CG6125床头箱设计

CG6125床头箱设计

说明书

院 系：机械工程学院 班 级： 姓 名： 学 号： 指导教师：

日期：2021年9月16日

摘要

当前的机床制造业中。尽管数控机床正在飞速进展，但是，一般机床由于其具有价廉、质优、全能而靠得住的优越性，在相当长时刻内不可能被完全取代，还要与数控机床不相上下。问题是如何挖掘潜力，改良性能，提高其竞争能力。本设计利用价值工程原理从结构，材料和工艺等方面对车床的床头箱进行改良设计。所谓的价值工程是为了寻求功能与本钱之间的合理匹配，使企业在生产经营活动中能正确处置质量和本钱的关系，向社会提供更多的物美价廉的产品，给企业和社会带来更多的经济效益。确信价值工程的对象，一样咱们选择对产品阻碍较大的零部件、设计年代已久或结构复杂需要改良或简化结构的零部件、体积较大或材料利用率低的零部件、设计中间问题较多和改良潜力大的部件。因此利用价值工程作为依据，合理的确信一般床头箱的结构并选择适合的零部件进行设计。

关键词：传动效率 接触疲劳强度 弯曲强度 耐磨性

Abstract

CNC machine tools is the rapid development of the machine manufacturing industry, however, general machine tools because of its low cost, high quality, universal superiority in quite a long time can not be completely replaced, but also with CNC machine tools neck and neck. The problem is how to explore the potential to improve performance, enhance its competitiveness. The design using value engineering principles to improve the design of the lathe headstock from the structure, materials and process. The so-called value engineering is to seek reasonable match between functionality and cost, so that enterprises can correctly handle the relationship between quality and cost in production and business activities, and to provide more affordable products to the community, and bring to the enterprise and social more economic benefits. Determine the value of the object of the project generally affecting large parts, design era has long or complex structure need to improve or simplify the structure of the components we select products, bulky parts or materials, low utilization of design middle multi and improved potential for large parts. Therefore, based on the use of value engineering as a reasonable determination of the structure of the ordinary headstock design and select the appropriate components.

Keywords: contact fatigue strength bending strength abrasion resistance transmission efficiency

目 录

摘要 .................................................................................................................................................. 1 Abstract........................................................................................................... 错误!未定义书签。 目 录............................................................................................................. 错误!未定义书签。 第一章 绪论 ............................................................................................... 错误!未定义书签。

引言......................................................................................................... 错误!未定义书签。 国内外研究现状及进展趋势 ................................................................. 错误!未定义书签。 本课题要紧研究内容 ............................................................................. 错误!未定义书签。 第二章 机械运动设计 ................................................................................... 错误!未定义书签。

确信转速极速 ........................................................................................... 错误!未定义书签。 结构分析式 ............................................................................................... 错误!未定义书签。

确信结构式 ....................................................................................... 错误!未定义书签。 绘制传动系图 ................................................................................... 错误!未定义书签。 绘制转速图 ............................................................................................... 错误!未定义书签。 选择电动机 ............................................................................................... 错误!未定义书签。 估算齿轮齿数 ........................................................................................... 错误!未定义书签。 第三章 传动件设计 ....................................................................................... 错误!未定义书签。

机床带传动设计 ....................................................................................... 错误!未定义书签。 各传动件的计算转速 ............................................................................... 错误!未定义书签。

主轴的计算转速 ............................................................................... 错误!未定义书签。 中间传动轴的计算 ........................................................................... 错误!未定义书签。 齿轮模数计算 ................................................................................... 错误!未定义书签。 齿轮齿宽确信 ................................................................................... 错误!未定义书签。

第四章 强度校核 ........................................................................................... 错误!未定义书签。

齿轮强度校核 ........................................................................................... 错误!未定义书签。

．1校核a传动组齿轮 .................................................................... 错误!未定义书签。 校核b传动组齿轮 ....................................................................... 错误!未定义书签。 校核c传动组齿轮 ........................................................................... 错误!未定义书签。 主轴挠度的校核 ....................................................................................... 错误!未定义书签。

轴的校核与验算 ............................................................................... 错误!未定义书签。 主轴最正确跨距的确信 ........................................................................... 错误!未定义书签。

选择轴颈直径,轴承型号和最正确跨距 ........................................ 错误!未定义书签。

求轴承刚度 ................................................................................... 错误!未定义书签。 各传动轴支承处轴承的选择 ......................................................... 错误!未定义书签。

第五章 结构设计 ....................................................................................... 错误!未定义书签。

齿轮块设计 ............................................................................................... 错误!未定义书签。 轴承的选择 ............................................................................................... 错误!未定义书签。 密封装置设计 ........................................................................................... 错误!未定义书签。 主轴换向与制动机构设计 ....................................................................... 错误!未定义书签。 其他结构问题 ........................................................................................... 错误!未定义书签。 总结 .................................................................................................................. 错误!未定义书签。 致 谢 ................................................................................................................ 错误!未定义书签。 参考文献........................................................................................................... 错误!未定义书签。

第一章 绪论

引言

当前的机床制造业中。尽管数控机床正在飞速进展，但是，一般机床由于其具有价廉、质优、全能而靠得住的优越性，在相当长时刻内不可能被完全取代，还要与数控机床不相上下。问题是如何挖掘潜力，改良性能，提高其竞争能力。本设计利用价值工程原理从结构，材料和工艺等方面对车床的床头箱进行改良设计。所谓的价值工程是为了寻求功能与本钱之间的合理匹配，使企业在生产经营活动中能正确处置质量和本钱的关系，向社会提供更多的物美价廉的产品，给企业和社会带来更多的经济效益。确信价值工程的对象，一样咱们选择对产品阻碍较大的零部件、设计年代已久或结构复杂需要改良或简化结构的零部件、体积较大或材料利用率低的零部件、设计中间问题较多和改良潜力大的部件。因此利用价值工程作为依据，合理的确信一般床头箱的结构并选择适合的零部件进行设计。

普通车床床头箱是改变进给量用的，依托箱内的滑移齿轮机构或塔伦机构来变换所需要的进给量。它的左端通过挂轮架与床头箱的轴相连，右端通过联轴节与光杆和丝杆相连，操纵时只要移动床头箱外面的手柄到相应位置，就能够够把主轴的旋转运动通过挂轮架，床头箱传到丝杆或光杆。在设计进程需要解决的要紧问题。

国内外研究现状及进展趋势

床头箱其动力传动系统多采纳齿轮传动。齿轮传动具有工作靠得住，利用寿命长，瞬时传动比为常数，传动效率高，结构紧凑，功率和速度利用范围广等特点，在各类机械设计中应用普遍。传统的齿轮传动设计以平安系数或许用应力为基础，由于平安系数的确信，缺乏定量的数学基础，许用应力常依照材料性能、热处置工艺、工作环境等诸多因素来确信，具有不确信性，而且齿轮的模数和齿

数等都有必然的标准。但其参数的选用可依如实际传动的要求进行，使齿轮传动 2.在满足基本要求的前提下体积最小、重量最轻、结构最紧凑。齿轮在工作过程中，由于轮齿受到外力的作用，会产生相应的应力，出现疲劳、磨损以及断裂。要求齿轮必须有较高的硬度及好的耐磨性，齿面具有高的疲劳强度，齿轮心部要有足够的强度和韧度．即要求齿轮必须有较好的综合力学性能。车床噪声主要是齿轮噪声。它来自车床主传动和进给传动系统(床头箱、床头箱和 溜板箱， 即“三箱’’)。而要使车床噪声达到国家标准要求， 就应付产生要紧噪声源的齿轮进行剖析研究。

3.进给轴单元是一般车床的关键部件之一，其静态特性(包括静强度和静刚度等)和动态特性(振动响应特性和热稳固性等)好坏都将直接阻碍到整台车床的利用性能。因此，在设计时期需对其静态和动态特性进行合理而准确的分析，以提高设计效率，减少实验本钱，进而提高进给轴的利用性能。

4.床头箱的传动系统在车床传动系统中起着重要作用，对进给传动系统进行优化设计，使传动线路缩短，传动元件减少提高传动精度和被加工螺纹精度。 5.材料的利用性能应知足零件的利用 要求。利用性能是指零件在正常利用状态下，材料应具有的性能．包括力学性能、物理性能和化学性能。利用性能是保证零件工作平安靠得住、经久耐用的必要条件。选材时，要依照零件的工作条件和失效形式，正确地判定所要求的要紧性能同时还要考虑经济性。中国车床变速总成产业现状。

本课题要紧研究内容

设计目的：通过卧式机床主轴箱的结构设计，在拟定传动和变速的结构方案进程中，取得设计构思、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，树立正确的设计思想，把握大体的设计方式，并具有初步的结构分析、结构设计和计算能力。把握机床设计的进程和方式，使原有的知识有了进一步的加深。①课程设计属于机械装备制造课的延续，通过设计实践，进一步学习把握机械系统设计和机械装备制造的一样方式；②培育综合运用机械制图、机械设计基础、精度设计、金属工艺学、材料热处置及结构工艺等相关知识，进行工程设计的能力；③培育利用手册、图册、有关资料及

设计标准标准的能力；④提高技术总结及编制技术文件的能力。

第二章 机械运动设计

确信转速极速

（1）依照条件Nmax=2000rpm，Nmin=45rpm，转速公比φ=.则变速范围Rn=Nmax/Nmin= （2）依照公式确信Z=lgRn/lgφ+1==12

结构分析式

确信结构式

由于结构上的限制，变速组中的传动副数量通常选用2或3为宜，故其结构式为：Z=2^（n）*3^（m）.关于12级传动，其结构式可为以下三种形式： 12=3*2*2；12=2*3*2；12=2*2*3；

在电动机功率必然的情形下，所需传递的转矩越小，传动件和传动轴的集合尺寸就越小。因此，从传动顺序来讲，尽可能使前面的传动件多以些，即前多后少原那么。故本设计采纳结构式为：12=3*2*2

图2-1中，从轴I到轴II有三对齿轮别离啮合，可取得三种不同的传动速度；从轴II到轴III有两对齿轮别离啮合，可取得两种不同的传动速度，故从轴II到轴III可取得3*2=6种不同的传动速度；同理，轴III到轴IV有两对齿轮别离啮合，可取得两种不同的传动速度，故从轴I到轴IV共可取得3*2*2=12种不同的传动转速。

图2-1 3*2*2传动方案

绘制传动系图

在制定机床传动方案时，常将传动链特性的相关关系画成图，以供比较选择。该图即为传动系图。传动系图只表示各传动副传动比的相关关系，而不表示数值， 因此绘制成对称形式(图2-2)。由于主轴的转速应知足级比规律（从低到高间成等比数列，公比为φ），故传动系图上相邻两横线间代表一个公比φ。

为了使一根轴上变速范围不超过许诺值，传动副输越多，级比指数应小一些。考虑到传动顺序中有前多后少原那么，扩大顺序应采纳前小后大的原那么，即所谓的前密后疏原那么。故本设计采纳的结构式为：12=3（1）*2（3）*2（6）式中12表示级数。3，2，2表示按传动顺序的各传动组的传动副数。1，3，6表示各传动组中级比间的空格数，也反映传动比及扩大顺序。该传动形式反映了传动顺序和扩大顺序，且表示传动方向和扩大顺序一致。图2-2为该传动的传动系图。

图2-2 传动系图

绘制转速图

绘制车床转速图前，有必要说明两点：

（1）为了结构紧凑，减小振动和噪声，通常限制： a：最小传动比Imin>=1/4;

b：最小传动比Imax<=2(斜齿轮<=;因此，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大不能相差6格。 c：前缓后急原那么；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。

（2）车床转速图与它的主传动系统图紧密相关。故在绘制它的转速图钱，先要确信其主传动系统图。

图2-3 床头箱主传动系统图

如图3所示，CM6132型一般车床采纳分离式传动，即变速箱和主轴箱分离。III，IV轴为皮带传动。在主轴箱的传动中采纳了背轮机构（IV，V同轴线），解决了传动比不能过大（受极限传动比限制）的问题。

型一般车床（12级转速，公比φ=）采纳了背轮机构后的转速图，如图2-4所示。图中轴号的顺序对应传动系统图图2-3.

图2-4 转速图

选择电动机

由于最高转速Nmax=2000rpm，且CG6125机床功率一样为左右。为知足转速和功率要求，选择Y系列三相异步电动机型号为：Y90L-4,其技术参数见下表.

表2-1 Y90L-4型电动机技术数据

电动机型号 Y90L-4 额定功率/kw 满载转速/(r/min) 1400 额定转矩 最大转矩 估算齿轮齿数

为了便于设计和制造，同一传动组内各齿轮的模数常取为相同。现在，各传动副的齿轮齿数和相同。显然，齿数和过小，那么小齿轮的齿数少，将会发生根切，或造成其加工齿轮中心孔的尺寸不够（与传动轴直径有关），或造成加工键槽（传递运动需要）时切穿齿根；假设齿数和太大，那么齿轮结构尺寸大，造成主传动系统结构庞大。因此，应依照传动轴直径等适被选取。

本次设计共包括I-II轴传动组，II-III轴传动组，IV-V传动组和V-VI(主轴)传动组四个齿轮副传动组。现依照各传动组内传动副的传动比起草出多种齿数和，见下表2-2，至于具体每对传动副齿数和和各齿轮齿数的确信留待各轴直

径估算确信后再确信。

表2-2 各类传动比齿轮齿数和及齿数

第三章 传动件设计

机床带传动设计

（1）初定轴I的转速

考虑I轴的转速不宜太低（结构尺寸增大），也不宜太高（带轮转动不平稳引发的振动、噪声），初定从动轴nП=900r/min。

（2）确信计算功率Pca

由《机械设计》表8-7查得工作情形系数KA=故 P ca=KAP=×= （3）选取V带型的带型

依照计算功率Pca和小带轮转速nⅡ=900r/min，从《机械设计》图8-11选取A型V带。

（4）确信带轮的基准直径dd并验算带速v

初选小带轮的基准直径dd1,有《机械设计》表8-6和表8-8，取小带轮的基

准直径ddi=95mm

验算带速v。

因为5m/s计算大带轮的基准直径，取弹性滑动率ε=得dd2=idd1（1-）=1400/80 ×95×= mm依照《机械设计》表8-8，圆整为dd2=140mm

实际传动比i=

ndI轴的实际转速nI=i=784r/min

8758003.12%转速误差Δn2= 80057.3 57.31180（-dd2-dd1）180(224140)170.190a487.5关于带式传送装置，转速误差许诺在±5%范围内

（5）确信V带的中心距a0和基准长度Ld 初定带传动的中心距

由式（dd1+dd2） a0 2（dd1+dd2）初定中心距a0=450mm 计算带所需的基准长度

n1(dd1dd2)Ld02da0d1v26.594m/s601000dd2-dd124a08422450364mm147524450 由《机械设计》表8-2选取带的基准长度Ld=1400 mm

3）计算实际中心距a

Ld-Ld0aa487.5mm 02中心距的转变范围为406~478 mm （6）验算小带轮上的包角1

（7）计算单根V带的大体额定功率P0

依照dd1=95mm和nd=1400r/min，由《机械设计》查表8-4a，用插值法，取得A型V带的额定功率P0=

额定功率的增量ΔP0

依照nd=1400r/min和i=，由课《机械设计》查表8-4b，用插值法，取得A型V带的额定功率增量ΔP0=

（8）计算带的根数Z 依照

=°,由《机械设计》表8-5得包角系数

K=；依照Ld=1400mm，由《机

械设计》表8-2得带长修正系数KL=，于是

Pr=（P0+ΔP0）×

K×KL=

因此由以下公式计算V带根数 Pca1.32故取两根 Z= Pr（9）计算单根V带的初拉力的最小值（F0）min

由《机械设计》表8-3得A型带的单位长度质量q=/m,因此 （F0）min= 5002.5KPcaqv2146.7NKZv应使带的实际初拉力F0>（F0）min （10）计算压轴力Fp

1压轴力的最小值为（Fp）min=2Z（Fp）minsin =2×2××sin = 2170.12各传动件的计算转速

主轴的计算转速

在设计之初，由于确信的仅仅是一个方案，具体构造尚未确信，因此只能依照统计资料，初步确信主轴的直径。 (1) 主轴前端轴颈的直径D1

表3-1 各类机床主轴前端轴颈的直径D1

图3-1 机床主轴结构图

如表3-1所示，本次设计，选那么D1=60mm。 (2) 主轴后轴颈D2

一样机床主轴后轴颈D2=（~）D1,取D2=50mm。 3.中间传动轴的计算

依照生产体会，一样机床每根轴的当量直径d与其传递的功率P，计算转速Nj，和许诺的扭转角[Ф]有如下体会公式：d>=11sqrt(sqrt(P/Nj[Ф])) 关于花键轴，轴内径一样要比d小7%。 （1）许诺扭转角[Ф]的确信

一样机床各轴的许诺扭转角参考值见表3-2.

表3-2 机床各轴许诺扭转角[Ф]

本次设计，中间传动轴许诺扭转角[Ф]均取。。 （2）计算转速Nj的确信

计算转速Nj是指主轴或其他传动轴传递全数功率的最低转速，关于等比传动的中型通用机床，主轴计算转速一样为：Nj=Nmin*φ^(Z/3 -1)

故本次设计，Nj=125rpm。依照转速图图2-4，即可确信各轴的计算转速见下表。

表3-3 各轴的计算转速

( 3 ) 各轴传递功率的确信

各轴的传递功率N=η*Pe。在确信各轴效率时，不考虑轴承的阻碍，但在选取各轴齿轮传递效率时，取小值以弥补轴承带来的误差。一样机床上格传动元件的效率见下表。

表3-4 机械传动效率

变速箱圆柱齿轮传动选取8级精度，主轴精度不高，选择7级精度。由表3-2，表3-3，表3-4和公式d>=11sqrt(sqrt(P/Nj[Ф])) 即可确信各轴传递效率和当量直径。见下表：

表3-5 机床各中间传动轴传递功率及计算直径

*=； *=； *=; *=;

由参考资料查得，主轴计算转速是第一个三分之一转速范围内的最高一级转Z153nn401.26127.0r/minzvmin速，

3.齿轮模数计算

齿轮选用40Cr 调质处置按接触疲劳强度或弯曲强度计算齿轮模数比较复杂，因此先进行估算，再选用标准齿轮模数，一样同一变速组中的齿轮取同一模数，一个主轴变速箱中的齿轮采纳1~2个模数，传动功率的齿数模数一样不小于2mm。

第一变速组：相同模数经受载荷最大，齿数最小的齿轮为Z1。Z1位于I轴，属于高速轴

（1）依照接触疲劳强度验算齿轮选用精度。 1）选择载荷系数Kt=

95.5105P12）计算小齿轮传递的转矩T1=2.52104Nmm

n13）由《机械设计》表10-7选取齿宽系数11，由表10-6查取材料的弹性阻碍系数ZE=2,由图10-21d按吃面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为

Hlim600MPa；大齿轮的接触疲劳强度强度Hlim550MPa。 4）计算应力循环次数。

N1=60n1jLh=60×800×1×（15×300×2×8）=×109 N2=×109/2=×108

5）由《机械设计》图10-19取KHN1=，KHN2= 取失效概率的1%，平安系数S=1

H1KHN1lim1570MPa; H2KHN2lim2561MPa

SS6）试算小齿轮分度圆直径d1t,代入H中较小的值。

4KtT1u1ZE1.33.056103189.83d1t2.3232.3244mm duH1256122圆周速度vd1tn1601000448006010001.84m/s

齿宽系数b1d1t44mm 7）计算齿宽与齿高之比b/h。 模数mtd1tb1.83mm, 齿高h==4.12 mm,10.68

hz1依照v=2.07 m/s ,7级精度，由《机械设计》图10-8查得动载系数Kv=，直齿轮KHKF1,由表10-2查得利用系数KA=1，由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，KHβ=，由图10-13查得KFβ=；故载荷系数K=

KAKvKHKH1.749

8）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径得

d1d1t3K1.74944348.57mmKt1.3, 模数m=d1/z1=2.02 mm。

（2）按齿根弯曲疲劳强度计算

1）由《机械设计》图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa; 大齿轮的弯曲强度极限FE2380MPa，并查取弯曲疲劳寿命

KFN10.85,KFN20.88;

计算疲劳弯曲许用应力 取弯曲疲劳平安系数S=，那么

F1KFN1FE1303.57MPa;F2KFN2FE2238.86MPaSS

计算载荷系数，

KKAKvKFKF1.5744

由《机械设计》表10-5查得齿形系数YFa1=,YFa2=;应力校正系数YSa1=,YSa2=.

YFa1YSa1F10.01379;YFa2YSa2F295.5105P31.02105Nmmn30.01652

2KT1YFaYSam32dz1F模数321.57443.0561040.016521.402124

对照计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小要紧取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（及模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲强度算得的模数并就近圆整为标准值m=2mm。

由以上结论，按齿轮齿根弯曲疲劳弯曲强度验算第二变速组和第三变速组中的齿轮模数。

第二变速组：相同模数经受载荷最大，齿数最小的齿轮为Z7。Z7位于Ⅲ轴

小齿轮传递的转矩T1= 2）计算应力循环次数

N1=60n1jLh=60×400×1×（15×300×2×8）=×109 N2=×109/=×108

3）由《机械设计》图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa; 大齿轮的弯曲强度极限FE2380MPa，并查取弯曲疲劳寿命

KFN10.89,KFN20.91;

4）计算疲劳弯曲许用应力 取弯曲疲劳平安系数S=，那么

F1KFN1FE1317.86MPa;F2KFN2FE2247MPaSS

载荷系数K约为

由《机械设计》表10-5查得齿形系数YFa1=,YFa2=;应力校正系数YSa1=,YSa2=.

YFa1YSa1F10.01343;YFa2YSa2F20.01595

2KT1YFaYSam32dz1F模数321.3155.7941040.015952.82mm2120

第三变速组：相同模数经受载荷最大，齿数最小的齿轮为Z11。Z11位于III轴

1）小齿轮传递的转矩T1= 2）计算应力循环次数

N1=60n1jLh=60×180×1×（15×300×2×8）=×108 N2=×108/4=×108

3）由《机械设计》图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa; 大齿轮的弯曲强度极限FE2380MPa，并查取弯曲疲劳寿命

KFN10.89,KFN20.90;

4）计算疲劳弯曲许用应力 取弯曲疲劳平安系数S=，那么

S载荷系数K约为

F1 KFN1FE1317.86MPa;F2KFN3FE3244MPaS由《机械设计》表10-5查得齿形系数YFa1=,YFa2=;应力校正系数YSa1=,YSa2=.

YFa1YSa1F10.01343;YFa2YSa2F20.01609

2KT1YFaYSam32dz1F模数51.381059521.310.510P23N0.0160924.78104mm2.72mm117n2

为了使主轴变速箱中的齿轮采纳1~2个模数，选取模数依次为2mm,3mm,3mm.

.4齿轮齿宽确信

m6~10,m为模数mm由公式B得：

第一变速组齿宽BI=（6~10）×2=12~20mm 第二变速组齿宽BII=（6~10）×3=18~30mm 第三变速组齿宽BIII=（6~10）×3=18~30mm

一对啮合齿轮，为了避免大小齿轮因装配误差产生轴向错位时致使啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷，设计上，应使主动轮比小齿轮齿宽大

综上所述，齿轮的大体参数如下表所示

表3-6 床头箱各齿轮参数 齿数 模数 Z1 20 2 30 84 66 3 60 55 73 10 61 Z2 56 Z3 44 Z4 42 3 120 2 125 115 57 71 12 81 Z5 88 Z6 52 Z7 42 3 61 3 55 73 10 分度圆直径 齿根高 hf 齿顶高ha 齿顶圆直径df 齿根圆直径df 中心距 齿宽

( ha*+*c)m=×2= ha*m=12=2 35 26 103 15 89 80

第四章 强度校核

齿轮强度校核

．1校核a传动组齿轮

校核齿数为24的即可，确信各项参数 ⑴ P=,n=800r/min,

T9.55106P/n9.551062.112/8002.52104Nmm

⑵确信动载系数：

vdn601000488006010002.01m/s

齿轮精度为7级，由《机械设计》查得利用系数Kv1.05 ⑶bmm8216mm

⑷确信齿向载荷分派系数:取齿宽系数d1

非对称

KH1.120.1810.6d2d20.23103b

3 1.120.18(10.6)0.2310241.21

b/h24/(32.5)3.2,查《机械设计》得KF1.27

⑸确信齿间载荷分派系数:

2T23.06104Ft1200Nd51

KAFt1.0120075100N/mb16由《机械设计》查得

KHKF1.2

⑹确信动载系数: KKAKvKFKH1.01.051.21.271.6 ⑺查表 10-5

YFa2.65 FSa1.58 ⑻计算弯曲疲劳许用应力

由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE540Mpa。 图10-18查得 KN0.9,S =

[F]0.9540374Mpa1.3

[F]37489.3YFaYSa2.651.58，

KFt1.612006089.3bm162 故适合。

校核b传动组齿轮

校核齿数为22的即可，确信各项参数 ⑴ P=,n=400r/min,

T9.55106P/n9.551062.002/4004.78104Nmm

⑵确信动载系数：vdn601000664006010001.38m/s

齿轮精度为7级，由《机械设计》查得利用系数Kv1.0 ⑶bmm8324mm

⑷确信齿向载荷分派系数:取齿宽系数d1 非对称KH1.120.1810.6d2d20.23103b 1.120.18(10.6)0.23103401.42

b/h40/(52.8)2.9,查《机械设计》得KF1.27

2T25.81041450N ⑸确信齿间载荷分派系数: Ftd80KAFt1.0145060.4100N/m由《机械设计》查得 b24KHKF1.2

⑹确信动载系数: KKAKvKFKH1.01.051.21.271.6 ⑺查表 10-5

YFa2.65 FSa1.58 ⑻计算弯曲疲劳许用应力

由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE540Mpa。

图10-18查得 KN0.9,S =

[F]0.9540374Mpa 1.3[F]37489.3， YFaYSa2.651.58KFt1.6145032.289.3 故适合。 bm243校核c传动组齿轮

校核齿数为17的即可，确信各项参数

⑴ P=,n=160r/min,

T9.55106P/n9.551061.914/1601.14105Nmm

⑵确信动载系数：vdn601000681806010000.64m/s

齿轮精度为7级，由《机械设计》查得利用系数Kv0.9 ⑶bmm8324mm

⑷确信齿向载荷分派系数:取齿宽系数d1 非对称KH1.120.1810.6d2d20.23103b

1.120.18(10.6)0.23103401.42

b/h40/(54)2,查《机械设计》得KF1.27

2T21.381054059N ⑸确信齿间载荷分派系数: Ftd68KAFt1.04059169100N/m由《机械设计》查得 b24KFKH1.1

⑹确信动载系数: KKAKvKFKH1.00.91.11.271.2573 ⑺查表 10-5

YFa2.91 FSa1.53 ⑻计算弯曲疲劳许用应力

由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE540Mpa。 图10-18查得 KN0.9,S =

[F]0.9540374Mpa 1.3[F]37484， YFaYSa2.911.53KFt1.2573405970.8884 故适合。 bm243主轴挠度的校核

轴的校核与验算

Ⅱ轴的校核：

通过受力分析，在一轴的三对啮合齿轮副中，中间的两对齿轮对Ⅰ轴中点处的挠度阻碍最大，因此，选择中间齿轮啮合来进行校核

T9.55106P/n9.551062.20.98/142096.8NmFt2T/d296.8/(9610)2017NPFFt2Ft22852N已知:d36mm,E200109Pax330mm,b228mm,3

y0.0340.12mm

Fbxl2x2b2YB6EIl4285222833068522282330210343649620010103685103640.98103mm

YBy,所以合格。

Ⅲ轴、Ⅳ轴的校核同上。经校核，传动轴全数合格。 （2）主轴的验算：

由《机械设计》,齿轮传递扭距和力为 主轴转距T9.55106P/n， 齿轮受的切向力 Ft2T/d 齿轮受的径向力FnFttan

Ⅳ轴传递给主轴的功率为P=

由《材料力学》84页空心轴抗扭截面系数为

WD316(14),其中d D通过13-14齿轮传递时受力分析

大齿轮计算转速为180r/min,则

主轴转距T9.55106P/n9.551062.61/1801.38105N•mm 齿轮受的切向力Ft2T/d21.38105/2201255N 齿轮受的径向力FrFttan1255tan200457N

查机械工程及自动化简明设计手册P400，Fc与Ff、Fp之间有必然关系，取Fp=，Ff=。

主轴最大转矩求切削力Fc=

切削力平移到主轴端部，随之在垂直平面和水平平面内产生一个附加弯矩Mc，Mp，把切削力作用点取离主轴夹头端面（1/2~1/3）l件处，l件见表7-26 Mc=（2/3）Fcl件=2/3××=·m Mp=（2/3）Fpl件=2/3×××= N·m Mf=（1/2）Ffl件=1/2×××= N·m Mp-Mf= N·m

弯矩图和扭矩图所示：

图4-1 弯矩图和扭矩图

由上述内力图，能够判定轴的危险截面为截面B，在截面B上扭矩 T=230N·m弯矩M= ·m

很明显,齿轮处受弯扭最大,且该处抗扭截面系数没有相对其它处大很多,因此校核该处.

由第三强度,危险截面强度为

M2T2458.47223029.19MPa 5W5.5810

(因为WD316(1)4(70103)316[1（454）]5.58105） 70

小于40Cr 许用应力要求，符合要求

主轴最正确跨距的确信

选择轴颈直径,轴承型号和最正确跨距

前轴颈应为75-100mm,初选d1=60mm,后轴颈d2(0.70.9)d1取d250mm,前轴承为NN3020K,后轴承为NN3016K,依照结构,定悬伸长度a175mm

求轴承刚度

考虑机械效率

P0.85676N 90床身上最大加工直径约为最大回转直径的60%,取50%即200mm,故半径为

主轴最大输出转距T9550m.

切削力 FC6766760N 0.1背向力 FP0.5FC0.567603380N 故总的作使劲 FFP2FC27558N

次力作用于顶在顶尖间的工件上主轴尾架各经受一半, 故主轴轴端受力为 F/23779N 先假设 l/a3,l375225mm 前后支撑RARB别离为

Fla2257537795039N2l225

Fa75RB37791260N2l225RA依照KvdFr0..83.39Fr0.1la(iz)0.9cos1.9 drFvA5039N,FvB1260NlaA8.8mm,laB10.8,zB17,iB1,iA2,zA300.9

KA3.3950390.18.80.8230cos1.901809NKB3.39126010.80.10.8217cos01107N0.91.9

18091.631107de10070/285mmKA/KBI0.050.08540.04642.39106m4EI2.110112.391060.658336KAa18090.07510

查线图l0/a3,与原假设相符l753225mm。

各传动轴支承处轴承的选择

主轴 前支承：NN3020K;中支承：N219E;后支承：NN3016K Ⅱ轴 前支承：30207;后支承：30207

Ⅲ轴 前支承：30207;中支承：NN3009;后支承：30207 Ⅳ轴 前支承：30208;后支承：30208

第五章 结构设计

齿轮块设计

机床的变速系统采纳了滑移齿轮变速机构。依照各传动轴的工作特点，大体组、第一扩大组和第二扩大组的滑移齿轮均采纳了整体式滑移齿轮。所有滑移齿轮与传动轴间均采纳花键联接。

从工艺角度考虑，其他固定齿轮（主轴上的齿轮除外）也采纳花键联接。由于主轴直径较大，为了降低加工本钱而采纳了单键联接。

Ⅱ—Ⅳ轴采纳的花键别离为：Ⅰ轴：6×26×30×6 Ⅱ轴：6×26×30×6 Ⅲ轴：8×32×36×6 Ⅴ轴采纳平键 18x120

Ⅱ～Ⅲ轴间传动齿轮精度为877—8b，Ⅲ～Ⅴ轴间齿轮精度为766—7b。

轴承的选择

（1）主轴前轴承有两种经常使用的类型：

双列短圆柱滚子轴承。承载能力大，可同时经受径向力和轴向力，结构比较简单，但许诺的极限转速低一些。

与双列短圆柱滚子轴承配套利用经受轴向力的轴承有三种：

600角双向推力向心球轴承。是一种新型轴承，在最近几年生产的机床上普遍采纳。具有承载能力大，许诺极限转速高的特点。外径比同规格的双列圆柱滚子轴承小一些。在利用中，这种轴承不经受径向力。

推力球轴承。经受轴向力的能力最高，但许诺的极限转速低，容易发烧。 向心推力球轴承。许诺的极限转速高，但承载能力低，要紧用于高速轻载的机床。

（2）轴承的配置

大多数机床主轴采纳两个支撑，结构简单，制造方便，但为了提高主轴刚度

也有效三个支撑的了。三支撑结构要求箱体上三支撑孔具有良好的同心度，不然温升和空载功率增大，成效不必然好。三孔同心在工艺上难度较大，能够用两个支撑的要紧支撑，第三个为辅助支撑。辅助支撑轴承（中间支撑或后支撑）维持比较大的游隙（约～mm），只有在载荷比较大、轴产生弯曲变形时，辅助支撑轴承才起作用。

轴承配置时，除选择轴承的类型不同外，推力轴承的布置是要紧不同。推力轴承布置在前轴承、后轴承仍是别离布置在前、后轴承，阻碍着温升后轴的伸长方向和结构的复杂程度，应依照机床的实际要求确信。 在配置轴承时，应注意以下几点： 1)每一个支撑点都要能经受径向力。

2)两个方向的轴向力应别离有相应的轴承经受。

3)径向力和两个方向的轴向力都应传递到箱体上，即负荷都由机床支撑件经受。

（3）轴承的精度和配合

主轴轴承精度要求比一样传动轴高。前轴承的误差对主轴前端的阻碍最大，因此前轴承的精度一样比后轴承选择高一级。

一般精度级机床的主轴，前轴承的选C或D级，后轴承选D或E级。选择轴承的精度时，既要考虑机床精度要求，也要考虑经济性。

轴承与轴和轴承与箱体孔之间，一样都采纳过渡配合。另外轴承的内外环都是薄壁件，轴和孔的形状误差都会反映到轴承滚道上去。若是配合精度选的太低，会降低轴承的回转精度，因此轴和孔的精度应与轴承精度相匹配。 （4）轴承间隙的调整

为了提高主轴的回转精度和刚度，主轴轴承的间隙应能调整。把轴承调到适合的负间隙，形成必然的预负载，回转精度和刚度都能提高，寿命、噪声和抗振性也有改善。预负载使轴承内产生接触变形，过大的预负载对提高刚度没有明显的成效，而磨损发烧量和噪声都会增大，轴承寿命将因此而降低。

轴承间隙的调整量，应该能方便而且能准确地操纵，但调整机构的结构不能太复杂。双列短圆柱滚子轴承内圈相对外圈能够移动，当内圈向大端轴向移动时，由于1：12的内錐孔，内圈将胀大排除间隙。

其他轴承调整也有与主轴轴承相似的问题。专门要注意：调整螺母的端面与螺纹中心线的垂直度，隔套两个端面的平行度都较高要求，不然，调整时可能将轴承压偏而破坏精度。隔套越长，误差的阻碍越小。

螺母端面对螺纹中心线垂直度、轴上和孔上套简两头平行度等均有严格的精度要求。

为了方便安装，Ⅰ轴上传动件的外径均小于箱体左侧支承孔直径，均采纳深沟球轴承。为了便于装配和轴承间隙调整，Ⅱ、Ⅲ轴均采纳圆锥滚子轴承。转动轴承均采纳E级精度。

本车床为一般精度级的轻型机床，为了简化结构、主轴采纳了轴向后端定位的两支承主轴组件。前支承采纳双列圆柱滚子轴承，后支承采纳角接触球轴承和单向推力球轴承。为了保证主轴的回转精度，主轴前后轴承均采纳压块式防松螺母调整轴承的间隙。主轴前端采纳短圆锥定心结构型式。前轴承为C级精度，后轴承为D级精度。

密封装置设计

主轴转速高，必需保证充分润滑，一样经常使用单独的油管将油引到轴承处。 主轴是两头外伸的轴，避免漏油更为重要而困难。防漏的方法有两种： （1）堵加密封装置避免油外流。

主轴转速高，多采纳非接触式的密封装置，形式很多，一种轴与轴承盖之间留～mm的间隙（间隙越小，密封成效越好，但工艺困难）。还有一种是在轴承盖的孔内开一个或几个并列的沟槽（圆弧形或V形），成效比上一种好些。在轴上增开了沟槽（矩形或锯齿形），成效又比前两种好。

在有大量切屑、尘埃和冷却液的环境中工作时，可采纳曲路密封，曲路可做成轴向或径向。径向式的轴承盖要做成剖分式，较为复杂。

（2）疏导——在适当的地址做出回油路，使油能顺利地流回到油箱。

因此，由于Ⅰ轴轴颈较小，线速度较低，为了保证密封成效，采纳皮碗式接触密封。而主轴直径大、线速度较高，那么采纳了非接触式密封。卸荷皮带轮的润滑采纳毛毡式密封，以避免外界杂物进入。

主轴换向与制动机构设计

本机床是适用于机械加工车间和维修车间的一般车床。主轴换向比较频繁，采纳牙嵌式聚散器。牙嵌式聚散器由两个端面上有牙的半聚散器组成，一个半聚散器固定在主动轴上，另一个半聚散器用导键或花键与从动轴联接，并通过操纵机构使其做轴向移动，从而起到聚散作用。

为了对中，在主动轴的半聚散器上固定有滑环，从动轴可在滑环中自由转动。 聚散器的操纵能够通过手动杠杆、液压、气动或电磁的吸力等方式进行。

制动器安装在轴Ⅲ，在聚散器脱开时制动主轴，以缩短辅助时刻。这次设计采纳带式制动器。该制动器制动盘是一个钢制圆盘，与轴用花键联接，周边围着制动带。制动带是一条刚带，内侧有一层酚醛石棉以增加摩擦。制动带的一端与杠杆连接。另一端与箱体连接。为了操纵方便并保证聚散器与制动器的联锁运动，采纳一个操纵手柄操纵。当聚散器脱开时，齿条处于中间位置，将制动带拉紧。齿条轴凸起的左、右边都是凹槽。左、右聚散器中任一个结合时，杠杆都按顺时针方向摆动，使制动带放松。

其他结构问题

主轴上齿轮应尽可能靠近前轴承，大齿轮更应靠前，如此能够减小主轴的扭转变形。

当后支承采纳推力轴承时，推力轴承经受着前向后的轴向力，推力轴承紧靠在孔的内端面，因此，内端面需要加工，端面和孔有较高的垂直度要求，不然将阻碍主轴的回转精度。支承孔若是直接开在箱体上，内端面加工有必然难度。为此，能够加一个杯形套孔解决，套孔单独在车床上加工，保证高的端面与孔德垂直度。

主轴的直径要紧取决于主轴需要的刚度、结构等。各类牌号钢材的弹性模量大体一样，对刚度阻碍不大。主轴一样选优质中碳钢即可。精度较高的机床主轴考虑到热处置变形的阻碍，能够选用40Cr或其他合金钢。主轴头部需要淬火，硬度为HRC50～55。其他部份处置后，调整硬度为HB220～250。

总结

这次的机械制造装备课程设计上我学到了很多课堂上学不到的知识，充分把自己所学的知识运用到实际问题上面。通过这次设计我也暴露了自己的很多问题，譬如分析问题的方式，不能有效的将理论知识和实际问题结合起来，基础知识不够扎实，有一种书到历时方恨少的感觉，这必然将阻碍我尔后的学习态度，同时在课程设计的期间我也学会了如何独立试探，如何开放自己的思维，如何有效的处置问题等，这也为我以后的工作生涯奠定了基础。再尔后的生活中我也必然会不断的学习不断的进取，将自己的所学充分发挥到工作当中去。

最后要感激教师百忙当中耐心的教诲，教师严谨的教学态度深深的阻碍着我，教师在教学进程中表现的拼搏精神和无穷的激情，也鼓励着我在以后路上要勇往直前。最后向教师表示衷心的感激。

致 谢

本论文是在李楠教师精心指导和大力支持下完成的。教师平日里工作繁多，但在我做设计的每一个时期，从撰写开题报告到查阅资料，设计草案的确信和修改，中期检查，后期详细设计等整个进程中都给予了我悉心的指导。在此对教师表示衷心的感激。

第二我要感激我的室友和几位老友，他们帮忙我克服了许多困难来完成这次设计。每当我思路受阻时，他们便会出此刻我身旁鼓舞我，帮我解决碰到的困难，没有他们这次设计就难以完成。

最后感激母校对我的悉心培育，及列位教师所教授的专业知识，这些知识将帮忙我克服以后工作中碰到的各类困难。

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