速度按公式因為5m/min<V<25m/min,所以選擇合適。(4)初步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：根據經驗公式即：262.5mm<<750mm取=600mm.(5)三角帶的計算基準長度由《機械設計》表8-2，圓整到標準的計算長度(6)驗算三角帶的撓曲次數符合要求。(7)確定實際中心距驗算小帶輪包角，輪上包角合適(9)確定三角帶根數得:傳動比:查表得=0.40KW,=3.16KW；=0.97；，=0.95所以取根(10)計算預緊力查《機械設計》表8-4，q=0.18kg/m(11)計算壓軸力4.2傳動軸的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。4.2.1主軸的計算轉速主軸的計算轉速是低速第一個三分之一變速范圍的最高一級轉速：4.2.2各傳動軸的計算轉速軸Ⅳ：有12級轉速，其中80r/min通過齒輪獲得63r/min，剛好能傳遞全部功率：所以：nV=80r/min同理可得：nⅣ=250r/min，nⅢ=630r/min，nⅡ=630r/min,nⅠ=800r/min4.2.3各軸直徑的估算其中：P-電動機額定功率K-鍵槽系數A-系數-從電機到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。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。Ⅰ軸：K=1.06，A=120所以，取28mmⅡ軸：K=1.06，A=120,取30mmⅢ軸：K=1.06，A=110,取40mmⅣ軸：K=1.06，A=100,取30mm此軸徑為平均軸徑，設計時可相應調整。4.3齒輪齒數的確定和模數的計算4.3.1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表3-6（機械制造裝備設計）中選取。一般在主傳動中，最小齒數應大于18～20。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。第一組齒輪：傳動比：,齒數和取84=42，=42，=35，=49；第二組齒輪：傳動比：,，齒數和取90：=45，=45，=18，=72，=30，=60；第三組齒輪：傳動比：,齒數和取110：=73，=37，=22，=88，4.3.2齒輪模數的計算(1)Ⅰ-Ⅱ齒輪彎曲疲勞的計算：機床主軸變速箱設計指導P36，為大齒輪的計算轉速，可根據轉速圖確定）齒面點蝕的計算：取A=90，由中心距A及齒數計算出模數：根據計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數。取所以取(2)Ⅱ-Ⅲ齒輪彎曲疲勞的計算：齒面點蝕的計算：取A=121，由中心距A及齒數計算出模數：根據計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數。取所以取(3)Ⅲ-Ⅳ齒輪彎曲疲勞的計算：齒面點蝕的計算：，取A=162，由中心距A及齒數計算出模數：根據計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數。取所以取(4)標準齒輪：從機械原理表10-2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z模數m分度圓d齒頂圓1423126132242312613233531051114493147153545354606453216222718313514187231351419303909610603180186117332192251237311111713223667214883264270158831051111688369751788399105齒輪齒根圓齒頂高齒根高1118.533.752118.533.75397.533.754139.533.75546.533.756198.533.757127.533.758127.533.75982.533.7510172.533.7511211.533.7512103.533.751358.533.7514256.533.751597.533.751661.533.751791.533.754.3.4齒寬確定由公式得：第一套嚙合齒輪第二套嚙合齒輪第三套嚙合齒輪一對嚙合齒輪，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，應主動輪比小齒輪齒寬大所以；，，4.3.5齒輪結構設計當時，可做成腹板式結構，再考慮到加工問題，現敲定把齒輪14做成腹板式結構。其余做成實心結構。齒輪14計算如下：，，，4.4帶輪結構設計當。D是軸承外徑，查《機械零件手冊》確定選用深溝球軸承6211，d=55mm,D=100mm。帶輪內孔尺寸是軸承外徑尺寸100mm。齒《機械設計》表8-10確定參數得： 帶輪寬度：分度圓直徑：，4.5傳動軸間的中心距4.6軸承的選擇Ⅰ軸：6208D=80B=18深溝球軸承Ⅱ軸：7207CD=72B=17圓錐滾子軸承Ⅲ軸：7207CD=72B=17圓錐滾子軸承Ⅳ軸：7208CD=80B=18圓錐滾子軸承第五章動力設計5.1傳動軸的驗算由于變速箱各軸的應力都比較小，驗算時，通常都是用復合應力公式進行計算：（MPa）——為復合應力（MPa）——[]為許用應力（MPa）——W為軸危險斷面的抗彎斷面模數實心軸：空心軸：花鍵軸：——d為空心軸直徑，花鍵軸內徑——D為空心軸外徑，花鍵軸外徑——d0為空心軸內徑——b為花鍵軸的鍵寬——Z為花鍵軸的鍵數M為在危險斷面的最大彎矩N·mmT為在危險斷面的最大扭矩——N為該軸傳遞的最大功率——Nj為該軸的計算轉速齒輪的圓周力：齒輪的徑向力：5.1.1Ⅰ軸的強度計算Ⅰ軸：5.1.2作用在齒輪上的力的計算已知大齒輪的分度圓直徑：d=mz=2.5×39=97.5mm圓角力：徑向力：EMBEDEquation.3軸向力：方向如圖所示：由受力平衡：=1759.2N=766.45N所以=－（1759.2+766.45）=－2525.65N以a點為參考點，由彎矩平衡得：105+（105+40）－（300+40+105）=0所以：=2245.5N=280.1N在V面內的受力情況如下：受力平衡：即：1759.2+1532.90以a點為參考點，由彎矩平衡：×105－×（105+40）+（300＋105＋40）=0所以=－3629N=3653N在V面的彎矩圖如下：5.1.3主軸抗震性的驗算（1）支撐剛度，包括軸承的彈性變形和坐圈接觸變形。向心推力球軸承：=（0.7~0.002）d圓錐孔雙列向力短圓柱滾子軸承：=（mm）前軸承處d=100，，R=5400kgf，所以：=0.0108mm=0.0251mm坐圓外變形：對于向心球軸承：D=150，d=100，b=60，取k=0.01所以：對于短圓柱滾子軸承：D=150，d=100，b=37，取k=0.01，R=12500kgf所以：所以軸承的徑向變形：==+=0.05+0.053=0.103mm支撐徑向剛度：k=（2）量主要支撐的剛度折算到切削點的變形其中L=419mm，KA=121359.2kg/mm所以：（3）主軸本身引起的切削點的變形其中：P=2940N，a=125mm，L=419mm，E=2×107N/cm，D=91mmI=0.05·（D4-d4）=0.05×（914-464）=3163377.25mm2所以：（4）主軸部件剛度（5）驗算抗振性則：所以：所以主軸抗振性滿足要求。5.2齒輪校驗在驗算算速箱中的齒輪應力時，選相同模數中承受載荷最大，齒數最小的齒輪進接觸應力和彎曲應力的驗算。這里要驗算的是齒輪2，齒輪7，齒輪12這三個齒輪。（1）接觸應力公式：u----大齒輪齒數與小齒輪齒數之比；---齒向載荷分布系數；----動載荷系數；----工況系數；----壽命系數查《機械裝備設計》表10-4及圖10-8及表10-2分布得假定齒輪工作壽命是48000h，故應力循環次數為 查《機械裝備設計》圖10-18得，所以： （2）彎曲應力：查《金屬切削手冊》有Y=0.378，代入公式求得：=158.5Mpa查《機械設計》圖10-21e,齒輪的材產選，大齒輪、小齒輪的硬度為60HRC，故有，從圖10-21e讀出。因為：，故滿足要求，另外兩齒輪計算方法如上，均符合要求。5.3軸承的校驗Ⅰ軸選用的是角接觸軸承7206其基本額定負荷為30.5KN由于該軸的轉速是定值所以齒輪越小越靠近軸承，對軸承的要求越高。根據設計要求，應該對Ⅰ軸未端的滾子軸承進行校核。齒輪的直徑Ⅰ軸傳遞的轉矩Nm齒輪受力N根據受力分析和受力圖可以得出軸承的徑向力為NN因軸承在運轉中有中等沖擊載荷，又由于不受軸向力，按《機械設計》表10-5查得為1.2到1.8，取，則有：NN軸承的壽命因為，所以按軸承1的受力大小計算：h故該軸承能滿足要求。第六章結構設計及說明6.1結構設計的內容、技術要求和方案設計主軸變速箱的結構包括傳動件（傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動器等）、主軸組件、操縱機構、潤滑密封系統和箱體及其聯結件的結構設計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設計由于時間的限制，一般只畫展開圖。主軸變速箱是機床的重要部件。設計時除考慮一般機械傳動的有關要求外，著重考慮以下幾個方面的問題。精度方面的要求，剛度和抗震性的要求，傳動效率要求，主軸前軸承處溫度和溫升的控制，結構工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標準化和通用化的原則。主軸變速箱結構設計時整個機床設計的重點，由于結構復雜，設計中不可避免要經過反復思考和多次修改。在正式畫圖前應該先畫草圖。目的是：布置傳動件及選擇結構方案。檢驗傳動設計的結果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時改正。確定傳動軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置，以確定各軸的受力點和受力方向，為軸和軸承的驗算提供必要的數據。6.2=1\*ROMANI軸（輸入軸）的設計將運動帶入變速箱的帶輪一般都安裝在軸端，軸變形較大，結構上應注意加強軸的剛度或使軸部受帶的拉力（采用卸荷裝置）。=1\*ROMANI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=1\*ROMANI軸在整體裝入箱內。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。車床上的反轉一般用于加工螺紋時退刀。車螺紋時，換向頻率較高。實現政反轉的變換方案很多，我們采用正反向離合器。正反向的轉換在不停車的狀態下進行，常采用片式摩擦離合器。由于裝在箱內，一般采用濕式。在確定軸向尺寸時，摩擦片不壓緊時，應留有0.2～0.4的間隙，間隙應能調整。離合器及其壓緊裝置中有三點值得注意：摩擦片的軸向定位：由兩個帶花鍵孔的圓盤實現。其中一個圓盤裝在花鍵上，另一個裝在花鍵軸上的一個環形溝槽里，并轉過一個花鍵齒，和軸上的花鍵對正，然后用螺釘把錯開的兩個圓盤連接在一起。這樣就限制了軸向和周向德兩個自由度，起了定位作用。摩擦片的壓緊由加力環的軸向移動實現，在軸系上形成了彈性力的封閉系統，不增加軸承軸向復合。結構設計時應使加力環推動擺桿和鋼球的運動是不可逆的，即操縱力撤消后，有自鎖作用。=1\*ROMANI軸上裝有摩擦離合器，兩端的齒輪是空套在軸上，當離合器接通時才和軸一起轉動。但脫開的另一端齒輪，與軸回轉方向是相反的，二者的相對轉速很高（約為兩倍左右）。結構設計時應考慮這點。齒輪與軸之間的軸承可以用滾動軸承也可以用滑動軸承。滑動軸承在一些性能和維修上不如滾動軸承，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。6.3齒輪塊設計齒輪是變速箱中的重要元件。齒輪同時嚙合的齒數是周期性變化的。也就是說，作用在一個齒輪上的載荷是變化的。同時由于齒輪制造及安裝誤差等，不可避免要產生動載荷而引起振動和噪音，常成為變速箱的主要噪聲源，并影響主軸回轉均勻性。在齒輪塊設計時，應充分考慮這些問題。齒輪塊的結構形式很多，取決于下列有關