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1、-课 程 设 计 说 明 书 专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 机自 092214H 班 学生姓名范 永 强 学 号 2 课 题 车床主轴箱设计 指导教师 贾育秦 设计日期 2013 年 2 月 25 日 -机床主轴变速箱设计任务书 题目：1、机床床身上最大工件回转直径 420mm；2、nmax=2000r/min,nmin=8r/min；3、变速范围 rn=250；4、公比=1.26；5、转速级数 Z=27；6、电动机 N=7.5KW,n=1440r/min。内容：1、展开图 2、截面图 3、课程设计说明书 班 级：机自 092214H 班 学 生：范 永 强 学 号：2 指导 老师：
2、贾育秦 -目录 一、机床主传动系统设计要求 二、机床主传动运动设计 2.1 设计题目及已知条件 2.2 主运动参数拟定 2.3 动力参数的确定电机的选择 2.4 主运动系统运动设计 2.5 齿轮齿数确定 2.6 主传动系统设计中应注意的问题 2.7 课程设计已给定的条件 三、机床传动件的估算和验算 3.1 三角带传动计算 3.2 传动轴的估算和验算 3.3 齿轮模数的初步计算和验算 四、结构设计及说明 4.1 结构设计的内容、技术要求和方案 4.2 展开图及其布置 4.3 I 轴（输入轴）的设计 4.4 齿轮块设计 4.5 传动轴的设计 4.6 主轴组件设计 五、其他问题 六、主要参考资料 -
3、序言 机床设计是学生在学完基础课、技术基础课及相关专业课的基础上，结合机床主传动部件（主轴变速箱）设计进行的综合训练。通过机床主运动机械变速传动系统的结构设计，在拟定传动和变速的结构方案的过程，得到设计构思、方案分析、结构工艺性、机械制图、零件计算等方面的训练，其目的是：1.掌握机床主传动部件设计过程和方法，包括参数拟定、传动设计、零件计算、结构设计等，培养结构分析和设计的能力；2.综合应用过去所学的理论知识，提高联系实际和综合分析的能力；3.训练和提高设计的基本技能。如计算、制图、应用设计资料、标准和规范、编写技术文件等。对我来说，希望能通过这次课程设计，对自己的将来从事的工作，进行一次适应
4、性训练，通过本次课程设计锻炼了自己分析问题、解决问题的能力，对今后工作能有更多帮助。由于实际实践经验不足、个人能力有限，设计中尚存在许多不足之处，请老师给予批评 指正。一、机床主传动系统设计要求 1.主轴具有一定的转速和足够的转速范围，转速级数，能够实现运动的开停、变速、换向和制动，以满足机床的运动要求；2.主电动机具有足够的功率，全部机构和元件具有足够强度和刚度，以满足机床的动力要求；3.主运动的有关结构，特别是主轴组件要有足够的精度、抗震性、温升和噪音小，传动效率高，以满足机床的工作性能要求；4.操纵灵活可靠，调整维修方便，润滑密封性能良好，以满足机床的使用要求；5.结构简单紧凑，工艺性好
5、，成本低，以满足经济性要求。-二、机床主传动运动设计 2.1 设计题目及已知条件 以设计传动级数较少的中型通用车床的主传动部件为主。设计床身最大工件回转直径 420mm 轴变速箱，其条件为：1.电动机功率 N=7.5KW 2.级数 Z=27 3.最大转速 nmax=2000r/min 4.最小转速 nmin=8r/min 5.公比=1.26 6.变速范围 Rn=250 2.2 主运动参数拟定 根据已知条件主轴的最低转速 nmin=8r/min，由公比=1.26，级数 Z=27,据数控机床系统设计 P45 表 2-2 标准数列表取相应的转速数列，即 8，12，16，20，25，30，40，48，
6、64，76，100，128，162，200，218，243，322，340，382，435，545，992，682，825，1000，1300，2000。2.3 动力参数的确定电机的选择 合理地确定电动机功率 N，使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。确定机床电机功率的常用方法有：1)类比法：对同类型机床使用的功率实际情况进行调查，进行分析对比；2)估算法：按机床典型加工条件（工艺种类、加工材料、刀具、切削用量）进行估算；3)试验测定法：根据典型的、起决定作用的加工条件，在同类（或相似）机床上进行切削实验，直接测定电机功率。一般采用估算法和类比法相结合
7、方法确定通用机床电机功率。功率估算法常用计算公式有：主切削力：0.751900zpFa fN；切削功率：F61200zvNkW切；-估算主电动机功率：0.8NNNkW切切总 根据已知条件给定电动机功率为 N=7.5kw，转速为 n=1440r/min，因此只需考虑电机 的选择。根据电动机选择表可得选用 Y132M-4（Y 系列三相异步电动机）电机较合适。2.4 主运动系统运动设计 1)确定变速组及各变速组中传动副的数目；级数为 Z=27 的传动系统由于若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有1Z、2Z、3Z、4Z 个传动副。即 Z=1Z2Z3Z4Z 传动副数由于结构的限制以 2 或者 3 位置合
8、适，即变速级数 Z 应为 2 和 3 的因子：Z=23ab 由于已知条件已经给出方案传动副数来确定传动组方案。27 级转速传动系统的传动组方案，可以安排成：3*3*3*选择传动组安排方案时，要考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。在轴如果安置换向摩擦离合器时，为减小轴向尺寸，（以免加长变速箱的尺寸）第一传动组的传动副数不能多，以 2 为宜。有时甚至只用一个定比传动副（此车床为 cw6143，采用定比传动副）。主轴对加工精度、表面粗糙度的影响最大，因此主轴上齿轮少些为好。最后一个传动组的传动副常选 2，或者用一个定比传动副。2)结构网或者结构式各种方案的选择；1 传动副的极限传动比和变速组
9、的极限变速范围。若用齿轮传动，在降速时为防止被动齿轮的直径过大而使径向尺寸过大，常限制最小传动比 min14i。在升速时，为防止产生过大的振动和噪声，常限制最大传动比 max2i。如用斜齿轮传动，则 max2.5i。因此，主传动链任一变速组的最大变速范围一般为 maxmaxmin8 10iri。2 基本组和扩大组的排列顺序。选择中间轴传动轴变速范围最小的方案。因为如果各方案同一传动轴的最高转速相同，则变速范围小的，最低转速较高，转矩较小，传动件的尺寸也就可以小些。如果没别的要求，则应尽量是扩大组顺序与传动顺序一致。3 分配传动比，绘制转速图。电动机和主轴的转速时已定的，当选定了结构网或者-结构
10、式后，就可以分配各传动副的传动比并确定中间轴的转速，再加上定比传动，就可以画出转速图。2.5 齿轮齿数确定 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。此时，各传动副的齿轮齿数和相同。显然，齿数和太小，则小齿轮的齿数少，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；若齿数和太大，则齿轮结构尺寸大，造成主传动系统结构庞大。因此，应根据传动轴直径等适当选取。通常用计算法或者查表法确定齿轮齿数，后者更为简便。根据要求的传动比 Z 和初步定出的传动齿轮副齿数和 S 查表即可求出小齿轮齿数。常用传动比的适用齿数（小齿轮）件下表（
11、表 1）：选取时，应注意：1.不产生根切，一般选取min18 20Z。2.保证强度和防止热处理变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚2mm，一般取5mm则min26.5TmZ。3.同一传动组的各对齿轮副的中心距应当相等。若模数相同时，则齿数和亦应相等。但由于传动比的要求，尤其是在传动中使用了公用齿轮后，常常满足不了上述要求。机床上可用修正齿轮，在一定范围内调整中心距使其相等，但修正量不能过大，一般齿数差不超过 34 个齿。4.防止各种碰撞和干涉 1）.三联滑移齿轮的相邻两齿轮的齿数差应大于 4。如齿数差小于 4，齿轮1Z在滑移中将与齿轮2Z的齿顶圆相碰，不便于变速（图 3-3）。这时。可以将轴向尺寸
12、从 7b 增大到 9b 来解决上述矛盾。2）.避免齿轮4Z与轴相碰，2Z与轴相碰（图 3-4）。因而能要求：421111(2)()ZmdZZ m；113332(2)()ZmdZZm；-经计算查表，得各齿轮的参数如下表 1：齿数 Z 模 数m 分度圆直径d 齿根高hf 齿顶高ha 齿根圆直径df 齿顶圆直径da 中心距 Z01 25 2.5 62.5 3 2 156.5 66.5 Z02 48 120 114 124 Z03 48 120 114 124 Z04 44 110 104 114 Z05 40 100 94 104 Z06 30 75 69 79 Z07 37 92.5 86.5 9
13、6.5 -Z08 40 100 94 104 Z09 21 52.5 46.5 56.5 Z10 30 2.5 75 3 2 69 79 Z11 50 125 119 129 Z12 66 165 159 169 Z13 60 150 144 150 Z14 21 5 63 3.5 3 56 69 Z15 56 168 161 174 Z16 18 54 47 60 Z17 54 162 155 168 Z18 44 6 132 125 138 Z19 72 216 209 222 2.6 主传动系统设计中应注意的问题（1）、轴设置摩擦离合器时，应注意一下的问题 a、为避免轴的轴向尺寸过长，、
14、轴之间采用一对齿轮副。为便于装拆，轴组件设计成可组装的独立单元，轴上所有零件的外径尺寸均小于箱体上的装入孔径。b、为减小、轴的中心距A、和加大主动齿轮的外径，该变速组可选定为第一扩大组和升速传动，并使主动齿轮根圆直径大于离合器外毂。但应注意中心距A、不宜过小，以防止轴上的第二变速组中最大主动齿轮齿顶与轴上离合器相碰。（2）、传动比选用选用极限传动比max2i和min14i，可获得最大的变速范围和减少传动件数。但会导致齿轮和箱体尺寸加大，齿轮线速度增大，容易产生振动和噪声，使精度要求提高。因此，应谨慎选用极限传动比。一般常用在最后变速组。从系统角度考虑，宁可适当增加串联传动组数目，或选用并联式的
15、分支传动满足变速范围的要求，而避免用极限传动比的传动副。-2.7 课程设计已给定的条件 由于学时较少原因，本课程设计已经将转速图给定，传动系统图也已经给出，具体已知条件如下：传动系统图 -转速图 根据机床主传动系统图，可知其传动路线表达式如下：-三、机床传动件的估算和验算 在传动方案确定后，要进行方案的结构化，确定各零件的实际尺寸和有关布置。为此常对传动件的尺寸先进行估算，如传动轴的直径、齿轮模数、离合器、制动器、带轮的根数和型号等。在这些尺寸的基础上，画出草图，得出初步结构化的有关布置与尺寸，然后按结构尺寸进行主要零件的验算，如轴的刚度、齿轮的疲劳强度等。必要时做结构和方案上的修改，重新验算
16、，直到满足要求，最后才能画出正式装配图。对主要零件进行验算时，主要验算内容有：1.主轴传动轴的刚度及其轴承寿命；2.小齿轮的模数。3.1 三角带传动计算 三角带传动中，轴间距 A 可以较大。由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定比传动。电动机转速 n电=1440r/min，功率 P电=7.5kw，1、选择三角带的型号（1）确定计算功率 根据公式 caPK P 查机械设计课本 P96 页，表 6-7，取工作情况系数 KA=1.2，则计算功率为：Pc=KA P=1.27.5=9.0kw（2）选取 V 带型号 根据小
17、带轮的转速和计算功率，查机械设计课本 P97 图 6-10，选取 V 带的型号为 A型。2、确定带轮的计算直径1D、D（1）、小带轮计算直径 查机械设计课本 P89 页表 6-3，小带轮最小基准直径mindD=125mm，再参考课本图 6-10，取小带轮基准直径 D1=130mm。（2）、大带轮计算直径 由公式 1212nDDn-式中：1n小带轮转速，2n大带轮，所以 D2=1440/960*130=165mm，根据机械设计表6-3 中基准直径系列，取标准值2D=195mm。3、确定 V 带的速度 按照机械设计课本式（6-25）验算 V 带的速度 按公式 V=D11n/60000=3.14*1
18、95*1440/60000=14.70m/s 因为 5m/sV120o 所以，小带轮包角合适。7、确定 V 带的根数 根据机械设计课本式（6-28）得：000()ccLPPzPPP K K 查表 6-4 用内插法得 基本额定功率0=1.93KW 查表 6-5 用内插法得 额定功率的增量0=0.15KW 查表 6-6 用内插法得 包角修正系数a=0.99 查表 6-2 得 V 带基准长度的修正系数 KL=1.01 为避免 V 型带工作时各根带受力严重不均匀，限制根数不大于 10 根。所以，取 z=4 根。8、计算带的张紧力（初拉力）0F 由机械设计课本式（6-29）得：205002.51caPF
19、qvvzK 查机械设计课本表 6-1 得 c 型 V 带 q=0.10kg/m ，所以 F0=138.72N 9、计算作用在轴上的压力QF 按机械设计课本式（6-30）得：QF=2*Z*F0*sin（1/2）=1108.39N-3.2 传动轴的估算和验算 传动轴除应满足强度和刚度两方面的要求，强度要求保证轴在反复载荷和扭载荷作用下不发生疲劳破坏。机床主传动系统精度要求较高，为确保轴上的零件（如齿轮、轴承等）正常工作，传动轴的变形（弯曲、扭转）应小。因此疲劳强度一般不失是主要矛盾，除了重载荷的情况外，可以不必验算轴的强度。刚度要求保证轴在载荷下（弯曲、轴向、扭转）不致产生过大的变形（弯曲、失稳、
20、转角）。因此，必须保证传动轴有足够的刚度。通常，先按扭转刚度估算轴的直径，画出草图之后，再根据受力情况，结构布置和相关尺寸，验算弯曲刚度。1.确定计算转速 变速箱圆柱齿轮传动选取 8 级精度，主轴箱精度要求高，选取 7 级精度。设计机床主传动系统时，为了使传动件工作可靠、结构紧凑，必须对传动件进行动力计算。主轴及其他传动件的结构尺寸主要根据它所传递的转矩大小来决定，即与传递的功率和转速两个因素有关。因而要计算主轴所能传递全功率的最低转速即主轴的计算转速。各传动件的计算转速可根据主轴的计算转速和转速图确定。确定的顺序通常是先定出主轴的计算转速，再顺次由后向前，定出各传动轴的计算转速，然后再确定齿
21、轮的计算转速。1)主轴的计算转速 主轴的计算转速是低速第一个三分之一变速范围的最高一级转速：n=nmin13z nJ=8r/min 2)各传动轴的计算转速 3)各齿轮的计算转速 2.各轴直径的估算 轴序号 计 算 转 速jn/r/min 960 1152 576 460 698 76-一般按照扭转刚度初算传动轴直径：491 jNdnmm 其中：()dNNkW；N为该传动轴的传递功率；dN为电动机的输出功率；jn-该传动轴的计算转速；为从电动机到传动轴之间传动件的传动效率的乘积；（deg/m）为每米长度上允许的扭转角，可查机械设计手册，各传动的效率为：联轴器10.99，带传动20.96，齿轮传动
22、30.96，轴承40.99（可忽略不计）。计算转速jn是传动件能传递全部功率的最低转速。各传动件的计算转速可以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定。(1）、轴的直径：N=20.9kw,nj=960r/min，【】=1deg/m，代入公式得:d1=35.282mm,取 d1=35mm (2）、轴的直径：N=19.969kw,nj=1152r/min，【】=1deg/m，代入公式得:d2=35.462mm,取 d2=35mm（3）、轴的直径：N=19.079kw,nj=576r/min，【】=1deg/m，代入公式得:d3=40.475mm,取 d3=40mm（4）、轴的直径：N=18
23、.224kw,nj=460r/min，【】=1deg/m，代入数据得:d4=45.451mm,取 d4=45mm (5)、轴的直径：-N=17.417kw，nj=698r/min，【】=1deg/m，代入公式得:d5=40.387mm,取 d5=40mm（6）、VI 轴的直径：机床主轴结构图 N=15.9kw，nj=76r/min,【】=1deg/m，d7=90.048mm,取 d7=90mm 主轴直径直接影响主轴部件的刚度。直径越粗，刚度越高，但同时与它相配的轴承等零件的尺寸也越大。故设计之初，只能根据统计资料选择主轴直径。由主轴所传递的功率查 数控机床系统设计课本表 4-4，取主轴前轴颈的
24、直径 D1=90mm。主轴直径常是自前往后逐步减小的，前轴颈直径1D大于后轴颈直径2D。一般12)9.07.0(DD，取 D2=80mm。主轴孔径d取主轴平均直径的 55%65%，取 d=55mm。另可由：主轴内孔直径在一定范围内对主轴刚度影响很小，若超出此范围则能使主轴刚度急剧下降。有材料力学可知，刚度 K 正比于截面惯性矩 I，他与直径之间有下列关系：44444001164/64/)(DdDdDIIKK 式中：0K、0I空心主轴的刚度和截面惯性矩；K、I实心主轴的刚度和截面惯性矩。一般，7.0对刚度影响不大；7.0将使刚度急剧下降。610 0.967.83NkW,48/minjnr，0.7
25、deg/m，47.839163.2248 0.7dmm取孔径80dmm。对于花键轴，轴内径一般要比 d 小 7%。（7）允许扭转角的确定 一般，机床各轴的允许扭转角参考值见下表 3：-表 3.机床各轴允许扭转角 本次设计，中间传动轴允许扭转角均取 1.25。3.传动轴的验算 由于变速箱各轴的应力都比较小，验算时，通常都是用复合应力公式进行计算：b=WT222Mb（MPa）b为复合应力（MPa）b为许用应力（MPa）W 为轴危险断面的抗弯断面模数 实心轴：33()32dWmm 空心轴：34301()()32ddWmmD 花键轴：243()()()3232Zb DdDddWmmD d 为空心轴直径
26、，花键轴内径 D 为空心轴外径，花键轴外径 d0为空心轴内径 b 为花键轴的键宽 Z 为花键轴的键数 M 为在危险断面的最大弯矩 22xyMMMNmm T 为在危险断面的最大扭矩 4955 10jNTN N 为该轴传递的最大功率-Nj为该轴的计算转速 齿轮的圆周力：2tTPD 齿轮的径向力：0.5rtPP（1）确定输出轴的运动和动力参数 轴的强度计算：p=15.9kw nj=8r/min0.133r/s P=T*n/30 T=18988.85N*m（2）选择轴的材料 选择轴的材料为 45 钢，调质处理。由机械设计课本表 14-1 查得对称循环弯曲许用应力160MPa。（3）计算齿轮受力 齿轮
27、1 为斜齿轮，其受力如下：r1=mtz1/2=216mm Ft=T/r1=18988.85/0.216=87911.343N Fr=Ftcostann=33126.01N Fa=Fttan=23560.24N（4）计算轴上的支反力 水平面支反力（如图）-以 1 点为中心则 Ft*（0.618+0.4）-F2r*(0.618+0.4+0.36)=0 F2r=64944.66N 以 2 点为中心则 Ft*0.36-F1r*(0.618+0.4+0.36)=0 F1r=22966.68N 垂直面支反力（如图）M1=Far=23560.24*0.216=5089.01N*M 以 1 点为中心则 M1+
28、Fr（0.618+0.4）-F2r(0.618+0.4+0.36)=0 F2r=28164.94N 以 2 点为中心则 M2-Fr*0.36+F1r(0.618+0.4+0.36)=0 F1r=4961.069N（5）计算轴的弯矩，并作出弯矩图。阶梯轴截面的水平弯矩：MH=F1r*(0.618+0.4)=23380.08N-阶梯轴截面的垂直弯矩：M1V=F1r*(0.618+0.4)=5050.358N M2V=F2r*0.36=10139.378N 阶梯轴截面的合成弯矩：Mmax合=212VHMM=25484.02N*M T=Ft*r=18999.85N*M 作合成弯矩图，转矩图。（6）、按
29、弯扭组合强度条件校核轴的强度 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即阶梯轴交界截面）的强度。必要时也对其他危险截面惊醒强度校核。根据机械设计课本式 14-4，取0.6，则有 W=0.1d3(1-4)=0.000298m3 ca=Mcz/w=59.89Mpa60Mpa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度。轴校验合格。3.3 齿轮模数的初步计算和验算 1、齿轮模数的估算 当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。对于定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和zS及小齿轮的齿数可以从表 3-6（机械制
30、造装备设计）中选取。一般在主传动中，最小齿数应大于 1820。采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于 4，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。按齿轮弯曲疲劳强度初定齿轮模数，计算公式如下：332jNmZ n 式中：N为齿轮传递的功率；Z为齿轮齿数；jn为该齿轮的计算转速。由于已知条件齿轮模数已经给出，所以齿轮模数的计算过程可以省略。2、齿轮模数的验算-结构确定以后，齿轮的工作条件、空间安排、材料和精度等级都确定，才可能核验齿轮的接触疲劳强度和弯曲强度值是否满足要求。在验算算速箱中的齿轮应力时，选相同模数中承受载荷最大，齿数最小的齿轮进接触应力和
31、弯曲应力的验算。这里要验算的是齿轮 Z17。（1）接触应力公式：312088 10vsAfjuk k k k NQzmuBn 式中：u-大齿轮齿数与小齿轮齿数之比；k-齿向载荷分布系数；vk-动载荷系数；Ak-工况系数；sk-寿命系数 查机械设计课本表及图得1.15,1.20;1.05,1.25AvHFkkkk，假定齿轮工作寿命是 48000h，故应力循环次数为：96060 475 1 480001.37 10hNnjL 次 查机械设计课本图 8-19 和图 8-20 得0.9,0.9HNFNKK，所以：3338011.15 1.05 1.25 0.9 10 0.962088 10201.26
32、 108020 324 47520fMPa（2）弯曲应力：35252191 10191 101.15 1.05 1.25 0.9 10 0.9620 324 0.378 475296v a swjk k k k NQzm BYnMPa 查金属切削手册有 Y=0.378，代入公式求得：wQ=296Mpa-查 机械设计 图 10-21e,齿轮的材产选40Cr 渗碳，大齿轮、小齿轮的硬度为 60HRC，故有1650fMPa，从图 10-21e 读出 920wMPa。因为：,ffww，故满足要求，另外其他齿轮计算方法如上，均符合要求。四、结构设计及说明 4.1 结构设计的内容、技术要求和方案 设计主轴
33、变速箱的结构包括传动件（传动轴、轴承、带轮、齿轮、离合器和制动器等）、主轴组件、操纵机构、润滑密封系统和箱体及其联结件的结构设计与布置，用一张展开图和若干张横截面图表示。课程设计由于时间的限制，一般只画展开图。主轴变速箱是机床的重要部件。设计时除考虑一般机械传动的有关要求外，着重考虑以下几个方面的问题。精度方面的要求，刚度和抗震性的要求，传动效率要求，主轴前轴承处温度和温升的控制，结构工艺性，操作方便、安全、可靠原则，遵循标准化和通用化的原则。主轴变速箱结构设计时整个机床设计的重点，由于结构复杂，设计中不可避免要经过反复思考和多次修改。在正式画图前应该先画草图。目的是：1）布置传动件及选择结构
34、方案。2）检验传动设计的结果中有无干涉、碰撞或其他不合理的情况，以便及时改正。3）确定传动轴的支承跨距、齿轮在轴上的位置以及各轴的相对位置，以确定各轴的受力点和受力方向，为轴和轴承的验算提供必要的数据。4.2 展开图及其布置 展开图就是按照传动轴传递运动的先后顺序，假想将各轴沿其轴线剖开并将这些剖切面平整展开在同一个平面上。I 轴上装的摩擦离合器和变速齿轮。有两种布置方案，一是将两级变速齿轮和离合器做成一体。齿轮的直径受到离合器内径的约束，齿根圆的直径必须大于离合器的外径，负责齿轮无法加工。这样轴的间距加大。另一种布置方案是离合器的左右部分分别装在同轴线的轴上，左边部分接通，得到一级反向转动，
35、右边接通得到三级反向转动。这种齿轮尺寸小但轴-向尺寸大。我们采用第一种方案，通过空心轴中的拉杆来操纵离合器的结构。总布置时需要考虑制动器的位置。制动器可以布置在背轮轴上也可以放在其他轴上。制动器不要放在转速太低轴上，以免制动扭矩太大，是制动尺寸增大。齿轮在轴上布置很重要，关系到变速箱的轴向尺寸，减少轴向尺寸有利于提高刚度和减小体积。4.3 I 轴（输入轴）的设计 将运动带入变速箱的带轮一般都安装在轴端，轴变形较大，结构上应注意加强轴的刚度或使轴部受带的拉力（采用卸荷装置）。I 轴上装有摩擦离合器，由于组成离合器的零件很多，装配很不方便，一般都是在箱外组装好 I 轴在整体装入箱内。我们采用的卸荷
36、装置一般是把轴承装载法兰盘上，通过法兰盘将带轮的拉力传递到箱壁上。车床上的反转一般用于加工螺纹时退刀。车螺纹时，换向频率较高。实现政反转的变换方案很多，我们采用正反向离合器。正反向的转换在不停车的状态下进行，常采用片式摩擦离合器。由于装在箱内，一般采用湿式。在确定轴向尺寸时，摩擦片不压紧时，应留有 0.20.4mm的间隙，间隙应能调整。离合器及其压紧装置中有三点值得注意：1）摩擦片的轴向定位：由两个带花键孔的圆盘实现。其中一个圆盘装在花键上，另一个装在花键轴上的一个环形沟槽里，并转过一个花键齿，和轴上的花键对正，然后用螺钉把错开的两个圆盘连接在一起。这样就限制了轴向和周向德两个自由度，起了定位
37、作用。2）摩擦片的压紧由加力环的轴向移动实现，在轴系上形成了弹性力的封闭系统，不增加轴承轴向复合。3）结构设计时应使加力环推动摆杆和钢球的运动是不可逆的，即操纵力撤消后，有自锁作用。I 轴上装有摩擦离合器，两端的齿轮是空套在轴上，当离合器接通时才和轴一起转动。但脱开的另一端齿轮，与轴回转方向是相反的，二者的相对转速很高（约为两倍左右）。结构设计时应考虑这点。齿轮与轴之间的轴承可以用滚动轴承也可以用滑动轴承。滑动轴承在一些性能和维修上不如滚动轴承，但它的径向尺寸小。空套齿轮需要有轴向定位，轴承需要润滑。-4.4 齿轮块设计 齿轮是变速箱中的重要元件。齿轮同时啮合的齿数是周期性变化的。也就是说，作
38、用在一个齿轮上的载荷是变化的。同时由于齿轮制造及安装误差等，不可避免要产生动载荷而引起振动和噪音，常成为变速箱的主要噪声源，并影响主轴回转均匀性。在齿轮块设计时，应充分考虑这些问题。齿轮块的结构形式很多，取决于下列有关因素：1）是固定齿轮还是滑移齿轮；2）移动滑移齿轮的方法；3）齿轮精度和加工方法；变速箱中齿轮用于传递动力和运动。它的精度选择主要取决于圆周速度。采用同一精度时，圆周速度越高，振动和噪声越大，根据实际结果得知，圆周速度会增加一倍，噪声约增大 6dB。工作平稳性和接触误差对振动和噪声的影响比运动误差要大，所以这两项精度应选高一级。为了控制噪声，机床上主传动齿轮都要选用较高的精度。大
39、都是用 766，圆周速度很低的，才选 877。如果噪声要求很严，或一些关键齿轮，就应选 655。当精度从 766 提高到 655 时，制造费用将显著提高。不同精度等级的齿轮，要采用不同的加工方法，对结构要求也有所不同。8 级精度齿轮，一般滚齿或插齿就可以达到。7 级精度齿轮，用较高精度滚齿机或插齿机可以达到。但淬火后，由于变形，精度将下降。因此，需要淬火的 7 级齿轮一般滚（插）后要剃齿，使精度高于 7，或者淬火后在衍齿。6 级精度的齿轮，用精密滚齿机可以达到。淬火齿轮，必须磨齿才能达到 6 级。机床主轴变速箱中齿轮齿部一般都需要淬火。其他问题：滑移齿轮进出啮合的一端要圆齿，有规定的形状和尺寸
40、。圆齿和倒角性质不同，加工方法和画法也不一样，应予注意。选择齿轮块的结构要考虑毛坯形式（棒料、自由锻或模锻）和机械加工时的安装和定位基面。尽可能做到省工、省料又易于保证精度。齿轮磨齿时，要求有较大的空刀（砂轮）距离，因此多联齿轮不便于做成整体的，一般都做成组合的齿轮块。有时为了缩短轴向尺寸，也有用组合齿轮的。要保证正确啮合，齿轮在轴上的位置应该可靠。滑移齿轮在轴向位置由操纵机构中的定位槽、定位孔或其他方式保证，一般在装配时最后调整确定。-4.5 传动轴的设计 机床传动轴，广泛采用滚动轴承作支撑。轴上要安装齿轮、离合器和制动器等。传动轴应保证这些传动件或机构能正常工作。首先传动轴应有足够的强度、
41、刚度。如挠度和倾角过大，将使齿轮啮合不良，轴承工作条件恶化，使振动、噪声、空载功率、磨损和发热增大；两轴中心距误差和轴芯线间的平行度等装配及加工误差也会引起上述问题。传动轴可以是光轴也可以是花键轴。成批生产中，有专门加工花键的铣床和磨床，工艺上并无困难。所以装滑移齿轮的轴都采用花键轴，不装滑移齿轮的轴也常采用花键轴。花键轴承载能力高，加工和装配也比带单键的光轴方便。轴的部分长度上的花键，在终端有一段不是全高，不能和花键空配合。这是加工时的过滤部分。一般尺寸花键的滚刀直径刀D为 6585mm。机床传动轴常采用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升、空载功率和噪声等方面，球轴承都比滚锥轴承优越。而且
42、滚锥轴承对轴的刚度、支撑孔的加工精度要求都比较高。因此球轴承用的更多。但是滚锥轴承内外圈可以分开，装配方便，间隙容易调整。所以有时在没有轴向力时，也常采用这种轴承。选择轴承的型号和尺寸，首先取决于承载能力，但也要考虑其他结构条件。同一轴心线的箱体支撑直径安排要充分考虑镗孔工艺。成批生产中，广泛采用定径镗刀和可调镗刀头。在箱外调整好镗刀尺寸，可以提高生产率和加工精度。还常采用同一镗刀杆安装多刀同时加工几个同心孔的工艺。下面分析几种镗孔方式：对于支撑跨距长的箱体孔，要从两边同时进行加工；支撑跨距比较短的，可以从一边（丛大孔方面进刀）伸进镗杆，同时加工各孔；对中间孔径比两端大的箱体，镗中间孔必须在箱
43、内调刀，设计时应尽可能避免。既要满足承载能力的要求，又要符合孔加工工艺，可以用轻、中或重系列轴承来达到支撑孔直径的安排要求。两孔间的最小壁厚，不得小于 510mm，以免加工时孔变形。花键轴两端装轴承的轴颈尺寸至少有一个应小于花键的内径。一般传动轴上轴承选用G级精度。传动轴必须在箱体内保持准确位置，才能保证装在轴上各传动件的位置正确性，不论轴是否转动，是否受轴向力，都必须有轴向定位。对受轴向力的轴，其轴向定位就更重要。-回转的轴向定位（包括轴承在轴上定位和在箱体孔中定位）在选择定位方式时应注意：1）轴的长度。长轴要考虑热伸长的问题，宜由一端定位。2）轴承的间隙是否需要调整。3）整个轴的轴向位置是
44、否需要调整。4）在有轴向载荷的情况下不宜采用弹簧卡圈。5）加工和装配的工艺性等。4.6 主轴组件设计 主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件（车床）或者刀具（铣床、钻床等）的主轴参予切削成形运动，因此它的精度和性能直接影响加工质量（加工精度和表面粗糙度），设计时主要围绕着保证精度、刚度和抗振性，减少温升和热变形等几个方面考虑。（1）、各部分尺寸的选择 主轴形状与各部分尺寸不仅和强度、刚度有关，而且涉及多方面的因素。1）内孔直径 车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶杆，必须是空心轴。为了扩大使用范围，加大可加工棒料直径，车床主轴内孔直径有增大的趋势。2）轴颈直径 前支撑
45、的直径是主轴上一主要的尺寸，设计时，一般先估算或拟定一个尺寸，结构确定后再进行核算。3）前锥孔直径 前锥孔用来装顶尖或其他工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。4）支撑跨距及悬伸长度 为了提高刚度，应尽量缩短主轴的外伸长度a。选择适当的支撑跨距L，一般推荐取：aL=35，跨距L小时，轴承变形对轴端变形的影响大。所以，轴承刚度小时，aL应选大值，轴刚度差时，则取小值。跨距L的大小，很大程度上受其他结构的限制，常常不能满足以上要求。安排结构时力求接近上述要求。（2）、主轴轴承-1）轴承类型选择 主轴前轴承有两种常用的类型：双列短圆柱滚子轴承。承载能力大，可同时承受径向力和轴向力，结构比较简单，但
46、允许的极限转速低一些。与双列短圆柱滚子轴承配套使用承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，在近年生产的机床上广泛采用。具有承载能力大，允许极限转速高的特点。外径比同规格的双列圆柱滚子轴承小一些。在使用中，这种轴承不承受径向力。推力球轴承。承受轴向力的能力最高，但允许的极限转速低，容易发热。向心推力球轴承。允许的极限转速高，但承载能力低，主要用于高速轻载的机床。2）轴承的配置 大多数机床主轴采用两个支撑，结构简单，制造方便，但为了提高主轴刚度也有用三个支撑的了。三支撑结构要求箱体上三支撑孔具有良好的同心度，否则温升和空载功率增大，效果不一定好。三孔同心在工艺上难度较大
47、，可以用两个支撑的主要支撑，第三个为辅助支撑。辅助支撑轴承（中间支撑或后支撑）保持比较大的游隙（约 0.030.07mm），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，推力轴承的布置是主要差别。推力轴承布置在前轴承、后轴承还是分别布置在前、后轴承，影响着温升后轴的伸长方向以及结构的负责程度，应根据机床的实际要求确定。在配置轴承时，应注意以下几点：每个支撑点都要能承受经向力。两个方向的轴向力应分别有相应的轴承承受。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承受。3）轴承的精度和配合 主轴轴承精度要求比一般传动轴高。前轴承的误差
48、对主轴前端的影响最大，所以前轴承的精度一般比后轴承选择高一级。普通精度级机床的主轴，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，一般都采用过渡配合。另外轴承的内外环都是薄壁件，轴和孔德形状误差都会反映到轴承滚道上去。如果配合精度选的太低，会降低轴承的回转精-度，所以轴和孔的精度应与轴承精度相匹配。1）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。把轴承调到合适的负间隙，形成一定的预负载，回转精度和刚度都能提高，寿命、噪声和抗震性也有改善。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
49、显的小果，而磨损发热量和噪声都会增大，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控制，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可以移动，当内圈向大端轴向移动时，由于 1：12 的内錐孔，内圈将胀大消除间隙。其他轴承调整也有与主轴轴承相似的问题。特别要注意：调整落幕的端面与螺纹中心线的垂直度，隔套两个端面的平行度都由较高要求，否则，调整时可能将轴承压偏而破坏精度。隔套越长，误差的影响越小。螺母端面对螺纹中心线垂直度、轴上和孔上套简两端平行度等均有严格的精度要求。（3）、主轴与齿轮的连接 齿轮与主轴的连接可以用花键或者平键；轴做成圆柱体，或者锥面（锥度一般取
50、1：15左右）。锥面配合对中性好，但加工较难。平键一般用一个或者两个（相隔 180 度布置），两国特键不但平衡较好，而且平键高度较低，避免因齿轮键槽太深导致小齿轮轮毂厚度不够的问题。（4）、润滑与密封 主轴转速高，必须保证充分润滑，一般常用单独的油管将油引到轴承处。主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要而困难。防漏的措施有两种：1）堵加密封装置防止油外流。主轴转速高，多采用非接触式的密封装置，形式很多，一种轴与轴承盖之间留 0.10.3mm的间隙（间隙越小，密封效果越好，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），效果比上一种好些。在轴上增开了沟槽（矩形或锯齿形