車床主傳動系統(tǒng)課程設計

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1、 教務處制 目 錄 第1章 概述...........................................................................................1 1、 車床主傳動系統(tǒng)課程設計的目的.....................................................1 2、 設計參數(shù)............................................................................................1 第2章 參數(shù)的

2、擬定..............................................................................2 1、 確定轉速............................................................................................2 2、 主電機功率——動力參數(shù)的確定..................................................2 第3章 運動設計....................................

3、................................................2 1、 主傳動方案擬定................................................................................2 2、 確定結構式........................................................................................3 3、 確定結構網(wǎng)與轉速圖擬定...........................................

4、.....................4 第4章 傳動件的設計............................................................................4 4.1帶傳動設計........................................................................................4 4.1.1選擇帶型...............................................................................

5、.........5 4.1.2確定帶輪的基準直徑并驗證帶速................................................5 4.1.3確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角........................6 4.1.4確定帶的根數(shù)z............................................................................6 4.1.5確定帶輪的結構和尺寸............................................................

6、...7 4.1.6確定帶的張緊裝置.......................................................................7 4.1.7計算壓軸力...................................................................................7 4.2.、傳動軸的估算..................................................................................8 4.2.1主軸的計算轉速.

7、........................................................................8 4.2.2各傳動軸的計算轉速.................................................................9 4.2.3各軸直徑的估算.........................................................................9 4.3 齒輪的設計..............................................

8、.......................................11 4.3.1齒輪齒數(shù)的確定.....................................................................11 4.3.2齒輪模數(shù)的計算.....................................................................12 4.3.3、齒寬確定.............................................................................

9、........14 4.4、主軸組件設計................................................................................15 4.4.1 主軸的基本尺寸確定..................................................................15 4.4.2主軸剛度驗算...............................................................................17 4.4.3主軸前支撐轉角的驗算

10、...............................................................18 4.5傳動軸間的中心距...........................................................................20 4.6軸承的選擇.......................................................................................20 4.7鍵的選擇.....................................

11、......................................................20 第五章 動力設計...................................................................................21 5.1傳動軸的驗算..................................................................................21 5.1.1 Ⅰ軸的強度計算......................................

12、.................................22 5.1.2作用在齒輪上的力的計算..........................................................22 5.2齒輪校驗..........................................................................................24 5.2.1接觸應力公式：........................................................................

13、..24 5.2.2彎曲應力......................................................................................25 5.3 軸承的校驗.....................................................................................25 5.4 鍵的校核.........................................................................................

14、26 第六章 結構設計及說明.....................................................................27 6.1結構設計的內容、技術要求和方案...............................................27 6.2 I軸（輸入軸）的設計.................................................................28 6.3齒輪塊設計..................................................

15、.....................................29 6.4傳動軸的設計...................................................................................29 6.5主軸與齒輪的連接...........................................................................30 6.6潤滑與密封.................................................................

16、......................31 6.7其他問題...........................................................................................31 第七章 參考文獻...................................................................................33 第一章 概述 1、車床主傳動系統(tǒng)課程設計的目的： （1）通過車床主傳動系統(tǒng)的課程設計，使學生樹立正確的設計思想和掌握

17、車床主傳動系統(tǒng)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； （3）通過機械制造裝備課程設計，使學生在擬訂車床主傳動機構、車床的構造設計、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； （4）熟悉有關標準、手冊和參考資料的運用，以培養(yǎng)具有初步的結構分析和結構設計計算的能力。 2、設計參數(shù) 普通車床傳動系統(tǒng)設計的設計參數(shù)： ①主軸轉速級數(shù)Z=12； ②主軸轉速范圍=106r/min； ③公比φ=1.26； ④電機功率為4KW； ⑤電機轉速為1440r/min。 第

18、二章 參數(shù)的擬定 1、確定轉速 由 因為=1.26 ∴得=12.70 取=12.70 ∴ nmax=nminRn=1346r/min 取標準轉速1320r/min 因為=1.26=。首先找到最小極限轉速106，再每跳過4個數(shù)（1.06～1.064）取一個轉速，即可得到公比為1.26的數(shù)列： 106，132，170，212，265，335，425，530，670，850，1060，1320 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，可選取電機為：Y112M-4額定功率為4KW，滿載轉速為1440r/min.

19、第3章 運動設計 1、主傳動方案擬定 可能的方案有很多，優(yōu)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。 2、確定結構式 已知Z=x3b a、b為正整數(shù)，即Z應可以分解為2和3的因子，以便用2、3聯(lián)滑移齒輪實現(xiàn)變速。 按照Z=12分解為：Z=312224。 對于12=322傳動式，有6種結構式和對應的結構網(wǎng)。分別為： ， ， ， 初選12=3x2x2的方案。 從電動機到主軸主要為降速變速，若使變速副較多的變速組放在較接近電動機處可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，節(jié)省材料，也就是滿足變速副前多后少的原則，因此

20、取12=3x2x2方案為好。 設計車床主變速傳動系時，為避免從動齒輪尺寸過大而增加箱體的徑向尺寸，在降速變速中，一般限制限制最小變速比 ；為避免擴大傳動誤差，減少震動噪聲，在升速時一般限制最大轉速比。斜齒圓柱齒輪傳動較平穩(wěn)，可取。因此在主變速鏈任一變速組的最大變速范圍。在設計時必須保證中間變速軸的變速范圍最小。 綜合上述可得：主傳動部件的運動參數(shù) =106 Z=12 =1.26 3 、確定結構網(wǎng)與轉速圖擬定 由上選擇的結構式12=3x2x2 畫其擬定轉速圖如下： 計算出傳動比后，擬定主運動的轉速圖，使主運動逐漸具體化。 轉速擬定圖 第4章 傳動件的設計

21、 4.1 帶傳動設計 輸出功率P=4kW,轉速n1=1440r/min,n2=600r/min 計算設計功率Pd 根據(jù)V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時），查《機械設計》P296表4， 根據(jù)公式 ==1.14=4.4kw 式中P---電動機額定功率，--工作情況系數(shù) 4.1.1選擇帶型 根據(jù)算出的Pd＝4kW及小帶輪轉速n1＝1440r/min ，查圖得：dd=80～100可知應選取A型V帶。 4.1.2確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 由《機械設計》P298表13－7查得，小帶輪基準直徑為80～100mm 則取dd1=95mm> ddmin.=75 mm（dd1

22、根據(jù)P295表13-4查得） 表3 V帶帶輪最小基準直徑 槽型 Y Z A B C D E 20 50 75 125 200 355 500 由《機械設計》P295表13-4查“V帶輪的基準直徑”，得=224mm ?誤差驗算傳動比： （為彈性滑動率） 誤差 符合要求 ② 帶速 滿足5m/s

23、1.4確定帶的根數(shù)z 根據(jù)三角帶根數(shù) 式中：N1為—根三角帶傳動的功率，N0為單根三角帶在、特定長度、平穩(wěn)工作情況下傳遞的功率，查表得N0=2.70 C1—包角系數(shù)，查表得C1=0.98 三角帶傳遞的功率N1=4KW 將所查數(shù)據(jù)代入可得 所以，所需帶輪的根數(shù)為3根 求作用在支撐軸上的徑向力Q 4.1.5確定帶輪的結構和尺寸 根據(jù)V帶輪結構的選擇條件，電機的主軸直徑為d=28mm； 由《機械設計》P293 ，“V帶輪的結構”判斷：當3d＜dd1(95mm)＜300mm，可采用H型孔板式或者P型輻板式帶輪，這次選擇H型孔板式作為小帶輪。 由于dd2>300

24、mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪。 總之，小帶輪選H型孔板式結構，大帶輪選擇E型輪輻式結構。 帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。 4.1.6確定帶的張緊裝置 選用結構簡單，調整方便的定期調整中心距的張緊裝置。 4.1.7計算壓軸力 由《機械設計》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝130.59N，上面已得到a1=1600，z=3，則 對帶輪的主要要求是質量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內應力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪

25、緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通V帶兩側面間的夾角是40，為了適應V帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通V帶輪槽角 為32、34、36、38（按帶的型號及帶輪直徑確定）。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。 根據(jù)設計結果，可以得出結論：小帶輪選擇實心帶輪，大帶輪選擇腹板帶輪。 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(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)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

26、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(fā)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： n=nmin?z3-1 106 r/min 4.2.2各傳動軸的計算轉速 軸Ⅲ軸Ⅳ：有兩傳動副，其中軸Ⅲ的最低轉速為265，通過67/34使主軸獲得轉速為425>nj主，且能傳遞全部功率。 所以：nⅢ =265r/min ， 同理可得nⅢ =265r/min ，nⅡ =530r/min,nⅠ =850r/min 表3-1 各軸計算轉速 軸 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ

27、 計算轉速nj 850 530 265 106 4.2.3各軸直徑的估算 其中：P-電動機額定功率 K-鍵槽系數(shù) A-系數(shù) -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=1.05，A=110 所以，取35mm Ⅱ軸：K=1.06，A=77 取25mm Ⅲ軸：K=1.06，A=77 取35mm Ⅳ軸：K=1.06，A=110 ,取55mm 此軸徑為平均軸徑，設計時可相應調整。

28、當軸上有鍵槽時，d值應相應增大4～5%;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(shù)b，b值見【5】表7-12。Ⅰ和Ⅳ為由鍵槽并且軸Ⅳ為空心軸，Ⅱ和Ⅲ為花鍵軸。根據(jù)以上原則各軸的直徑取值：，和在后文給定，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(wěn)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(guī)定，矩形花鍵的定心方式為小徑定心。 4.3齒輪的設計 4.3.1齒輪齒數(shù)的確定 當各變速組的傳動比確定以后，可確定齒輪齒數(shù)。對于定比傳動的齒

29、輪齒數(shù)可依據(jù)機械設計手冊推薦的方法確定。對于變速組內齒輪的齒數(shù)，如傳動比是標準公比的整數(shù)次方時，變速組內每對齒輪的齒數(shù)和及小齒輪的齒數(shù)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(shù)應大于18～20。采用三聯(lián)滑移齒輪時，應檢查滑移齒輪之間的齒數(shù)關系：三聯(lián)滑移齒輪的最大齒輪之間的齒數(shù)差應大于或等于4，以保證滑移齒輪外圓不相碰。 第一組齒輪： 傳動比：, , 齒數(shù)和取72 =36，=36，=32，=40, =28, =44, 第二組齒輪： 傳動比：, 齒數(shù)和取84： =42，=42，=28，=56； 第三組齒輪： 傳動比：, 齒數(shù)和取91： =56，=35

30、，=20，=71， 4.3.2齒輪模數(shù)的計算 ①Ⅰ-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(jù)轉速圖確定 齒面點蝕的計算:mm=mm=61.17mm 取A=65，由中心距A及齒數(shù)計算出模數(shù)： 根據(jù)計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數(shù)。 取 ②Ⅱ-Ⅲ齒輪彎曲疲勞的計算： 齒面點蝕的計算:mm=mm=70.42mm 取A=75，由中心距A及齒數(shù)計算出模數(shù)： 根據(jù)計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數(shù)。 取，但為了方便加工所以取m=2 ③Ⅲ-Ⅳ 齒輪彎曲疲勞的計算： 齒面點蝕的計算

31、： mm=mm=88.34mm 取A=90，由中心距A及齒數(shù)計算出模數(shù)： 根據(jù)計算選取兩個中的較大值，選取相近的標準模數(shù)。 M=2 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 各個齒輪的具體值見表 4.3.3、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 ,,,,, ,, ,, 4.4、主

32、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(jù)使用要求和結構要求，進行同型號筒規(guī)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。 4.4.1 主軸的基本尺寸確定 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(guī)格的

33、機床類比分析加以確定。320mm車床，P=7.5KW查【1】表1-27，前軸頸應,初選,后軸頸取.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慣性矩成正比， 即： 式中： 據(jù)上式可得出主軸孔徑對偶剛度影響的 ，有圖可見， 當時，，說明空心主軸的剛度降低較小

34、。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(jù)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。 4.4.2主軸剛度驗算 機床在切削加工過程中，主軸的負荷較重，而允許的變形由很小，因此決定主軸結構尺寸的主要因素是它的變形大小。對于普通機床的主軸，一般只進行剛度驗算。通常能滿足剛度要求的主軸，也能滿足強度要求。只有重載荷的機床的主軸才進行強度驗算。對于高速主軸，還要進行臨界轉速的驗

35、算，以免發(fā)生共振。 一彎曲變形為主的機床主軸(如車床、銑床)，需要進行彎曲剛度驗算，以扭轉變形為主的機床（如鉆床），需要進行扭轉剛度驗算。當前主軸組件剛度驗算方法較多，沒能統(tǒng)一，還屬近似計算，剛度的允許值也未做規(guī)定?？紤]動態(tài)因素的計算方法，如根據(jù)部產生切削顫動條件來確定主軸組件剛度，計算較為復雜。現(xiàn)在仍多用靜態(tài)計算法，計算簡單，也較適用。 主軸彎曲剛度的驗算；驗算內容有兩項：其一，驗算主軸前支撐處的變形轉角，是否滿足軸承正常工作的要求；其二，驗算主軸懸伸端處的變形位移y，是否滿足加工精度的要求。對于粗加工機床需要驗算、y值；對于精加工或半精加工機床值需驗算y值；對于可進行粗加工由能進

36、行半精的機床（如臥式車床），需要驗算值，同時還需要按不同加工條件驗算y值。 支撐主軸組件的剛度驗算，可按兩支撐結構近似計算。如前后支撐為緊支撐、中間支撐位松支撐，可舍棄中間支撐不計（因軸承間隙較大，主要起阻尼作用，對剛度影響較?。?； 若前中支撐位緊支撐、后支撐為松支撐時，可將前中支距當做兩支撐的之距計算，中后支撐段主軸不計。 4.4.3主軸前支撐轉角的驗算 機床粗加工時，主軸的變形最大，主軸前支撐處的轉角有可能超過允許值，故應驗算此處的轉角。因主軸中(后)支撐的變形一般較小，故可不必計算。 主軸在某一平面內的受力情況如圖 在近似計算中可不計軸承變形的影響，則該平面內主軸

37、前支撐處的轉角用下式計算； 切削力的作用點到主軸前支承支承的距離S=a+W，對于普通車床，W=0.4H，（H是車床中心高，設H=200mm)。 則： 當量切削力的計算： 主軸慣性矩 ； 式中： ∴ ∵ ∴主軸前支撐轉角滿足要求。 4.5傳動軸間的中心距 4.6軸承的選擇 Ⅰ軸： 6307 D=80 B=21 深溝球軸承 Ⅱ軸： 7305C D=62 B=17 角接觸球軸承 6305 D=62 B=17 深溝球軸承 Ⅲ軸： 7207C D=8

38、0 B=21 角接觸球軸承 6207 D=80 B=21 深溝球軸承 Ⅳ軸： 7212C D=130 B=31 角接觸球軸承 4.7鍵的選擇 查【4】表6-1選擇軸上的鍵，根據(jù)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50。 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(shù) 實心軸：

39、 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(shù) M為在危險斷面的最大彎矩 Nmm T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： 5.1.1 Ⅰ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=348=144mm d=mz=244=88mm 圓周力： 徑向力： 軸向力： 方向如圖所示： 在水平面由受力平

40、衡： =1492N 所以=－1492N 以a點為參考點，由彎矩平衡得： 82330=0 所以： =1121.3N =370.7N 在豎直面內的受力情況如下： 受力平衡： 即： N 以a點為參考點，由彎矩平衡： 165+330=0 所以=211.1N =211N 5.2齒輪校驗 在驗算變速箱中的齒輪應力時，選相同模數(shù)中承受載荷最大，齒數(shù)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3，齒輪9，齒輪13這三個齒輪。 5.2.1接觸應力公式： u----大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比； ---齒

41、向載荷分布系數(shù)；----動載荷系數(shù)；----工況系數(shù)；----壽命系數(shù) 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(huán)次數(shù)為 查《機械裝備設計》圖10-18得，所以： Mpa 5.2.2彎曲應力： 查《金屬切削手冊》有Y=0.378，代入公式求得：=156.5Mpa 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6307，其基本額定負荷為

42、33.2KN 由于該軸的轉速是定值n=850r/min,所以齒輪越小越靠近軸承，對軸承的要求越高。根據(jù)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 齒輪受力 根據(jù)受力分析可以得出軸承的徑向力為 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： 軸承的壽命 因為，所以按軸承1的受力大小計算： 故該軸承能滿足要求。 5.4 鍵的校核 鍵和軸的材料都是鋼，由【4】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。由【4】式（6

43、-1）可得 可見連接的擠壓強度足夠了，鍵的標記為： 第6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(tǒng)和箱體及其聯(lián)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

44、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： ①布置傳動件及選擇結構方案。 ②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。 ③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(shù)據(jù)。 6.2 I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）。I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

45、在箱外組裝好I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(xiàn)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(tài)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： ①摩擦片的軸向定位：由兩個帶花鍵孔的圓盤實現(xiàn)。其中一個圓盤裝在花鍵上，另一個裝在花鍵軸上的一個環(huán)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

46、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。 ②摩擦片的壓緊由加力環(huán)的軸向移動實現(xiàn)，在軸系上形成了彈性力的封閉系統(tǒng)，不增加軸承軸向復合。 ③結構設計時應使加力環(huán)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。 I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?；瑒虞S承在一些性能和維修上不如滾動軸承，但它的徑向尺寸小?？仗X輪需要有軸向定位，軸承需要潤滑。 6.3齒輪塊設計

47、齒輪是變速箱中的重要元件。齒輪同時嚙合的齒數(shù)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，取決于下列有關因素： ①是固定齒輪還是滑移齒輪； ②移動滑移齒輪的方法； ③齒輪精度和加工方法； 6.4傳動軸的設計 機床傳動軸，廣泛采用滾動軸承作支撐。軸上要安裝齒輪、離合器和制動器等。傳動軸應保證這些傳動件或機構能正常工作。 首先傳動軸應有足夠的強度、剛度。如撓度和傾角過大，將使齒輪嚙合不良，軸承工

48、作條件惡化，使振動、噪聲、空載功率、磨損和發(fā)熱增大；兩軸中心距誤差和軸芯線間的平行度等裝配及加工誤差也會引起上述問題。 傳動軸可以是光軸也可以是花鍵軸。成批生產中，有專門加工花鍵的銑床和磨床，工藝上并無困難。所以裝滑移齒輪的軸都采用花鍵軸，不裝滑移齒輪的軸也常采用花鍵軸。 花鍵軸承載能力高，加工和裝配也比帶單鍵的光軸方便。 軸的部分長度上的花鍵，在終端有一段不是全高，不能和花鍵空配合。這是加工時的過濾部分。一般尺寸花鍵的滾刀直徑為65～85。 機床傳動軸常采用的滾動軸承有球軸承和滾錐軸承。在溫升、空載功率和噪聲等方面，球軸承都比滾錐軸承優(yōu)越。而且滾錐軸承對軸的剛度、支撐孔的加工精度要求

49、都比較高。因此球軸承用的更多。但是滾錐軸承內外圈可以分開，裝配方便，間隙容易調整。所以有時在沒有軸向力時，也常采用這種軸承。選擇軸承的型號和尺寸，首先取決于承載能力，但也要考慮其他結構條件。 6.5主軸與齒輪的連接 齒輪與主軸的連接可以用花鍵或者平鍵；軸做成圓柱體，或者錐面（錐度一般取1：15左右）。錐面配合對中性好，但加工較難。平鍵一般用一個或者兩個（相隔180度布置），兩國特鍵不但平衡較好，而且平鍵高度較低，避免因齒輪鍵槽太深導致小齒輪輪轂厚度不夠的問題。 6.6潤滑與密封 主軸轉速高，必須保證充分潤滑，一般常用單獨的油管將油引到軸承處。 主軸是兩端外伸的軸，防止

50、漏油更為重要而困難。防漏的措施有兩種： 1）堵——加密封裝置防止油外流。 主軸轉速高，多采用非接觸式的密封裝置，形式很多，一種軸與軸承蓋之間留0.1～0.3的間隙（間隙越小，密封效果越好，但工藝困難）。還有一種是在軸承蓋的孔內開一個或幾個并列的溝槽（圓弧形或形），效果比上一種好些。在軸上增開了溝槽（矩形或鋸齒形），效果又比前兩種好。 在有大量切屑、灰塵和冷卻液的環(huán)境中工作時，可采用曲路密封，曲路可做成軸向或徑向。徑向式的軸承蓋要做成剖分式，較為復雜。 2）疏導——在適當?shù)牡胤阶龀龌赜吐?，使油能順利地流回到油箱? 6.7其他問題 主軸上齒輪應盡可能靠近前軸承，

51、大齒輪更應靠前，這樣可以減小主軸的扭轉變形。 當后支承采用推力軸承時，推力軸承承受著前向后的軸向力，推力軸承緊靠在孔的內端面，所以，內端面需要加工，端面和孔有較高的垂直度要求，否則將影響主軸的回轉精度。支承孔如果直接開在箱體上，內端面加工有一定難度。為此，可以加一個杯形套孔解決，套孔單獨在車床上加工，保證高的端面與孔德垂直度。 主軸的直徑主要取決于主軸需要的剛度、結構等。各種牌號鋼材的彈性模量基本一樣，對剛度影響不大。主軸一般選優(yōu)質中碳鋼即可。精度較高的機床主軸考慮到熱處理變形的影響，可以選用或其他合金鋼。主軸頭部需要淬火，硬度為50～55。其他部分處理后，調整硬度為220～250

52、。 第七章 參考文獻 [1]鞏云鵬、田萬祿等主編.機械設計課程設計.沈陽：東北大學出版社2000 [2]孫志禮，冷興聚，魏嚴剛等主編.機械設計.沈陽：東北大學出版社2000 [3]劉鴻文主編.材料力學.北京：高等教育出版社1991 [4]哈爾濱工業(yè)大學理論力學教研組編.理論力學.北京：高等教育出版社1997 [5]大連理工大學工程畫教研室編.機械制圖.北京：高等教育出版社1993 [6]孫桓，陳作模主編.機械原理.北京：高等教育出版社2000 [7]高澤遠，王金主編.機械設計基礎課程設計.沈陽：東北工學院出版社1987 [8]喻子建，張磊、邵偉平、喻子建主編.機械設計習題與解題分析.沈陽：東北大學出版 社2000 [9]張玉，劉平主編.幾何量公差與測量技術.沈陽：東北大學出版社1999 [10]成大先主編.機械設計手冊(減(變)速器.電機與電器)化學工業(yè)出版社 ３７