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目 錄
目 錄 2
第1章 緒論 5
第2章 車(chē)床轉(zhuǎn)速參數(shù)設(shè)計(jì) 6
2.1車(chē)床主參數(shù)和基本參數(shù) 6
2.2 確定轉(zhuǎn)速 6
2.3擬定參數(shù)的步驟和方法 6
2.3.1 極限切削速度Vmax、Vmin 6
2.3.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速 6
第3章 運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì) 8
3.1 主電機(jī)功率——?jiǎng)恿?shù)的確定 8
3.2確定結(jié)構(gòu)式 8
3.3 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng) 9
3.4 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動(dòng)系統(tǒng)圖 9
3.5 確定各變速組此論傳動(dòng)副齒數(shù) 10
3.6 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 12
第4章 傳動(dòng)件的設(shè)計(jì) 13
4.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 13
4.2選擇帶型 14
4.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速 14
4.4確定中心距離、帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度并驗(yàn)算小輪包角 15
4.5確定帶的根數(shù)z 16
4.6確定帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 16
4.7確定帶的張緊裝置 16
4.8計(jì)算壓軸力 16
4.9 計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算 18
4.10 齒輪模數(shù)計(jì)算及驗(yàn)算 19
4.11傳動(dòng)軸最小軸徑的初定 24
4.12 傳動(dòng)軸的直徑估算 25
4.12.1 確定各軸轉(zhuǎn)速 25
4.12.2傳動(dòng)軸直徑的估算：確定各軸最小直徑 25
4.12.3 鍵的選擇 26
4.13 傳動(dòng)軸的校核 26
4.13.1 傳動(dòng)軸的校核 27
4.13.2 鍵的校核 27
4.14 摩擦離合器的選擇和計(jì)算 28
4.15 軸承的選用與校核 30
4.15.1 各軸軸承的選用 30
4.15.2 各軸軸承的校核 30
4.16主軸組件設(shè)計(jì) 33
4.17 主軸的基本尺寸確定 33
4.18 主軸剛度驗(yàn)算 37
第5章 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 40
5.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案 40
5.2 展開(kāi)圖及其布置 40
5.3 I軸（輸入軸）的設(shè)計(jì) 41
5.4 齒輪塊設(shè)計(jì) 41
5.5 傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì) 42
5.6 主軸組件設(shè)計(jì) 44
5.6.1 各部分尺寸的選擇 44
5.6.2 主軸材料和熱處理 44
5.6.3 主軸軸承 45
5.6.4 主軸與齒輪的連接 46
5.6.5 潤(rùn)滑與密封 47
5.6.6 其他問(wèn)題 47
第6章 設(shè)計(jì)部分的調(diào)節(jié)、潤(rùn)滑、維護(hù)保養(yǎng)、技術(shù)要求及其它 48
總結(jié) 50
參考文獻(xiàn) 51
致 謝 52
第1章 緒論
機(jī)床技術(shù)參數(shù)有主參數(shù)和基本參數(shù)，他們是運(yùn)動(dòng)傳動(dòng)和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的依據(jù)，影響到機(jī)床是否滿(mǎn)足所需要的基本功能要求，參數(shù)擬定就是機(jī)床性能設(shè)計(jì)。主參數(shù)是直接反映機(jī)床的加工能力、決定和影響其他基本參數(shù)的依據(jù)，如車(chē)床的最大加工直徑，一般在設(shè)計(jì)題目中給定，基本參數(shù)是一些加工件尺寸、機(jī)床結(jié)構(gòu)、運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力特性有關(guān)的參數(shù)，可歸納為尺寸參數(shù)、運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)力參數(shù)。
通用車(chē)床工藝范圍廣，所加工的工件形狀、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬質(zhì)合金刀具又用高速鋼刀具。因此，必須對(duì)所設(shè)計(jì)的機(jī)床工藝范圍和使用情況做全面的調(diào)研和統(tǒng)計(jì)，依據(jù)某些典型工藝和加工對(duì)象，兼顧其他的可能工藝加工的要求，擬定機(jī)床技術(shù)參數(shù)，擬定參數(shù)時(shí)，要考慮機(jī)床發(fā)展趨勢(shì)和同國(guó)內(nèi)外同類(lèi)機(jī)床的對(duì)比，使擬定的參數(shù)最大限度地適應(yīng)各種不同的工藝要求和達(dá)到機(jī)床加工能力下經(jīng)濟(jì)合理。
機(jī)床主傳動(dòng)系因機(jī)床的類(lèi)型、性能、規(guī)格和尺寸等因素的不同，應(yīng)滿(mǎn)足的要求也不一樣。設(shè)計(jì)機(jī)床主傳動(dòng)系時(shí)最基本的原則就是以最經(jīng)濟(jì)、合理的方式滿(mǎn)足既定的要求。在設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)結(jié)合具體機(jī)床進(jìn)行具體分析，一般應(yīng)滿(mǎn)足的基本要求有：滿(mǎn)足機(jī)床使用性能要求。首先應(yīng)滿(mǎn)足機(jī)床的運(yùn)動(dòng)特性，如機(jī)床主軸油足夠的轉(zhuǎn)速范圍和轉(zhuǎn)速級(jí)數(shù)；滿(mǎn)足機(jī)床傳遞動(dòng)力的要求。主電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)機(jī)構(gòu)能提供足夠的功率和轉(zhuǎn)矩，具有較高的傳動(dòng)效率；滿(mǎn)足機(jī)床工作性能要求。主傳動(dòng)中所有零部件有足夠的剛度、精度和抗震性，熱變形特性穩(wěn)定；滿(mǎn)足產(chǎn)品的經(jīng)濟(jì)性要求。傳動(dòng)鏈盡可能簡(jiǎn)短，零件數(shù)目要少，以便節(jié)約材料，降低成本。
50
第2章 車(chē)床轉(zhuǎn)速參數(shù)設(shè)計(jì)
2.1車(chē)床主參數(shù)和基本參數(shù)
車(chē)床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)如下：
Dmin=315、rmin=150r/min、P=4kw、公比1.26、Z=12
2.2 確定轉(zhuǎn)速
這里我們?nèi)?biāo)準(zhǔn)公比系列=1.26.
查標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列取
因?yàn)?1.26=1.064。首先找到最小極限轉(zhuǎn)速150，再每跳過(guò)3個(gè)數(shù)（1.06～1.064）取一個(gè)轉(zhuǎn)速，即可得到公比為1.26的數(shù)列： 150，190，236，300，375，475，600，750，950，1180，1500,1900
2.3擬定參數(shù)的步驟和方法
2.3.1 極限切削速度Vmax、Vmin
根據(jù)典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮：
允許的切速極限參考值如下：
表 1.1
加 工 條 件
Vmax(m/min)
Vmin(m/min)
硬質(zhì)合金刀具粗加工鑄鐵工件
30～50
硬質(zhì)合金刀具半精或精加工碳鋼工件
150～300
螺紋加工和鉸孔
3～8
2.3.2 主軸的極限轉(zhuǎn)速
計(jì)算車(chē)床主軸極限轉(zhuǎn)速時(shí)的加工直徑，則主軸極限轉(zhuǎn)速應(yīng)為
結(jié)合題目條件，取標(biāo)準(zhǔn)數(shù)列數(shù)值，
=150r/min
取
依據(jù)題目要求選級(jí)數(shù)Z=12， =1.26考慮到設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)復(fù)雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴(kuò)大傳動(dòng)。各級(jí)轉(zhuǎn)速數(shù)列可直接從標(biāo)準(zhǔn)的數(shù)列表中查出，按標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速數(shù)列為：
150，190，236，300，375，475，600，750，950，1180，1500,1900
第3章 運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì)
3.1 主電機(jī)功率——?jiǎng)恿?shù)的確定
合理地確定電機(jī)功率N，使機(jī)床既能充分發(fā)揮其性能，滿(mǎn)足生產(chǎn)需要，又不致使電機(jī)經(jīng)常輕載而降低功率因素。
根據(jù)題設(shè)條件電機(jī)功率為4KW
可選取電機(jī)為：Y112M-4額定功率為4KW，滿(mǎn)載轉(zhuǎn)速為1440r/min.
3.2確定結(jié)構(gòu)式
已知Z=x3b
a、b為正整數(shù)，即Z應(yīng)可以分解為2和3的因子，以便用2、3聯(lián)滑移齒輪實(shí)現(xiàn)變速。
按照Z(yǔ)=12分解為：Z=21×32×24。
對(duì)于12=2×3×2傳動(dòng)式，有6種結(jié)構(gòu)式和對(duì)應(yīng)的結(jié)構(gòu)網(wǎng)。分別為：
， ， ，
由于本次設(shè)計(jì)的機(jī)床I軸裝有摩擦離合器，在結(jié)構(gòu)上要求有一齒輪的齒根圓大于離合器的直徑。初選的方案。
從電動(dòng)機(jī)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(dòng)機(jī)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(mǎn)足變速副前多后少的原則，因此取12=2×3×2方案為好。
設(shè)計(jì)車(chē)床主變速傳動(dòng)系時(shí)，為避免從動(dòng)齒輪尺寸過(guò)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(kuò)大傳動(dòng)誤差，減少震動(dòng)噪聲，在升速時(shí)一般限制最大轉(zhuǎn)速比。斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)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(shè)計(jì)時(shí)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(dòng)部件的運(yùn)動(dòng)參數(shù)
=150 Z=12 =1.26
3.3 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)
由上選擇的結(jié)構(gòu)式12=23×31×26 畫(huà)其結(jié)構(gòu)圖如下：
傳動(dòng)組的變速范圍的極限值
齒輪傳動(dòng)最小傳動(dòng)比Umin1/4,最大傳動(dòng)比Umax,決定了一個(gè)傳動(dòng)組的最大變速范圍rmax=umax/umin。
因此，要按照下表，淘汰傳動(dòng)組變速范圍超過(guò)極限值的所有傳動(dòng)方案。
極限傳動(dòng)比及指數(shù)X,X,值為：
表2.1
公比
極限傳動(dòng)比指數(shù)
1.26
X值：Umin==1/4
4
X'值：Umax=x, =2
2
(X+ X')值：rmin=x+x｀=8
6
3.4 繪制轉(zhuǎn)速圖和傳動(dòng)系統(tǒng)圖
（1）選擇電動(dòng)機(jī)：采用Y系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動(dòng)機(jī)。
（2）繪制轉(zhuǎn)速圖：
（3）畫(huà)主傳動(dòng)系統(tǒng)圖。根據(jù)系統(tǒng)轉(zhuǎn)速圖及已知的技術(shù)參數(shù)，畫(huà)主傳動(dòng)系統(tǒng)圖如圖2-3：
1-2軸最小中心距：A1_2min>1/2(Zmaxm+2m+D)
軸最小齒數(shù)和:Szmin>(Zmax+2+D/m)
3.5 確定各變速組此論傳動(dòng)副齒數(shù)
(1)Sz100-120,中型機(jī)床Sz=70-100
(2)直齒圓柱齒輪Zmin18-20,m4
圖2-3 主傳動(dòng)系統(tǒng)圖
（7）齒輪齒數(shù)的確定。變速組內(nèi)取模數(shù)相等，據(jù)設(shè)計(jì)要求Zmin≥18~20,齒數(shù)和Sz≤100～120，由表4.1，根據(jù)各變速組公比，可得各傳動(dòng)比和齒輪齒數(shù)，各齒輪齒數(shù)如表2-2。
表2-2 齒輪齒數(shù)
傳動(dòng)比
基本組
第一擴(kuò)大組
第二擴(kuò)大組
1.26:1
1:1.58
1:1
1:1.26
1:1.58
1：2
2：1
代號(hào)
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z
Z’
Z5
Z5’
Z
Z
Z7
Z7’
齒數(shù)
30
24
21
33
40
40
35
45
31
49
33
66
66
33
3.6 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差
實(shí)際傳動(dòng)比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差，一般不應(yīng)超過(guò)±10(-1)％,即
〈10(-1)％=2.6％
各級(jí)轉(zhuǎn)速誤差
n
1900
1500
1180
950
750
600
475
375
300
236
n`
1902
1501
1182.1
951.8
751.5
603.2
475.8
374.3
303.5
235.72
誤差
2.2％
2.1％
2.2％
2.1％
2.1％
2.3％
1.31％
2.2％
2.2％
2.1％
n
190
150
n`
191
150.1
誤差
2.2％
2.1％
轉(zhuǎn)速誤差小于2.6％，因此不需要修改齒數(shù)。
第4章 傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)
4.1 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)
輸出功率P=4kW,轉(zhuǎn)速n1=1440r/min,n2=750r/min
計(jì)算設(shè)計(jì)功率Pd
表4 工作情況系數(shù)
工作機(jī)
原動(dòng)機(jī)
ⅰ類(lèi)
ⅱ類(lèi)
一天工作時(shí)間/h
10~16
10~16
載荷
平穩(wěn)
液體攪拌機(jī)；離心式水泵；通風(fēng)機(jī)和鼓風(fēng)機(jī)（）；離心式壓縮機(jī)；輕型運(yùn)輸機(jī)
1.0
1.1
1.2
1.1
1.2
1.3
載荷
變動(dòng)小
帶式運(yùn)輸機(jī)（運(yùn)送砂石、谷物），通風(fēng)機(jī)（）；發(fā)電機(jī)；旋轉(zhuǎn)式水泵；金屬切削機(jī)床；剪床；壓力機(jī)；印刷機(jī)；振動(dòng)篩
1.1
1.2
1.3
1.2
1.3
1.4
載荷
變動(dòng)較大
螺旋式運(yùn)輸機(jī)；斗式上料機(jī)；往復(fù)式水泵和壓縮機(jī)；鍛錘；磨粉機(jī)；鋸木機(jī)和木工機(jī)械；紡織機(jī)械
1.2
1.3
1.4
1.4
1.5
1.6
載荷
變動(dòng)很大
破碎機(jī)（旋轉(zhuǎn)式、顎式等）；球磨機(jī)；棒磨機(jī)；起重機(jī)；挖掘機(jī)；橡膠輥壓機(jī)
1.3
1.4
1.5
1.5
1.6
1.8
根據(jù)V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時(shí)），查《機(jī)械設(shè)計(jì)》P296表4，
取KA＝1.1。即
4.2選擇帶型
普通V帶的帶型根據(jù)傳動(dòng)的設(shè)計(jì)功率Pd和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1按《機(jī)械設(shè)計(jì)》P297圖13－11選取。
根據(jù)算出的Pd＝4.4kW及小帶輪轉(zhuǎn)速n1＝1440r/min ，查圖得：dd=80～100可知應(yīng)選取A型V帶。
4.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)證帶速
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P298表13－7查得，小帶輪基準(zhǔn)直徑為80～100mm
則取dd1=90mm> ddmin.=75 mm（dd1根據(jù)P295表13-4查得）
表3 V帶帶輪最小基準(zhǔn)直徑
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
20
50
75
125
200
355
500
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P295表13-4查“V帶輪的基準(zhǔn)直徑”，得=170mm
① 誤差驗(yàn)算傳動(dòng)比： （為彈性滑動(dòng)率）
誤差 符合要求
② 帶速
滿(mǎn)足5m/s
300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪。
總之，小帶輪選H型孔板式結(jié)構(gòu)，大帶輪選擇E型輪輻式結(jié)構(gòu)。
帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。
4.7確定帶的張緊裝置
選用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，調(diào)整方便的定期調(diào)整中心距的張緊裝置。
4.8計(jì)算壓軸力
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝130.59N，上面已得到=153.36o，z=3，則
對(duì)帶輪的主要要求是質(zhì)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(zhuǎn)速高時(shí)要進(jìn)行動(dòng)平衡，對(duì)于鑄造和焊接帶輪的內(nèi)應(yīng)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(chēng)為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動(dòng)帶，制有梯形輪槽。由于普通V帶兩側(cè)面間的夾角是40°，為了適應(yīng)V帶在帶輪上彎曲時(shí)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(hào)及帶輪直徑確定），輪槽尺寸見(jiàn)表7-3。裝在軸上的筒形部分稱(chēng)為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱(chēng)為輪幅（腹板），用來(lái)聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。
表 普通V帶輪的輪槽尺寸（摘自GB/T13575.1-92）
項(xiàng)目
?
符號(hào)
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
基準(zhǔn)寬度
b p
5.3
8.5
11.0
14.0
19.0
27.0
32.0
基準(zhǔn)線上槽深
h amin
1.6
2.0
2.75
3.5
4.8
8.1
9.6
基準(zhǔn)線下槽深
h fmin
4.7
7.0
8.7
10.8
14.3
19.9
23.4
槽間距
e
8 ± 0.3
12 ± 0.3
15 ± 0.3
19 ± 0.4
25.5 ± 0.5
37 ± 0.6
44.5 ± 0.7
第一槽對(duì)稱(chēng)面至端面的距離
f min
6
7
9
11.5
16
23
28
最小輪緣厚
5
5.5
6
7.5
10
12
15
帶輪寬
B
B =( z -1) e + 2 f ? z —輪槽數(shù)
外徑
d a
輪 槽 角
32°
對(duì)應(yīng)的基準(zhǔn)直徑 d d
≤ 60
-
-
-
-
-
-
34°
-
≤ 80
≤ 118
≤ 190
≤ 315
-
-
36°
60
-
-
-
-
≤ 475
≤ 600
38°
-
＞ 80
＞ 118
＞ 190
＞ 315
＞ 475
＞ 600
極限偏差
± 1
± 0.5
V帶輪按腹板（輪輻）結(jié)構(gòu)的不同分為以下幾種型式：
（1） 實(shí)心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d時(shí))，如圖7 -6a。
（2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時(shí))，如圖7-6b。
（3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時(shí))，如圖7 -6c 。
（4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時(shí))，如圖7-6d。
（a） （b） （c） （d）
圖7-6 帶輪結(jié)構(gòu)類(lèi)型
根據(jù)設(shè)計(jì)結(jié)果，可以得出結(jié)論：小帶輪選擇實(shí)心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b）
4.9 計(jì)算轉(zhuǎn)速的計(jì)算
（1）主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速nj，由公式n=n得，主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速nj=300r/min，
取300 r/min。
(2). 傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速
軸3=600 r/min 軸2=950 r/min，軸1=750r/min。
（2）確定各傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速。若經(jīng)傳動(dòng)副Z/ Z傳動(dòng)主軸，則只有600r/min傳遞全功率；若經(jīng)傳動(dòng)副Z/ Z傳動(dòng)主軸，全部傳遞全功率，其中300r/min是傳遞全功率的最低轉(zhuǎn)速， 故其計(jì)算轉(zhuǎn)速nⅡj=950 r/min；Ⅰ 軸有1級(jí)轉(zhuǎn)速，且都傳遞全功率，所以其計(jì)算轉(zhuǎn)速nⅠj=300 r/min。各計(jì)算轉(zhuǎn)速入表3-1。
表3-1 各軸計(jì)算轉(zhuǎn)速
軸 號(hào)
Ⅰ 軸
Ⅱ 軸
Ⅲ 軸
計(jì)算轉(zhuǎn)速 r/min
750
950
600
（3） 確定齒輪副的計(jì)算轉(zhuǎn)速。齒輪Z裝在主軸上其中只有300r/min傳遞全功率，故Zj=300r/min。
依次可以得出其余齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速，如表3-2。
表3-2 齒輪副計(jì)算轉(zhuǎn)速
序號(hào)
Z
Z
Z
Z
Z
n
750
950
600
600
300
4.10 齒輪模數(shù)計(jì)算及驗(yàn)算
（1）模數(shù)計(jì)算。一般同一變速組內(nèi)的齒輪取同一模數(shù)，選取負(fù)荷最重的小齒輪，按簡(jiǎn)化的接觸疲勞強(qiáng)度公式進(jìn)行計(jì)算，即mj=16338可得各組的模數(shù)，如表3-3所示。
根據(jù)和計(jì)算齒輪模數(shù)，根據(jù)其中較大值取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)：
=16338=16338mm
——齒輪的最低轉(zhuǎn)速r/min；
——頂定的齒輪工作期限，中型機(jī)床推存：=15～20
——轉(zhuǎn)速變化系數(shù)；
——功率利用系數(shù)；
——材料強(qiáng)化系數(shù)。
——（壽命系數(shù)）的極值
齒輪等轉(zhuǎn)動(dòng)件在接取和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指數(shù)m和基準(zhǔn)順環(huán)次數(shù)C0
——工作情況系數(shù)。中等中級(jí)的主運(yùn)動(dòng)：
——?jiǎng)虞d荷系數(shù)；
——齒向載荷分布系數(shù)；
——齒形系數(shù)；
根據(jù)彎曲疲勞計(jì)算齒輪模數(shù)公式為：
式中：N——計(jì)算齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)遞的額定功率N=?
——計(jì)算齒輪（小齒輪）的計(jì)算轉(zhuǎn)速r/min
——齒寬系數(shù),
Z1——計(jì)算齒輪的齒數(shù)，一般取轉(zhuǎn)動(dòng)中最小齒輪的齒數(shù)：
——大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比，=；（+）用于外嚙合，（-）號(hào)用
于內(nèi)嚙合： 命系數(shù)；
：工作期限 ， =；
==3.49
==1.8
=0.84 =0.58
=0.90 =0.55 =0.72
=3.49 0.84 0.58 0.55=0.94
=1.80.84 0.90 0.72=0.99
時(shí)，取=，當(dāng)<時(shí)，取=；
==0.85 =1.5；
=1.2 =1 =0.378
許用彎曲應(yīng)力，接觸應(yīng)力，()
=354 =1750
6級(jí)材料的直齒輪材料選；20熱處理S-C59
=16338mm
=16338=2.6 mm
=275mm
=275 =2.2mm
根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)齒輪模數(shù)系數(shù)選用模數(shù)為: 基本組齒輪模數(shù)為3.5，第一擴(kuò)大組齒輪模數(shù)m=2.5，第二擴(kuò)大組齒輪模數(shù)m=3.5;
表3-3 模數(shù)
組號(hào)
基本組
第一擴(kuò)大組
第二擴(kuò)大組
模數(shù) mm
3.5
2.5
3.5
（2）基本組齒輪計(jì)算。
基本組齒輪幾何尺寸見(jiàn)下表
齒輪
Z1
Z1`
Z2
Z2`
齒數(shù)
21
33
30
24
分度圓直徑
73.5
115.5
105
84
齒頂圓直徑
80.5
122.5
112
91
齒根圓直徑
64.75
106.75
96.25
75.25
齒寬
20
20
20
20
按基本組最小齒輪計(jì)算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～206HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～206HB，平均取240HB。計(jì)算如下：
① 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算：
接觸應(yīng)力驗(yàn)算公式為
彎曲應(yīng)力驗(yàn)算公式為：
式中 N----傳遞的額定功率（kW），這里取N為電動(dòng)機(jī)功率，N=5kW;
-----計(jì)算轉(zhuǎn)速（r/min）. =300（r/min）;
m-----初算的齒輪模數(shù)（mm）, m=3.5（mm）;
B----齒寬（mm）;B=20（mm）;
z----小齒輪齒數(shù)；z=21;
u----小齒輪齒數(shù)與大齒輪齒數(shù)之比,u=1.26;
-----壽命系數(shù)；
=
----工作期限系數(shù)；
T------齒輪工作期限，這里取T=15000h.;
-----齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）, =500（r/min）
----基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取=，彎曲載荷取=
m----疲勞曲線指數(shù)，接觸載荷取m=3；彎曲載荷取m=6;
----轉(zhuǎn)速變化系數(shù)，查【5】2上，取=0.60
----功率利用系數(shù)，查【5】2上，取=0.78
-----材料強(qiáng)化系數(shù)，查【5】2上， =0.60
-----工作狀況系數(shù)，取=1.1
-----動(dòng)載荷系數(shù)，查【5】2上，取=1
------齒向載荷分布系數(shù)，查【5】2上，=1
Y------齒形系數(shù)，查【5】2上，Y=0.386；
----許用接觸應(yīng)力（MPa）,查【4】，表4-7，取=650 Mpa；
---許用彎曲應(yīng)力（MPa），查【4】，表4-7，取=275 Mpa；
根據(jù)上述公式，可求得及查取值可求得：
=635 Mpa
=78 Mpa
（3）第一擴(kuò)大組齒輪計(jì)算。
擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見(jiàn)下表
齒輪
Z3
Z3`
Z4
Z4`
Z5
Z5`
齒數(shù)
40
40
35
45
31
49
分度圓直徑
100
100
87.5
112.5
77.5
122.5
齒頂圓直徑
105
105
92.5
117.5
82.5
127.5
齒根圓直徑
93.75
93.75
81.25
106.25
71.25
116.25
齒寬
20
20
20
20
20
20
（4）第二擴(kuò)大組齒輪計(jì)算。
擴(kuò)大組齒輪幾何尺寸見(jiàn)下表
齒輪
Z6
Z6`
Z7
Z7`
齒數(shù)
33
66
66
33
分度圓直徑
115.5
231
231
115.5
齒頂圓直徑
122.5
238
238
122.5
齒根圓直徑
106.75
222.25
222.25
106.75
齒寬
20
20
20
20
按擴(kuò)大組最小齒輪計(jì)算。小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB～206HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB～206HB，平均取240HB。
同理根據(jù)基本組的計(jì)算，
查文獻(xiàn)【6】，可得 =0.62， =0.77，=0.60，=1.1，
=1，=1，m=3.5，=355；
可求得：
=619 Mpa
=135Mpa
4.11傳動(dòng)軸最小軸徑的初定
傳動(dòng)軸直徑按扭轉(zhuǎn)剛度用下式計(jì)算：
d=1.64（mm）
或 d=91（mm）
式中 d---傳動(dòng)軸直徑（mm）
Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000；
N----該軸傳遞的功率（KW）
----該軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速
---該軸每米長(zhǎng)度的允許扭轉(zhuǎn)角，==。
各軸最小軸徑如表3-3。
表3-3 最小軸徑
軸 號(hào)
Ⅰ 軸
Ⅱ 軸
最小軸徑mm
35
40
4.12 傳動(dòng)軸的直徑估算
傳動(dòng)軸除應(yīng)滿(mǎn)足強(qiáng)度要求外，還應(yīng)滿(mǎn)足剛度的要求，強(qiáng)度要求保證軸在反復(fù)載荷和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機(jī)床主傳動(dòng)系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大變形。因此疲勞強(qiáng)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(yàn)算軸的強(qiáng)度。剛度要求保證軸在載荷下不至發(fā)生過(guò)大的變形。因此，必須保證傳動(dòng)軸有足夠的剛度。
4.12.1 確定各軸轉(zhuǎn)速
⑴、確定主軸計(jì)算轉(zhuǎn)速：計(jì)算轉(zhuǎn)速是傳動(dòng)件能傳遞全部功率的最低轉(zhuǎn)速。各傳動(dòng)件的計(jì)算轉(zhuǎn)速可以從轉(zhuǎn)速圖上，按主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速和相應(yīng)的傳動(dòng)關(guān)系確定。
根據(jù)【1】表3-10，主軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速為
(2.3)
4.12.2傳動(dòng)軸直徑的估算：確定各軸最小直徑
根據(jù)【5】公式（7-1），，并查【5】表7-13得到取1.
①Ⅰ軸的直徑：取
②Ⅱ軸的直徑：取
③Ⅲ軸的直徑：取
其中：P-電動(dòng)機(jī)額定功率（kW）；
-從電機(jī)到該傳動(dòng)軸之間傳動(dòng)件的傳動(dòng)效率的乘積；
-該傳動(dòng)軸的計(jì)算轉(zhuǎn)速（）；
-傳動(dòng)軸允許的扭轉(zhuǎn)角（）。
當(dāng)軸上有鍵槽時(shí)，d值應(yīng)相應(yīng)增大4～5%;當(dāng)軸為花鍵軸時(shí)，可將估算的d值減小7%為花鍵軸的小徑;空心軸時(shí)，d需乘以計(jì)算系數(shù)b，b值見(jiàn)【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?yàn)橐惭b滑移齒輪所以都采用花鍵軸。因?yàn)榫匦位ㄦI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。查【15】表5-3-30的矩形花鍵的基本尺寸系列，軸花鍵軸的規(guī)格；軸花鍵軸的規(guī)格。
4.12.3 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(zhǎng)度L取22。主軸處鍵的選擇同上，鍵的尺寸為，鍵的長(zhǎng)度L取100。
4.13 傳動(dòng)軸的校核
需要驗(yàn)算傳動(dòng)軸薄弱環(huán)節(jié)處的傾角荷撓度。驗(yàn)算傾角時(shí)，若支撐類(lèi)型相同則只需驗(yàn)算支反力最大支撐處傾角；當(dāng)此傾角小于安裝齒輪處規(guī)定的許用值時(shí)，則齒輪處傾角不必驗(yàn)算。驗(yàn)算撓度時(shí)，要求驗(yàn)算受力最大的齒輪處，但通?？沈?yàn)算傳動(dòng)軸中點(diǎn)處撓度（誤差<%3）.
當(dāng)軸的各段直徑相差不大，計(jì)算精度要求不高時(shí)，可看做等直徑，采用平均直徑進(jìn)行計(jì)算，計(jì)算花鍵軸傳動(dòng)軸一般只驗(yàn)算彎曲剛度，花鍵軸還應(yīng)進(jìn)行鍵側(cè)擠壓驗(yàn)算。彎曲剛度驗(yàn)算；的剛度時(shí)可采用平均直徑或當(dāng)量直徑。一般將軸化為集中載荷下的簡(jiǎn)支梁，其撓度和傾角計(jì)算公式見(jiàn)【5】表7-15.分別求出各載荷作用下所產(chǎn)生的撓度和傾角，然后疊加，注意方向符號(hào)，在同一平面上進(jìn)行代數(shù)疊加，不在同一平面上進(jìn)行向量疊加。
4.13.1 傳動(dòng)軸的校核
①Ⅰ軸的校核：通過(guò)受力分析，在一軸的三對(duì)嚙合齒輪副中，中間的兩對(duì)齒輪對(duì)Ⅰ軸中點(diǎn)處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來(lái)進(jìn)行校核
最大撓度：
查【1】表3-12許用撓度；
。
②Ⅱ軸、Ⅲ軸的校核同上。
4.13.2 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(yīng)力,取其中間值，。鍵的工作長(zhǎng)度，鍵與輪榖鍵槽的接觸高度。由【4】式（6-1）可得
可見(jiàn)連接的擠壓強(qiáng)度足夠了，鍵的標(biāo)記為：
4.14 摩擦離合器的選擇和計(jì)算
片式摩擦離合器目前在機(jī)床中應(yīng)用廣泛，因?yàn)樗梢栽谶\(yùn)轉(zhuǎn)中接通或脫開(kāi)，具有結(jié)合平穩(wěn)、沒(méi)有沖擊、結(jié)構(gòu)緊湊的特點(diǎn)，部分零件已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，多用于機(jī)床主傳動(dòng)。
按扭矩選擇，即： 根據(jù)【15】和【14】表6-3-20，
①計(jì)算轉(zhuǎn)矩，
查【15】表6-3-21得
∴
②摩擦盤(pán)工作面的平均直徑
式中d為軸的直徑。
③摩擦盤(pán)工作面的外直徑
④摩擦盤(pán)工作面的內(nèi)直徑
⑤摩擦盤(pán)寬度b
⑥摩擦面對(duì)數(shù)m，查【15】表6-3-17，摩擦副材料為淬火鋼，對(duì)偶材料為淬火鋼，摩擦因數(shù)取0.08，許用壓強(qiáng)取，許用溫度<120℃.
∴m圓整為7.
∴摩擦面片數(shù)z=7+1=8.
⑦摩擦片脫開(kāi)時(shí)所需的間隙，因?yàn)椴捎脻袷剿?
⑧許用傳遞轉(zhuǎn)矩
因?yàn)?
⑨壓緊力Q
⑩摩擦面壓強(qiáng)p
根據(jù)【14】表22.7-7選用帶滾動(dòng)軸承的多片雙聯(lián)摩擦離合器，因?yàn)榘惭b在箱內(nèi)，所以采取濕式。結(jié)構(gòu)形式見(jiàn)【14】表22.7-7圖（a）。
表5.2
特征參數(shù)
圖
號(hào)
許用轉(zhuǎn)距
重量/kg
轉(zhuǎn)動(dòng)慣量/
接合
力/N
脫開(kāi)
力/N
內(nèi)部
外部
圖a
120
4.7
0.0035
0.0050
170
100
表5.3
主要尺寸
圖
號(hào)
許用轉(zhuǎn)矩
D
A
B
c
E
F
G
閉
式
開(kāi)
式
圖a
120
18
32
-
108
100
18
32
60
45
70
表5.4
主要尺寸
圖
號(hào)
H
J
L
R
S
a
圖a
85
47
51
81
152
65
64
35
-
10
20
11
4.15 軸承的選用與校核
4.15.1 各軸軸承的選用
①主軸 前支承：NN3022K；中支承：NN3020K；后支撐N219E
②Ⅰ軸 離合器及齒輪處支承均用：6206;帶輪處支承：6210
③Ⅱ軸 前支承：30207;中支承：NN3009;后支承：30207
④Ⅲ軸 前支承：30208;后支承：30208
4.15.2 各軸軸承的校核
⑴、Ⅰ軸軸承的校核
Ⅰ軸選用的是深溝球軸承6206，其基本額定負(fù)荷為19.5KN, 由于該軸的轉(zhuǎn)速是定值，所以齒輪越小越靠近軸承，對(duì)軸承的要求越高。根據(jù)設(shè)計(jì)要求，應(yīng)該對(duì)Ⅰ軸未端的滾子軸承進(jìn)行校核。
①齒輪的直徑
②Ⅰ軸傳遞的轉(zhuǎn)矩
∴
③齒輪受力
根據(jù)受力分析和受力圖可以得出軸承的徑向力為:
在水平面：
在水平面：
∴
④因軸承在運(yùn)轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，又由于不受軸向力，【4】表13-6查得載荷系數(shù)，取，則有：
⑤軸承的壽命計(jì)算:所以按軸承的受力大小計(jì)算壽命
故該軸承6206能滿(mǎn)足要求。
⑵、其他軸的軸承校核同上，均符合要求。
4.16主軸組件設(shè)計(jì)
主軸的結(jié)構(gòu)儲(chǔ)存應(yīng)滿(mǎn)足使用要求和結(jié)構(gòu)要求，并能保證主軸組件具有較好的工作性能。主軸結(jié)構(gòu)尺寸的影響因素比較復(fù)雜，目前尚難于用計(jì)算法準(zhǔn)確定出。通常，根據(jù)使用要求和結(jié)構(gòu)要求，進(jìn)行同型號(hào)筒規(guī)格機(jī)床的類(lèi)比分析，先初步選定尺寸，然后通過(guò)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)確定下來(lái)，最后在進(jìn)行必要的驗(yàn)算或試驗(yàn)，如不能滿(mǎn)足要求可重新修改尺寸，直到滿(mǎn)意為直。
主軸上的結(jié)構(gòu)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。
4.17 主軸的基本尺寸確定
4.17.1 外徑尺寸D
主軸的外徑尺寸，關(guān)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(guò)筒規(guī)格的機(jī)床類(lèi)比分析加以確定。320mm車(chē)床，P=7.5KW查【1】表3-13，前軸頸應(yīng),初選,后軸頸取.
4.17.2 主軸孔徑d
中型臥式車(chē)床的主軸孔徑，已由d=48mm,增大到d=60-80mm,當(dāng)主軸外徑一定時(shí)，增大孔徑受到一下條件的限制，1、結(jié)構(gòu)限制；對(duì)于軸徑尺寸由前向后遞減的主軸，應(yīng)特別注意主軸后軸頸處的壁厚不允許過(guò)薄，對(duì)于中型機(jī)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(huì)削弱主軸的剛度，由材料力學(xué)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(duì)偶剛度影響的 ，有圖可見(jiàn)，
當(dāng)時(shí)，，說(shuō)明空心主軸的剛度降低較小。當(dāng)時(shí)，，空心主軸剛度降低了24%，因此為了避免過(guò)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(shí)，則錐孔應(yīng)大些，若錐孔除用于定心，還要求自鎖，借以傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，錐度應(yīng)小些，我這里選用莫氏六號(hào)錐孔。初步設(shè)定主軸孔徑d=60mm，主軸孔徑與外徑比為0.6。
4.17.3 主軸懸伸量a
主軸懸伸量的大小往往收結(jié)構(gòu)限制，主要取決于主軸端部的結(jié)構(gòu)形式及尺寸、刀具或夾具的安裝方式、前軸承的類(lèi)型及配置、潤(rùn)滑與密封裝置的結(jié)構(gòu)尺寸等。主軸設(shè)計(jì)時(shí)，在滿(mǎn)足結(jié)構(gòu)的前提下，應(yīng)最大限度的縮短主軸懸伸量a。根據(jù)結(jié)構(gòu),定懸伸長(zhǎng)度。
4.17.4 支撐跨距L
支撐跨距L，當(dāng)前，多數(shù)機(jī)床的主軸采用前后兩個(gè)支撐，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)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(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)難于實(shí)現(xiàn)，故采用三支撐結(jié)構(gòu)。如圖所示，三支撐主軸的前中支距，對(duì)主軸組件剛度和抗震性的影響，
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(lái)選取。
由于三支撐的前后支距對(duì)主軸組件的性能影響較小，可根據(jù)結(jié)構(gòu)情況適當(dāng)確定。如果為了提高主軸的工作平穩(wěn)性，前后支距可適當(dāng)加大，如取。采用三支撐結(jié)構(gòu)時(shí)，一般不應(yīng)該把三個(gè)支撐處的軸承同時(shí)預(yù)緊，否則因箱孔及有關(guān)零件的制造誤差，會(huì)造成無(wú)法裝配或影響正常運(yùn)作。因此為了保證主軸組件的剛度和旋轉(zhuǎn)精度，在三支撐中，其中兩個(gè)支撐需要預(yù)緊，稱(chēng)為緊支撐；另外一個(gè)支撐必須具有較大的間隙，即處于“浮動(dòng)”狀態(tài)，稱(chēng)為松支撐，顯然，其中一個(gè)緊支撐必須是前支撐，否則前支撐即使存有微小間隙，也會(huì)使主軸組件的動(dòng)態(tài)特性大為降低。試驗(yàn)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(jié)構(gòu)靜態(tài)特性顯著提高。
4.17.5 主軸最佳跨距的確定
⑴、考慮機(jī)械效率，主軸最大輸出轉(zhuǎn)距.
床身上最大加工直徑約為最大回轉(zhuǎn)直徑的50到60%,即加工工件直徑取為160mm,則半徑為0.08.
、計(jì)算切削力
前后支撐力分別設(shè)為,.
⑶、軸承剛度的計(jì)算
根據(jù)【20】式（6-1）有：
查【20】表6-11得軸承根子有效長(zhǎng)度、球數(shù)和列數(shù)：
再帶入剛度公式：
；
⑷、主軸當(dāng)量直徑
；
⑸、主軸慣性矩
；
⑹、計(jì)算最佳跨距
設(shè)：
查【5】（3-14）；
式中
∴
∴
式中：
4.18 主軸剛度驗(yàn)算
機(jī)床在切削加工過(guò)程中，主軸的負(fù)荷較重，而允許的變形由很小，因此決定主軸結(jié)構(gòu)尺寸的主要因素是它的變形大小。對(duì)于普通機(jī)床的主軸，一般只進(jìn)行剛度驗(yàn)算。通常能滿(mǎn)足剛度要求的主軸，也能滿(mǎn)足強(qiáng)度要求。只有重載荷的機(jī)床的主軸才進(jìn)行強(qiáng)度驗(yàn)算。對(duì)于高速主軸，還要進(jìn)行臨界轉(zhuǎn)速的驗(yàn)算，以免發(fā)生共振。
一彎曲變形為主的機(jī)床主軸(如車(chē)床、銑床)，需要進(jìn)行彎曲剛度驗(yàn)算，以扭轉(zhuǎn)變形為主的機(jī)床（如鉆床），需要進(jìn)行扭轉(zhuǎn)剛度驗(yàn)算。當(dāng)前主軸組件剛度驗(yàn)算方法較多，沒(méi)能統(tǒng)一，還屬近似計(jì)算，剛度的允許值也未做規(guī)定?？紤]動(dòng)態(tài)因素的計(jì)算方法，如根據(jù)部產(chǎn)生切削顫動(dòng)條件來(lái)確定主軸組件剛度，計(jì)算較為復(fù)雜?，F(xiàn)在仍多用靜態(tài)計(jì)算法，計(jì)算簡(jiǎn)單，也較適用。
主軸彎曲剛度的驗(yàn)算；驗(yàn)算內(nèi)容有兩項(xiàng)：其一，驗(yàn)算主軸前支撐處的變形轉(zhuǎn)角，是否滿(mǎn)足軸承正常工作的要求；其二，驗(yàn)算主軸懸伸端處的變形位移y，是否滿(mǎn)足加工精度的要求。對(duì)于粗加工機(jī)床需要驗(yàn)算、y值；對(duì)于精加工或半精加工機(jī)床值需驗(yàn)算y值；對(duì)于可進(jìn)行粗加工由能進(jìn)行半精的機(jī)床（如臥式車(chē)床），需要驗(yàn)算值，同時(shí)還需要按不同加工條件驗(yàn)算y值。
支撐主軸組件的剛度驗(yàn)算，可按兩支撐結(jié)構(gòu)近似計(jì)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(jì)（因軸承間隙較大，主要起阻尼作用，對(duì)剛度影響較?。? 若前中支撐位緊支撐、后支撐為松支撐時(shí)，可將前中支距當(dāng)做兩支撐的之距計(jì)算，中后支撐段主軸不計(jì)。
主軸前支撐轉(zhuǎn)角的驗(yàn)算
機(jī)床粗加工時(shí)，主軸的變形最大，主軸前支撐處的轉(zhuǎn)角有可能超過(guò)允許值，故應(yīng)驗(yàn)算此處的轉(zhuǎn)角。因主軸中(后)支撐的變形一般較小，故可不必計(jì)算。
主軸在某一平面內(nèi)的受力情況如圖
在近似計(jì)算中可不計(jì)軸承變形的影響，則該平面內(nèi)主軸前支撐處的轉(zhuǎn)角用下式計(jì)算；
切削力的作用點(diǎn)到主軸前支承支承的距離S=a+W，對(duì)于普通車(chē)床，W=0.4H，（H是車(chē)床中心高，設(shè)H=200mm)。
則：
當(dāng)量切削力的計(jì)算：
主軸慣性矩
；
式中：
∴
∵
∴主軸前支撐轉(zhuǎn)角滿(mǎn)足要求。
第5章 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
5.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的內(nèi)容、技術(shù)要求和方案
設(shè)計(jì)主軸變速箱的結(jié)構(gòu)包括傳動(dòng)件（傳動(dòng)軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動(dòng)器等）、主軸組件、操縱機(jī)構(gòu)、潤(rùn)滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯(lián)結(jié)件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與布置，用一張展開(kāi)圖和若干張橫截面圖表示。
主軸變速箱是機(jī)床的重要部件。設(shè)計(jì)時(shí)除考慮一般機(jī)械傳動(dòng)的有關(guān)要求外，著重考慮以下幾個(gè)方面的問(wèn)題：精度方面的要求，剛度和抗震性的要求，傳動(dòng)效率要求，主軸前軸承處溫度和溫升的控制，結(jié)構(gòu)工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標(biāo)準(zhǔn)化和通用化的原則。
主軸變速箱結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)整個(gè)機(jī)床設(shè)計(jì)的重點(diǎn)，由于結(jié)構(gòu)復(fù)雜，設(shè)計(jì)中不可避免要經(jīng)過(guò)反復(fù)思考和多次修改。在正式畫(huà)圖前應(yīng)該先畫(huà)草圖。目的是：
1） 布置傳動(dòng)件及選擇結(jié)構(gòu)方案。
2） 檢驗(yàn)傳動(dòng)設(shè)計(jì)的結(jié)果中有無(wú)干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時(shí)改正。
3） 確定傳動(dòng)軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對(duì)位置，以確定各軸的受力點(diǎn)和受力方向，為軸和軸承的驗(yàn)算提供必要的數(shù)據(jù)。
5.2 展開(kāi)圖及其布置
展開(kāi)圖就是按照傳動(dòng)軸傳遞運(yùn)動(dòng)的先后順序，假想將各軸沿其軸線剖開(kāi)并將這些剖切面平整展開(kāi)在同一個(gè)平面上。
I軸上裝的摩擦離合器和變速齒輪。有兩種布置方案，一是將兩級(jí)變速齒輪和離合器做成一體。齒輪的直徑受到離合器內(nèi)徑的約束，齒根圓的直徑必須大于離合器的外徑，否則齒輪無(wú)法加工。這樣軸的間距加大。另一種布置方案是離合器的左右部分分別裝在同軸線的軸上，左邊部分接通，得到一級(jí)反向轉(zhuǎn)動(dòng)，右邊接通得到三級(jí)正向轉(zhuǎn)動(dòng)。這種齒輪尺寸小但軸向尺寸大。我們采用第二種方案，通過(guò)空心軸中的拉桿來(lái)操縱離合器的結(jié)構(gòu)。
總布置時(shí)需要考慮制動(dòng)器的位置。制動(dòng)器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸上。制動(dòng)器不要放在轉(zhuǎn)速太低軸上，以免制動(dòng)扭矩太大，使制動(dòng)器尺寸增大。
齒輪在軸上布置很重要，關(guān)系到變速箱的軸向尺寸，減少軸向尺寸有利于提高剛度和減小體積。
5.3 I軸（輸入軸）的設(shè)計(jì)
將運(yùn)動(dòng)帶入變速箱的帶輪一般都安裝在軸端，軸變形較大，結(jié)構(gòu)上應(yīng)注意加強(qiáng)軸的剛度或使軸部受帶輪的拉力（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，一般都是在箱外組裝好I軸在整體裝入箱內(nèi)。我們采用的卸荷裝置一般是把軸承裝載法蘭盤(pán)上，通過(guò)法蘭盤(pán)將帶輪的拉力傳遞到箱壁上。
車(chē)床上的反轉(zhuǎn)一般用于加工螺紋時(shí)退刀。車(chē)螺紋時(shí)，換向頻率較高。實(shí)現(xiàn)正反轉(zhuǎn)的變換方案很多，我們采用正反向離合器。正反向的轉(zhuǎn)換在不停車(chē)的狀態(tài)下進(jìn)行，常采用片式摩擦離合器。由于裝在箱內(nèi)，一般采用濕式。
在確定軸向尺寸時(shí)，摩擦片不壓緊時(shí)，應(yīng)留有0.2～0.4的間隙，間隙應(yīng)能調(diào)整。
離合器及其壓緊裝置中有三點(diǎn)值得注意：
第1章 摩擦片的軸向定位：由兩個(gè)帶花鍵孔的圓盤(pán)實(shí)現(xiàn)。其中一個(gè)圓盤(pán)裝在花鍵上，另一個(gè)裝在花鍵軸上的一個(gè)環(huán)形溝槽里，并轉(zhuǎn)過(guò)一個(gè)花鍵齒，和軸上的花鍵對(duì)正，然后用螺釘把錯(cuò)開(kāi)的兩個(gè)圓盤(pán)連接在一起。這樣就限制了軸向和周向的兩個(gè)自由度，起了定位作用。
第2章 摩擦片的壓緊由加力環(huán)的軸向移動(dòng)實(shí)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(fù)合。
第3章 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)使加力環(huán)推動(dòng)擺桿和鋼球的運(yùn)動(dòng)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(dāng)離合器接通時(shí)才和軸一起轉(zhuǎn)動(dòng)。但脫開(kāi)的另一端齒輪，與軸回轉(zhuǎn)方向是相反的，二者的相對(duì)轉(zhuǎn)速很高（約為兩倍左右）。結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)考慮這點(diǎn)。
齒輪與軸之間的軸承可以用滾動(dòng)軸承也可以用滑動(dòng)軸承。滑動(dòng)軸承在一些性能和維修上不如滾動(dòng)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(rùn)滑。
5.4 齒輪塊設(shè)計(jì)
齒輪是變速箱中的重要元件。齒輪同時(shí)嚙合的齒數(shù)是周期性變化的。也就是說(shuō)，作用在一個(gè)齒輪上的載荷是變化的。同時(shí)由于齒輪制造及安裝誤差等，不可避免要產(chǎn)生動(dòng)載荷而引起振動(dòng)和噪音，常成為變速箱的主要噪聲源，并影響主軸回轉(zhuǎn)均勻性。在齒輪塊設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)充分考慮這些問(wèn)題。
齒輪塊的結(jié)構(gòu)形式很多，取決于下列有關(guān)因素：
1） 是固定齒輪還是滑移齒輪；
2） 移動(dòng)滑移齒輪的方法；
3） 齒輪精度和加工方法；
變速箱中齒輪用于傳遞動(dòng)力和運(yùn)動(dòng)。它的精度選擇主要取決于圓周速度。采用同一精度時(shí)，圓周速度越高，振動(dòng)和噪聲越大，根據(jù)實(shí)際結(jié)果得知，圓周速度會(huì)增加一倍，噪聲約增大6dB。
工作平穩(wěn)性和接觸誤差對(duì)振動(dòng)和噪聲的影響比運(yùn)動(dòng)誤差要大，所以這兩項(xiàng)精度應(yīng)選高一級(jí)。
為了控制噪聲，機(jī)床上主傳動(dòng)齒輪都要選用較高的精度。大都是用7—6—6，圓周速度很低的，才選8—7—7。如果噪聲要求很?chē)?yán)，或一些關(guān)鍵齒輪，就應(yīng)選6—5—5。當(dāng)精度從7—6—6提高到6—5—5時(shí)，制造費(fèi)用將顯著提高。
不同精度等級(jí)的齒輪，要采用不同的加工方法，對(duì)結(jié)構(gòu)要求也有所不同。
8級(jí)精度齒輪，一般滾齒或插齒就可以達(dá)到。
7級(jí)精度齒輪，用較高精度滾齒機(jī)或插齒機(jī)可以達(dá)到。但淬火后，由于變形，精度將下降。因此，需要淬火的7級(jí)齒輪一般滾（插）后要剃齒，使精度高于7，或者淬火后在衍齒。
6級(jí)精度的齒輪，用精密滾齒機(jī)可以達(dá)到。淬火齒輪，必須磨齒才能達(dá)到6級(jí)。
機(jī)床主軸變速箱中齒輪齒部一般都需要淬火。
滑移齒輪進(jìn)出嚙合的一端要圓齒，有規(guī)定的形狀和尺寸。圓齒和倒角性質(zhì)不同，加工方法和畫(huà)法也不一樣，應(yīng)予注意。
選擇齒輪塊的結(jié)構(gòu)要考慮毛坯形式（棒料、自由鍛或模鍛）和機(jī)械加工時(shí)的安裝和定位基面。盡可能做到省工、省料又易于保證精度。
齒輪磨齒時(shí)，要求有較大的空刀（砂輪）距離，因此多聯(lián)齒輪不便于做成整體的，一般都做成組合的齒輪塊。有時(shí)為了縮短軸向尺寸，也有用組合齒輪的。
要保證正確嚙合，齒輪在軸上的位置應(yīng)該可靠。滑移齒輪在軸向位置由操縱機(jī)構(gòu)中的定位槽、定位孔或其他方式保證，一般在裝配時(shí)最后調(diào)整確定。
5.5 傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)
機(jī)床傳動(dòng)軸，廣泛采用滾動(dòng)軸承作支撐。軸上要安裝齒輪、離合器和制動(dòng)器等。傳動(dòng)軸應(yīng)保證這些傳動(dòng)件或機(jī)構(gòu)能正常工作。
首先傳動(dòng)軸應(yīng)有足夠的強(qiáng)度、剛度。如撓度和傾角過(guò)大，將使齒輪嚙合不良，軸承工作條件惡化，使振動(dòng)、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(huì)引起上述問(wèn)題。
傳動(dòng)軸可以是光軸也可以是花鍵軸。成批生產(chǎn)中，有專(zhuān)門(mén)加工花鍵的銑床和磨床，工藝上并無(wú)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(zhǎng)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(shí)的過(guò)濾部分。一般尺寸花鍵的滾刀直徑為65～85。
機(jī)床傳動(dòng)軸常采用的滾動(dòng)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(duì)軸的剛度、支撐孔的加工精度要求都比較高。因此球軸承用的更多。但是滾錐軸承內(nèi)外圈可以分開(kāi)，裝配方便，間隙容易調(diào)整。所以有時(shí)在沒(méi)有軸向力時(shí)，也常采用這種軸承。選擇軸承的型號(hào)和尺寸，首先取決于承載能力，但也要考慮其他結(jié)構(gòu)條件。
同一軸心線的箱體支撐直徑安排要充分考慮鏜孔工藝。成批生產(chǎn)中，廣泛采用定徑鏜刀和可調(diào)鏜刀頭。在箱外調(diào)整好鏜刀尺寸，可以提高生產(chǎn)率和加工精度。還常采用同一鏜刀桿安裝多刀同時(shí)加工幾個(gè)同心孔的工藝。下面分析幾種鏜孔方式：對(duì)于支撐跨距長(zhǎng)的箱體孔，要從兩邊同時(shí)進(jìn)行加工；支撐跨距比較短的，可以從一邊（叢大孔方面進(jìn)刀）伸進(jìn)鏜桿，同時(shí)加工各孔；對(duì)中間孔徑比兩端大的箱體，鏜中間孔必須在箱內(nèi)調(diào)刀，設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)盡可能避免。
既要滿(mǎn)足承載能力的要求，又要符合孔加工工藝，可以用輕、中或重系列軸承來(lái)達(dá)到支撐孔直徑的安排要求。
兩孔間的最小壁厚，不得小于5～10，以免加工時(shí)孔變形。
花鍵軸兩端裝軸承的軸頸尺寸至少有一個(gè)應(yīng)小于花鍵的內(nèi)徑。
一般傳動(dòng)軸上軸承選用級(jí)精度。
傳動(dòng)軸必須在箱體內(nèi)保持準(zhǔn)確位置，才能保證裝在軸上各傳動(dòng)件的位置正確性，不論軸是否轉(zhuǎn)動(dòng)，是否受軸向力，都必須有軸向定位。對(duì)受軸向力的軸，其軸向定位就更重要。
回轉(zhuǎn)的軸向定位（包括軸承在軸上定位和在箱體孔中定位）在選擇定位方式時(shí)應(yīng)注意：
1.軸的長(zhǎng)度。長(zhǎng)軸要考慮熱伸長(zhǎng)的問(wèn)題，宜由一端定位。
2.軸承的間隙是否需要調(diào)整。
3.整個(gè)軸的軸向位置是否需要調(diào)整。
4.在有軸向載荷的情況下不宜采用彈簧卡圈。
5.加工和裝配的工藝性等。
5.6 主軸組件設(shè)計(jì)
主軸組件結(jié)構(gòu)復(fù)雜，技術(shù)要求高。安裝工件（車(chē)床）或者刀具（銑床、鉆床等）的主軸參予切削成形運(yùn)動(dòng)，因此它的精度和性能直接影響加工質(zhì)量（加工精度和表面粗糙度），設(shè)計(jì)時(shí)主要圍繞著保證精度、剛度和抗振性，減少溫升和熱變形等幾個(gè)方面考慮。
5.6.1 各部分尺寸的選擇
主軸形狀與各部分尺寸不僅和強(qiáng)度、剛度有關(guān)，而且涉及多方面的因素。
1） 內(nèi)孔直徑
車(chē)床主軸由于要通過(guò)棒料，安裝自動(dòng)卡盤(pán)的操縱機(jī)構(gòu)及通過(guò)卸頂尖的頂桿，必須是空心軸。為了擴(kuò)大使用范圍，加大可加工棒料直徑，車(chē)床主軸內(nèi)孔直徑有增大的趨勢(shì)。
2） 軸頸直徑
前支撐的直徑是主軸上一主要的尺寸，設(shè)計(jì)時(shí)，一般先估算或擬定一個(gè)尺寸，結(jié)構(gòu)確定后再進(jìn)行核算。
3） 前錐孔直徑
前錐孔用來(lái)裝頂尖或其他工具錐柄，要求能自鎖，目前采用莫氏六號(hào)錐孔。
4） 支撐跨距及懸伸