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太原理工大學陽泉學院設計說明書
1. 概述
車床的規(guī)格系列和用處
普通機床的規(guī)格和類型有系列型譜作為設計時應該遵照的基礎。因此，對這些基本知識和資料作些簡要介紹。本次設計的是普通型車床C6140主軸變速箱。主要用于加工回轉體。
車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)（GB1582-79，JB/Z143-79）
工件最大回轉直徑
D(mm)
正轉最高轉速
nmax( )
電機功率
N（kw）
公比
轉速級數(shù)Z
反轉
400
1400
5.5
1.41
10
級數(shù)Z反=Z正/2；n反max≈1.1n正max
2.參數(shù)的擬定
2.1 確定極限轉速
，
又∵=1.41∴ 得=43.79. 取 =45；
，去標準轉速列.
2.2 主電機選擇
合理的確定電機功率N，使機床既能充分發(fā)揮其使用性能，滿足生產需要，又不致使電機經常輕載而降低功率因素。
已知電動機的功率是5.5KW，根據(jù)《車床設計手冊》附錄表2選Y132S-4，額定功率5.5，滿載轉速1440 ，最大額定轉距2.2。
3.傳動設計
3.1 主傳動方案擬定
擬定傳動方案，包括傳動型式的選擇以及開停、幻想、制動、操縱等整個傳動系統(tǒng)的確定。傳動型式則指傳動和變速的元件、機構以及組成、安排不同特點的傳動型式、變速類型。
傳動方案和型式與結構的復雜程度密切相關，和工作性能也有關系。因此，確定傳動方案和型式，要從結構、工藝、性能及經濟等多方面統(tǒng)一考慮。
傳動方案有多種，傳動型式更是眾多，比如：傳動型式上有集中傳動，分離傳動；擴大變速范圍可用增加傳動組數(shù)，也可用背輪結構、分支傳動等型式；變速箱上既可用多速電機，也可用交換齒輪、滑移齒輪、公用齒輪等。
顯然，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。
3.2 傳動結構式、結構網的選擇
結構式、結構網對于分析和選擇簡單的串聯(lián)式的傳動不失為有用的方法，但對于分析復雜的傳動并想由此導出實際的方案，就并非十分有效。
3.2.1 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目
級數(shù)為Z的傳動系統(tǒng)由若干個順序的傳動組組成，各傳動組分別有、、……個傳動副。即
傳動副中由于結構的限制以2或3為合適，即變速級數(shù)Z應為2和3的因子： ，可以有三種方案：
10=3×2×2；10=2×3×2；10=2×2×3；
3.2.2 傳動式的擬定
10級轉速傳動系統(tǒng)的傳動組，選擇傳動組安排方式時，考慮到機床主軸變速箱的具體結構、裝置和性能。
在Ⅰ軸如果安置換向摩擦離合器時，為減少軸向尺寸，第一傳動組的傳動副數(shù)不能多，以2為宜。
主軸對加工精度、表面粗糙度的影響很大，因此主軸上齒輪少些為好。最后一個傳動組的傳動副常選用2。
綜上所述，傳動式為10=2×3×2。
3.2.3 結構式的擬定
對于10=2×3×2傳動式，有6種結構式和對應的結構網。分別為：
， ， ，
由于本次設計的機床I軸裝有摩擦離合器，在結構上要求有一齒輪的齒根圓大于離合器的直徑。初選的方案。
3.3 轉速圖的擬定
圖3-1 正轉轉速圖
圖3-2 反轉轉速圖
圖3-3主傳動系圖
4. 傳動件的估算
4.1 V帶傳動的計算
V帶傳動中，軸間距A可以加大。由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會有打滑，宜可緩和沖擊及隔離振動，使傳動平穩(wěn)。帶輪結構簡單，但尺寸大，機床中常用作電機輸出軸的定比傳動。
(1) 選擇V帶的型號
根據(jù)公式
式中P---電動機額定功率，--工作情況系數(shù)(此處取為1.1)。
查《機械設計》圖5-10，因此選擇A型帶，尺寸參數(shù)為B=80mm，=11mm，h=10，。
(2)確定帶輪的計算直徑，
帶輪的直徑越小帶的彎曲應力就越大。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑不宜過小，即。查《機械設計》取主動輪基準直徑=105。
由公式
式中：-小帶輪轉速，-大帶輪轉速，-帶的滑動系數(shù)，一般取0.02。
所以 ，
由《機械設計》V帶帶輪基準直徑的標準系列，取圓整為250mm。
實際傳動比
傳動比誤差相對值
一般允許誤差5%，所選大帶輪直徑可選。
(3)確定三角帶速度
按公式
在5～25m/s之間，滿足帶速要求。
(4)初定中心距
帶輪的中心距，通常根據(jù)機床的總體布局初步選定，一般可在下列范圍內選?。?根據(jù)經驗公式
即 ，取=500mm.
(5)V帶的計算基準長度
由《機械設計》表5-4，選取帶輪的基準長度為。
(6)確定實際中心距
(7)驗算小帶輪包角
，主動輪上包角合適。
(8)確定V帶根數(shù)
由式
查表5-9，5-6 得= 0.17KW,= 1.92KW
查表5-11，=0.98；查表5-10，=0.99
所以取根.
(9)驗算V帶的撓曲次數(shù)
，符合要求。
(10)計算帶的張緊力和壓軸力
查《機械設計》表5-2，q=0.1kg/m
單根帶的張緊力
帶輪軸的壓軸力
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 確定各軸轉速
(1) 確定主軸計算轉速：主軸的計算轉速為
(2) 各傳動軸的計算轉速：
軸Ⅲ可從主軸90r/min按22/88的傳動副找上去，軸Ⅲ的計算轉速
105r/min；軸Ⅱ的計算轉速為500r/min；軸Ⅰ的計算轉速為710r/min。
（3）核算主軸轉速誤差
主軸各級實際轉速值用下式計算：
式中 分別為第一、第二、第三變速組齒輪傳動比，ε取0.02 。
正轉實際轉速
反轉實際轉速
轉速誤差用主軸實際轉速與標準轉速相對誤差的絕對值表示：
%
其中為主軸標準轉速。
正轉轉速誤差表
主軸轉速
標準轉速
31.5
45
63
90
105
180
實際轉速
31.38
43.93
62.76
87.87
105.52
175.73
轉速誤差%
0.30
2.34
0.38
2.37
0.42
2.37
主軸轉速
n7
n8
n9
n10
n11
n10
標準轉速
250
355
500
710
1000
1400
實際轉速
247.66
346.72
495.31
693.44
990.63
1386.88
轉速誤差%
0.94
2.30
0.94
2.30
0.94
0.94
轉速誤差滿足要求。
反轉轉速誤差表
主軸轉速
標準轉速
47.5
95
190
375
750
1500
實際轉速
46.60
93.19
186.38
367.73
735.46
1470.93
轉速誤差%
1.90
1.90
1.90
1.90
1.90
1.90
轉速誤差滿足要求。
4.2.2 傳動軸直徑的估算
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。
查《機械制造裝備設計》表3-11，I、II、III軸都是花鍵軸，;Ⅳ軸是單鍵軸，。
[1]Ⅰ軸的直徑：
，取28mm.
[2]Ⅱ軸的直徑：
，取30mm.
[3]Ⅲ軸的直徑：
,取42.5mm.
[4]主軸的直徑：
,取50mm.
此軸徑為平均軸徑，設計時可相應調整。
4.3 齒輪齒數(shù)的確定和模數(shù)的計算
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3-9（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，以保證滑移是齒輪外圓不相碰。
第一組齒輪：
傳動比：,
查《機械制造裝備設計》表3-9，齒數(shù)和取84
=42，=42，=35，=49；
第二組齒輪：
傳動比：,，
齒數(shù)和取90：
=18，=72，=45，=45，=30，=60；
第三組齒輪：
傳動比：,
齒數(shù)和取110：
=73，=37，=22，=88，
反轉齒輪：
傳動比：，
取，得
4.3.2 齒輪模數(shù)的計算
(1)Ⅰ-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：
取A=81，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，所以取
(2) Ⅱ-Ⅲ齒輪彎曲疲勞的計算：
齒面點蝕的計算：
取A=107，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 ，所以取
(3)Ⅲ-Ⅳ 齒輪彎曲疲勞的計算：
齒面點蝕的計算：，
取A=140，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，所以取
(4)標準齒輪：
從機械原理 表5-3查得以下公式：
齒頂圓
齒根圓
分度圓
齒頂高
齒根高
齒輪的具體值見表
齒輪尺寸表
齒輪
齒數(shù)z
模數(shù)m
分度圓d
齒頂圓
齒根圓
齒頂高
齒根高
1
42
3
106
132
118.5
3
3.75
2
42
3
106
132
118.5
3
3.75
3
35
3
105
111
97.5
3
3.75
4
49
3
147
153
139.5
3
3.75
5
18
3
54
60
46.5
3
3.75
6
72
3
216
222
198.5
3
3.75
7
45
3
135
141
107.5
3
3.75
8
45
3
135
141
107.5
3
3.75
9
30
3
90
96
82.5
3
3.75
10
60
3
180
186
172.5
3
3.75
11
73
3
219
225
211.5
3
3.75
10
37
3
111
117
103.5
3
3.75
13
22
3
66
72
58.5
3
3.75
14
88
3
264
270
256.5
3
3.75
15
35
3
105
111
97.5
3
3.75
16
23
3
69
75
61.5
3
3.75
17
33
3
99
105
91.5
3
3.75
4.3.4齒寬確定
由公式(6～10,m為模數(shù))得：
第一套嚙合齒輪
第二套嚙合齒輪
第三套嚙合齒輪
反轉嚙合齒輪
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，，，
4.3.5 齒輪結構設計
當時，可做成腹板式結構，再考慮到加工問題，現(xiàn)敲定把齒輪14做成腹板式結構。其余做成實心結構。齒輪14計算如下：
～，，，
～
4.4 帶輪結構設計
查《機械設計》P156頁，當。D是軸承外徑，查《機械零件手冊》確定選用深溝球軸承6211，d=55mm,D=100mm。帶輪內孔尺寸是軸承外徑尺寸100mm。齒《機械設計》表8-10確定參數(shù)得：
帶輪寬度：
分度圓直徑：，
，
4.5 片式摩擦離合器的選擇和計算
片式摩擦離合器目前在機床中應用廣泛，因為它可以在運轉中接通或脫開，具有結合平穩(wěn)、沒有沖擊、結構緊湊的特點，部分零件已經標準化，多用于機床主傳動。
(1) 確定摩擦片的徑向尺寸：
摩擦片的外徑尺寸受到外形輪廓的限制，內徑又由安裝它的軸徑d來決定，而內外徑的尺寸決定著內外摩擦片的環(huán)形接觸面積的大小，直接影響離合器的結構與性能。表示這一特性系數(shù)是外片內徑D1與內片外徑D2之比，即
一般外摩擦片的內徑可?。篋1=1.5d=1.536=42mm;
機床上采用的摩擦片值可在0.57～0.77范圍內，此處取=0.6，則內摩擦片外徑D2=70mm。
(2) 按扭矩確定摩擦離合面的數(shù)目Z：
Z≥
其中T為離合器的扭矩；
K——安全系數(shù)，此處取為1.3；
[P]——摩擦片許用比壓，取為1.2MPa；
f——摩擦系數(shù)，查得f=0.06；
S——內外片環(huán)行接觸面積，
S（D22 — D10）=2461.76mm2;
——誘導摩擦半徑，假設摩擦表面壓力均勻分布，則=28.58mm；
KV——速度修正系數(shù)，根據(jù)平均圓周速度查表取為1.08；
——結合次數(shù)修正系數(shù)，查表為1.5；
——摩擦結合面數(shù)修正系數(shù)， 查表取為1；
將以上數(shù)據(jù)代入公式計算得Z≥11.1，圓整為整偶數(shù)10，離合器內外摩擦片總數(shù)i=Z+1=13。
(3) 計算摩擦離合器的軸向壓力Q：
(4) 摩擦片厚度b = 1，1.5，1.75，2毫米，一般隨摩擦面中徑增大而加大。內外片分離時的最小間隙為（0.2～0.4）mm。
(5) 反轉時摩擦片數(shù)的確定：
普通車床主軸反轉時一般不切削，故反向離合器所傳遞的扭矩可按空載功率損耗確定。普通車床主軸高速空轉功率Pk一般為額定功率Pd的20～40%，取Pk = 0.4Pd，計算反轉靜扭矩為Pk = 10.2KW，代入公式計算出Z≥4.5，圓整為整偶數(shù)6，離合器內外摩擦片總數(shù)為7。
根據(jù)JB/T9190-1999選用機械式多片雙聯(lián)離合器，因為安裝在箱內，所以采取濕式。查表可得離合器參數(shù)H=2.5，模數(shù)m=2.5。查《離合器手冊》表1.2.6選用編號為2的離合器。
5. 動力設計
5.1主軸剛度驗算
5.1.1 選定前端懸伸量C，參考《機械裝備設計》P101，根據(jù)主軸端部的結構，前支承軸承配置和密封裝置的型式和尺寸，這里選定C=100mm.
5.1.2 主軸支承跨距L的確定
一般最佳跨距 ，考慮到結構以及支承剛度因磨損會不斷降低，應取跨距L比最佳支承跨距大一些，再考慮到結構需要，這里取L=600mm。
5.1.3 計算C點撓度
1）周向切削力的計算
其中,
故，故。
1） 驅動力Q的計算
參考《車床主軸箱指導書》，
其中
所以
3）軸承剛度的計算
這里選用4382900系列雙列圓柱子滾子軸承
根據(jù)求得：
4）確定彈性模量，慣性距I；；和長度。
①軸的材產選用40Cr，查《簡明機械設計手冊》P6，有
②主軸的慣性距I為：
主軸C段的慣性距Ic可近似地算：
③切削力P的作用點到主軸前支承支承的距離S=C+W，對于普通車床，W=0.4H，（H是車床中心高，設H=200mm)。
則：
④根據(jù)齒輪、軸承寬度以及結構需要，取b=60mm
⑤計算切削力P作用在S點引起主軸前端C點的撓度
代入數(shù)據(jù)并計算得=0.1099mm。
⑥計算驅動力Q作用在兩支承之間時，主軸前端C點子的撓度
計算得：=-0.0026mm
⑦求主軸前端C點的終合撓度
水平坐標Y軸上的分量代數(shù)和為
，計算得：=0.0297mm.。綜合撓度。綜合撓度方向角，又。因為，所以此軸滿足要求。
5.2 齒輪校驗
在驗算算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2，齒輪7，齒輪10這三個齒輪。
齒輪10的齒數(shù)為18，模數(shù)為4，齒輪的應力：
1）接觸應力：
u----大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比；
---齒向載荷分布系數(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：
2） 彎曲應力：
查《金屬切削手冊》有Y=0.378，代入公式求得：=158.5Mpa
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7206 其基本額定負荷為30.5KN
由于該軸的轉速是定值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
Nm
齒輪受力 N
根據(jù)受力分析和受力圖可以得出軸承的徑向力為
N
N
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：
N
N
軸承的壽命 因為，所以按軸承1的受力大小計算：
h
故該軸承能滿足要求。
6.3 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。滑動軸承在一些性能和維修上不如滾動軸承，但它的徑向尺寸小。
空套齒輪需要有軸向定位，軸承需要潤滑。
6.4 齒輪塊設計
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；
變速箱中齒輪用于傳遞動力和運動。它的精度選擇主要取決于圓周速度。采用同一精度時，圓周速度越高，振動和噪聲越大，根據(jù)實際結果得知，圓周速度會增加一倍，噪聲約增大6dB。
工作平穩(wěn)性和接觸誤差對振動和噪聲的影響比運動誤差要大，所以這兩項精度應選高一級。
為了控制噪聲，機床上主傳動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。如果噪聲要求很嚴，或一些關鍵齒輪，就應選6—5—5。當精度從7—6—6提高到6—5—5時，制造費用將顯著提高。
不同精度等級的齒輪，要采用不同的加工方法，對結構要求也有所不同。
8級精度齒輪，一般滾齒或插齒就可以達到。
7級精度齒輪，用較高精度滾齒機或插齒機可以達到。但淬火后，由于變形，精度將下降。因此，需要淬火的7級齒輪一般滾（插）后要剃齒，使精度高于7，或者淬火后在衍齒。
6級精度的齒輪，用精密滾齒機可以達到。淬火齒輪，必須磨齒才能達到6級。
機床主軸變速箱中齒輪齒部一般都需要淬火。
6.4.1其他問題
滑移齒輪進出嚙合的一端要圓齒，有規(guī)定的形狀和尺寸。圓齒和倒角性質不同，加工方法和畫法也不一樣，應予注意。
選擇齒輪塊的結構要考慮毛坯形式（棒料、自由鍛或模鍛）和機械加工時的安裝和定位基面。盡可能做到省工、省料又易于保證精度。
齒輪磨齒時，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該可靠?；讫X輪在軸向位置由操縱機構中的定位槽、定位孔或其他方式保證，一般在裝配時最后調整確定。
6.5 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。
同一軸心線的箱體支撐直徑安排要充分考慮鏜孔工藝。成批生產中，廣泛采用定徑鏜刀和可調鏜刀頭。在箱外調整好鏜刀尺寸，可以提高生產率和加工精度。還常采用同一鏜刀桿安裝多刀同時加工幾個同心孔的工藝。下面分析幾種鏜孔方式：對于支撐跨距長的箱體孔，要從兩邊同時進行加工；支撐跨距比較短的，可以從一邊（叢大孔方面進刀）伸進鏜桿，同時加工各孔；對中間孔徑比兩端大的箱體，鏜中間孔必須在箱內調刀，設計時應盡可能避免。
既要滿足承載能力的要求，又要符合孔加工工藝，可以用輕、中或重系列軸承來達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，以免加工時孔變形。
花鍵軸兩端裝軸承的軸頸尺寸至少有一個應小于花鍵的內徑。
一般傳動軸上軸承選用級精度。
傳動軸必須在箱體內保持準確位置，才能保證裝在軸上各傳動件的位置正確性，不論軸是否轉動，是否受軸向力，都必須有軸向定位。對受軸向力的軸，其軸向定位就更重要。
回轉的軸向定位（包括軸承在軸上定位和在箱體孔中定位）在選擇定位方式時應注意：
1） 軸的長度。長軸要考慮熱伸長的問題，宜由一端定位。
2） 軸承的間隙是否需要調整。
3） 整個軸的軸向位置是否需要調整。
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。
6.6 主軸組件設計
主軸組件結構復雜，技術要求高。安裝工件（車床）或者刀具（銑床、鉆床等）的主軸參予切削成形運動，因此它的精度和性能直接影響加工質量（加工精度和表面粗糙度），設計時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方面考慮。
6.6.1 各部分尺寸的選擇
主軸形狀與各部分尺寸不僅和強度、剛度有關，而且涉及多方面的因素。
1） 內孔直徑
車床主軸由于要通過棒料，安裝自動卡盤的操縱機構及通過卸頂尖的頂桿，必須是空心軸。為了擴大使用范圍，加大可加工棒料直徑，車床主軸內孔直徑有增大的趨勢。
2） 軸頸直徑
前支撐的直徑是主軸上一主要的尺寸，設計時，一般先估算或擬定一個尺寸，結構確定后再進行核算。
3） 前錐孔直徑
前錐孔用來裝頂尖或其他工具錐柄，要求能自鎖，目前采用莫氏錐孔。
4） 支撐跨距及懸伸長度
為了提高剛度，應盡量縮短主軸的外伸長度。選擇適當?shù)闹慰缇?，一般推薦取： =3～5，跨距小時，軸承變形對軸端變形的影響大。所以，軸承剛度小時，應選大值，軸剛度差時，則取小值。
跨距的大小，很大程度上受其他結構的限制，常常不能滿足以上要求。安排結構時力求接近上述要求。
6.6.2 主軸軸承
1）軸承類型選擇
主軸前軸承有兩種常用的類型：
雙列短圓柱滾子軸承。承載能力大，可同時承受徑向力和軸向力，結構比較簡單，但允許的極限轉速低一些。
與雙列短圓柱滾子軸承配套使用承受軸向力的軸承有三種：
600角雙向推力向心球軸承。是一種新型軸承，在近年生產的機床上廣泛采用。具有承載能力大，允許極限轉速高的特點。外徑比同規(guī)格的雙列圓柱滾子軸承小一些。在使用中，這種軸承不承受徑向力。
推力球軸承。承受軸向力的能力最高，但允許的極限轉速低，容易發(fā)熱。
向心推力球軸承。允許的極限轉速高，但承載能力低，主要用于高速輕載的機床。
2）軸承的配置
大多數(shù)機床主軸采用兩個支撐，結構簡單，制造方便，但為了提高主軸剛度也有用三個支撐的了。三支撐結構要求箱體上三支撐孔具有良好的同心度，否則溫升和空載功率增大，效果不一定好。三孔同心在工藝上難度較大，可以用兩個支撐的主要支撐，第三個為輔助支撐。輔助支撐軸承（中間支撐或后支撐）保持比較大的游隙（約0.03～0.07），只有在載荷比較大、軸產生彎曲變形時，輔助支撐軸承才起作用。
軸承配置時，除選擇軸承的類型不同外，推力軸承的布置是主要差別。推力軸承布置在前軸承、后軸承還是分別布置在前、后軸承，影響著溫升后軸的伸長方向以及結構的負責程度，應根據(jù)機床的實際要求確定。
在配置軸承時，應注意以下幾點：
① 每個支撐點都要能承受經向力。
② 兩個方向的軸向力應分別有相應的軸承承受。
③ 徑向力和兩個方向的軸向力都應傳遞到箱體上，即負荷都由機床支撐件承受。
3）軸承的精度和配合
主軸軸承精度要求比一般傳動軸高。前軸承的誤差對主軸前端的影響最大，所以前軸承的精度一般比后軸承選擇高一級。
普通精度級機床的主軸，前軸承的選或級，后軸承選或級。選擇軸承的精度時，既要考慮機床精度要求，也要考慮經濟性。
軸承與軸和軸承與箱體孔之間，一般都采用過渡配合。另外軸承的內外環(huán)都是薄壁件，軸和孔德形狀誤差都會反映到軸承滾道上去。如果配合精度選的太低，會降低軸承的回轉精度，所以軸和孔的精度應與軸承精度相匹配。
1） 軸承間隙的調整
為了提高主軸的回轉精度和剛度，主軸軸承的間隙應能調整。把軸承調到合適的負間隙，形成一定的預負載，回轉精度和剛度都能提高，壽命、噪聲和抗震性也有改善。預負載使軸承內產生接觸變形，過大的預負載對提高剛度沒有明顯的小果，而磨損發(fā)熱量和噪聲都會增大，軸承壽命將因此而降低。
軸承間隙的調整量，應該能方便而且能準確地控制，但調整機構的結構不能太復雜。雙列短圓柱滾子軸承內圈相對外圈可以移動，當內圈向大端軸向移動時，由于1：10的內錐孔，內圈將脹大消除間隙。
其他軸承調整也有與主軸軸承相似的問題。特別要注意：調整落幕的端面與螺紋中心線的垂直度，隔套兩個端面的平行度都由較高要求，否則，調整時可能將軸承壓偏而破壞精度。隔套越長，誤差的影響越小。
螺母端面對螺紋中心線垂直度、軸上和孔上套簡兩端平行度等均有嚴格的精度要求。
6.6.3 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。
6.6.4 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)牡胤阶龀龌赜吐罚褂湍茼樌亓骰氐接拖洹?
6.6.5 其他問題
主軸上齒輪應盡可能靠近前軸承，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。
7.總結
在課程設計當中，我也遇到了一些問題。設計過程也是培養(yǎng)我們認真細心的態(tài)度。
在此過程中不斷發(fā)現(xiàn)問題和解決問題，使我加深了對大學所學課程理解，綜合應用，并得到進一步的鞏固，這對以后的學習和工作都有積極的意義。
總之，這次的課程設計讓我學到了很多東西。
參考文獻
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2.《機械設計》 吳宗澤主編 高等教育出版社
3.《機械原理》 鄒慧君等主編 高等教育出版社
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8.《機床設計圖冊》 上海紡織工學院 上?？萍汲霭嫔?
9.《機床主軸變速箱設計指導》 張玉峰等主編 機械工業(yè)出版社
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太原理工大學陽泉學院設計說明書
1. 概述
車床的規(guī)格系列和用處
普通機床的規(guī)格和類型有系列型譜作為設計時應該遵照的基礎。因此，對這些基本知識和資料作些簡要介紹。本次設計的是普通型車床C6140主軸變速箱。主要用于加工回轉體。
車床的主參數(shù)（規(guī)格尺寸）和基本參數(shù)（GB1582-79，JB/Z143-79）
工件最大回轉直徑
D(mm)
正轉最高轉速
nmax( )
電機功率
N（kw）
公比
轉速級數(shù)Z
反轉
400
1400
5.5
1.41
12
級數(shù)Z反=Z正/2；n反max≈1.1n正max
2.參數(shù)的擬定
2.1 確定極限轉速
，
又∵=1.41∴ 得=43.79. 取 =45；
，去標準轉速列.
2.2 主電機選擇
合理的確定電機功率N，使機床既能充分發(fā)揮其使用性能，滿足生產需要，又不致使電機經常輕載而降低功率因素。
已知電動機的功率是5.5KW，根據(jù)《車床設計手冊》附錄表2選Y132S-4，額定功率5.5，滿載轉速1440 ，最大額定轉距2.2。
3.傳動設計
3.1 主傳動方案擬定
擬定傳動方案，包括傳動型式的選擇以及開停、幻想、制動、操縱等整個傳動系統(tǒng)的確定。傳動型式則指傳動和變速的元件、機構以及組成、安排不同特點的傳動型式、變速類型。
傳動方案和型式與結構的復雜程度密切相關，和工作性能也有關系。因此，確定傳動方案和型式，要從結構、工藝、性能及經濟等多方面統(tǒng)一考慮。
傳動方案有多種，傳動型式更是眾多，比如：傳動型式上有集中傳動，分離傳動；擴大變速范圍可用增加傳動組數(shù)，也可用背輪結構、分支傳動等型式；變速箱上既可用多速電機，也可用交換齒輪、滑移齒輪、公用齒輪等。
顯然，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。
3.2 傳動結構式、結構網的選擇
結構式、結構網對于分析和選擇簡單的串聯(lián)式的傳動不失為有用的方法，但對于分析復雜的傳動并想由此導出實際的方案，就并非十分有效。
3.2.1 確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目
級數(shù)為Z的傳動系統(tǒng)由若干個順序的傳動組組成，各傳動組分別有、、……個傳動副。即
傳動副中由于結構的限制以2或3為合適，即變速級數(shù)Z應為2和3的因子： ，可以有三種方案：
12=3×2×2；12=2×3×2；12=2×2×3；
3.2.2 傳動式的擬定
12級轉速傳動系統(tǒng)的傳動組，選擇傳動組安排方式時，考慮到機床主軸變速箱的具體結構、裝置和性能。
在Ⅰ軸如果安置換向摩擦離合器時，為減少軸向尺寸，第一傳動組的傳動副數(shù)不能多，以2為宜。
主軸對加工精度、表面粗糙度的影響很大，因此主軸上齒輪少些為好。最后一個傳動組的傳動副常選用2。
綜上所述，傳動式為12=2×3×2。
3.2.3 結構式的擬定
對于12=2×3×2傳動式，有6種結構式和對應的結構網。分別為：
， ， ，
由于本次設計的機床I軸裝有摩擦離合器，在結構上要求有一齒輪的齒根圓大于離合器的直徑。初選的方案。
3.3 轉速圖的擬定
圖3-1 正轉轉速圖
圖3-2 反轉轉速圖
圖3-3主傳動系圖
4. 傳動件的估算
4.1 V帶傳動的計算
V帶傳動中，軸間距A可以加大。由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會有打滑，宜可緩和沖擊及隔離振動，使傳動平穩(wěn)。帶輪結構簡單，但尺寸大，機床中常用作電機輸出軸的定比傳動。
(1) 選擇V帶的型號
根據(jù)公式
式中P---電動機額定功率，--工作情況系數(shù)(此處取為1.1)。
查《機械設計》圖5-10，因此選擇A型帶，尺寸參數(shù)為B=80mm，=11mm，h=10，。
(2)確定帶輪的計算直徑，
帶輪的直徑越小帶的彎曲應力就越大。為提高帶的壽命，小帶輪的直徑不宜過小，即。查《機械設計》取主動輪基準直徑=125。
由公式
式中：-小帶輪轉速，-大帶輪轉速，-帶的滑動系數(shù)，一般取0.02。
所以 ，
由《機械設計》V帶帶輪基準直徑的標準系列，取圓整為250mm。
實際傳動比
傳動比誤差相對值
一般允許誤差5%，所選大帶輪直徑可選。
(3)確定三角帶速度
按公式
在5～25m/s之間，滿足帶速要求。
(4)初定中心距
帶輪的中心距，通常根據(jù)機床的總體布局初步選定，一般可在下列范圍內選?。?根據(jù)經驗公式
即 ，取=500mm.
(5)V帶的計算基準長度
由《機械設計》表5-4，選取帶輪的基準長度為。
(6)確定實際中心距
(7)驗算小帶輪包角
，主動輪上包角合適。
(8)確定V帶根數(shù)
由式
查表5-9，5-6 得= 0.17KW,= 1.92KW
查表5-11，=0.98；查表5-12，=0.99
所以取根.
(9)驗算V帶的撓曲次數(shù)
，符合要求。
(10)計算帶的張緊力和壓軸力
查《機械設計》表5-2，q=0.1kg/m
單根帶的張緊力
帶輪軸的壓軸力
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 確定各軸轉速
(1) 確定主軸計算轉速：主軸的計算轉速為
(2) 各傳動軸的計算轉速：
軸Ⅲ可從主軸90r/min按22/88的傳動副找上去，軸Ⅲ的計算轉速
125r/min；軸Ⅱ的計算轉速為500r/min；軸Ⅰ的計算轉速為710r/min。
（3）核算主軸轉速誤差
主軸各級實際轉速值用下式計算：
式中 分別為第一、第二、第三變速組齒輪傳動比，ε取0.02 。
正轉實際轉速
反轉實際轉速
轉速誤差用主軸實際轉速與標準轉速相對誤差的絕對值表示：
%
其中為主軸標準轉速。
正轉轉速誤差表
主軸轉速
標準轉速
31.5
45
63
90
125
180
實際轉速
31.38
43.93
62.76
87.87
125.52
175.73
轉速誤差%
0.30
2.34
0.38
2.37
0.42
2.37
主軸轉速
n7
n8
n9
n10
n11
n12
標準轉速
250
355
500
710
1000
1400
實際轉速
247.66
346.72
495.31
693.44
990.63
1386.88
轉速誤差%
0.94
2.30
0.94
2.30
0.94
0.94
轉速誤差滿足要求。
反轉轉速誤差表
主軸轉速
標準轉速
47.5
95
190
375
750
1500
實際轉速
46.60
93.19
186.38
367.73
735.46
1470.93
轉速誤差%
1.90
1.90
1.90
1.90
1.90
1.90
轉速誤差滿足要求。
4.2.2 傳動軸直徑的估算
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。
查《機械制造裝備設計》表3-11，I、II、III軸都是花鍵軸，;Ⅳ軸是單鍵軸，。
[1]Ⅰ軸的直徑：
，取28mm.
[2]Ⅱ軸的直徑：
，取30mm.
[3]Ⅲ軸的直徑：
,取42.5mm.
[4]主軸的直徑：
,取50mm.
此軸徑為平均軸徑，設計時可相應調整。
4.3 齒輪齒數(shù)的確定和模數(shù)的計算
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3-9（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，以保證滑移是齒輪外圓不相碰。
第一組齒輪：
傳動比：,
查《機械制造裝備設計》表3-9，齒數(shù)和取84
=42，=42，=35，=49；
第二組齒輪：
傳動比：,，
齒數(shù)和取90：
=18，=72，=45，=45，=30，=60；
第三組齒輪：
傳動比：,
齒數(shù)和取110：
=73，=37，=22，=88，
反轉齒輪：
傳動比：，
取，得
4.3.2 齒輪模數(shù)的計算
(1)Ⅰ-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：
取A=81，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，所以取
(2) Ⅱ-Ⅲ齒輪彎曲疲勞的計算：
齒面點蝕的計算：
取A=127，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 ，所以取
(3)Ⅲ-Ⅳ 齒輪彎曲疲勞的計算：
齒面點蝕的計算：，
取A=140，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，所以取
(4)標準齒輪：
從機械原理 表5-3查得以下公式：
齒頂圓
齒根圓
分度圓
齒頂高
齒根高
齒輪的具體值見表
齒輪尺寸表
齒輪
齒數(shù)z
模數(shù)m
分度圓d
齒頂圓
齒根圓
齒頂高
齒根高
1
42
3
126
132
118.5
3
3.75
2
42
3
126
132
118.5
3
3.75
3
35
3
105
111
97.5
3
3.75
4
49
3
147
153
139.5
3
3.75
5
18
3
54
60
46.5
3
3.75
6
72
3
216
222
198.5
3
3.75
7
45
3
135
141
127.5
3
3.75
8
45
3
135
141
127.5
3
3.75
9
30
3
90
96
82.5
3
3.75
10
60
3
180
186
172.5
3
3.75
11
73
3
219
225
211.5
3
3.75
12
37
3
111
117
103.5
3
3.75
13
22
3
66
72
58.5
3
3.75
14
88
3
264
270
256.5
3
3.75
15
35
3
105
111
97.5
3
3.75
16
23
3
69
75
61.5
3
3.75
17
33
3
99
105
91.5
3
3.75
4.3.4齒寬確定
由公式(6～10,m為模數(shù))得：
第一套嚙合齒輪
第二套嚙合齒輪
第三套嚙合齒輪
反轉嚙合齒輪
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，，，
4.3.5 齒輪結構設計
當時，可做成腹板式結構，再考慮到加工問題，現(xiàn)敲定把齒輪14做成腹板式結構。其余做成實心結構。齒輪14計算如下：
～，，，
～
4.4 帶輪結構設計
查《機械設計》P156頁，當。D是軸承外徑，查《機械零件手冊》確定選用深溝球軸承6211，d=55mm,D=100mm。帶輪內孔尺寸是軸承外徑尺寸100mm。齒《機械設計》表8-10確定參數(shù)得：
帶輪寬度：
分度圓直徑：，
，
4.5 片式摩擦離合器的選擇和計算
片式摩擦離合器目前在機床中應用廣泛，因為它可以在運轉中接通或脫開，具有結合平穩(wěn)、沒有沖擊、結構緊湊的特點，部分零件已經標準化，多用于機床主傳動。
(1) 確定摩擦片的徑向尺寸：
摩擦片的外徑尺寸受到外形輪廓的限制，內徑又由安裝它的軸徑d來決定，而內外徑的尺寸決定著內外摩擦片的環(huán)形接觸面積的大小，直接影響離合器的結構與性能。表示這一特性系數(shù)是外片內徑D1與內片外徑D2之比，即
一般外摩擦片的內徑可?。篋1=1.5d=1.536=42mm;
機床上采用的摩擦片值可在0.57～0.77范圍內，此處取=0.6，則內摩擦片外徑D2=70mm。
(2) 按扭矩確定摩擦離合面的數(shù)目Z：
Z≥
其中T為離合器的扭矩；
K——安全系數(shù)，此處取為1.3；
[P]——摩擦片許用比壓，取為1.2MPa；
f——摩擦系數(shù)，查得f=0.06；
S——內外片環(huán)行接觸面積，
S（D22 — D12）=2461.76mm2;
——誘導摩擦半徑，假設摩擦表面壓力均勻分布，則=28.58mm；
KV——速度修正系數(shù)，根據(jù)平均圓周速度查表取為1.08；
——結合次數(shù)修正系數(shù)，查表為1.5；
——摩擦結合面數(shù)修正系數(shù)， 查表取為1；
將以上數(shù)據(jù)代入公式計算得Z≥11.1，圓整為整偶數(shù)12，離合器內外摩擦片總數(shù)i=Z+1=13。
(3) 計算摩擦離合器的軸向壓力Q：
(4) 摩擦片厚度b = 1，1.5，1.75，2毫米，一般隨摩擦面中徑增大而加大。內外片分離時的最小間隙為（0.2～0.4）mm。
(5) 反轉時摩擦片數(shù)的確定：
普通車床主軸反轉時一般不切削，故反向離合器所傳遞的扭矩可按空載功率損耗確定。普通車床主軸高速空轉功率Pk一般為額定功率Pd的20～40%，取Pk = 0.4Pd，計算反轉靜扭矩為Pk = 12.2KW，代入公式計算出Z≥4.5，圓整為整偶數(shù)6，離合器內外摩擦片總數(shù)為7。
根據(jù)JB/T9190-1999選用機械式多片雙聯(lián)離合器，因為安裝在箱內，所以采取濕式。查表可得離合器參數(shù)H=2.5，模數(shù)m=2.5。查《離合器手冊》表1.2.6選用編號為2的離合器。
5. 動力設計
5.1主軸剛度驗算
5.1.1 選定前端懸伸量C，參考《機械裝備設計》P121，根據(jù)主軸端部的結構，前支承軸承配置和密封裝置的型式和尺寸，這里選定C=120mm.
5.1.2 主軸支承跨距L的確定
一般最佳跨距 ，考慮到結構以及支承剛度因磨損會不斷降低，應取跨距L比最佳支承跨距大一些，再考慮到結構需要，這里取L=600mm。
5.1.3 計算C點撓度
1）周向切削力的計算
其中,
故，故。
1） 驅動力Q的計算
參考《車床主軸箱指導書》，
其中
所以
3）軸承剛度的計算
這里選用4382900系列雙列圓柱子滾子軸承
根據(jù)求得：
4）確定彈性模量，慣性距I；；和長度。
①軸的材產選用40Cr，查《簡明機械設計手冊》P6，有
②主軸的慣性距I為：
主軸C段的慣性距Ic可近似地算：
③切削力P的作用點到主軸前支承支承的距離S=C+W，對于普通車床，W=0.4H，（H是車床中心高，設H=200mm)。
則：
④根據(jù)齒輪、軸承寬度以及結構需要，取b=60mm
⑤計算切削力P作用在S點引起主軸前端C點的撓度
代入數(shù)據(jù)并計算得=0.1299mm。
⑥計算驅動力Q作用在兩支承之間時，主軸前端C點子的撓度
計算得：=-0.0026mm
⑦求主軸前端C點的終合撓度
水平坐標Y軸上的分量代數(shù)和為
，計算得：=0.0297mm.。綜合撓度。綜合撓度方向角，又。因為，所以此軸滿足要求。
5.2 齒輪校驗
在驗算算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2，齒輪7，齒輪12這三個齒輪。
齒輪12的齒數(shù)為18，模數(shù)為4，齒輪的應力：
1）接觸應力：
u----大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比；
---齒向載荷分布系數(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：
2） 彎曲應力：
查《金屬切削手冊》有Y=0.378，代入公式求得：=158.5Mpa
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7206 其基本額定負荷為30.5KN
由于該軸的轉速是定值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
Nm
齒輪受力 N
根據(jù)受力分析和受力圖可以得出軸承的徑向力為
N
N
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：
N
N
軸承的壽命 因為，所以按軸承1的受力大小計算：
h
故該軸承能滿足要求。
6.3 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。滑動軸承在一些性能和維修上不如滾動軸承，但它的徑向尺寸小。
空套齒輪需要有軸向定位，軸承需要潤滑。
6.4 齒輪塊設計
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；
變速箱中齒輪用于傳遞動力和運動。它的精度選擇主要取決于圓周速度。采用同一精度時，圓周速度越高，振動和噪聲越大，根據(jù)實際結果得知，圓周速度會增加一倍，噪聲約增大6dB。
工作平穩(wěn)性和接觸誤差對振動和噪聲的影響比運動誤差要大，所以這兩項精度應選高一級。
為了控制噪聲，機床上主傳動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。如果噪聲要求很嚴，或一些關鍵齒輪，就應選6—5—5。當精度從7—6—6提高到6—5—5時，制造費用將顯著提高。
不同精度等級的齒輪，要采用不同的加工方法，對結構要求也有所不同。
8級精度齒輪，一般滾齒或插齒就可以達到。
7級精度齒輪，用較高精度滾齒機或插齒機可以達到。但淬火后，由于變形，精度將下降。因此，需要淬火的7級齒輪一般滾（插）后要剃齒，使精度高于7，或者淬火后在衍齒。
6級精度的齒輪，用精密滾齒機可以達到。淬火齒輪，必須磨齒才能達到6級。
機床主軸變速箱中齒輪齒部一般都需要淬火。
6.4.1其他問題
滑移齒輪進出嚙合的一端要圓齒，有規(guī)定的形狀和尺寸。圓齒和倒角性質不同，加工方法和畫法也不一樣，應予注意。
選擇齒輪塊的結構要考慮毛坯形式（棒料、自由鍛或模鍛）和機械加工時的安裝和定位基面。盡可能做到省工、省料又易于保證精度。
齒輪磨齒時，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該可靠?；讫X輪在軸向位置由操縱機構中的定位槽、定位孔或其他方式保證，一般在裝配時最后調整確定。
6.5 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。
同一軸心線的箱體支撐直徑安排要充分考慮鏜孔工藝。成批生產中，廣泛采用定徑鏜刀和可調鏜刀頭。在箱外調整好鏜刀尺寸，可以提高生產率和加工精度。還常采用同一鏜刀桿安裝多刀同時加工幾個同心孔的工藝。下面分析幾種鏜孔方式：對于支撐跨距長的箱體孔，要從兩邊同時進行加工；支撐跨距比較短的，可以從一邊（叢大孔方面進刀）伸進鏜桿，同時加工各孔；對中間孔徑比兩端大的箱體，鏜中間孔必須在箱內調刀，設計時應盡可能避免。
既要滿足承載能力的要求，又要符合孔加工工藝，可以用輕、中或重系列軸承來達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，以免加工時孔變形。
花鍵軸兩端裝軸承的軸頸尺寸至少有一個應小于花鍵的內徑。
一般傳動軸上軸承選用級精度。
傳動軸必須在箱體內保持準確位置，才能保證裝在軸上各傳動件的位置正確性，不論軸是否轉動，是否受軸向力，都必須有軸向定位。對受軸向力的軸，其軸向定位就更重要。
回轉的軸向定位（包括軸承在軸上定位和在箱體孔中定位）在選擇定位方式時應注意：
1） 軸的長度。長軸要考慮熱伸長的問題，宜由一端定位。
2） 軸承的間隙是否需要調整。
3） 整個軸的軸向位置是否需要調整。
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。
6.6 主軸組件設計
主軸組件結構復雜，技術要求高。安裝工件（車床）或者刀具（銑床、鉆床等）的主軸參予切削成形運動，因此它的精度和性能直接影響加工質量（加工精度和表面粗糙度），設計時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方面考慮。
6.6.1 各部分尺寸的選擇
主軸形狀與各部分尺寸不僅和強度、剛度有關，而且涉及多方面的因素。
1） 內孔直徑
車床主軸由于要通過棒料，安裝自動卡盤的操縱機構及通過卸頂尖的頂桿，必須是空心軸。為了擴大使用范圍，加大可加工棒料直徑，車床主軸內孔直徑有增大的趨勢。
2） 軸頸直徑
前支撐的直徑是主軸上一主要的尺寸，設計時，一般先估算或擬定一個尺寸，結構確定后再進行核算。
3） 前錐孔直徑
前錐孔用來裝頂尖或其他工具錐柄，要求能自鎖，目前采用莫氏錐孔。
4） 支撐跨距及懸伸長度
為了提高剛度，應盡量縮短主軸的外伸長度。選擇適當?shù)闹慰缇?，一般推薦取： =3～5，跨距小時，軸承變形對軸端變形的影響大。所以，軸承剛度小時，應選大值，軸剛度差時，則取小值。
跨距的大小，很大程度上受其他結構的限制，常常不能滿足以上要求。安排結構時力求接近上述要求。
6.6.2 主軸軸承
1）軸承類型選擇
主軸前軸承有兩種常用的類型：
雙列短圓柱滾子軸承。承載能力大，可同時承受徑向力和軸向力，結構比較簡單，但允許的極限轉速低一些。
與雙列短圓柱滾子軸承配套使用承受軸向力的軸承有三種：
600角雙向推力向心球軸承。是一種新型軸承，在近年生產的機床上廣泛采用。具有承載能力大，允許極限轉速高的特點。外徑比同規(guī)格的雙列圓柱滾子軸承小一些。在使用中，這種軸承不承受徑向力。
推力球軸承。承受軸向力的能力最高，但允許的極限轉速低，容易發(fā)熱。
向心推力球軸承。允許的極限轉速高，但承載能力低，主要用于高速輕載的機床。
2）軸承的配置
大多數(shù)機床主軸采用兩個支撐，結構簡單，制造方便，但為了提高主軸剛度也有用三個支撐的了。三支撐結構要求箱體上三支撐孔具有良好的同心度，否則溫升和空載功率增大，效果不一定好。三孔同心在工藝上難度較大，可以用兩個支撐的主要支撐，第三個為輔助支撐。輔助支撐軸承（中間支撐或后支撐）保持比較大的游隙（約0.03～0.07），只有在載荷比較大、軸產生彎曲變形時，輔助支撐軸承才起作用。
軸承配置時，除選擇軸承的類型不同外，推力軸承的布置是主要差別。推力軸承布置在前軸承、后軸承還是分別布置在前、后軸承，影響著溫升后軸的伸長方向以及結構的負責程度，應根據(jù)機床的實際要求確定。
在配置軸承時，應注意以下幾點：
① 每個支撐點都要能承受經向力。
② 兩個方向的軸向力應分別有相應的軸承承受。
③ 徑向力和兩個方向的軸向力都應傳遞到箱體上，即負荷都由機床支撐件承受。
3）軸承的精度和配合
主軸軸承精度要求比一般傳動軸高。前軸承的誤差對主軸前端的影響最大，所以前軸承的精度一般比后軸承選擇高一級。
普通精度級機床的主軸，前軸承的選或級，后軸承選或級。選擇軸承的精度時，既要考慮機床精度要求，也要考慮經濟性。
軸承與軸和軸承與箱體孔之間，一般都采用過渡配合。另外軸承的內外環(huán)都是薄壁件，軸和孔德形狀誤差都會反映到軸承滾道上去。如果配合精度選的太低，會降低軸承的回轉精度，所以軸和孔的精度應與軸承精度相匹配。
1） 軸承間隙的調整
為了提高主軸的回轉精度和剛度，主軸軸承的間隙應能調整。把軸承調到合適的負間隙，形成一定的預負載，回轉精度和剛度都能提高，壽命、噪聲和抗震性也有改善。預負載使軸承內產生接觸變形，過大的預負載對提高剛度沒有明顯的小果，而磨損發(fā)熱量和噪聲都會增大，軸承壽命將因此而降低。
軸承間隙的調整量，應該能方便而且能準確地控制，但調整機構的結構不能太復雜。雙列短圓柱滾子軸承內圈相對外圈可以移動，當內圈向大端軸向移動時，由于1：12的內錐孔，內圈將脹大消除間隙。
其他軸承調整也有與主軸軸承相似的問題。特別要注意：調整落幕的端面與螺紋中心線的垂直度，隔套兩個端面的平行度都由較高要求，否則，調整時可能將軸承壓偏而破壞精度。隔套越長，誤差的影響越小。
螺母端面對螺紋中心線垂直度、軸上和孔上套簡兩端平行度等均有嚴格的精度要求。
6.6.3 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。
6.6.4 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?
6.6.5 其他問題
主軸上齒輪應盡可能靠近前軸承，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。
7.總結
在課程設計當中，我也遇到了一些問題。設計過程也是培養(yǎng)我們認真細心的態(tài)度。
在此過程中不斷發(fā)現(xiàn)問題和解決問題，使我加深了對大學所學課程理解，綜合應用，并得到進一步的鞏固，這對以后的學習和工作都有積極的意義。
總之，這次的課程設計讓我學到了很多東西。
參考文獻
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