车床主轴箱设计---参考

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1、 中北大学 信息商务学院 课 程 设 计 说 明 书 学生姓名： 学 号： 系： 机械自动化系 专 业： 机械设计制造及其自动化 题 目： 机床课程设计 ——车床主轴箱设计 指导教师： 马维金 职称 : 教授 黄晓斌 职称 : 副教授 2013 年 12 月 28 日 中北大学课程设计说明书

2、目录 一、传动设计 1.1 电机的选择 1.2 运动参数 1.3 拟定结构式 1.3.1 确定变速组传动副数目 1.3.2 确定变速组扩大顺序 1.4 拟定转速图验算传动组变速范围 1.5 确定齿轮齿数 1.6 确定带轮直径 1.6.1 确定计算功率 Pca 1 .6.2 选择 V 带类型 1.6.3 确定带轮直径基准并验算带速 V 1.7 验算主轴转速误差 1.8 绘制传动系统图 二、估算主要传动件，确定其结构尺寸 2.1 确定传动件计算转速 2.1.1 主轴计算转速 2.1.2 各

3、传动轴计算转速 2.1.3 各齿轮计算转速 2.2 初估轴直径 2.2.1 确定主轴支承轴颈直径 2.2.2 初估传动轴直径 2.3 估算传动齿轮模数 2.4 片式摩擦离合器的选择及计算 2.4.1 决定外摩擦片的内径 d0 2.4.2 选择摩擦片尺寸 2.4.3 计算摩擦面对数 Z 2.4.4 计算摩擦片片数 2.4.5 计算轴向压力 Q 2.5V 带的选择及计算 2.5.1 初定中心距 a0 2.5.2 确定 V 带计算长度 L 及内周长 L N 2.5.3 验算 V 带的挠曲

4、次数 2 中北大学课程设计说明书 2.5.4 确定中心距 a 2.5.5 验算小带轮包角 α1 2.5.6 计算单根 V 带的额定功率 Pr 2.5.7 计算 V 带的根数 三、结构设计 3.1 带轮的设计 3.2 主轴换向机构的设计 3.3 制动机构的设计 3.4 齿轮块的设计 3.5 轴承的选择 3.6 主轴组件的设计 3.6.1 各部分尺寸的选择 3.6.1.1 主轴通孔直径 3.6.1.2 轴颈直径 3.6.1.3 前锥孔尺寸 3.6.1

5、.4 头部尺寸的选择 3.6.1.5 支承跨距及悬伸长度 3.6.2 主轴轴承的选择 3.7 润滑系统的设计 3.8 密封装置的设计 四、传动件的验算 4.1 传动轴的验算 4.2 键的验算 4.2.1 花键的验算 4.2.2 平键的验算 4.3 齿轮模数的验算 4.4 轴承寿命的验算 五、设计小结 六、参考文献 3 中北大学课程设计说明书 一、传动设计 1.1 电机的选择 主电机功

6、率： 4KW 主轴最高转速： 1500r/min 选择 Y112M-4型三相异步电动机。 1.2 运动参数 lg nmax nmin Z 1 根据公式 lg 变速范围 Rn= vm ax ＝1500/33.5=44.8 ＝ Z 1 vm in 对于中型车床， ＝1.26 或 ＝1.41 此处取 ＝1.41 得转速级数 Z=12。 查《设计指导》 P6 标准数列表得转速系列为： 33.5 、 47.5 、67、95、 132、190、265、 375、530、750、1060、1500。 1.

7、3 拟定结构式 1.3.1 确定变速组传动副数目 实现 12 级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合： 12＝ 3 4 12 ＝43 12＝ 3 2 2 12 ＝ 2 3 2 12 ＝ 2 2 3 在上列两行方案中，第一行的方案有时可以节省一根传动轴，缺点是有一个 传动组内有四个传动副。 如用一个四联滑移齿轮， 则会增加轴向尺寸； 如果用两 个双联滑移齿轮， 操纵机构必须互锁以防止两个双联滑移齿轮同时啮合， 所以少 用。 根据传动副数目分配应“前多后少”的原则，方案 12＝322 是可取的。 但是，由于主轴换向采用双向离合器

8、结构， 致使Ⅰ轴尺寸加大， 此方案也不宜采 用，而应选用方案 12＝ 2 3 2。 1.3.2 确定变速组扩大顺序 12=23 2 的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有以下 6 种 形式： A 、 12=213226 B 、12=21 3422 C、12 =2 33126 D 、12=26 3123 4 中北大学课程设计说明书 E、12=2234 21 F 、12=26 3221 根据级比指数要“前密后疏”的原则，应选用方案 A。然而，对于所设计 的机构，将会出现两个问题： Ⅰ Ⅱ

9、 Ⅰ Ⅱ Ⅰ Ⅱ ① 第一变速组采用降速传动（图 a）时，由于摩擦离合器径向结构尺寸限 制，在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合器的直径， 使得Ⅰ轴上的齿轮直径 不能太小，Ⅱ轴上的齿轮则会成倍增大。这样，不仅使Ⅰ - Ⅱ轴间中心距加大， 而且Ⅱ - Ⅲ轴间的中心距也会加大，从而使整个传动系统结构尺寸增大。这种传 动不宜采用。 ② 如果第一变速组采用升速传动（图 b），则Ⅰ轴至主轴间的降速传动只 能由后两个变速组承担。 为了避免出现降速比小于允许的极限值， 常

10、常需要增加 一个定比降速传动组，使系统结构复杂。这种传动也不是理想的。 如果采用方案 C、12 =2 3 3126（图 c） 则可解决上述存在的问题。 其结构网如下图所示： 5 中北大学课程设计说明书 1.4 拟定转速图及验算传动组变速范围 第二扩大组的变速范围 R2＝ 6 ＝8，符合设计原则要求，方案可用。 由第二扩大组的

11、变速范围 R2＝ 6 ＝ 8R＝ 可知第二扩大组两个传动副的传 m ax 动必然是传动比的极限值。所以转速图拟定如下： 1.5 确定齿轮齿数 查《金属切削机床》表 8－1 各种传动比的适用齿数求出各传动组齿轮齿数如下表： 变速组 第一变速组 a 第二变速组 b 第三变速组 c 齿数和 72 72 90

12、 齿轮 Z1 Z 1* Z 2 Z 2* Z 3 Z 3* Z 4 Z 4* Z 5 Z 5* Z 6 Z 6* Z 7 Z 7* 齿数 24 48 42 30 19 53 24 48 30 42 60 30 18 72 传动过程中， 会采用三联滑移齿轮， 为避免齿轮滑移中的干涉， 三联滑移齿 轮中最大和次大齿轮之间的齿数差应大于 4。所选齿轮的齿数符合设计要求。 1.6 确定带轮直径 1.6.1 确定计算功率 Pca 6 中北大学课程设计说明书 由《机械设计》表 8－

13、7 查得工作情况系数 K A =1.1 故 Pca ＝ K A P＝ 1.1 4＝4.4KW 1.6.2 选择 V 带类型 据 Pca、 nE 的值由《机械设计》图 8－11 选择 A 型带。 1.6.3 确定带轮直径基准并验算带速 V 由《机械设计》表 8－6、表 8－ 8，取小带轮基准直径 d1 ＝ 。 118mm 验算带速 V V ＝π d1 nE /(60 1000) ＝π 1181440/(60 1000) ＝ 8.897m/s 因为 5m/s＜V＜30m/s, 所以带轮合适。

14、 定大带轮直径 d 2 d 2 ＝ i d1 （1－ε）＝（ 1440/750 ） 118（ 1－0.02 ）＝ 222.03mm ε――带的滑动系数，一般取 0.02 据《机械设计》表 8－ 8，取基准直径 d2 ＝224mm。 1.7 验算主轴转速误差 主轴各级实际转速值用下式计算： n = n E(1- ε ) d1 u1 u 2 u 3 d2 式中 u 1 u 2 u 3 分别为第一、第二、第三变速组齿轮传动比； n E 为电机的满载转速 ；ε取 0.02 。 转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝

15、对值表示： △ n = | n n | ≤ 10（Φ -1 ）%10（ 1.41 － 1） %=4.1% n 其中 n 主轴理想转速 把数据依次代入公式得出下表 主轴转速 n1 n2 n3 n4 n5 n6 理想转速 33.5 47.5 67 95 132 190 7 中北大学课程设计说明书 实际转速 33.5 47.3 67.1 94.6 133.4 188.1 转速误差 % 0 0

16、.4 0.1 0.4 1 0.5 主轴转速 n7 n8 n9 n10 n11 n12 理想转速 265 375 530 750 1060 1500 实际转速 265.2 373.9 527.2 743.4 1054.5 1486.8 转速误差 % 0.1 0.3 0.5 0.9 0.5 0.9 转速误差满足要求，数据可用。 1.8 绘制传动系统图

17、 二、估算主要传动件，确定其结构尺寸 2.1 确定传动件计算转速 2.1.1 主轴计算转速 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速， 即 nj = n min Z 1 4=95r/min; 3 =93.9r/min 即 n 8 中北大学课程设计说明书 2.1.2 各传动轴计算转速 轴Ⅲ可从主轴为 95r/min 按 18/72 的传动副找上去，似应为 375r/min 。但是由于轴Ⅲ上的最低转速 132r/min 经传动组

18、 c 可使主轴得到 33.5r/min 和 265r/min 两种转速。 265r/min 要传递全部功率，所以轴Ⅲ的计算转速应为 132r/min 。轴Ⅱ的计算转速可按传动副 b 推上去，得 375r/min 。轴Ⅰ的计算转 速为 750r/min 。 各轴的计算转速列表如下 轴 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ 计算转速 nj 750 375 132 95 2.1.3 各齿轮计算转速 1 * Z 2 * Z 4 * Z 7 Z 1 Z 2 * Z 4 * * * 齿 Z

19、 Z 3 Z 5 Z 6 Z 3 Z 5 Z 6 Z 7 轮 齿 24 48 42 30 19 53 24 48 30 42 60 30 18 72 数 nj 75 37 75 106 37 13 37 19 37 26 13 26 37 95 0 5 0 0 5 2 5 0 5 5 2 5 5

20、 2.2 初估轴直径 2.2.1 确定主轴支承轴颈直径 据电机的功率参考《机械制造工艺金属切削机床设计指南》 （以下简称《设 计指南》）表 4.2 －3，取主轴前轴颈直径 D1 = 80mm，后轴颈直径 D2 = （ 0.7 ～0.9 ） D1，取 D2 = 60 mm。 2.2.2 初估传动轴直径 按扭转刚度初步计算传动轴直径 d = 91 N 4 n j [ ] 式中 d —— 传动轴危险截面处直径； N —— 该轴传递功率（ KW）； N= N d η； 9 中北大

21、学课程设计说明书 η——从电机到该传动轴间传动件的传动效率（不计轴承上的效率） ，对估算传动轴直径影响不大可忽略； n j ——该轴计算转速（ r/min ）； [ ] —— 该轴每米长度允许扭转角 据《设计指导》 P32这些轴取 [ ]=1deg/m。 根据传动系统图上的传动件布置情况初步估计各轴长度如下表 轴 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ 长度 640 600 740 840 对Ⅰ轴 d＝ 91 4 N ＝ 91

22、 0.96 4 ＝28mm n j [ 640 ] 4 750 1 1000 对Ⅱ轴 d＝ 91 4 N ＝ 91 4 0.96 0.97 ＝35mm n j [ ] 4 600 375 1 1000 对Ⅲ轴 d＝ 91 4 N ＝ 91 4 0.96 0.97

23、0.97 ＝40mm n j [ ] 4 132 740 1 1000 考虑到轴是花键轴所以轴直径作为花键轴小径 , 据《设计指南》附表 2.3 －1取 d1＝28mm，花键规格 N d DB( 键数小径大径键宽 ) ＝832 287；d2＝ 35mm，花键规格 NdDB(键数小径大径键宽 ) ＝8403510；d3＝ 40mm，花键规格 NdDB(键数小径大径键宽 ) ＝ 8 454012。 综上对传动轴直径估算结果如下 轴 Ⅰ Ⅱ Ⅲ

24、 直径 28 35 40 花键 6 3228 7 6 40 35 6 45 40 10 12 10 中北大学课程设计说明书 2.3 估算传动齿轮模数 参考《设计指导》 P36 中齿轮模数的初步计算公式初定齿轮的模数按齿轮弯曲疲劳的估算 m w ≥ 32 N mm 3 n j Z 按齿面点蚀的估算 A ≥ 370 N mm 3 n j m j = 2A zi zi*

25、 式中 N —— 该轴传递功率（ KW）； N= N d η； η——从电机到该传动轴间传动件的传动效率（不计轴承上的效率） ； n j ——大齿轮的计算转速（ r/min ）； Z —— 所算齿轮的齿数； A——齿轮中心距 同一变速组中的齿轮取同一模数，按工作负荷最重（通常是齿数最小）的齿 轮进行计算，然后取标准模数值作为该变速组齿轮的模数。据《设计指导》 P32 取每两传动轴间传动件的传动效率η＝ 0.97 传动组 a 中 按齿轮弯曲疲劳的估算 m w ≥ 32 3 N mm

26、 = 32 3 4 0.96 ＝ 1.91mm n j Z 750 24 按齿面点蚀的估算 A ≥ 370 3 N mm＝ 370 3 4 0. 96 ＝ 80.35mm n j 375 m j ＝ 2 A mm＝ 2 80.35 ＝ 2.23mm z1 z1* 72 取标准模数 m＝ 2.5mm 传动组 b 中 11 中北大学课程设计说明书 按齿轮弯曲疲劳的估算 N mm = 32 3 4 0.9

27、6 0.97 ＝ 2.58 mm w m ≥ 32 3 375 19 n j Z 按齿面点蚀的估算 A ≥ 370 3 N mm＝370 3 4 0.96 0.97 ＝112.6mm n j 132 m j ＝ 2 A mm＝ 2 112.6 ＝3.13mm z3 z3* 72 取标准模数 m＝ 4mm 传动组 c 中 按齿轮弯曲疲劳的估算 m w ≥ 32 3 N

28、mm = 32 3 4 0.96 0.97 0.97 ＝ 2.60mm n j Z 375 18 按齿面点蚀的估算 A ≥ 370 N mm＝ 370 4 0.96 0.97 0.97 ＝ 3 3 nj 95 124.43mm m j ＝ 2 A mm＝ 2 124.43 ＝2.77mm z6 z6* 90 取标准模数 m＝ 3mm 2.4 片式摩擦离合器的选择及计算 2.4.1 决定外摩擦片的内径

29、d0 结构为轴装式，则外摩擦片的内径 d 0 比安装轴的轴径 D大 2～6 mm有 d 0 ＝D+(2～6) ＝ 36+(2～6) ＝38～42mm 取 d 0 ＝ 42mm 2.4.2 选择摩擦片尺寸 参考《设计指导》 P41 表摩擦片尺寸及花键规格自行设计摩擦片的尺寸如图 所示 12 中北大学课程设计说明书 24 φ42 6 φ90 φ90 φ9 8 φ38 φ32 外摩擦片 厚

30、度 1.5 内摩擦片 2.4.3 计算摩擦面对数 Z K z Z 12MnK 103 / π ［ ］ 3 3 f p (D d0 ) KvKm 式中 Mn――额定动扭矩； Mn＝9550 N η ＝ 9550 4 0.96 ＝ 48.90N n j 750 m K ＝1.3 ～1.5 ；取 K ＝1.3 ； f ——摩擦片间

31、的摩擦系数；查《设计指导》表 12 f ＝0.6 （摩擦片材料 10 钢，油润） [P] ——摩擦片基本许用比压；查《设计指导》表 12 [P] ＝1.0MPa（摩 擦片材料 10 钢，油润）； D——摩擦片内片外径 mm； d 0 ――外摩擦片的内径 mm； KV ——速度修正系数； 根据平均圆周速度（ 1.62m/s ）查《设计指导》表 13 近似取为 1.3 ； Km ——结合次数修正系数；查《设计指导》表 13 取为 0.84 ； K z ――接合面修正系数； 13 中北大

32、学课程设计说明书 把数据代入公式得 K z Z＝10.8 查《设计指导》表 13 取 Z＝14 2.4.4 计算摩擦片片数 摩擦片总片数（ Z＋1）＝ 15 片 2.4.5 计算轴向压力 Q Q＝ π ( D 2 d0 2 ) ［ p］ Kv 40 ＝ π (902 422 ) 0.8 1.2 40 ＝ 478N 2.5V 带的选择及计算 2.5.1 初定中心距 a0 由前面部分 V 带轮直径的选择结合公式有 a0 ＝（ 0.6 ～2）（ d1 ＋ d2 ） ＝（ 0.6 ～ 2）（ 118

33、＋ 224） ＝ 205.2 ～ 684 mm 取 a0 ＝500 mm 2.5.2 确定 V 带计算长度 L 及内周长 LN L0 ＝ 2 a0 ＋π( d1 d 2 ) ( d2 d1 ) 2 2 4a0 π (118 (224 118)2 ＝ 2 500＋ 224) 500 2 4 ＝ 1542.8 mm 据《设计指导》 P30表计算长度取 L＝1625 mm，内周长 LN ＝1600 mm。 2.5.3 验算 V 带的

34、挠曲次数 μ＝ 1000mv ≤40 次/s L 式中 m――带轮个数； 把数据代入上式得μ＝ 10.95 ≤40 次/s ，数据可用。 2.5.4 确定中心距 a 14 中北大学课程设计说明书 L L0 ＝ 500＋ 1625 1542.8 ＝541.1 mm a ＝ a0 ＋ 2 2 取 a＝542 mm 2.5.5 验算小带轮包角 α1 α1 ≈ 180o － d2 d1 57.3o a ＝180o － 224 118 57.

35、3o 542 ＝ 168.8o ≥ 120o 满足要求。 2.5.6 计算单根 V 带的额定功率 Pr 由 d1 ＝ 118min 和 n1 ＝1440r/min, 查《机械设计》表 8－4a 得 P0 =1.76KW； 据 n1 ＝ 1440r/min 和 i ＝ 2.23 和 A 型带，查《机械设计》表 8－4b 得△ P0 =0.17KW； 查《机械设计》表 8－5 得 Kα＝ 0.98 ； 查《机械设计》表 8－2 得 《机械设计》表 8－ 5 得 K L ＝0.99 ； 有 Pr ＝（ P0 ＋△

36、P0 ） Kα K L ＝（ 1.76 ＋0.17 ） 0.98 0.99 ＝ 1.87 2.5.7 计算 V 带的根数 Z ＝ Pca / Pr =4.4/1.87 ＝2.35[ 取 Z＝3 根 三、结构设计 3.1 带轮的设计 根据 V 带计算，选用 3 根 A 型 V 带。由于Ⅰ轴安装摩擦离合器及传动齿轮，为了改善它们的工作条件， 保证加工精度，采用卸荷式带轮结构输入。 如图所示，带轮支承在轴承外圆上， 而两轴承装在与箱体固定的法兰盘上， 扭矩从端头花键传入。 15 中北大学课程设计说明书

37、 3.2 主轴换向机构的设计 主轴换向比较频繁，才用双向片式摩擦离合器。 这种离合器由内摩擦片、 外摩擦片、滑动套筒、螺母、钢球和空套齿轮等组成。离合器左右两部门结 构是相同的。 左离合器传动主轴正转， 用于切削加工。 需要传递的转矩较大，片数较多。右离合器用来传动主轴反转，主要用于退回，片数较少。 这种离合器的工作原理是， 内摩擦片的花键孔装在轴Ⅰ的花键上，

38、随轴 旋转。外摩擦片的孔为圆孔，直径略大于花键外径。外圆上有 4 个凸起，嵌 在空套齿轮的缺口之中。内外摩擦片相间安装。移动套筒 4 时，钢球沿斜面 向中心移动并使滑块 3、螺母 1 向左移动，将内片与外片相互压紧。轴Ⅰ的 转矩便通过摩擦片间的摩擦力矩传递给齿轮，使主轴正传。同理，当滑块 7、 螺母 8 向右时，使主轴反转。处于中间位置时，左、右离合器都脱开，轴Ⅱ 以后的各轴停转。摩擦片的间隙可通过放松销 6 和螺母 8 来进行调整。 摩擦片的轴向定位是由两个带花键孔的圆盘实现。 其中一个圆盘装在花 键上，另一个装在花键轴的一个环形沟槽里，并转

39、过一个花键齿，和轴上的 花键对正，然后用螺钉把错开的两个圆盘连接起来。 结构如下图所示 16 中北大学课程设计说明书 1 2 3 4 5 6 7 8 3.3 制动机构的设计 根据制动器的设计原理，将其安装在靠近主轴的较高转速的轴Ⅲ，在离 合器脱开时制动主轴，以缩短辅助时间。此次设计采用带式制动器。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

40、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离合器与制动器的联锁运动，采用一个 操纵手柄控制。当离合器脱开时，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、右离合器中任一个结合时，杠杆都按顺时 针方向摆动，使制动带放松。 17 中北大学课程设计说明书 3.4 齿轮块的设计 机床的变速系统采用

41、了滑移齿轮变速机构。根据各传动轴的工作特点，基 本组 ( 传动组 b) 滑移齿轮采用平键联接装配式齿轮，固定齿轮用独立式；第一 扩大组 ( 传动组 a) 的滑移齿轮采用了整体式滑移齿轮；第二扩大组 ( 传动组 c) 传动转矩较大用平键联接装配式齿轮， 此时平键传递转矩， 弹性挡圈轴向固定， 简单、工艺性好、结构方便。所有滑移齿轮与传动轴间均采用花键联接。 从工艺角度考虑，其他固定齿轮（主轴上的齿轮除外）也采用花键联接。由 于主轴直径较大，为了降低加工成本而采用了单键联接。 由各轴的圆周速度参考《设计指导》 P53, Ⅰ～Ⅲ轴间传动齿轮精度为 8－7

42、 － 7Dc，Ⅲ～Ⅳ轴间齿轮精度为 7－6－6 Dc 。齿轮材料为 45 钢，采用整体淬火处理。 根据前面初估的模数计算齿轮直径由于Ⅱ轴基本组的大齿轮会和离合器相 干涉（相碰），因而对第一扩大组的齿轮模数进行调整，调为 m=4mm,并取为统一模数。各齿轮参数如下表 齿轮 1 Z 1* Z 2 Z 2* Z 3 Z 3* Z 4 Z 齿数 24 48 42 30 19 53 24 n 750 375 750 1060 375 132 375 j

43、 分度圆直径 96 192 168 120 76 212 96 齿顶圆直径 104 200 176 128 84 220 104 齿底圆直径 86 182 158 110 66 202 86 齿轮宽 32 30 30 32 32 30 32 齿轮 Z 4* Z 5 Z 5* Z 6 Z 6* Z 7 Z 7* 齿数 48 30 42 60 30 18 72 nj 190 375 265 132 265 375 95 分度圆直径 192 120 168

44、 240 120 72 288 齿顶圆直径 200 128 176 248 128 80 296 18 中北大学课程设计说明书 齿底圆直径 182 110 158 230 110 62 278 齿轮宽 30 32 30 30 32 33 30 3.5 轴承的选择 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， 均采用深沟球轴承。为了便于装配和轴承间隙调整，Ⅱ、Ⅲ轴均采用圆锥滚子轴承。滚动轴承均采用 E 级精度。 3.6 主轴组件的设计

45、 3.6.1 各部分尺寸的选择 3.6.1.1 主轴通孔直径 参考《设计指导》 P5，取主轴通孔直径 d＝37mm。 3.6.1.2 轴颈直径 据前面的估算主轴前轴颈直径 D1 = 80mm，后轴颈直径 D2 =60mm。 3.6.1.3 前锥孔尺寸 据车床最大回转直径 320mm，参考《设计指导》 P61 表莫氏锥度号选 5；其标 准莫氏锥度尺寸如下 莫 氏 大 端 直 锥 度 简图 径 D D d 长度 号 L

46、 L 1 ： d D 5 44.399 130 19.022 3.6.1.4 头部尺寸的选择 采用短圆锥式的头部结构，悬伸短，刚度好。参考《设计指导》 P63 的图及 19 中北大学课程设计说明书 P64 表的主轴头部尺寸如下图所示 5 6 9 . , 5 6 1 0 10 1 . 0 0 + 0

47、 3 8 5 6 5 . 3 . 4 1 2 0 8 1 7 7 30 1 2 22 13 3.6.1.5 支承跨距及悬伸长度 为了提高刚度，应尽量缩短主轴的悬伸长度 a，适当选择支承跨距 L。取 L/a ＝ 3.24 ，由头部尺寸取 a＝ 100mm则 L＝324mm。 3.6.2 主轴轴承的选择 为提高刚度，主轴采用三支承，前支承和中支承为主要支承，后支承为辅 助支承。这是因为主轴上的传动齿轮集

48、中在前部； 容易满足主轴的最佳跨距要求； 箱体上前、中支承的同轴度加工容易保证，尺寸公差也易控制。 前轴承选用一个型号为 32316 的圆锥滚子轴承，中轴承选一个用型号为 30214 的圆锥滚子轴承，后轴承选用一个型号为 6312 深沟球轴承。前轴承 D 级精度，中轴承 E 级精度，后轴承 E 级精度。前轴承内圈配合为 k5，外圈配合为M6；中轴承内圈配合为 js5 ，外圈配合为 K6；后轴承内圈配合为 js6 ，外圈配合为 H7。 3.7 润滑系统的设计 主轴箱内采用飞溅式润滑，油面高度为 65mm左右，甩油环浸油深度为 10mm

49、20 中北大学课程设计说明书 左右。润滑油型号为： IIJ30 。 卸荷皮带轮轴承采用脂润滑方式。润滑脂型号为：钙质润滑脂。 3.8 密封装置的设计 Ⅰ轴轴颈较小，线速度较低，为了保证密封效果，采用皮碗式接触密封。而 主轴直径大、 线速度较高， 则采用了非接触式密封。 卸荷皮带轮的润滑采用毛毡 式密封，以防止外界杂物进入。详见展开图。 四、传动件的验算 4.1 传动轴的验算 Ⅰ轴的刚度较低，故而在此处进行验算。其受力简化如下图所示 T1 T2 C F r

50、 A B 168 320 R C b a R A T2 ＝ T1 =9.55 106 N ＝9.55 10 6 4 0.96 ＝ 48896 Nmm n 750 齿轮受到的径向力 Fr ＝2 T2 tan α / d1 ＝248896tan 20 o /96 ＝370.8 N 对于传动轴Ⅰ主要验算轴上装齿轮和轴承处的挠度 y 和倾角θ。Ⅰ轴上有一段 为花键轴，但长度在轴上的比例不大，全轴按圆轴算。Ⅰ轴平均直径求的 d＝ 28mm，则

51、 截面惯性矩 I ＝π d 4 ＝π 284 ＝30171.9 mm4 64 64 按《设计指导》 P34有关公式计算 对 B 点 y ＝ Fr a 2b2 /3EI l ＝ 370.8 3202 1682 2.1 108 30171.9 488 3 21 中北大学课程设计说明书 ＝ 1.16 10－4 mm 查《设计指导》 P33表 对一般传动轴许用挠度 [Y] ＝（0.0003 ～ 0.0005

52、 ）l ＝（0.0003 ～0.0005 ） 448＝ 0.1464 ～0.244 mm； 对装有齿轮的轴许用挠度 [Y] ＝（0.01 ～0.03 ）m＝（0.01 ～0.03 ） 4＝ 0.04 ～ 0.12 mm； 满足要求。 θB ＝ Fab（b a） 3EIl ＝ 370.8 320 168 （168－320） 3 2.1 108 30171.9 488 ＝－ 3.27 10 7 rad 查《设计指导》 P33表许用 [ θ] ＝0.001rad 满足要求。 对 A 点 θA ＝ Fab(a 2b

53、) 6EIl ＝ 370.8 320 168 （320 2 168） 6 2.1 108 30171.9 488 ＝ 7.05 10 7 rad 对 C 点 θA ＝－ Fab(b 2a) 6EIl ＝ 370.8 320 168 （168 2 320） 6 2.1 108 30171.9 488 ＝ 8.68 10 7 rad 查《设计指导》 P33表许用 [ θ ] ＝ 0.001rad 满足要求。 综上，Ⅰ轴的刚度满足要求。 4.2 键的验算

54、 4.2.1 花键的验算 花键键侧工作表面的挤压应力为 jy 8Tmax ≤ [ jy ] 2 d 2 )lz (D 式中： jy ――计算挤压应力； Mp 22 中北大学课程设计说明书 Tmax ——花键传递的最大扭矩； N m m Tmax ＝ 9.55 106 N ，N――该轴传递的最大功率， n j ――该轴的计 n j 算转速； D 、d —— 花键的外径和内径； mm z—— 花键的齿数； l ――工作长度； mm —— 载

55、荷分布不均匀系数， ＝0.7 ～0.8 ；取 ＝0.75 [jy ] ――许用挤压应力，查《机械设计》表6－ 3， [ jy ] ＝100～ 140Mp，取 [ jy ] ＝ ； 130 Mp 对Ⅰ轴花键 Tmax ＝ 9.55 106 4 0.96 ＝48896 Nm m 750 对Ⅰ轴装离合器处花键 D ＝36mm d ＝ 32

56、 mm z ＝6 l ＝18 mm 则 jy＝ 8 48896 2 282 ) 18 6 0.75 (32 ＝20.1Mp≤[ jy ] 满足要求。 对Ⅰ轴装带轮处花键 D＝30mm d ＝ 26mm z＝ 6 l ＝ 40 mm 则 jy＝ 8 48896 26 2 ) 40 6 0.75 (30 2

57、 ＝9.7Mp≤ [ jy ] 满足要求。 所以Ⅰ轴花键满足要求。 对Ⅱ轴花键 Tmax ＝ 9.55 10 6 4 0.96 0.97 ＝94858 Nm m 375 D＝ 40mm d ＝35mm z＝6 l ＝70 mm 则 23 中北大学课程设计说明书 8 94858 jy＝ ( 402 352 ) 70 6 0.75 ＝6.4Mp≤ [ jy ] 满足要求。 对Ⅲ轴花键 Tma

58、x ＝ 9.55 106 4 0.96 0.97 0.98 ＝264094 Nm m 132 D＝ 45mm d ＝40mm z＝6 l ＝110mm 则 ＝ 8 264094 jy 402 ) 110 6 0.75 ( 452 ＝10.0Mp≤[ jy ] 满足要求。 4.2.2 平键的验算 普通平键的强度条件 σp ＝ 2T 103 ≤[ p ] kld 式中： σp ――计算挤压应力； Mp T ——传递

59、的转矩； N m k —— 键与轮毂槽的接触高度， k ＝ 0.5h ，此处 h 为键的高度； mm l —— 键的工作长度； mm d ――轴的直径； mm [ p ] ――键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，查《机械设计》 表 6－2，此处键、轴、轮毂三者材料都是钢 [ p ] ＝100～ 120M Mp，取 [ p ] ＝110 Mp； 对Ⅱ轴三联齿轮出 A 型平键 b h=16 10 , L=56 T ＝48.896 Nm k ＝0.5h ＝0.5 10＝5 mm l ＝L-b=40 mm d ＝ 53 mm

60、 则 σp ＝ 2 48.896 103 5 40 53 24 中北大学课程设计说明书 ＝9.2 Mp ≤[ p ] 满足要求。 对Ⅲ轴三联齿轮出 A 型平键 b h=18 11 , L=63 T ＝94.858 Nm k ＝ 0.5h ＝0.5 11＝5.5mm l ＝ 45mm d ＝63mm则 σp ＝ 2 94.858 10 3 5.5 45 63 ＝12.2 Mp ≤ [ p ] 满足要求。 对Ⅳ轴三联

61、齿轮出 A 型平键 T ＝ 9.55 103 4 0.96 0.97 0.98 ＝1040 N m k ＝ 0.5h ＝ 0.5 14＝ 33.5 7mm l ＝ 68mm d ＝75 mm , b h=22 14,L=80mm, 则 σp ＝ 2 7 1040 10 3 68 75 ＝58.3Mp≤[ p ] 满足要求。 4.3 齿轮模数的验算 按接触疲劳强度计算齿轮模数 mj m j = 16300 3 (i 1) Kd K c K b K s N mm

62、 m z12 i[ j ] 2 n j 式中： N —— 传递的额定功率 KW； n j —— 计算转速（小齿轮）； r/min m —— 齿宽系数； z 1 —— 计算齿轮齿数； i —— 大齿轮与小齿轮齿数之比， “+”用于外啮合，“—”用于内啮合，此处为外啮合，故取“ +”; K s —— 寿命系数： K s = K TKn KNKq 60n T KT —— 工作期限系数： K T = m c0 25 中北大学课程设计说明书 T ——预定的齿轮工作期

63、限，对中型机床 T = 15000 ～20000h； n —— 齿轮的最低转速； r/min c 0 —— 基准循环次数，查《设计指导》表 3； m —— 疲劳曲线指数，查《设计指导》表 3； K n —— 转速变化系数，查《设计指导》表 4； K —— 功率利用系数，查《设计指导》表 5； N K q —— 材料强化系数，查《设计指导》表 6； K c —— 工作状况系数，中等冲击主运动， Kc = 1.2 ～ 1.6 ； K d —— 动载荷系数，查《设计指导》表 8； K

64、 b —— 齿向载荷分布系数，查《设计指导》表 9； [ j ] —— 许用接触应力，查《设计指导》表 11； Mp 齿轮按弯曲疲劳强度计算齿轮模数 mw mw = 275 K d K c K b K s N 3 m z1 [ w ] n j Y 其中 Y —— 齿形系数由《设计指导》表 10 查得； [ w ] —— 许用弯曲应力，查《设计指导》表 11； Mp 验算结果如下表 按接触疲劳强度验算算齿轮模数 参数

65、 传动组 a 传动组 b 传动组 c N 3.84 3.72 3.65 n j 750 375 375 m 7.5 7.5 7.5 z1 24 19 18 i 2 2.8 4 m 3 3 3 n 750 375 132 26 T KT K s c0 K n KN Kq Kc Kd Kb [

66、 j ] mj 结论  中北大学课程设计说明书 15000 15000 15000 4.07 3.23 2.28 1.44 0.88 0.81 107 107 107 0.85 0.68 0.89 0.58 0.58 0.58 0.76 0.73 0.73 1.2 1.2 1.2 1.3 1.4 1.2 1.02 1.04 1.04 1100 1100 1100 2.02 3.55 3.29 估算值可用 估算值可用 估算值可用 齿轮按弯曲疲劳强度验算齿轮模数 参数 传动组 a 传动组 b 传动组 c N 3.84 3.72 3.65 n j 750 375 375 m 7.5 7.5 7.5 z1